JP4135504B2 - Control device for internal combustion engine - Google Patents

Description

【００２９】
（１）式、（２）式において、図示トルクＴ_ｉは、エンジンの燃焼によってクランク軸３６に発生するトルクである。ここで、（２）式の右辺は図示トルクＴ_ｉを発生させるトルクを示しており、（１）式の右辺は図示トルクＴ_ｉを消費するトルクを示している。
【００３０】
（１）式の右辺において、Ｊは混合気の燃焼等によって駆動される駆動部材の慣性モーメント、ｄω／ｄｔはクランク軸３６の角加速度、Ｔ_ｆは駆動部のフリクショントルク、Ｔ_ｌは走行時に路面から受ける負荷トルク、を示している。ここで、Ｊ×（ｄω／ｄｔ）はクランク軸３６の角加速度に起因する動的な損失トルク（＝Ｔ_ａｃ）である。フリクショントルクＴ_ｆは、ピストン３４とシリンダ内壁の摩擦など各嵌合部の機械的な摩擦によるトルクであって、補機類の機械的な摩擦によるトルクを含むものである。負荷トルクＴ_ｌは、走行時の路面状態などの外乱によるトルクである。本実施形態では、シフトギヤをニュートラルの状態にして燃焼状態を推定するため、以下の説明ではＴ_ｌ＝０とする。
【００３１】
また、（２）式の右辺において、Ｔ_ｇａｓはシリンダの筒内ガス圧によるトルク（筒内トルク）、Ｔ_{ｉｎｅｒｔｉａ}はピストン３４などの往復慣性質量による慣性トルクを示している。筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓは、シリンダ内の混合気の燃焼によって発生するトルクである。燃焼状態を正確に推定するためには、筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓを求める必要がある。
【００３２】
（１）式に示されるように、図示トルクＴ_ｉは、角加速度に起因する動的な損失トルクＪ×（ｄω／ｄｔ）、フリクショントルクＴ_ｆ、及び負荷トルクＴ_ｌの和として求めることができる。しかし、（２）式に示されるように、図示トルクＴ_ｉと筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓは一致しないため、図示トルクＴ_ｉから燃焼状態を正確に推定することはできない。
【００３３】
図２は、（２）式の各トルクとクランク角との関係を示す特性図である。図２において、縦軸は各トルクの大きさを、横軸はクランク角を示しており、図２中の一点鎖線は図示トルクＴ_ｉを、実線は筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓを、破線は往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}をそれぞれ示している。ここで、図２は４気筒の場合の特性を示したものであり、図２中のＴＤＣ、ＢＤＣは、４気筒のうちの１気筒のピストン３４が上死点（ＴＤＣ）、または下死点（ＢＤＣ）の位置にある場合のクランク角（０°，１８０°）を示している。内燃機関１０が４気筒の場合、クランク軸３６が１８０°回転する度に１気筒づつ膨張（爆発）行程が行われ、１回の爆発毎に図２中のＴＤＣからＢＤＣまでのトルク特性が繰り返し現れる。
【００３４】
図２中の実線に示すように、筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓは、ＴＤＣからＢＤＣの間で急激に増加し、減少する。ここで、Ｔ_ｇａｓの急激な増加は、爆発工程で燃焼室内の混合気が爆発するためである。爆発後、Ｔ_ｇａｓは減少し、他の圧縮行程あるいは排気行程にある気筒の影響により、負の値を取る。そのクランク角がＢＤＣに達するとシリンダの容積変化が０となり、これによってＴ_ｇａｓは０の値を取る。
【００３５】
一方、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}は、筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓとはほとんどあるいは無視できるほど無関係に、ピストン３４など往復運動する部材の慣性質量によって発生する慣性トルクである。往復運動する部材は加減速を繰り返しており、Ｔ_{ｉｎｅｒｔｉａ}はクランクが回転していれば角速度一定の場合であっても常に発生する。図２中の破線に示すように、クランク角がＴＤＣの位置では往復運動する部材は停止しており、Ｔ_{ｉｎｅｒｔｉａ}＝０である。クランク角がＴＤＣからＢＤＣに向かって進むと、往復運動する部材が停止状態から運動し始める。この際、これらの部材の慣性によってＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}は負の方向に増加する。クランク角が９０°近傍に達した時点では、往復運動する部材が所定の速度で運動しているため、これらの部材の慣性によってクランク軸３６が回転する。従って、Ｔ_{ｉｎｅｒｔｉａ}はＴＤＣとＢＤＣの間で負の値から正の値へ変わる。その後、クランク角がＢＤＣまで到達すると往復運動する部材は停止し、Ｔ_{ｉｎｅｒｔｉａ}＝０となる。
【００３６】
（２）式に示されるように、図示トルクＴ_ｉは筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓと往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の和である。このため、図２の一点鎖線に示されるように、ＴＤＣとＢＤＣの間では、図示トルクＴ_ｉは混合気の爆発によるＴ_ｇａｓの増加によって増加し、一旦減少した後、Ｔ_{ｉｎｅｒｔｉａ}によって再び増加するという複雑な挙動を示している。
【００３７】
しかし、ＴＤＣからＢＤＣまでのクランク角１８０°の区間に着目すると、この区間での往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値は０となる。これは、往復慣性質量を有する部材が、クランク角０°〜９０°近傍とクランク角９０°近傍〜１８０°で反対の動きをするためである。従って、（１）式および（２）式の各トルクをＴＤＣからＢＤＣまでの平均値として算出すると、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}＝０として計算することができる。これにより、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}が図示トルクＴ_ｉに与える影響を排除することができ、正確な燃焼状態を簡単に推定することが可能となる。
【００３８】
そして、ＴＤＣからＢＤＣまでの区間において各トルクの平均値を求めると、Ｔ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となるため、（２）式から、図示トルクＴ_ｉの平均値と筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓの平均値とが等しくなる。このため、図示トルクＴ_ｉに基づいて正確に燃焼状態を推定することができる。
【００３９】
更に、ＴＤＣからＢＤＣまでの区間でクランク軸３６の角加速度の平均値を求めると、この区間でのＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値は０であるため、往復慣性質量が角加速度に与える影響を排除して角加速度を求めることができる。従って、燃焼状態のみに起因する角加速度を算出することができ、角加速度に基づいて正確に燃焼状態を推定することが可能となる。
【００４０】
次に、（１）式の右辺の各トルクを算出する方法を説明する。最初に、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃ＝Ｊ×（ｄω／ｄｔ）の算出方法を説明する。図３は、クランク軸３６の角加速度を求める方法を示す模式図である。図３に示すように、本実施形態では、クランク軸３６の回転の１０°毎にクランク角センサ３８からクランク角信号が検出される。
【００４１】
本実施形態の制御装置は、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃをＴＤＣからＢＤＣまでの平均値として算出する。このために、本実施形態の装置は、ＴＤＣとＢＤＣの２ヶ所のクランク角位置で角速度ω_０（ｋ），ω_０（ｋ＋１）をそれぞれ求め、同時にクランク軸３６がＴＤＣからＢＤＣまで回転する時間Δｔ（ｋ）を求める。
【００４２】
角速度ω_０（ｋ）を求める際には、例えば図３に示すように、クランク角がＴＤＣの位置から前後１０°づつ回転している間の時間Δｔ_０（ｋ），Δｔ_１０（ｋ）をクランク角センサ３８から検出する。そして、時間Δｔ_０（ｋ）＋Δｔ_１０（ｋ）の間にクランク軸３６が２０°回転しているため、ω_０（ｋ）＝（２０／（Δｔ_０（ｋ）＋Δｔ_１０（ｋ）））×（π／１８０）を演算することによってω_０（ｋ）［ｒａｄ／ｓ］を算出できる。同様に、ω_０（ｋ＋１）を算出する際は、クランク角がＢＤＣの位置から前後１０°づつ回転している間の時間Δｔ_０（ｋ＋１），Δｔ_１０（ｋ＋１）を検出する。そして、ω_０（ｋ＋１）＝（２０／（Δｔ_０（ｋ＋１）＋Δｔ_１０（ｋ＋１）））×（π／１８０）を演算することによってω_０（ｋ＋１）［ｒａｄ／ｓ］を算出できる。
【００４３】
角速度ω_０（ｋ），ω_０（ｋ＋１）を求めた後は、（ω_０（ｋ＋１）−ω_０（ｋ））／Δｔ（ｋ）を演算し、ＴＤＣからＢＤＣまでクランク軸３６が回転する間の角加速度の平均値を算出する。
【００４４】
そして、角加速度の平均値を求めた後は、（１）式の右辺に従って、角加速度の平均値と慣性モーメントＪを乗算する。これにより、クランク軸３６がＴＤＣからＢＤＣまで回転する間の動的な損失トルクＪ×（ｄω／ｄｔ）の平均値を算出できる。なお、駆動部の慣性モーメントＪは、駆動部品の慣性質量から予め求めておく。
【００４５】
次にフリクショントルクＴ_ｆの算出方法を説明する。図４はフリクショントルクＴ_ｆと内燃機関１０の機関回転数（Ｎｅ）、冷却水温（ｔｈｗ）との関係を表したマップである。図４において、フリクショントルクＴ_ｆ、機関回転数（Ｎｅ）、冷却水温（ｔｈｗ）は、ＴＤＣからＢＤＣまでクランク軸３６が回転した場合の平均値である。また、冷却水温は、ｔｈｗ１→ｔｈｗ２→ｔｈｗ３の順に高温になる。図４に示すように、フリクショントルクＴ_ｆは機関回転数（Ｎｅ）が増えると増加し、また冷却水温（ｔｈｗ）が低くなると増加する傾向にある。図４のマップは、機関回転数（Ｎｅ）、冷却水温（ｔｈｗ）をパラメータとして可変し、ＴＤＣからＢＤＣまでクランク軸３６を回転させた際に発生するフリクショントルクＴ_ｆを測定し、その平均値を算出することで予め作成しておく。そして、燃焼状態を推定する際には、ＴＤＣからＢＤＣまでの区間における冷却水温の平均値、機関回転数の平均値を図４のマップに当てはめて、フリクショントルクＴ_ｆの平均値を求める。この際、冷却水温は水温センサ４２から、機関回転数はクランク角センサ３８からそれぞれ検出する。
【００４６】
クランク角の変動に伴うフリクショントルクＴ_ｆの挙動は非常に複雑であり、バラツキも大きい。しかし、フリクショントルクＴ_ｆの挙動は主としてピストン３４の速度に依存しているため、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間毎のフリクショントルクＴ_ｆの平均値はほぼ一定している。従って、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間（ＴＤＣ→ＢＤＣ）毎にフリクショントルクＴ_ｆの平均値を求めることで、複雑な瞬時挙動を示すフリクショントルクＴ_ｆを精度良く求めることができる。また、フリクショントルクＴ_ｆをこの区間毎の平均値とすることで、図４に示すマップを正確に作成することができる。
【００４７】
また、上述したようにフリクショントルクＴ_ｆには補機類の摩擦によるトルクが含まれる。ここで、補機類の摩擦によるトルクは、補機類が動作しているか否かによって値が異なる。例えば、補機の１つであるエアコンのコンプレッサには、エンジンの回転がベルト等によって伝達されており、エアコンが実際に動作していない状態であっても摩擦によるトルクが発生している。
【００４８】
一方、補機類を動作させた場合、例えばエアコンのスイッチをオン（ＯＮ）した場合は、エアコンを動作させていない状態に比べてコンプレッサで消費されるトルクは大きくなる。このため、補機類の摩擦によるトルクが大きくなり、フリクショントルクＴ_ｆの値も増大する。従って、フリクショントルクＴ_ｆを正確に求めるためには、補機類の動作状態を検出し、補機類のスイッチがオン（ＯＮ）している場合には、図４のマップから求めたフリクショントルクＴ_ｆの値を補正することが望ましい。
【００４９】
なお、極冷間始動時などにおいては、実際にフリクショントルクＴ_ｆが発生している部位の温度と冷却水温との差を考慮して、フリクショントルクＴ_ｆを補正することがより好適である。この場合、冷間始動後の機関始動時間、筒内流入燃料量等を考慮して補正を行うことが望ましい。
【００５０】
図５は、算出した図示トルクＴ_ｉ（ｋ）（＝Ｔ_ｇａｓ（ｋ））と各気筒の各行程との関係を示す模式図である。ここで、図５（ａ）は、クランク角１８０°毎の各気筒（＃１〜＃４）における各行程を示しており、図示トルクＴ_ｉ（１）〜Ｔ_ｉ（１０）は上述した方法によりクランク角１８０°毎に算出したトルクである。また、図５（ｂ）は、１気筒（＃４）のみに筒内圧センサを設け、特開平９−１４４５９１号公報等に記載されている従来の方法で１サイクル毎に図示平均有効圧Ｐ_ｉ（ｋ）を算出した場合を比較例として示している。
【００５１】
図５（ａ）において、ｋは始動時の最初の爆発（初爆）からの燃料噴射回数を示しており、Ｔ_ｉ（１）は初爆の際に算出された図示トルクである。図５に示すように、内燃機関１０が＃１〜＃４の４気筒で構成される場合、クランク軸３６の１８０°回転毎に燃料が噴射され、＃１、＃３、＃４、＃２・・・の順で筒内爆発による膨張行程が行われる。ここで、図５（ａ）は初爆の気筒が＃４の場合を示している。そして、各気筒の膨張行程毎、すなわちクランク角１８０°毎に図示トルクＴ_ｉ（ｋ）を順次算出していくと、図示トルクＴ_ｉ（２）は＃２の爆発に対応したトルクとして算出される。同様に、図示トルクＴ_ｉ（３）は＃１の爆発に、図示トルクＴ_ｉ（４）は＃３の爆発に、それぞれ対応したトルクとして算出される。
【００５２】
ここで、例えば＃１の膨張行程により図示トルクＴ_ｉ（３）が算出された区間に着目すると、この区間では、＃３は圧縮行程、＃４は吸気行程、＃２は排気行程となっている。圧縮、吸気、排気行程のトルクは、膨張行程で発生する筒内ガス圧によるトルクに比べて非常に小さいため、図示トルクＴ_ｉ（３）は＃１の爆発により発生した筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓとみなすことができる。従って、図示トルクをＴ_ｉ（１），Ｔ_ｉ（２），Ｔ_ｉ（３），Ｔ_ｉ（４），Ｔ_ｉ（５）・・・の順に算出することで、＃４、＃２、＃１、＃３、＃４・・・の順に各気筒の爆発による筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓを算出することができる。上述したように、筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓは混合気の燃焼によって発生するトルクであるため、各気筒の筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓに基づいて各気筒の燃焼状態を求めることができる。
【００５３】
燃焼状態を判定する際は、算出した図示トルクＴ_ｉ（＝筒内トルクＴ_ｇａｓ）とＥＣＵ４０が予め記憶している目標値とを比較する。そして、図示トルクＴ_ｉが目標値よりも小さい場合は、燃焼によるトルクが目標値に達していないため、燃焼状態が悪化している（燃料が重質である）と判定する。一方、図示トルクＴ_ｉが目標値よりも大きい場合は、燃焼によるトルクが目標値を超えているため、燃焼状態が良好である（燃料が軽質である）と判定する。
【００５４】
この際、図示トルクＴ_ｉを１回のみ算出して目標値と比較しても良いし、図示トルクＴ_ｉを複数回算出してその積算値、平均値等と目標値とを比較しても良い。図示トルクＴ_ｉの算出回数を増やすことで、偶発的な燃焼悪化による誤差要因などを排除することができ、判定の精度を高めることができる。
【００５５】
ここで、例えば燃焼状態の判定に図示トルクＴ_ｉを３回算出してその積算値を用いる場合、図５（ａ）に示すように、本実施形態の方法では、初爆からクランク角が５４０°進んだ時点で３回の図示トルクＴ_ｉの算出が完了する。一方、図５（ｂ）に示すように、１気筒のみに筒内圧センサを設けて図示平均有効圧Ｐ_ｉ（ｋ）を３回算出しようとした場合、Ｐ_ｉ（ｋ）は１サイクル（＝７２０°）に１回しか算出することができないため、３回のＰ_ｉ（ｋ）の算出が完了するまでには、７２０°×３＝２１６０°のクランク角の進行を要する。従って、本実施の形態の方法によれば、筒内圧センサを設けた場合と比較すると始動後の非常に早い段階で燃焼状態を判定することができる。そして、燃焼状態に応じた内燃機関１０の制御を始動直後の早期に開始することが可能となる。
【００５６】
更に、本実施形態によれば、筒内圧センサを用いた図５（ｂ）の方法で３回の図示平均有効圧Ｐ_ｉ（ｋ）の算出が完了した時点では、図５（ａ）に示すように図示トルクＴ_ｉを１０回算出することができる。従って、図５（ｂ）の場合と比較すると、より多くの筒内トルク算出値を用いて燃焼状態を判定することができる。従って、筒内圧センサを設けた場合と比較して、燃焼状態の判定をより高精度に行うことが可能となる。
【００５７】
次に、図６に基づいて、算出した図示トルクＴ_ｉに基づいて燃料の性状を判定する方法を具体的に説明する。燃料の性状を判定する際には、通常の燃料、すなわち、軽質燃料と重質燃料のちょうど中間の性質を有する燃料が燃焼した場合に発生するトルクを目標値としてＥＣＵ４０に記憶させておく。そして、算出した図示トルクＴｉがこの目標値より大きい場合は燃料が軽質であると判定し、目標値より小さい場合は重質と判定する。
【００５８】
この際、本実施形態の装置は、初爆から図示トルクＴ_ｉを複数回算出し、これらの図示トルクの積算値ＳＴ_ｉに基づいて燃料の性状を判定する。ＥＣＵ４０は、図示トルクＴ_ｉの算出回数と、図示トルク積算値ＳＴ_ｉの目標値との関係を定めた図６に示すマップを予め記憶しており、このマップに基づいて燃料の性状を判定する。
【００５９】
図６において、横軸は筒内への燃料噴射回数ｋを、縦軸はｋ回の燃料噴射に対応して算出された図示トルクの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）をそれぞれ示している。また、図６中の曲線５０は燃料の軽質、重質を判定する際の目標値（しきい値）を示している。燃料噴射回数ｋに応じて積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）は増加するため、曲線５０で示されるしきい値は燃料噴射回数ｋに応じて増加する。
【００６０】
図６において、燃料噴射回数がｋ回に達した時点で燃料の性状を判定する場合には、ｋ回の燃料噴射による図示トルクの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）と曲線５０で示されるしきい値とを比較する。そして、積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）がしきい値よりも大きい場合は燃料が軽質であると判定し、積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）がしきい値よりも小さい場合は燃料が重質であると判断する。すなわち、図６中で燃料噴射回数ｋと積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）の交点Ｐが曲線５０よりも上側に位置しているときは軽質と判定し、曲線６０よりも下側に位置している場合は重質と判定する。このように、燃料噴射回数ｋと積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）を図６のマップ当てはめることで、燃料の性状を容易に判定することができる。
【００６１】
また、図６のマップから燃料の軽質、重質の度合いを判定しても良い。この場合、燃料噴射回数ｋにおける積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）としきい値との差分の絶対値が大きいほど、軽質、または重質の度合いが高いと判定できる。
【００６２】
なお、図６のマップに基づいて燃焼状態の良否を判定する場合は、曲線５０で示される燃料の性状判定のしきい値を燃焼状態の良否判定のしきい値に置き換えれば良い。
【００６３】
次に、図７のフローチャートに基づいて、本実施形態の制御装置における処理の手順を説明する。先ず、ステップＳ１ではクランク角位置がトルク算出タイミングであるか否かを判定する。具体的には、クランク角がＴＤＣ＋１０°以降、ＢＤＣ＋１０°以降のいずれの状態にあるか否かを判定する。トルク算出タイミングである場合はステップＳ２へ進み、トルク算出タイミングでない場合は初期に戻る（RETURN）。
【００６４】
次のステップＳ２では、トルク算出に必要なパラメータを取得する。具体的には、機関回転数（Ｎｅ（ｋ）），冷却水温（ｔｈｗ（ｋ）），角速度（ω_０（ｋ），ω_０（ｋ＋１））、時間（Δｔ）などの各パラメータを取得する。
【００６５】
次のステップＳ３では、フリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を算出する。上述のように、フリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）は機関回転数（Ｎｅ（ｋ））と冷却水温（ｔｈｗ（ｋ））の関数であり、図４のマップからＴＤＣからＢＤＣまでの区間における平均値を求める。
【００６６】
次の、ステップＳ４では、補機類のスイッチがオン（ＯＮ）しているか否かを判定する。スイッチがオン（ＯＮ）している場合はステップＳ５へ進み、ステップＳ３で求めたフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を補正する。具体的には、Ｔ_ｆ（ｋ）に所定の補正係数を乗算したり、Ｔ_ｆ（ｋ）に所定の補正値を加算するなどの方法で補正を行う。ステップＳ４でスイッチがオフ（ＯＦＦ）の場合はステップＳ６へ進む。
【００６７】
ステップＳ６では、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃ（ｋ）を算出する。ここでは、Ｔ_ａｃ（ｋ）＝Ｊ×（（ω_０（ｋ＋１）−ω_０（ｋ））／Δｔ）を演算して、ＴＤＣからＢＤＣまでの区間における動的な損失トルクの平均値Ｔ_ａｃ（ｋ）を算出する。
【００６８】
次のステップＳ７では、図示トルクＴ_ｉ（ｋ）を算出する。ここでは、Ｔ_ｉ（ｋ）＝Ｔ_ａｃ（ｋ）＋Ｔ_ｆ（ｋ）を演算してＴ_ｉ（ｋ）を算出する。なお、ステップＳ５でＴ_ｆ（ｋ）を補正している場合は、補正後のＴ_ｆ（ｋ）を用いて演算を行う。ここで得られた図示トルクＴ_ｉ（ｋ）は、ＴＤＣからＢＤＣまでの区間の平均値である。
【００６９】
そして、ＴＤＣからＢＤＣまでの区間では、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値＝０であるため、式（２）より、求めた図示トルクＴ_ｉ（ｋ）は筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓ（ｋ）となる。
【００７０】
次のステップＳ８では、図示トルクＴ_ｉ（ｋ）の積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）を算出する。積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）は、前回算出した図示トルクＴ_ｉ（ｋ−１）までの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ−１）と、今回算出した図示トルクＴ_ｉ（ｋ）との和であって、下式から算出する。
ＳＴ_ｉ（ｋ）＝ＳＴ_ｉ（ｋ−１）＋Ｔ_ｉ（ｋ）
【００７１】
次のステップＳ９では、燃料噴射回数ｋと所定のしきい値Ｋ_ｔｈを比較し、ｋ＞Ｋ_ｔｈであるか否かを判定する。ｋ＞Ｋ_ｔｈの場合は、燃焼状態を判定するために十分な回数の図示トルク算出が完了しているため、ステップＳ１０へ進んで判定実施フラグをオン（ＯＮ）に設定する。次のステップＳ１１では、図６のマップに基づいて、図示トルクの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）から燃焼状態を判定する。なお、Ｋ_ｔｈの値を例えば３〜４程度の値としておくことで、初爆から３〜４回程度の燃料噴射が行われた後、早期に燃焼状態を判定できる。
【００７２】
ステップＳ９でｋ≦Ｋ_ｔｈの場合は、燃焼状態を判定するために十分な回数の図示トルク算出が未だ完了していないため、ステップＳ１２へ進み、ｋ＝ｋ＋１に設定して初期に戻る（RETURN）。ステップＳ１２でｋ＝ｋ＋１に設定しておくことで、次回の処理では図示トルクＴ_ｉ（ｋ＋１）までの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ＋１）が算出されることになり、ｋ＋１＞Ｋ_ｔｈとなった時点で燃焼状態の判定が行われる。
【００７３】
なお、図７のフローチャートでは、図示トルクの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）を求めた後に、ｋ＞Ｋ_ｔｈであるか否かを判定しているが、ｋ＞Ｋ_ｔｈであるか否かを先に判定し、ｋ＞Ｋ_ｔｈである場合にのみ図示トルクの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）を算出するようにしても良い。
【００７４】
ステップＳ１２で燃焼状態を判定した後は、判定結果に基づいて内燃機関１０を最適に制御する。例えば、燃焼状態が悪化していると判定された場合には、燃料噴射量、空燃比、点火時期などを変更して所望の図示トルクＴ_ｉが得られるように内燃機関１０を制御する。また、燃料が重質の場合には、燃料噴射弁３０から噴射された燃料が霧化しにくいため、失火、またはエミッション、ドライバビリティの悪化などが生じる場合がある。従って、燃料が重質と判定された場合は、燃料制御に関するマップを切換えて、燃料噴射量を増加させるなどの制御を行う。
【００７５】
以上説明したように実施の形態１の制御装置によれば、図示トルクＴ_ｉの積算値ＳＴ_ｉに基づいて機関の燃焼状態を高い精度で判定することができ、燃焼状態、燃料の性状に応じて内燃機関１０を最適に制御することが可能となる。また、筒内圧センサを設ける必要がないため、簡素な構成で図示トルクＴ_ｉを算出することができ、燃焼状態の判定を容易に行うことができる。更に、各気筒の膨張行程毎に図示トルクＴ_ｉを算出できるため、筒内圧センサを設けた場合と比較すると始動直後のより早い段階に燃焼状態を判定することが可能となる。
【００７６】
また、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間でクランク軸３６の角加速度の平均値を算出するようにしたため、Ｔ_{ｉｎｅｒｔｉａ}が角加速度に与える影響を排除することができ、燃焼状態に対応した情報のみから角加速度、及び角加速度による動的な損失トルクＴ_ａｃを求めることができる。また、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間においてフリクショントルクの平均値を求めるようにしたため、瞬間的なフリクション挙動に影響を受けることなく、正確にフリクショントルクＴ_ｆを求めることができる。従って、燃焼状態に対応した図示トルクＴ_ｉの絶対値を高い精度で求めることができ、図示トルクＴ_ｉに基づいて燃焼状態を正確に推定することが可能となる。
【００７７】
なお、上述の説明では、ＴＤＣとＢＤＣにおける角速度から角加速度による動的な損失トルクＴ_ａｃを求めたが、ＴＤＣからＢＤＣまでの区間を更に複数の区間に分割し、分割した各区間毎に角加速度による動的な損失トルクを求め、これらの損失トルクを平均して１８０°毎の損失トルクＴ_ａｃを求めても良い。例えば、ＴＤＣからＢＤＣまでのクランク角を３０°毎に６等分し、３０°毎に動的な損失トルクを求めて平均化処理することで、ＴＤＣ−ＢＤＣ間の動的な損失トルクＴ_ａｃの平均値を求めても良い。これにより、クランク角速度の検出箇所をより多くすることができ、クランク角検出誤差を最小限に抑えることが可能となる。
【００７８】
また、上述の説明では、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間を１８０°に設定したが、Ｔ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間をより広く設定しても良い。４気筒の内燃機関の場合、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間の最少単位が１８０°であるため、１８０°の整数倍でＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間を設定することができる。例えば推定したトルクによってトルク制御を行う場合など、図示トルクＴ_ｉを推定する頻度が低くても構わない場合には、３６０°、７２０°などの、より広い角度範囲に設定しても構わない。
【００７９】
また、上述の説明では、４気筒の内燃機関に本発明を適用した例を示したが、４気筒以外の内燃機関であっても往復慣性質量によるトルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間を求めることで、４気筒の場合と同様に燃焼状態を推定することができる。図８は、４気筒以外の内燃機関におけるトルク特性を示す図であって、図２と同様に（２）式の各トルクとクランク角との関係を示す特性図である。ここで、図８（Ａ）は単気筒の場合を、図８（Ｂ）は６気筒の場合をそれぞれ示している。
【００８０】
図８（Ａ）に示すように、単気筒の場合はクランク角７２０°毎に１回の爆発行程が行われ、筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓは１回の爆発毎に増加、減少を繰り返す。そして、クランク角３６０°〜５４０°の区間で往復慣性質量によるトルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}（点線）の平均値は０となる。従って、この区間毎に角加速度、図示トルクを求めることで、燃焼状態を正確に推定することができる。
【００８１】
図８（Ｂ）に示す６気筒の場合も同様である。６気筒の場合は、クランク角７２０°毎に６回の爆発行程が行われるため、筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓはクランク角１２０°毎に増加、減少を繰り返す。そして、クランク角０°〜１２０°の区間で往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値は０となる。従って、クランク角１２０°毎に角加速度、図示トルクを求めることで往復慣性質量による影響を排除することができ、燃焼状態を正確に推定することができる。１サイクルのクランク回転角は７２０°であるため、特に多気筒の内燃機関の場合、（７２０°／気筒数）を演算して得られた角度範囲をＴ_{ｉｎｅｒｔｉ ａ}の平均値が０となる区間の最少単位とすることができる。
【００８２】
また、オフセットクランクを有する内燃機関の場合は、オフセットクランクを有していない内燃機関と比べるとＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間が若干変動する。例えば４気筒のオフセットクランクの場合は、ＴＤＣからＢＤＣまでのクランク角が１８０°よりも若干大きな値となる。しかし、この場合であっても、ＴＤＣからＢＤＣまでの区間において往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値は０である。従って、オフセットクランクを有する内燃機関であっても、Ｔ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間で角加速度、図示トルクを求めることができ、燃焼状態を正確に推定することができる。なお、ＴＤＣからＢＤＣまでのクランク角が１８０°よりも若干大きな値を取るオフセットクランクの場合に、クランク角０°〜１８０°の区間で図示トルクを計算しても、慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値は完全には０ではないものの、その影響は極めて小さい。従って、オフセットクランクの場合であっても、クランク角が０°〜１８０°の区間におけるクランク角加速度に基づいて、内燃機関の燃焼状態を推定しても良い。
【００８３】
また、上述の説明では、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値が０となる区間で、クランク角加速度、損失トルク、フリクショントルクの平均値を算出したが、平均値以外の情報、例えばトルクの積算値をこの区間で算出しても良い。この区間ではＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の影響が排除されているため、積算値などの他のパラメータを用いても燃焼状態を正確に推定することができる。
【００８４】
また、上述の説明では、負荷トルクＴｌ＝０として燃焼状態を推定したが、傾きセンサなどの情報に基づいて負荷トルクＴ_ｌを求め、図示トルクＴ_ｉの推定に用いることで、車両走行時の全運転領域で燃焼状態を推定することが可能となる。これにより、例えば冷間始動時に負荷変化に起因する冷間ヘジテーション（始動時のもたつき）が発生した場合であっても、燃焼状態を確実に推定することが可能となる。
【００８５】
実施の形態２．
次に、本発明の実施の形態２について説明する。実施の形態１で説明したように始動時の燃料噴射量は噴射毎にほぼ一定しているが、燃料噴射量を変更する制御が行われる場合がある。このような場合、同じ回数の燃料噴射が行われたとしても燃料の総噴射量は異なる。燃料噴射量は図示トルクＴ_ｉを発生させる際の供給エネルギーに相当するため、燃料噴射量の変動分を考慮して図示トルクＴ_ｉによる燃焼状態判定を行うことで、より正確に燃焼状態を判定することができる。
【００８６】
このため、実施の形態２では、実施の形態１と同様に図示トルクの積算値ＳＴ_ｉから燃焼状態を判定する際に、燃料噴射量を加味して燃焼状態を判定する。より詳細には、積算値ＳＴ_ｉと比較する目標値を燃料噴射量に応じて変更するようにしている。そして、変更された目標値と図示トルクの積算値ＳＴ_ｉとを比較し、積算値ＳＴ_ｉが目標値よりも小さい場合は燃焼状態が悪化している（燃料が重質である）と判定し、目標値よりも大きい場合には燃焼状態が良好である（燃料が軽質である）と判定するようにしている。
【００８７】
このように、燃料噴射量に応じて目標値を変更することにより、燃料噴射量に起因する図示トルクＴ_ｉの変動を考慮した上で積算値ＳＴ_ｉを評価することができる。従って、図示トルクＴ_ｉを算出していく過程で燃料噴射量が一定していない場合であっても、正確に燃焼状態を判定することが可能となる。
【００８８】
図９は、実施の形態２による燃料の性状判定の際に使用するマップを示している。図９において、横軸は初爆からｋ回の燃料噴射までの燃料噴射量の積算値Ｓｆ（ｋ）（＝Σ噴射量）を、縦軸はｋ回の燃料噴射に対応して算出された図示トルクの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）をそれぞれ示している。また、図９中の曲線６０は燃料の軽質、重質を判定する際の目標値（しきい値）を示している。燃料噴射量の積算値Ｓｆ（ｋ）に応じて積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）は増加するため、曲線６０で示されるしきい値は積算値Ｓｆ（ｋ）に応じて増加する。
【００８９】
図９において、燃料噴射量の積算値がＳｆ（ｋ）の時点で燃料の性状を判定する場合には、その時点までに算出された図示トルクの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）が曲線６０で示されるしきい値以上であるか否かを判定する。そして、積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）がしきい値よりも大きい場合は燃料が軽質であると判定し、積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）がしきい値よりも小さい場合は燃料が重質であると判断する。すなわち、図９中で燃料噴射量の積算値Ｓｆ（ｋ）と図示トルクの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）の交点Ｐが曲線６０よりも上側に位置しているときは軽質と判定し、曲線６０よりも下側に位置している場合は重質と判定する。このように、燃料噴射量の積算値Ｓｆ（ｋ）に応じて判定のしきい値を変更しておくことで、燃料噴射量が始動時の固定値から変動した場合であっても正確に燃料の性状を判定することができる。
【００９０】
なお、図９では燃料噴射量の積算値Ｓｆ（ｋ）に応じて目標値を変更しているが、燃料噴射量の平均値に応じて目標値を変更するようにしても良い。
【００９１】
次に、図１０のフローチャートに基づいて、本実施形態の制御装置における処理の手順を説明する。図１０において、図示トルクの積算値ＳＴ_ｉを算出する処理（ステップＳ２１〜Ｓ２８）は図７のステップＳ１〜Ｓ８と同様である。先ず、ステップＳ２１ではクランク角位置がトルク算出タイミングであるか否かを判定し、トルク算出タイミングである場合はステップＳ２２へ進み、トルク算出タイミングでない場合は初期に戻る（RETURN）。
【００９２】
次のステップＳ２２では、トルク算出に必要なパラメータ（機関回転数（Ｎｅ（ｋ）），冷却水温（ｔｈｗ（ｋ）），角速度（ω_０（ｋ），ω_０（ｋ＋１））、時間（Δｔ）など）を取得する。
【００９３】
次のステップＳ２３では、フリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を算出し、ステップＳ２４では、補機類のスイッチがオン（ＯＮ）しているか否かを判定する。スイッチがオン（ＯＮ）している場合はステップＳ２５へ進み、ステップＳ２３で求めたフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を補正する。ステップＳ２４でスイッチがオフ（ＯＦＦ）の場合はステップＳ２６へ進む。
【００９４】
ステップＳ２６では、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃ（ｋ）を算出する。次のステップＳ２７では、図示トルクＴ_ｉ（ｋ）を算出する。なお、ステップＳ２５でＴ_ｆ（ｋ）を補正している場合は、補正後のＴ_ｆ（ｋ）を用いて演算を行う。ここで得られた図示トルクＴ_ｉ（ｋ）は、ＴＤＣからＢＤＣまでの区間の平均値である。
【００９５】
そして、ＴＤＣからＢＤＣまでの区間では、往復慣性質量による慣性トルクＴ_{ｉｎｅｒｔｉａ}の平均値＝０であるため、式（２）より、求めた図示トルクＴ_ｉ（ｋ）は筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓ（ｋ）となる。
【００９６】
次のステップＳ２８では、図示トルクＴ_ｉの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）を算出する。積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）は、前回算出した図示トルクＴ_ｉ（ｋ−１）までの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ−１）と、今回算出した図示トルクＴ_ｉ（ｋ）との和から求める。
【００９７】
次のステップＳ２９では、燃料噴射量ｆ（ｋ）の積算値Ｓｆ（ｋ）を算出する。積算値Ｓｆ（ｋ）は、前回の燃料噴射量ｆ（ｋ−１）までの積算値Ｓｆ（ｋ−１）と、今回の燃料噴射量ｆ（ｋ）との和であって、下式から算出する。
Ｓｆ（ｋ）＝Ｓｆ（ｋ−１）＋ｆ（ｋ）
【００９８】
次のステップＳ３０では、燃料噴射量の積算値Ｓｆ（ｋ）と所定のしきい値Ｆ_ｔｈを比較し、Ｓｆ（ｋ）＞Ｆ_ｔｈであるか否かを判定する。Ｓｆ（ｋ）＞Ｆ_ｔｈの場合は、燃焼状態を判定するために十分な量の燃料が噴射されているため、ステップＳ３１へ進んで判定実施フラグをオン（ＯＮ）に設定する。次のステップＳ３２では、図９のマップに基づいて、図示トルクの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）から燃焼状態を判定する。
【００９９】
ステップＳ３０でＳｆ（ｋ）≦Ｆ_ｔｈの場合は、燃焼状態を判定するために十分な量の燃料噴射が行われていないため、ステップＳ３３へ進み、ｋ＝ｋ＋１に設定して初期に戻る（RETURN）。ステップＳ３３でｋ＝ｋ＋１に設定しておくことで、次回の処理では図示トルクＴ_ｉ（ｋ＋１）までの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ＋１）が算出されることになり、Ｓｆ（ｋ）＞Ｆ_ｔｈとなった時点で燃焼状態の判定を行う。
【０１００】
ステップＳ３２で燃焼状態を判定した後は、実施の形態１と同様、判定結果に基づいて内燃機関１０を最適に制御する。
【０１０１】
以上説明したように実施の形態２によれば、燃料噴射量の積算値Ｓｆ（ｋ）に応じて目標値を変更するようにしたため、燃料噴射量の変動による図示トルクＴ_ｉの変動を考慮した上で図示トルクの積算値ＳＴ_ｉ（ｋ）を評価することができる。従って、図示トルクＴ_ｉを算出していく過程で燃料噴射量が変動した場合であっても、正確に燃焼状態を判定することが可能となる。
【０１０２】
なお、実施の形態２では、燃料噴射弁３０からの燃料噴射量に基づいて目標値（しきい値）を変更することとしたが、吸気ポート等への付着燃料を考慮して、筒内への実際の流入燃料量（筒内流入燃料量）に基づいて目標値を変更しても良い。筒内流入燃料量は、吸気通路１２における燃料挙動モデル等から求めることができる。これにより、燃焼状態判別の精度をより向上させることができる。
【０１０３】
また、上述した実施の形態１，２では、図示トルクＴ_ｉの積算値に基づいて燃焼状態を判定したが、算出した複数の図示トルクＴ_ｉの平均値に基づいて燃焼状態を判定してもよい。
【０１０４】
また、実施の形態１，２では、始動時に算出した図示トルクの積算値ＳＴ_ｉに基づいて燃焼状態を判定したが、図示トルクＴ_ｉの変動要因となるパラメータが一定している条件下、若しくはこれらのパラメータの変動履歴を取得できる条件下であれば、始動時以外に図示トルクＴ_ｉを算出して判定を行っても良い。例えば、定常運転時のアイドリングの際に燃焼状態を判定しても良い。
【０１０５】
実施の形態３．
次に、本発明の実施の形態３について説明する。実施の形態３は、燃焼状態をより精度良く判別するため、始動時の最初の爆発（初爆）時に算出した図示トルクＴ_ｉのみに基づいて燃焼状態を判定するようにしたものである。
【０１０６】
初爆以前には燃料噴射弁３０から燃料が噴射されていないため、吸気ポート、または筒内壁面に燃料はほとんど付着していない。初爆の際に燃料が燃料噴射弁３０から噴射されると、一部の燃料は吸気ポートまたは筒内の壁面へ付着し、残りが筒内で霧化する。従って、燃料の性状が一定の場合、初爆の際に筒内で霧化している燃料量のバラツキは小さい。
【０１０７】
一方、初爆以外の爆発の際には、既に吸気ポート、または筒内壁面に燃料が付着しているため、これらの付着燃料が吸気、圧縮行程の間などに霧化する。このように、初爆以外の場合は壁面の付着燃料の霧化により筒内で霧化している燃料量にバラツキが生じる。筒内で霧化している燃料量によって図示トルクＴ_ｉが発生するため、霧化している燃料量のバラツキが小さい初爆時の図示トルクＴ_ｉにより燃焼状態を判定することで、燃料性状のより精度の高い判定が可能となる。
【０１０８】
また、吸気ポート、または筒内の壁面への付着燃料量は燃料の性状に応じて変動する。例えば、重質燃料の場合は軽質燃料に比べて壁面への付着量が多くなり、筒内で霧化する量が少なくなる。初爆以前には壁面に燃料がほとんど付着していないため、初爆の際に壁面に付着する燃料量は燃料の性状から直接的に定まり、結果として、筒内で霧化する燃料量も燃料の性状に応じて定まる。一方、初爆以外の場合には、上述のように元々壁面に付着していた燃料が吸気、圧縮行程の間などに霧化してしまうため、筒内で霧化した燃料量は燃料の性状に対応しておらず、壁面の付着燃料によるバラツキを含むものとなる。このように、初爆の際には燃料の性状に応じた量の燃料が霧化しているため、初爆の際に算出された図示トルクＴ_ｉは燃料の性状をよく反映したものとなる。従って、初爆時に算出された図示トルクＴ_ｉのみに基づいて燃料の性状を判定することで、より確実かつ精度の高い燃料性状判定が可能となる。
【０１０９】
更に、初爆時には吸気通路１２、排気通路１４に定常運転時ほどの気流が発生しておらず、吸気通路１２、サージタンク２８内に十分な量の空気が充填された状態にある。このため、筒内への吸入空気の充填効率はほぼ１００％となり、初爆時の筒内への吸入空気量は毎回ほぼ一定している。従って、吸入空気量のバラツキに起因する図示トルクＴ_ｉの変動を最小限に抑えることができ、燃焼状態の正確な判定が可能となる。
【０１１０】
また、実施の形態１で説明したように、初爆時の点火時期は常に一定のクランク角に固定されているため、点火時期のバラツキによる図示トルクＴ_ｉの変動も抑えることができる。
【０１１１】
このように、初爆時のみに図示トルクＴ_ｉを算出することで、吸入空気量、点火時期などのパラメータによる図示トルクＴ_ｉの変動を最小限に抑えることができ、燃焼状態判定のＳ／Ｎ比を高めることができる。従って、燃焼状態をより精度良く判定することが可能となる。
【０１１２】
一方で、機関回転数、機関温度などのパラメータによっても図示トルクＴ_ｉの算出値は変動する。機関回転数が低い場合は、燃料が筒内へ噴射されてから点火されるまでの間にある程度の時間を要するため、この間に筒内壁面などに付着している燃料が霧化する。このため、空燃比がリッチ側となり、高回転時に比べてより多くの燃料が筒内で爆発することとなり、図示トルクＴ_ｉは増加する。機関温度が高い場合は噴射燃料の霧化の度合いが高くなり、また、筒内壁面などに付着した燃料も霧化し易くなる。従って、機関温度の上昇に伴って図示トルクＴ_ｉは増加する。
【０１１３】
実施の形態３では、機関回転数、機関温度などのパラメータが変動した場合には、図示トルクＴ_ｉと比較する目標値を補正するようにしている。これにより、例えばバッテリーの劣化などの要因によりクランキング回転数が変動した場合、外気温の影響により機関温度が変動した場合などであっても、初爆時の図示トルクＴ_ｉに基づいて燃焼状態を正確に判別することができる。
【０１１４】
なお、燃料の圧力（燃圧）を検出する圧力センサを備えた機関、または燃料の圧力を推定する手段を備えた機関では、燃料の圧力に基づいて目標値を補正しても良い。
【０１１５】
図１１は、実施の形態３の制御装置における処理の手順を示すフローチャートである。先ず、ステップＳ４１では初爆時の図示トルクＴ_ｉ（１）を求める。ここでは、図７のステップＳ１〜Ｓ７と同様の処理によって図示トルクＴ_ｉ（１）を算出する。次のステップＳ４２では、初爆の際の筒内への燃料噴射量ｆ（１）を求める。燃料噴射量ｆ（１）は、ＥＣＵ４０が燃料噴射弁３０へ指示した燃料噴射量から求めることができる。
【０１１６】
次のステップＳ４３では、燃料噴射量ｆ（１）から基準トルクＴ_ｒｅｆ（目標値）を求める。ＥＣＵ４０は、特定の機関回転数および特定の機関温度における、燃料噴射量と基準トルクＴ_ｒｅｆの関係を定めたマップを予め記憶しており、このマップを参照することで基準トルクＴ_ｒｅｆを求める。
【０１１７】
次のステップＳ４４では、温度補正係数ｋ_ｔｈを取得し、ステップＳ４３で求めた基準トルクＴ_ｒｅｆにｋ_ｔｈを乗算して温度補正を行う。温度補正係数ｋ_ｔｈは内燃機関１０の温度を代表する値、例えば冷却水温などに応じて定められた係数であって、０以上１以下の値である。基準トルクＴ_ｒｅｆを温度補正しておくことで、機関温度に起因して図示トルクＴ_ｉが変動した場合であっても、基準トルクＴ_ｒｅｆに基づいた正確な燃焼状態判定が可能となる。
【０１１８】
次のステップＳ４５では、回転数補正係数ｋ_ｎｅを取得し、ステップＳ４４で温度補正された基準トルクＴ_ｒｅｆにｋ_ｎｅを乗算することで回転数補正を行う。回転数補正係数ｋ_ｎｅは、内燃機関１０の回転数に応じて定められた係数であって、やはり０以上１以下の値である。基準トルクＴ_ｒｅｆを機関回転数に応じて補正しておくことで、回転数に起因して図示トルクＴ_ｉが変動した場合であっても、基準トルクＴ_ｒｅｆに基づいた正確な燃焼状態判定が可能となる。
【０１１９】
次のステップＳ４６では、ステップＳ４４，Ｓ４５で補正した後の基準トルクＴ_ｒｅｆ＝Ｔ_ｒｅｆ×ｋ_ｔｈ×ｋ_ｎｅと、ステップＳ１で算出された図示トルクＴ_ｉ（１）との大小関係を比較する。すなわち、ここではＴ_ｉ（１）＜Ｔ_ｒｅｆ×ｋ_ｔｈ×ｋ_ｎｅであるか否かを判定する。
【０１２０】
ステップＳ４６でＴ_ｉ（１）＜Ｔ_ｒｅｆ×ｋ_ｔｈ×ｋ_ｎｅである場合はステップＳ４７へ進み、図示トルクＴ_ｉ（１）が補正した基準トルクＴ_ｒｅｆよりも小さいため燃焼状態が悪化している（燃料が重質である）と判断する。一方、ステップＳ４６でＴｉ＜Ｔ_ｒｅｆ×ｋ_ｔｈ×ｋ_ｎｅでない場合はステップＳ４８へ進み、図示トルクＴｉが補正した基準トルクＴ_ｒｅｆ以上であるため燃焼状態は正常である（燃料が軽質である）と判定する。
【０１２１】
ステップＳ４７，Ｓ４８で燃焼状態を判定した後は、実施の形態１と同様、判定結果に基づいて内燃機関１０を最適に制御する。
【０１２２】
以上説明したように実施の形態３によれば、初爆時に吸気ポートまたは筒内の壁面に付着している燃料量はほぼ０であるため、筒内で霧化している燃料量のバラツキを最小限に抑えることができ、燃料霧化量に応じた図示トルクＴ_ｉを算出することが可能となる。従って、燃焼状態の判定を高精度に行うことが可能となる。
【０１２３】
更に、初爆時の機関温度、機関回転数が変動した場合であっても、回転数、温度に応じて基準トルクＴ_ｒｅｆを補正するようにしたため、外気温などの環境条件によって始動時の温度が変動した場合、または、バッテリーの劣化などの要因からクランキング回転数が低下している場合などであっても、図示トルクＴ_ｉに基づいて精度良く燃焼状態を判定することが可能となる。
【０１２４】
なお、実施の形態３においても、燃焼状態判別の精度をより向上させるため、燃料挙動モデル等により計算される筒内流入燃料量に基づいて基準トルクを算出しても良い。また、機関停止直後の再始動ではポートや筒内に燃料が残留しており、重質燃料に起因する燃焼状態の検出精度が低下するため、検出を禁止しても良い。
【０１２５】
【発明の効果】
この発明は、以上説明したように構成されているので、以下に示すような効果を奏する。
【０１２６】
第１の発明によれば、クランク角に関する情報に基づいて筒内での燃焼に起因する筒内トルクを算出するようにしたため、筒内トルクに基づいて燃料の性状を精度良く判別することができる。従って、燃料の性状に基づいて内燃機関を最適に制御することができる。また、本発明によれば、機関始動時の最初の燃焼時に筒内で霧化している燃料量は燃料の性状との関連性が非常に高いため、最初の燃焼時の筒内トルクに基づいて燃料の性状を判定することで、より正確な燃料性状判定が可能となる。また、燃料噴射量、点火時期、吸入空気量などの筒内トルクの変動要因となる各特性値をほぼ固定した状態で筒内トルクを正確に求めることができるため、燃料の性状を高い精度で判別することが可能となる。
【０１３２】
第２の発明によれば、機関始動時の機関回転数又は機関温度に基づいて目標値を補正するようにしたため、機関回転数又は機関温度が変動した場合であっても、筒内トルクに基づいて精度良く燃料の性状を判別することが可能となる。
【０１３３】
第３の発明によれば、往復慣性質量による慣性トルクの平均値がほぼ０となる区間の角加速度に基づいて筒内トルクを算出するようにしたため、往復慣性質量による慣性トルクが角加速度に与える影響を排除することができる。従って、角加速度に基づいて筒内トルクを正確に算出することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 実施の形態１にかかる内燃機関の制御装置及びその周辺の構造を説明するための図である。
【図２】 図示トルク、筒内ガス圧によるトルク及び往復慣性質量による慣性トルクと、クランク角との関係を示す特性図である。
【図３】 クランク軸の角加速度を求める方法を示す模式図である。
【図４】 フリクショントルクと機関回転数及び冷却水温との関係を表すマップを示す模式図である。
【図５】 図示トルクＴ_ｉ（ｋ）と各気筒の各行程との関係を示す模式図である。
【図６】 図示トルクの算出回数と、図示トルク積算値の目標値との関係から燃料の性状を定めたマップを示す模式図である。
【図７】 実施の形態１にかかる制御装置の処理を示すフローチャートである。
【図８】 単気筒、６気筒の場合のトルク特性を示す特性図である。
【図９】 燃料噴射量の積算値と、図示トルク積算値の目標値との関係から燃料の性状を定めたマップを示す模式図である。
【図１０】 実施の形態２にかかる制御装置の処理を示すフローチャートである。
【図１１】 実施の形態３にかかる制御装置の処理を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１０ 内燃機関
３６ クランク軸
３８ クランク角センサ
４０ ＥＣＵ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an internal combustion engine, and is particularly suitable for application to a device for determining a combustion state in an engine cylinder.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a method for determining the combustion state of an engine from the output of the internal combustion engine is known. For example, in Japanese Patent Laid-Open No. 9-144591, an integrated value of the indicated mean effective pressure is obtained from the start of engine start, and the fuel property is calculated based on the indicated value of the indicated mean effective pressure when the number of fuel injections reaches a predetermined value. A method of detecting is described.
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-9-144591
[Patent Document 2]
JP 7-279740 A
[Patent Document 3]
JP 2000-337207 A
[Patent Document 4]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-29739
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the method described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-144591, the illustrated mean effective pressure is obtained using the pressure in the cylinder, and therefore a sensor for detecting the in-cylinder pressure needs to be provided separately. For this reason, the structure of the engine becomes complicated, and problems such as a complicated manufacturing process and an increase in manufacturing cost arise. Particularly, when an in-cylinder pressure sensor is installed in each cylinder, there arises a problem that the manufacturing process is further complicated and the cost is increased.
[0005]
Further, in order to calculate the indicated mean effective pressure, it is necessary to detect the in-cylinder pressure over one cycle (four strokes), and only one indicated mean effective pressure can be calculated in one cycle. Therefore, there is a problem that it takes a certain amount of time to calculate a plurality of indicated mean effective pressures. For this reason, it is difficult to determine the properties of the fuel in a short time, and it is difficult to start appropriate control according to the properties of the fuel immediately after starting.
[0006]
Further, in the method described in the publication, the interval (time) in which the indicated mean effective pressure is integrated is defined by the number of operating cycles from the start of the start, and the indicated mean effective pressure accumulated until the predetermined number of operating cycles is reached. Based on this, the properties of the fuel are determined. However, the amount of fuel supplied into the engine cylinder is different for each fuel injection, and the total amount of fuel supplied into the cylinder is not constant until the predetermined number of operation cycles is reached. Accordingly, the integrated value of the indicated mean effective pressure includes an error caused by fluctuations in the supply energy (fuel injection amount), and it is not possible to accurately determine the combustion state (fuel properties) based on this integrated value. Have difficulty.
[0007]
The present invention has been made to solve the above-described problems, and it is an object of the present invention to accurately determine the combustion state in the cylinder and the properties of the fuel with a simple configuration and optimally control the internal combustion engine. To do.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, the first invention is based on in-cylinder torque calculating means for calculating in-cylinder torque resulting from combustion in a cylinder based on information related to a crank angle, andBurningA discriminating means for discriminating the properties of the fee,BurningControl means for controlling the internal combustion engine based on the properties of the fuel;And the determining means determines the property of the fuel based on the in-cylinder torque calculated by the first combustion at the time of starting the engine.It is characterized by that.
[0014]
  First2The invention of the1In the invention, the determination means includes comparison means for comparing a predetermined target value with the in-cylinder torque, and correction means for correcting the target value based on the engine speed or the engine temperature at the time of starting the engine. Based on the result of the comparison in the comparison meansBurningIt is characterized by discriminating the properties of the fee.
[0015]
  First3The invention of the firstOr secondIn the invention, the in-cylinder torque calculating means includes angular acceleration calculating means for calculating crank angular acceleration, and is based on the crank angular acceleration in the crank angle section where the average value of the inertia torque due to the reciprocating inertia mass is substantially zero. The in-cylinder torque is calculated.
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Several embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the element which is common in each figure, and the overlapping description is abbreviate | omitted. The present invention is not limited to the following embodiments.
[0021]
Embodiment 1 FIG.
FIG. 1 is a diagram for explaining a control device for an internal combustion engine according to a first embodiment of the present invention and a structure around the control device. An intake passage 12 and an exhaust passage 14 communicate with the internal combustion engine 10. The intake passage 12 includes an air filter 16 at an upstream end. The air filter 16 is assembled with an intake air temperature sensor 18 for detecting the intake air temperature THA (that is, the outside air temperature). An exhaust purification catalyst 32 is disposed in the exhaust passage 14.
[0022]
An air flow meter 20 is disposed downstream of the air filter 16. A throttle valve 22 is provided downstream of the air flow meter 20. A throttle sensor 24 that detects the throttle opening degree TA and an idle switch 26 that is turned on when the throttle valve 22 is fully closed are disposed in the vicinity of the throttle valve 22.
[0023]
A surge tank 28 is provided downstream of the throttle valve 22. Further, a fuel injection valve 30 for injecting fuel into the intake port of the internal combustion engine 10 is disposed further downstream of the surge tank 28.
[0024]
Each cylinder of the internal combustion engine 10 includes a piston 34. A crankshaft 36 that is rotationally driven by the reciprocating motion is connected to the piston 34. The vehicle drive system and accessories (air conditioner compressor, alternator, torque converter, power steering pump, etc.) are driven by the rotational torque of the crankshaft 36. A crank angle sensor 38 for detecting the rotation angle of the crankshaft 36 is attached in the vicinity of the crankshaft 36. Further, a water temperature sensor 42 for detecting the cooling water temperature is attached to the cylinder block of the engine 10.
[0025]
As shown in FIG. 1, the control device of the present embodiment includes an ECU (Electronic Control Unit) 40. In addition to the various sensors and the fuel injection valve 30 described above, a vehicle speed sensor 44 that detects the vehicle speed SPD and the like are connected to the ECU 40.
[0026]
Although FIG. 1 illustrates a normal port injection spark ignition engine, the present invention is not limited to this, and the present invention can also be applied to an in-cylinder injection spark ignition engine and a compression ignition engine.
[0027]
In the present embodiment, the torque generated due to in-cylinder combustion is obtained from the system of FIG. 1, and the combustion state (fuel properties) is determined based on this. First, mathematical formulas used when obtaining torque generated due to in-cylinder combustion will be described. In this embodiment, the torque by combustion is calculated using the following formulas (1) and (2). In the following description, the acquisition and determination of the combustion state include acquisition and determination of fuel properties.
[0028]
[Expression 1]

[0029]
In the equations (1) and (2), the indicated torque T_iIs a torque generated in the crankshaft 36 by combustion of the engine. Here, the right side of equation (2) is the indicated torque T_iThe right side of equation (1) is the indicated torque T_iThe torque which consumes is shown.
[0030]
In the right side of equation (1), J is the moment of inertia of the drive member driven by the combustion of the air-fuel mixture, dω / dt is the angular acceleration of the crankshaft 36, T_fIs the friction torque of the drive, T_lIndicates the load torque received from the road surface during traveling. Here, J × (dω / dt) is a dynamic loss torque (= T_ac). Friction torque T_fIs a torque due to mechanical friction of each fitting portion such as friction between the piston 34 and the inner wall of the cylinder, and includes torque due to mechanical friction of auxiliary machinery. Load torque T_lIs torque due to disturbance such as road surface condition during traveling. In the present embodiment, the combustion state is estimated with the shift gear set to the neutral state._l= 0.
[0031]
Also, on the right side of equation (2), T_gasIs the torque (cylinder torque) due to the cylinder cylinder gas pressure, T_inertiaIndicates the inertial torque due to the reciprocating inertial mass of the piston 34 or the like. Torque T due to in-cylinder gas pressure_gasIs a torque generated by combustion of the air-fuel mixture in the cylinder. In order to accurately estimate the combustion state, the torque T by the cylinder gas pressure_gasIt is necessary to ask.
[0032]
As shown in equation (1), the indicated torque T_iIs a dynamic loss torque J × (dω / dt) due to angular acceleration, friction torque T_f, And load torque T_lAs the sum of However, as shown in the equation (2), the indicated torque T_iAnd torque T due to in-cylinder gas pressure_gasDoes not match, so the indicated torque T_iTherefore, the combustion state cannot be accurately estimated.
[0033]
FIG. 2 is a characteristic diagram showing the relationship between each torque and crank angle in equation (2). In FIG. 2, the vertical axis indicates the magnitude of each torque, the horizontal axis indicates the crank angle, and the alternate long and short dash line in FIG._iThe solid line shows the torque T due to in-cylinder gas pressure._gasThe broken line indicates the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass._inertiaRespectively. Here, FIG. 2 shows the characteristics in the case of four cylinders. TDC and BDC in FIG. 2 are the top dead center (TDC) or the bottom dead center of the piston 34 of one of the four cylinders. The crank angle (0 °, 180 °) in the (BDC) position is shown. When the internal combustion engine 10 has four cylinders, an expansion (explosion) stroke is performed for each cylinder every time the crankshaft 36 rotates 180 °, and the torque characteristics from TDC to BDC in FIG. 2 are repeated for each explosion. appear.
[0034]
As shown by the solid line in FIG. 2, the torque T due to the in-cylinder gas pressure_gasIncreases rapidly from TDC to BDC and decreases. Where T_gasThis is because the air-fuel mixture in the combustion chamber explodes during the explosion process. T after the explosion_gasDecreases and takes a negative value due to the influence of other cylinders in the compression stroke or exhaust stroke. When the crank angle reaches BDC, the change in the volume of the cylinder becomes zero, which causes T_gasTakes a value of 0.
[0035]
On the other hand, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass_inertiaIs the torque T due to in-cylinder gas pressure_gasIs the inertia torque generated by the inertial mass of the reciprocating member such as the piston 34, almost or negligibly. The reciprocating member repeats acceleration and deceleration, and T_inertiaIf the crank is rotating, it always occurs even if the angular velocity is constant. As shown by the broken line in FIG. 2, the reciprocating member stops at the position where the crank angle is TDC._inertia= 0. When the crank angle advances from TDC toward BDC, the reciprocating member starts to move from the stopped state. At this time, due to the inertia of these members, T_inertiaIncreases in the negative direction. When the crank angle reaches around 90 °, the reciprocating members are moving at a predetermined speed, so that the crankshaft 36 is rotated by the inertia of these members. Therefore, T_inertiaChanges from a negative value to a positive value between TDC and BDC. After that, when the crank angle reaches BDC, the reciprocating member stops and T_inertia= 0.
[0036]
As shown in equation (2), the indicated torque T_iIs the torque T due to in-cylinder gas pressure_gasAnd inertia torque T by reciprocating inertia mass_inertiaIs the sum of For this reason, as shown by the one-dot chain line in FIG._iIs the T_gasIncreases with increasing, decreases once, then T_inertiaShows a complex behavior of increasing again.
[0037]
However, paying attention to the section with a crank angle of 180 ° from TDC to BDC, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass in this section._inertiaThe average value of is zero. This is because the member having the reciprocating inertia mass moves in the opposite direction at a crank angle of about 0 ° to 90 ° and a crank angle of about 90 ° to 180 °. Therefore, if each torque of the formulas (1) and (2) is calculated as an average value from TDC to BDC, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass is calculated._inertiaCan be calculated as = 0. Thus, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass_inertiaIs the indicated torque T_iTherefore, it is possible to easily estimate an accurate combustion state.
[0038]
Then, when the average value of each torque is obtained in the section from TDC to BDC, T_inertiaSince the average value of 0 is 0, the indicated torque T_iTorque T due to average value of cylinder and gas pressure in cylinder_gasThe average value of becomes equal. For this reason, the indicated torque T_iBased on this, the combustion state can be accurately estimated.
[0039]
Further, when the average value of the angular acceleration of the crankshaft 36 is obtained in a section from TDC to BDC, T in this section is obtained._inertiaSince the average value of is zero, the influence of the reciprocating inertial mass on the angular acceleration can be eliminated to determine the angular acceleration. Therefore, it is possible to calculate the angular acceleration caused only by the combustion state, and it is possible to accurately estimate the combustion state based on the angular acceleration.
[0040]
Next, a method for calculating each torque on the right side of the equation (1) will be described. First, dynamic loss torque T caused by angular acceleration_ac= J × (dω / dt) will be described. FIG. 3 is a schematic diagram showing a method for obtaining the angular acceleration of the crankshaft 36. As shown in FIG. 3, in this embodiment, a crank angle signal is detected from the crank angle sensor 38 every 10 ° of rotation of the crankshaft 36.
[0041]
The control device of the present embodiment has a dynamic loss torque T caused by angular acceleration._acIs calculated as an average value from TDC to BDC. For this reason, the apparatus of the present embodiment has an angular velocity ω at two crank angle positions of TDC and BDC.₀(K), ω₀Each (k + 1) is obtained, and at the same time, a time Δt (k) for the crankshaft 36 to rotate from TDC to BDC is obtained.
[0042]
Angular velocity ω₀When obtaining (k), for example, as shown in FIG. 3, the time Δt during which the crank angle is rotated 10 ° forward and backward from the TDC position.₀(K), Δt₁₀(K) is detected from the crank angle sensor 38. And time Δt₀(K) + Δt₁₀Since the crankshaft 36 is rotated 20 ° during (k), ω₀(K) = (20 / (Δt₀(K) + Δt₁₀(K))) by calculating x (π / 180)₀(K) [rad / s] can be calculated. Similarly, ω₀When calculating (k + 1), the time Δt during which the crank angle rotates by 10 ° forward and backward from the BDC position.₀(K + 1), Δt₁₀(K + 1) is detected. And ω₀(K + 1) = (20 / (Δt₀(K + 1) + Δt₁₀(K + 1))) × (π / 180) to calculate ω₀(K + 1) [rad / s] can be calculated.
[0043]
Angular velocity ω₀(K), ω₀After calculating (k + 1), (ω₀(K + 1) -ω₀(K)) / Δt (k) is calculated, and the average value of the angular acceleration during the rotation of the crankshaft 36 from TDC to BDC is calculated.
[0044]
After the average value of angular acceleration is obtained, the average value of angular acceleration and the moment of inertia J are multiplied according to the right side of equation (1). As a result, an average value of dynamic loss torque J × (dω / dt) while the crankshaft 36 rotates from TDC to BDC can be calculated. The inertia moment J of the drive unit is obtained in advance from the inertia mass of the drive component.
[0045]
Next, friction torque T_fThe calculation method of will be described. 4 shows the friction torque T_f2 is a map showing the relationship between the engine speed (Ne) of the internal combustion engine 10 and the coolant temperature (thw). In FIG. 4, the friction torque T_fThe engine speed (Ne) and the cooling water temperature (thw) are average values when the crankshaft 36 rotates from TDC to BDC. Further, the cooling water temperature becomes higher in the order of thw1 → thw2 → thw3. As shown in FIG. 4, the friction torque T_fTends to increase as the engine speed (Ne) increases and increase as the cooling water temperature (thw) decreases. The map of FIG. 4 shows the friction torque T generated when the crankshaft 36 is rotated from TDC to BDC with the engine speed (Ne) and the cooling water temperature (thw) as parameters._fIs prepared in advance by measuring and calculating the average value. Then, when estimating the combustion state, the average value of the cooling water temperature and the average value of the engine speed in the section from TDC to BDC are applied to the map of FIG._fFind the average value of. At this time, the coolant temperature is detected from the water temperature sensor 42, and the engine speed is detected from the crank angle sensor 38.
[0046]
Friction torque T associated with crank angle fluctuation_fThe behavior of is very complex and has a large variation. However, the friction torque T_fIs mainly dependent on the speed of the piston 34, and therefore, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass._inertiaFriction torque T for each section where the average value is zero_fThe average value of is almost constant. Therefore, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass_inertiaThe friction torque T for each section (TDC → BDC) in which the average value is zero_fBy calculating the average value of the friction torque T, which shows complex instantaneous behavior_fCan be obtained with high accuracy. Also, friction torque T_fIs an average value for each section, the map shown in FIG. 4 can be accurately created.
[0047]
Further, as described above, the friction torque T_fIncludes torque due to friction of auxiliary machinery. Here, the value of the torque due to the friction of the auxiliary machines varies depending on whether or not the auxiliary machines are operating. For example, the rotation of the engine is transmitted to a compressor of an air conditioner that is one of the auxiliary machines by a belt or the like, and torque due to friction is generated even when the air conditioner is not actually operating.
[0048]
On the other hand, when the auxiliary machinery is operated, for example, when the air conditioner switch is turned on, the torque consumed by the compressor is larger than when the air conditioner is not operated. For this reason, the torque due to the friction of the auxiliary machinery increases, and the friction torque T_fThe value of increases. Therefore, the friction torque T_fIn order to accurately determine the operating state of the auxiliary machinery, when the auxiliary machinery is switched on, the friction torque T determined from the map of FIG._fIt is desirable to correct the value of.
[0049]
It should be noted that the friction torque T_fConsidering the difference between the temperature of the part where the water is generated and the cooling water temperature, the friction torque T_fIt is more preferable to correct the above. In this case, it is desirable to perform correction in consideration of the engine start time after the cold start, the in-cylinder inflow fuel amount, and the like.
[0050]
FIG. 5 shows the calculated indicated torque T_i(K) (= T_gasIt is a schematic diagram which shows the relationship between (k)) and each stroke of each cylinder. Here, FIG. 5A shows each stroke in each cylinder (# 1 to # 4) every crank angle of 180 °, and the indicated torque T_i(1) to T_i(10) is the torque calculated for each crank angle of 180 ° by the method described above. In FIG. 5B, an in-cylinder pressure sensor is provided for only one cylinder (# 4), and the indicated mean effective pressure P is shown for each cycle by a conventional method described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-145991._iThe case where (k) is calculated is shown as a comparative example.
[0051]
In FIG. 5A, k indicates the number of fuel injections from the first explosion (initial explosion) at the start, and T_i(1) is the indicated torque calculated at the first explosion. As shown in FIG. 5, when the internal combustion engine 10 is composed of four cylinders # 1 to # 4, fuel is injected every 180 ° rotation of the crankshaft 36, and # 1, # 3, # 4, # 2 An expansion stroke by an in-cylinder explosion is performed in this order. Here, FIG. 5A shows the case where the first explosion cylinder is # 4. The indicated torque T for each expansion stroke of each cylinder, that is, every crank angle of 180 °._iWhen (k) is calculated sequentially, the indicated torque T_i(2) is calculated as the torque corresponding to the explosion of # 2. Similarly, the indicated torque T_i(3) shows the torque T_i(4) is calculated as a torque corresponding to the explosion # 3.
[0052]
Here, for example, by the expansion stroke of # 1, the indicated torque T_iFocusing on the section in which (3) is calculated, in this section, # 3 is the compression stroke, # 4 is the intake stroke, and # 2 is the exhaust stroke. The torque in the compression, intake, and exhaust strokes is very small compared to the torque due to the in-cylinder gas pressure generated in the expansion stroke._i(3) is the torque T generated by the in-cylinder gas pressure generated by # 1 explosion._gasCan be considered. Therefore, the indicated torque is T_i(1), T_i(2), T_i(3), T_i(4), T_iBy calculating in the order of (5)..., Torque T due to in-cylinder gas pressure due to explosion of each cylinder in the order of # 4, # 2, # 1, # 3, # 4._gasCan be calculated. As described above, torque T due to in-cylinder gas pressure_gasIs the torque generated by the combustion of the air-fuel mixture, so the torque T due to the in-cylinder gas pressure of each cylinder_gasBased on the above, the combustion state of each cylinder can be obtained.
[0053]
When determining the combustion state, the calculated indicated torque T_i(= In-cylinder torque T_gas) And a target value stored in advance by the ECU 40. And the indicated torque T_iIs smaller than the target value, it is determined that the combustion state has deteriorated (fuel is heavy) because the torque due to combustion has not reached the target value. On the other hand, the indicated torque T_iIs larger than the target value, it is determined that the combustion state is good (the fuel is light) because the torque due to combustion exceeds the target value.
[0054]
At this time, the indicated torque T_iMay be calculated once and compared with the target value, or the indicated torque T_iMay be calculated a plurality of times, and the integrated value, average value, etc. may be compared with the target value. Indicated torque T_iBy increasing the number of times of calculation, it is possible to eliminate an error factor due to accidental deterioration of combustion and to increase the accuracy of determination.
[0055]
Here, for example, the indicated torque T is used to determine the combustion state._iIs calculated three times and the integrated value is used, as shown in FIG. 5A, in the method of the present embodiment, the indicated torque T is shown three times when the crank angle advances 540 ° from the initial explosion._iThe calculation of is completed. On the other hand, as shown in FIG. 5B, an in-cylinder pressure sensor is provided for only one cylinder, and the indicated mean effective pressure P_iIf (k) is calculated three times, P_iSince (k) can only be calculated once per cycle (= 720 °), 3 times P_iThe calculation of the crank angle of 720 ° × 3 = 2160 ° is required until the calculation of (k) is completed. Therefore, according to the method of the present embodiment, it is possible to determine the combustion state at a very early stage after the start as compared with the case where the in-cylinder pressure sensor is provided. The control of the internal combustion engine 10 according to the combustion state can be started immediately after the start.
[0056]
Furthermore, according to the present embodiment, the indicated mean effective pressure P three times by the method of FIG. 5B using an in-cylinder pressure sensor._iWhen the calculation of (k) is completed, the indicated torque T as shown in FIG._iCan be calculated 10 times. Therefore, as compared with the case of FIG. 5B, it is possible to determine the combustion state using more calculated in-cylinder torque values. Therefore, it is possible to determine the combustion state with higher accuracy than when the in-cylinder pressure sensor is provided.
[0057]
Next, the calculated indicated torque T based on FIG._iA method for determining the properties of the fuel based on the above will be described in detail. When determining the properties of the fuel, the ECU 40 stores the torque generated when a normal fuel, that is, a fuel having an intermediate property between light fuel and heavy fuel, burns as a target value. When the calculated indicated torque Ti is larger than the target value, it is determined that the fuel is light, and when it is smaller than the target value, it is determined that the fuel is heavy.
[0058]
At this time, the apparatus according to the present embodiment performs the indicated torque T from the first explosion._iIs calculated several times, and the integrated value ST of these indicated torques is calculated._iThe fuel property is determined based on the above. The ECU 40 calculates the indicated torque T_iAnd the indicated torque integrated value ST_iA map shown in FIG. 6 that defines the relationship with the target value is stored in advance, and the properties of the fuel are determined based on this map.
[0059]
In FIG. 6, the horizontal axis indicates the number of times of fuel injection k into the cylinder, and the vertical axis indicates the integrated value ST of the indicated torque calculated corresponding to k fuel injections._i(K) is shown respectively. A curve 50 in FIG. 6 indicates a target value (threshold value) when determining the lightness and heavyness of the fuel. Integrated value ST according to the number of fuel injections k_iSince (k) increases, the threshold indicated by the curve 50 increases according to the fuel injection count k.
[0060]
In FIG. 6, when determining the fuel properties when the number of fuel injections reaches k times, the integrated value ST of the indicated torque due to k fuel injections is determined._i(K) is compared with the threshold value indicated by the curve 50. And integrated value ST_iWhen (k) is larger than the threshold value, it is determined that the fuel is light, and the integrated value ST_iWhen (k) is smaller than the threshold value, it is determined that the fuel is heavy. That is, in FIG. 6, the fuel injection count k and the integrated value ST_iWhen the intersection point P of (k) is located above the curve 50, it is determined to be light, and when it is located below the curve 60, it is determined to be heavy. Thus, the fuel injection frequency k and the integrated value ST_iBy applying (k) to the map of FIG. 6, the property of the fuel can be easily determined.
[0061]
Moreover, you may determine the lightness and the degree of heavyness of a fuel from the map of FIG. In this case, the integrated value ST at the fuel injection frequency k_iAs the absolute value of the difference between (k) and the threshold value is larger, it can be determined that the degree of lightness or heaviness is higher.
[0062]
When determining the quality of the combustion state based on the map of FIG. 6, the threshold value for determining the fuel property indicated by the curve 50 may be replaced with the threshold value for determining the quality of the combustion state.
[0063]
Next, based on the flowchart of FIG. 7, the procedure of the process in the control apparatus of this embodiment is demonstrated. First, in step S1, it is determined whether or not the crank angle position is the torque calculation timing. Specifically, it is determined whether the crank angle is in a state after TDC + 10 ° or after BDC + 10 °. If it is the torque calculation timing, the process proceeds to step S2, and if it is not the torque calculation timing, the process returns to the initial stage (RETURN).
[0064]
In the next step S2, parameters necessary for torque calculation are acquired. Specifically, engine speed (Ne (k)), cooling water temperature (thw (k)), angular velocity (ω₀(K), ω₀(K + 1)), time (Δt), and other parameters are acquired.
[0065]
In the next step S3, the friction torque T_f(K) is calculated. As described above, the friction torque T_f(K) is a function of the engine speed (Ne (k)) and the cooling water temperature (thw (k)), and an average value in a section from TDC to BDC is obtained from the map of FIG.
[0066]
In the next step S4, it is determined whether or not the auxiliary equipment is switched on. If the switch is on, the process proceeds to step S5, and the friction torque T determined in step S3 is obtained._fCorrect (k). Specifically, T_f(K) is multiplied by a predetermined correction coefficient, or T_fCorrection is performed by a method such as adding a predetermined correction value to (k). If the switch is off in step S4, the process proceeds to step S6.
[0067]
In step S6, dynamic loss torque T caused by angular acceleration_ac(K) is calculated. Here, T_ac(K) = J × ((ω₀(K + 1) -ω₀(K)) / Δt) is calculated, and the average value T of the dynamic loss torque in the section from TDC to BDC_ac(K) is calculated.
[0068]
In the next step S7, the indicated torque T_i(K) is calculated. Here, T_i(K) = T_ac(K) + T_fCalculate (k) and T_i(K) is calculated. In step S5, T_fIf (k) is corrected, the corrected T_fAn operation is performed using (k). The indicated torque T obtained here_i(K) is an average value of a section from TDC to BDC.
[0069]
In the section from TDC to BDC, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass_inertiaSince the average value is 0, the indicated torque T obtained from the equation (2)_i(K) is the torque T due to in-cylinder gas pressure._gas(K).
[0070]
In the next step S8, the indicated torque T_iIntegrated value ST of (k)_i(K) is calculated. Integrated value ST_i(K) is the previously calculated indicated torque T_iIntegrated value ST up to (k-1)_i(K-1) and the indicated torque T calculated this time_iIt is the sum of (k) and is calculated from the following equation.
ST_i(K) = ST_i(K-1) + T_i(K)
[0071]
In the next step S9, the fuel injection count k and a predetermined threshold K_thAnd k> K_thIt is determined whether or not. k> K_thIn this case, the calculation of the indicated torque is completed a sufficient number of times to determine the combustion state, so the routine proceeds to step S10 and the determination execution flag is set to ON. In the next step S11, based on the map of FIG._iThe combustion state is determined from (k). K_thBy setting the value of 3 to about 3 to 4, for example, the combustion state can be determined early after fuel injection is performed about 3 to 4 times from the first explosion.
[0072]
In step S9, k ≦ K_thIn this case, the calculation of the indicated torque sufficient number of times for determining the combustion state has not yet been completed, so the process proceeds to step S12, where k = k + 1 is set and the process returns to the initial state (RETURN). By setting k = k + 1 in step S12, in the next processing, the indicated torque T_iIntegrated value ST up to (k + 1)_i(K + 1) is calculated, and k + 1> K_thAt that time, the combustion state is determined.
[0073]
In the flowchart of FIG. 7, the integrated value ST of the indicated torque_iAfter obtaining (k), k> K_thIt is determined whether or not k> K_thWhether k> K or not_thThe integrated value ST of the indicated torque only when_i(K) may be calculated.
[0074]
After determining the combustion state in step S12, the internal combustion engine 10 is optimally controlled based on the determination result. For example, when it is determined that the combustion state has deteriorated, the desired indicated torque T is changed by changing the fuel injection amount, the air-fuel ratio, the ignition timing, and the like._iTo control the internal combustion engine 10. Further, when the fuel is heavy, the fuel injected from the fuel injection valve 30 is difficult to atomize, and thus misfire, emission, deterioration of drivability, and the like may occur. Therefore, when it is determined that the fuel is heavy, the map relating to the fuel control is switched to perform control such as increasing the fuel injection amount.
[0075]
As described above, according to the control device of the first embodiment, the indicated torque T_iIntegrated value ST_iTherefore, the combustion state of the engine can be determined with high accuracy, and the internal combustion engine 10 can be optimally controlled according to the combustion state and the properties of the fuel. In addition, since there is no need to provide an in-cylinder pressure sensor, the torque T_iThe combustion state can be easily determined. Further, the indicated torque T for each expansion stroke of each cylinder_iTherefore, it is possible to determine the combustion state at an earlier stage immediately after the start than when the in-cylinder pressure sensor is provided.
[0076]
Also, inertia torque T due to reciprocating inertia mass_inertiaSince the average value of the angular acceleration of the crankshaft 36 is calculated in a section where the average value of 0 is zero, T_inertiaCan be removed from the angular acceleration, the angular acceleration from only the information corresponding to the combustion state, and the dynamic loss torque T due to the angular acceleration._acCan be requested. Also, inertia torque T due to reciprocating inertia mass_inertiaSince the average value of the friction torque is obtained in the section where the average value of the friction torque T is zero, the friction torque T is accurately detected without being affected by the instantaneous friction behavior._fCan be requested. Therefore, the indicated torque T corresponding to the combustion state_iCan be obtained with high accuracy, and the indicated torque T_iIt is possible to accurately estimate the combustion state based on the above.
[0077]
In the above description, dynamic loss torque T due to angular acceleration from angular velocity in TDC and BDC._acHowever, the section from TDC to BDC is further divided into a plurality of sections, the dynamic loss torque due to the angular acceleration is obtained for each divided section, and these loss torques are averaged to obtain a loss every 180 °. Torque T_acYou may ask for. For example, the crank angle from TDC to BDC is divided into six equal parts every 30 °, and the dynamic loss torque TDC-BDC is calculated by averaging the dynamic loss torque every 30 °._acYou may obtain | require the average value of. As a result, the number of crank angular velocity detection points can be increased, and the crank angle detection error can be minimized.
[0078]
In the above description, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass._inertiaThe section where the average value of 0 is 0 is set to 180 °._inertiaA section in which the average value of 0 is 0 may be set wider. In the case of a 4-cylinder internal combustion engine, inertia torque T due to reciprocating inertia mass_inertiaSince the minimum unit of the interval in which the average value of 0 is 0 is 180 °, T is an integer multiple of 180 °._inertiaIt is possible to set a section in which the average value of is zero. For example, when the torque control is performed using the estimated torque, the indicated torque T_iMay be set to a wider angle range such as 360 ° or 720 °.
[0079]
In the above description, an example in which the present invention is applied to a four-cylinder internal combustion engine has been described._inertiaBy obtaining a section in which the average value of 0 is 0, the combustion state can be estimated as in the case of four cylinders. FIG. 8 is a diagram showing torque characteristics in an internal combustion engine other than the four-cylinder engine, and is a characteristic diagram showing the relationship between each torque and crank angle in equation (2), as in FIG. Here, FIG. 8A shows a case of a single cylinder, and FIG. 8B shows a case of 6 cylinders.
[0080]
As shown in FIG. 8 (A), in the case of a single cylinder, an explosion stroke is performed once every crank angle of 720 °, and the torque T due to in-cylinder gas pressure is obtained._gasRepeatedly increases and decreases with each explosion. And torque T by reciprocating inertial mass in the section of crank angle 360 ° to 540 °_inertiaThe average value of (dotted line) is 0. Therefore, the combustion state can be accurately estimated by obtaining the angular acceleration and the indicated torque for each section.
[0081]
The same applies to the case of the six cylinders shown in FIG. In the case of 6 cylinders, 6 explosion strokes are performed at every crank angle of 720 °._gasRepeatedly increases and decreases every 120 ° of crank angle. Then, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass in the section of the crank angle 0 ° to 120 °._inertiaThe average value of is zero. Therefore, by obtaining the angular acceleration and the indicated torque every 120 ° of the crank angle, the influence of the reciprocating inertial mass can be eliminated, and the combustion state can be accurately estimated. Since the crank rotation angle of one cycle is 720 °, the angle range obtained by calculating (720 ° / number of cylinders), particularly in the case of a multi-cylinder internal combustion engine, is expressed as T_{inerti a}The minimum unit of the section in which the average value is zero.
[0082]
Further, in the case of an internal combustion engine having an offset crank, T is compared with an internal combustion engine not having an offset crank._inertiaThe section in which the average value of 0 varies slightly. For example, in the case of a four-cylinder offset crank, the crank angle from TDC to BDC is slightly larger than 180 °. However, even in this case, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass in the section from TDC to BDC._inertiaThe average value of is zero. Therefore, even in an internal combustion engine having an offset crank, T_inertiaThe angular acceleration and the indicated torque can be obtained in a section in which the average value of 0 is 0, and the combustion state can be accurately estimated. In the case of an offset crank in which the crank angle from TDC to BDC takes a value slightly larger than 180 °, the inertia torque T is calculated even if the indicated torque is calculated in the range of the crank angle from 0 ° to 180 °._inertiaThe average value of is not completely zero, but its influence is very small. Therefore, even in the case of an offset crank, the combustion state of the internal combustion engine may be estimated based on the crank angular acceleration in a section where the crank angle is 0 ° to 180 °.
[0083]
In the above description, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass._inertiaWhile the average value of crank angular acceleration, loss torque, and friction torque is calculated in a section in which the average value of 0 is zero, information other than the average value, for example, an integrated value of torque, may be calculated in this section. T in this section_inertiaTherefore, the combustion state can be accurately estimated even if other parameters such as an integrated value are used.
[0084]
In the above description, the combustion state is estimated with the load torque Tl = 0, but the load torque Tl is based on information such as an inclination sensor._lCalculated torque T_iBy using this for estimating the combustion state, it is possible to estimate the combustion state in the entire operation region during vehicle travel. As a result, for example, even when cold hesitation (shaking at start-up) due to load change occurs during cold start, the combustion state can be reliably estimated.
[0085]
Embodiment 2. FIG.
Next, a second embodiment of the present invention will be described. As described in the first embodiment, the fuel injection amount at start-up is substantially constant for each injection, but control for changing the fuel injection amount may be performed. In such a case, even if the same number of fuel injections are performed, the total fuel injection amount is different. Fuel injection amount is indicated torque T_iThis is equivalent to the supply energy when generating the amount of_iBy performing the combustion state determination according to, the combustion state can be determined more accurately.
[0086]
Therefore, in the second embodiment, as shown in the first embodiment, the integrated value ST of the indicated torque is shown._iWhen determining the combustion state from the above, the combustion state is determined in consideration of the fuel injection amount. More specifically, the integrated value ST_iThe target value to be compared with is changed according to the fuel injection amount. Then, the changed target value and the integrated value ST of the indicated torque ST_iAnd the integrated value ST_iIs smaller than the target value, it is determined that the combustion state is deteriorated (fuel is heavy), and when it is larger than the target value, the combustion state is determined to be good (light fuel is light) Like to do.
[0087]
Thus, by changing the target value in accordance with the fuel injection amount, the indicated torque T resulting from the fuel injection amount_iIntegrated value ST after taking into account fluctuations_iCan be evaluated. Therefore, the indicated torque T_iEven when the fuel injection amount is not constant in the process of calculating the fuel consumption, it is possible to accurately determine the combustion state.
[0088]
FIG. 9 shows a map used in the fuel property determination according to the second embodiment. In FIG. 9, the horizontal axis represents the integrated value Sf (k) (= Σ injection amount) of the fuel injection amount from the first explosion to k fuel injections, and the vertical axis was calculated corresponding to k fuel injections. Integrated value ST of indicated torque ST_i(K) is shown respectively. A curve 60 in FIG. 9 indicates a target value (threshold value) for determining the lightness and heavyness of the fuel. The integrated value ST according to the integrated value Sf (k) of the fuel injection amount_iSince (k) increases, the threshold value indicated by the curve 60 increases according to the integrated value Sf (k).
[0089]
In FIG. 9, when determining the fuel property when the integrated value of the fuel injection amount is Sf (k), the integrated value ST of the indicated torque calculated up to that point is used._iIt is determined whether (k) is equal to or greater than the threshold value indicated by the curve 60. And integrated value ST_iWhen (k) is larger than the threshold value, it is determined that the fuel is light, and the integrated value ST_iWhen (k) is smaller than the threshold value, it is determined that the fuel is heavy. That is, in FIG. 9, the integrated value Sf (k) of the fuel injection amount and the integrated value ST of the indicated torque_iWhen the intersection point P of (k) is located above the curve 60, it is determined to be light, and when it is located below the curve 60, it is determined to be heavy. In this way, by changing the determination threshold value according to the integrated value Sf (k) of the fuel injection amount, the fuel injection amount can be accurately determined even when the fuel injection amount fluctuates from the fixed value at the start. Can be determined.
[0090]
In FIG. 9, the target value is changed according to the integrated value Sf (k) of the fuel injection amount. However, the target value may be changed according to the average value of the fuel injection amount.
[0091]
Next, based on the flowchart of FIG. 10, the procedure of the process in the control apparatus of this embodiment is demonstrated. In FIG. 10, the integrated value ST of the indicated torque_iThe process (steps S21 to S28) for calculating is the same as steps S1 to S8 in FIG. First, in step S21, it is determined whether or not the crank angle position is the torque calculation timing. If it is the torque calculation timing, the process proceeds to step S22, and if it is not the torque calculation timing, the process returns to the initial stage (RETURN).
[0092]
In the next step S22, parameters necessary for torque calculation (engine speed (Ne (k)), cooling water temperature (thw (k)), angular velocity (ω₀(K), ω₀(K + 1)), time (Δt), etc.).
[0093]
In the next step S23, the friction torque T_f(K) is calculated, and in step S24, it is determined whether or not the auxiliary equipment is switched on. If the switch is on (ON), the process proceeds to step S25, and the friction torque T obtained in step S23._fCorrect (k). If the switch is off in step S24, the process proceeds to step S26.
[0094]
In step S26, dynamic loss torque T caused by angular acceleration_ac(K) is calculated. In the next step S27, the indicated torque T_i(K) is calculated. In step S25, T_fIf (k) is corrected, the corrected T_fAn operation is performed using (k). The indicated torque T obtained here_i(K) is an average value of a section from TDC to BDC.
[0095]
In the section from TDC to BDC, the inertia torque T due to the reciprocating inertia mass_inertiaSince the average value is 0, the indicated torque T obtained from the equation (2)_i(K) is the torque T due to in-cylinder gas pressure._gas(K).
[0096]
In the next step S28, the indicated torque T_iIntegrated value ST_i(K) is calculated. Integrated value ST_i(K) is the previously calculated indicated torque T_iIntegrated value ST up to (k-1)_i(K-1) and the indicated torque T calculated this time_iObtained from the sum of (k).
[0097]
In the next step S29, an integrated value Sf (k) of the fuel injection amount f (k) is calculated. The integrated value Sf (k) is the sum of the integrated value Sf (k−1) up to the previous fuel injection amount f (k−1) and the current fuel injection amount f (k). calculate.
Sf (k) = Sf (k−1) + f (k)
[0098]
In the next step S30, the integrated value Sf (k) of the fuel injection amount and a predetermined threshold value F_thSf (k)> F_thIt is determined whether or not. Sf (k)> F_thIn this case, since a sufficient amount of fuel is injected to determine the combustion state, the process proceeds to step S31, and the determination execution flag is set to ON. In the next step S32, based on the map of FIG. 9, the integrated value ST of the indicated torque ST_iThe combustion state is determined from (k).
[0099]
In step S30, Sf (k) ≦ F_thIn this case, since a sufficient amount of fuel injection for determining the combustion state has not been performed, the process proceeds to step S33, where k = k + 1 is set and the process returns to the initial state (RETURN). By setting k = k + 1 in step S33, in the next processing, the indicated torque T_iIntegrated value ST up to (k + 1)_i(K + 1) will be calculated, and Sf (k)> F_thAt this point, the combustion state is determined.
[0100]
After determining the combustion state in step S32, as in the first embodiment, the internal combustion engine 10 is optimally controlled based on the determination result.
[0101]
As described above, according to the second embodiment, since the target value is changed according to the integrated value Sf (k) of the fuel injection amount, the indicated torque T due to the fluctuation of the fuel injection amount._iThe integrated value ST of the indicated torque taking into account fluctuations_i(K) can be evaluated. Therefore, the indicated torque T_iEven when the fuel injection amount fluctuates in the process of calculating the combustion state, it is possible to accurately determine the combustion state.
[0102]
In the second embodiment, the target value (threshold value) is changed based on the fuel injection amount from the fuel injection valve 30. The target value may be changed based on the actual inflow fuel amount (cylinder inflow fuel amount). The in-cylinder inflow fuel amount can be obtained from a fuel behavior model in the intake passage 12 or the like. Thereby, the precision of combustion state discrimination | determination can be improved more.
[0103]
In the first and second embodiments described above, the indicated torque T_iThe combustion state is determined based on the integrated value of the calculated torque T_iThe combustion state may be determined based on the average value.
[0104]
In the first and second embodiments, the integrated value ST of the indicated torque calculated at the start_iThe combustion state is determined based on the_iAs long as the parameters that cause the fluctuation are constant, or if the fluctuation history of these parameters can be acquired, the indicated torque T_iIt may be determined by calculating. For example, the combustion state may be determined during idling during steady operation.
[0105]
Embodiment 3 FIG.
Next, a third embodiment of the present invention will be described. In the third embodiment, the indicated torque T calculated at the time of the first explosion at the start (first explosion) in order to more accurately determine the combustion state._iThe combustion state is determined based only on the above.
[0106]
Prior to the first explosion, no fuel is injected from the fuel injection valve 30, so that the fuel hardly adheres to the intake port or the inner wall surface of the cylinder. When fuel is injected from the fuel injection valve 30 during the first explosion, a part of the fuel adheres to the intake port or the wall surface in the cylinder, and the rest is atomized in the cylinder. Therefore, when the fuel properties are constant, the variation in the amount of fuel atomized in the cylinder at the first explosion is small.
[0107]
On the other hand, in the case of an explosion other than the first explosion, the fuel has already adhered to the intake port or the inner wall surface of the cylinder, so that the adhering fuel is atomized during the intake and compression strokes. Thus, in cases other than the first explosion, the amount of fuel atomized in the cylinder varies due to the atomization of the fuel adhering to the wall surface. The indicated torque T depends on the amount of fuel atomized in the cylinder._iTherefore, the indicated torque T at the first explosion with small variation in the amount of fuel atomized_iBy determining the combustion state by the above, it becomes possible to determine the fuel property with higher accuracy.
[0108]
In addition, the amount of fuel adhering to the intake port or the wall surface in the cylinder varies depending on the properties of the fuel. For example, in the case of heavy fuel, the amount of adhesion to the wall surface increases compared to light fuel, and the amount of atomization in the cylinder decreases. Before the first explosion, there was almost no fuel adhering to the wall surface, so the amount of fuel adhering to the wall surface during the first explosion was determined directly from the properties of the fuel, and as a result, the amount of fuel atomized in the cylinder was also fuel It depends on the nature of the. On the other hand, in cases other than the first explosion, the fuel originally attached to the wall surface is atomized during intake and compression strokes as described above. It does not correspond, and includes variations due to fuel adhering to the wall surface. Thus, since the amount of fuel corresponding to the properties of the fuel is atomized at the time of the first explosion, the indicated torque T calculated at the time of the first explosion_iIs a good reflection of the properties of the fuel. Therefore, the indicated torque T calculated at the first explosion_iBy determining the fuel properties based only on the fuel, more reliable and accurate fuel property determination is possible.
[0109]
Further, at the first explosion, air flow is not generated in the intake passage 12 and the exhaust passage 14 as in the steady operation, and the intake passage 12 and the surge tank 28 are filled with a sufficient amount of air. For this reason, the charging efficiency of the intake air into the cylinder is almost 100%, and the amount of intake air into the cylinder at the time of the first explosion is almost constant every time. Accordingly, the indicated torque T caused by the variation in the intake air amount_iFluctuation can be minimized, and the combustion state can be accurately determined.
[0110]
Further, as described in the first embodiment, the ignition timing at the first explosion is always fixed at a constant crank angle._iFluctuations can be suppressed.
[0111]
Thus, the indicated torque T only at the first explosion_iBy calculating the indicated torque T based on parameters such as the amount of intake air and ignition timing._iFluctuations can be minimized, and the S / N ratio for determining the combustion state can be increased. Therefore, the combustion state can be determined with higher accuracy.
[0112]
On the other hand, the indicated torque T depends on parameters such as engine speed and engine temperature._iThe calculated value of fluctuates. When the engine speed is low, a certain amount of time is required from when the fuel is injected into the cylinder until it is ignited, so that the fuel adhering to the cylinder inner wall surface is atomized during this time. For this reason, the air-fuel ratio becomes rich, and more fuel explodes in the cylinder than at the time of high rotation, and the indicated torque T_iWill increase. When the engine temperature is high, the degree of atomization of the injected fuel becomes high, and the fuel adhering to the inner wall surface of the cylinder is easily atomized. Therefore, the indicated torque T as the engine temperature rises._iWill increase.
[0113]
In the third embodiment, when the parameters such as the engine speed and the engine temperature change, the indicated torque T_iThe target value to be compared with is corrected. As a result, even if the cranking speed fluctuates due to factors such as battery deterioration, or even when the engine temperature fluctuates due to the influence of outside air temperature, the indicated torque T_iBased on this, the combustion state can be accurately determined.
[0114]
In an engine provided with a pressure sensor for detecting fuel pressure (fuel pressure) or an engine provided with means for estimating fuel pressure, the target value may be corrected based on the fuel pressure.
[0115]
FIG. 11 is a flowchart illustrating a processing procedure in the control device according to the third embodiment. First, in step S41, the indicated torque T at the first explosion is shown._iFind (1). Here, the indicated torque T is obtained by the same processing as steps S1 to S7 in FIG._i(1) is calculated. In the next step S42, a fuel injection amount f (1) into the cylinder at the time of the first explosion is obtained. The fuel injection amount f (1) can be obtained from the fuel injection amount instructed by the ECU 40 to the fuel injection valve 30.
[0116]
In the next step S43, the reference torque T is calculated from the fuel injection amount f (1)._ref(Target value) is obtained. The ECU 40 determines the fuel injection amount and the reference torque T at a specific engine speed and a specific engine temperature._refIs stored in advance, and the reference torque T is determined by referring to this map._refAsk for.
[0117]
In the next step S44, the temperature correction coefficient k_thThe reference torque T obtained in step S43_refTo k_thMultiply by to correct the temperature. Temperature correction coefficient k_thIs a value representative of the temperature of the internal combustion engine 10, for example, a coefficient determined according to the cooling water temperature, etc., and is a value between 0 and 1. Reference torque T_refBy correcting the temperature, the indicated torque T due to the engine temperature_iEven when the value fluctuates, the reference torque T_refThis makes it possible to accurately determine the combustion state based on the above.
[0118]
In the next step S45, the rotational speed correction coefficient k_neAnd the reference torque T corrected in temperature in step S44._refTo k_neThe rotation speed is corrected by multiplying by. Rotational speed correction coefficient k_neIs a coefficient determined according to the rotational speed of the internal combustion engine 10, and is also a value of 0 or more and 1 or less. Reference torque T_refIs corrected in accordance with the engine speed so that the indicated torque T_iEven when the value fluctuates, the reference torque T_refThis makes it possible to accurately determine the combustion state based on the above.
[0119]
In the next step S46, the reference torque T corrected in steps S44 and S45._ref= T_ref× k_th× k_neAnd the indicated torque T calculated in step S1._iCompare the magnitude relationship with (1). That is, here T_i(1) <T_ref× k_th× k_neIt is determined whether or not.
[0120]
T in step S46_i(1) <T_ref× k_th× k_neIf YES, the process proceeds to step S47, and the indicated torque T_iReference torque T corrected by (1)_refTherefore, it is determined that the combustion state is deteriorated (fuel is heavy). On the other hand, in step S46, Ti <T_ref× k_th× k_neIf not, the process proceeds to step S48, and the reference torque T corrected by the indicated torque Ti is obtained._refBecause of the above, it is determined that the combustion state is normal (the fuel is light).
[0121]
After determining the combustion state in steps S47 and S48, as in the first embodiment, the internal combustion engine 10 is optimally controlled based on the determination result.
[0122]
As described above, according to the third embodiment, since the amount of fuel adhering to the intake port or the wall surface in the cylinder at the first explosion is almost zero, the variation in the amount of fuel atomized in the cylinder is minimized. The indicated torque T according to the amount of fuel atomization_iCan be calculated. Therefore, the combustion state can be determined with high accuracy.
[0123]
Furthermore, even if the engine temperature and engine speed at the first explosion fluctuate, the reference torque T depends on the engine speed and temperature._refEven if the cranking speed is reduced due to factors such as battery deterioration, the indicated torque T_iIt is possible to accurately determine the combustion state based on the above.
[0124]
In the third embodiment, the reference torque may be calculated based on the in-cylinder inflow fuel amount calculated by the fuel behavior model or the like in order to further improve the accuracy of the combustion state determination. In addition, in the restart immediately after the engine is stopped, fuel remains in the port or the cylinder, and the detection accuracy of the combustion state caused by the heavy fuel is lowered, so detection may be prohibited.
[0125]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured as described above, the following effects can be obtained.
[0126]
  According to the first aspect of the invention, the in-cylinder torque resulting from the combustion in the cylinder is calculated based on the information related to the crank angle.BurningIt is possible to accurately determine the properties of the material. Therefore, BurningThe internal combustion engine can be optimally controlled based on the properties of the fuel.Further, according to the present invention, the amount of fuel atomized in the cylinder at the time of the first combustion at the start of the engine has a very high relationship with the properties of the fuel, and therefore, based on the cylinder torque at the time of the first combustion. By determining the fuel properties, more accurate fuel property determination is possible. In addition, since the in-cylinder torque can be accurately obtained with the characteristic values that cause fluctuations in the in-cylinder torque such as the fuel injection amount, ignition timing, and intake air amount being substantially fixed, the fuel properties can be obtained with high accuracy. It becomes possible to discriminate.
[0132]
  First2According to the invention, since the target value is corrected based on the engine speed or the engine temperature at the time of starting the engine, even if the engine speed or the engine temperature fluctuates, the accuracy is determined based on the in-cylinder torque. wellFuel propertiesCan be determined.
[0133]
  First3According to the invention, since the in-cylinder torque is calculated based on the angular acceleration in the section where the average value of the inertia torque due to the reciprocating inertia mass is almost zero, the influence of the inertia torque due to the reciprocating inertia mass on the angular acceleration is affected. Can be eliminated. Therefore, the in-cylinder torque can be accurately calculated based on the angular acceleration.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram for explaining a control device for an internal combustion engine according to a first embodiment and a structure around the control device.
FIG. 2 is a characteristic diagram showing the relationship between the indicated torque, the torque due to in-cylinder gas pressure, the inertial torque due to reciprocating inertial mass, and the crank angle.
FIG. 3 is a schematic diagram showing a method for obtaining angular acceleration of a crankshaft.
FIG. 4 is a schematic diagram showing a map representing the relationship between friction torque, engine speed, and coolant temperature.
[Fig. 5] Indicated torque T_iIt is a schematic diagram which shows the relationship between (k) and each stroke of each cylinder.
FIG. 6 is a schematic diagram showing a map in which the properties of fuel are determined from the relationship between the number of times of calculating the indicated torque and the target value of the indicated torque integrated value.
FIG. 7 is a flowchart illustrating processing of the control device according to the first embodiment;
FIG. 8 is a characteristic diagram showing torque characteristics in the case of single cylinders and six cylinders.
FIG. 9 is a schematic diagram showing a map in which the properties of fuel are determined from the relationship between the integrated value of the fuel injection amount and the target value of the indicated torque integrated value.
FIG. 10 is a flowchart showing processing of the control device according to the second embodiment;
FIG. 11 is a flowchart illustrating processing of the control device according to the third embodiment;
[Explanation of symbols]
10 Internal combustion engine
36 crankshaft
38 Crank angle sensor
40 ECU

Claims (3)

In-cylinder torque calculating means for calculating in-cylinder torque resulting from combustion in the cylinder based on information on the crank angle;
Discriminating means for discriminating characteristics of the fuel on the basis of the in-cylinder torque,
And control means for controlling the internal combustion engine based on the nature of prior Ki燃 fee,
It said discriminating means, a control apparatus for an internal combustion engine, characterized in that to determine the nature of pre Ki燃 fee based on the in-cylinder torque calculated by the first combustion when the engine is started. The discrimination means includes
A comparison means for comparing a predetermined target value with the in-cylinder torque;
Correction means for correcting the target value based on the engine speed or the engine temperature at the time of starting the engine,
Control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, characterized in that to determine the nature of pre Ki燃 fee based on the comparison result in said comparison means. The in-cylinder torque calculating means includes
Including angular acceleration calculating means for calculating crank angular acceleration,
3. The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the in-cylinder torque is calculated based on crank angular acceleration in a crank angle section where an average value of inertia torque by reciprocating inertia mass is substantially zero.

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