JP4099159B2

JP4099159B2 - 内燃機関の吸入空気量推定装置

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Publication number: JP4099159B2
Application number: JP2004070716A
Authority: JP
Inventors: 正晃小西; 潤司加藤; 尚住奥田
Original assignee: Toyota Motor Corp; Toyota Central R&D Labs Inc
Current assignee: Toyota Motor Corp; Toyota Central R&D Labs Inc
Priority date: 2003-03-13
Filing date: 2004-03-12
Publication date: 2008-06-11
Anticipated expiration: 2024-03-12
Also published as: JP2004293546A

Description

本発明は、内燃機関のシリンダに吸入される吸入空気の量を推定する吸入空気量推定装置に関する。

内燃機関により燃焼される混合気の空燃比を所定の値とするためには、同内燃機関のシリンダ内に吸入される空気の量（以下、「筒内吸入空気量Mc」と云う。）を精度良く求める必要がある。通常、この筒内吸入空気量Mcは、内燃機関の吸気通路に設けられた空気流量センサの出力値により推定される。ところが、スロットル弁開度が急激に変化する過渡運転状態においては、空気流量センサの出力値の挙動と実際の吸入空気量の挙動とが一致しなくなるため、空気流量センサの出力値に基いて筒内吸入空気量を精度良く求めることは一般に困難である。

このようなことから、従来の吸入空気量推定装置の一つ（以下、「従来の装置」と云う。）は、図１４に示したように、エネルギー保存則や運動量保存則等の物理法則に基いて内燃機関の各部における吸入空気の挙動を数式により記述したモデルを備えていて、これらのモデルを使用して筒内吸入空気量Mcを推定している（例えば、特許文献１参照。）。
特開２０００１−４１０９５号公報（第５頁〜第８頁）

具体的に述べると、従来の装置は、スロットルモデルM10と、吸気管モデルM20と、吸気弁モデルM30とを含んでいる。スロットルモデルM10は、空気がスロットル弁の周囲を通過する部分での同空気の挙動を記述したモデルであって、スロットル弁を通過する空気流量（以下、「スロットル通過空気流量mt」と云う。）を推定する。吸気管モデルM20は、吸気管における空気の挙動をモデル化したモデルであって、吸気管内の空気圧力（以下、「吸気管圧力Pm」と云う。）及び吸気管内空気温度Tmを推定する。吸気弁モデルM30は、空気が吸気弁の周囲を通過する部分での同空気の挙動を記述したモデルであって、シリンダ内に吸入される空気の流量（以下、「筒内吸入空気流量mc」と云う。）を推定する。筒内吸入空気量Mcは、筒内吸入空気流量mcを吸気弁の開弁時から閉弁時まで積分して求めてもよいが、ここでは、便宜上、筒内吸入空気流量mcに燃料が供給される気筒の吸気行程に要する時間Tintを乗じることにより求めている。

特に、吸気管モデルM20は、質量保存則に基く下記(1)式とエネルギー保存則に基く下記(2)式とから、吸気管圧力Pm及び吸気管内空気温度Tmを求めている。Rは気体定数、κは比熱比（以下、κを一定値として扱う。）、Taはスロットル通過空気温度（即ち、大気温度である吸入空気温度THA）、Vmはスロットル弁から吸気弁までの吸気管（以下、「吸気管部」と云う。）の容積である。
d(Pm/Tm）/dt＝(R/Vm)・(mt−mc) …(1)
dPm/dt＝κ・(R/Vm)・(mt・Ta−mc・Tm) …(2)

ところで、実際の内燃機関においては、吸気管壁面と吸気管内の空気との間で熱の交換が行われる。したがって、暖機前の吸気管内空気温度Tmと暖機後の吸気管内空気温度Tmは、吸気管壁面の温度が互いに異なることにより、大気温度、スロットル弁開度、機関回転速度及びバルブリフト量等の他の機関運転条件が同一であったとしても、互いに異なる値になる。しかしながら、上記従来の装置の吸気管モデルM20におけるエネルギー保存式（即ち、(2)式）は、吸気管壁面と吸気管内の空気との間の熱伝達を考慮していないので、吸気管温度Tmが精度良く推定されず、したがって、筒内吸入空気量Mcが精度良く推定されないという問題がある。

本発明は、上記課題に対処するためになされたものであって、内燃機関のスロットル弁から吸気弁までの吸気管部内の空気に関するエネルギー保存則に基いて求められる数式（吸気管部内の空気のエネルギーの単位時間あたりの変化量が同単位時間あたりに同吸気管部内の空気に与えられるエネルギーと同単位時間あたりに同吸気管部内の空気から奪われるエネルギーの差に等しいことに基く数式）により表された吸気管モデルを用いて同吸気管部内の空気温度及び空気圧力を推定し、同推定された吸気管部内の空気温度及び空気圧力を利用して同内燃機関のシリンダ内に吸入される空気量を推定する内燃機関の吸入空気量推定装置において、前記吸気管モデルが、前記吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギーを前記数式における前記単位時間あたりに同吸気管部内の空気に与えられるエネルギーの一つとして採用する。

これによれば、吸気管モデルは「吸気管部内の空気のエネルギーの単位時間あたりの変化量が同単位時間あたりに同吸気管部内の空気に与えられるエネルギーと同単位時間あたりに同吸気管部内の空気から奪われるエネルギーの差に等しい」というエネルギー保存則に基く数式により表され、吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギーがその数式における「前記吸気管部内の空気に与えられるエネルギー」の一つとして考慮されるので、機関の暖機状態に関わらず吸気管部内の空気温度及び空気圧力が精度良く推定される。その結果、筒内吸入空気量が精度良く推定される。

更に、前記吸気管モデルは、前記吸気管部の壁面近傍を空気が通過することにより発生する強制対流による熱伝達の形態で同空気に与えられる熱エネルギーに基づく値Ｑ１を推定するとともに、前記吸気管部内に空気が存在することにより発生する自然対流による熱伝達の形態で同空気に与えられる熱エネルギーに基く値Ｑ２を推定し、同推定値Ｑ１及び同推定値Ｑ２に基いて前記吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギーを推定するように構成されている。

強制対流による熱伝達に基く熱エネルギーは、内燃機関が高負荷運転状態にあるとき（筒内吸入空気流量が大きいとき）に大きいが、低負荷運転状態にあるとき（筒内吸入空気流量が小さいとき）には小さい。逆に、自然対流による熱伝達に基く熱エネルギーは、内燃機関が低負荷運転状態にあるとき（筒内吸入空気量が小さく空気が吸気管部内に対流しやすい場合）に大きいが、高負荷運転状態にあるときには小さい。

したがって、上記構成の吸気管モデルのように、吸気管部の壁面から吸気管部内の空気に与えられる熱エネルギーを熱伝達の形態により区別して推定しておき、これらの推定値に基いて同吸気管部内の空気に与えられる全体の熱エネルギーを推定すれば、より精度良く吸気管部内の空気温度及び空気圧力を推定することができる。

また、上記構成の吸気管モデルのように、熱伝達の形態に応じて前記熱エネルギーを推定すれば、それぞれの熱伝達の形態に対して適切な推定を行う（例えば、パラメータや推定式を熱伝達の形態に合わせて選択する）ことができるので、各熱エネルギーに応じた値Ｑ１，Ｑ２を精度良く推定でき、結果として前記熱エネルギーを精度良く推定することが可能となる。

また、前記吸気管モデルは、前記吸気管部を構成するインテークマニホールド部の壁面近傍を空気が通過することにより同インテークマニホールド部の壁面から同空気に与えられる熱エネルギーに基づく値Ｑ１を強制対流による熱伝達を表すモデルにより推定し、前記吸気管部を構成するサージタンク部に空気が存在することにより同サージタンク部の壁面から同空気に与えられる熱エネルギーに基く値Ｑ２を自然対流による熱伝達を表すモデルにより推定し、前記吸気管部を構成するスロットル弁部の壁面近傍を空気が通過することにより同スロットル弁部の壁面から同空気に与えられる熱エネルギーに基づく値Ｑ３を強制対流による熱伝達を表すモデルにより推定し、同推定値Ｑ１、同推定値Ｑ２及び同推定値Ｑ３に基いて前記吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギーを推定するように構成されてもよい。

これによれば、インテークマニホールド部の壁面から空気に与えられる熱エネルギーに基づく値Ｑ１と、サージタンク部の壁面から空気に与えられる熱エネルギーに基く値Ｑ２と、スロットル弁部の壁面から空気に与えられる熱エネルギーに基づく値Ｑ３とがそれぞれ求められる。インテークマニホールド部及びスロットル弁部においては、空気の流速が大きい。従って、値Ｑ１及び値Ｑ３は、強制対流による熱伝達を表すモデルにより推定される。一方、サージタンク部においては、空気が滞留する傾向が強い。従って、値Ｑ２は、自然対流による熱伝達を表すモデルにより推定される。そして、吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギーは、値Ｑ１〜値Ｑ３に基いて求められる。

このように、吸気管部を構成する各部にて空気に与えられる熱エネルギーに基く値が、各部の熱伝達の形態に応じて求められるので、同各部における熱エネルギーに基く値が精度よく求められる。その結果、吸気管部全体の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギーが精度良く求められる。

以下、本発明による内燃機関の吸入空気量推定装置を含む燃料噴射量制御装置の各実施形態について図面を参照しつつ説明する。図１は、本発明の第１実施形態に係る燃料噴射量制御装置を火花点火式多気筒（４気筒）内燃機関１０に適用したシステムの概略構成を示している。なお、図１は、特定気筒の断面のみを示しているが、他の気筒も同様な構成を備えている。

この内燃機関１０は、シリンダブロック、シリンダブロックロワーケース及びオイルパン等を含むシリンダブロック部２０と、シリンダブロック部２０の上に固定されるシリンダヘッド部３０と、シリンダブロック部２０にガソリン混合気を供給するための吸気系統４０と、シリンダブロック部２０からの排ガスを外部に放出するための排気系統５０とを含んでいる。

シリンダブロック部２０は、シリンダ２１、ピストン２２、コンロッド２３及びクランク軸２４を含んでいる。ピストン２２はシリンダ２１内を往復動し、ピストン２２の往復動がコンロッド２３を介してクランク軸２４に伝達され、これにより同クランク軸２４が回転するようになっている。シリンダ２１とピストン２２のヘッドは、シリンダヘッド部３０とともに燃焼室２５を形成している。

シリンダヘッド部３０は、燃焼室２５に連通した吸気ポート３１、吸気ポート３１を開閉する吸気弁３２、吸気弁３２を駆動するインテークカムシャフトを含むとともに同インテークカムシャフトの位相角を連続的に変更する可変吸気タイミング装置３３、可変吸気タイミング装置３３のアクチュエータ３３ａ、燃焼室２５に連通した排気ポート３４、排気ポート３４を開閉する排気弁３５、排気弁３５を駆動するエキゾーストカムシャフト３６、点火プラグ３７、点火プラグ３７に与える高電圧を発生するイグニッションコイルを含むイグナイタ３８及び燃料を吸気ポート３１内に噴射するインジェクタ（燃料噴射手段）３９を備えている。

吸気系統４０は、吸気ポート３１に連通し同吸気ポート３１とともに吸気通路を形成するインテークマニホールドＩＭ及びサージタンクＳＴを含む吸気管４１、吸気管４１の端部に設けられたエアフィルタ４２、吸気管４１内にあって吸気通路の開口断面積を可変とするスロットル弁４３、スロットル弁駆動手段を構成するスロットル弁アクチュエータ４３ａ、スワールコントロールバルブ（以下、「ＳＣＶ」と称呼する。）４４及びＳＣＶアクチュエータ４４ａを備えている。ＳＣＶ４４は、スロットル弁４３よりも下流でインジェクタ３９よりも上流の位置にて吸気管４１に対し回動可能に支持されていて、その開度に応じて燃焼室に吸入される空気のスワールを制御するようになっている。

ＤＣモータからなるスロットル弁アクチュエータ４３ａは、後述する電子制御装置７０が達成する電子制御スロットル弁ロジックにより目標スロットル弁開度θｒが与えられると、実際のスロットル弁開度TAが目標スロットル弁開度θｒとなるようにスロットル弁４３を駆動するようになっている。ＤＣモータからなるＳＣＶアクチュエータ４４ａは、電気制御装置７０から駆動信号を受けてＳＣＶ４４を回転駆動するようになっている。

排気系統５０は、排気ポート３４に連通したエキゾーストマニホールド５１、エキゾーストマニホールド５１に接続されたエキゾーストパイプ５２及びエキゾーストパイプ５２に介装された触媒コンバータ（三元触媒装置）５３を備えている。

一方、このシステムは、熱線式エアフローメータ６１、吸気温センサ（大気温センサ）６２、大気圧センサ（スロットル弁上流圧力センサ）６３、スロットルポジションセンサ６４、SCV開度センサ６５、カムポジションセンサ６６、クランクポジションセンサ６７、水温センサ６８、Ｏ₂センサ６９及びアクセル操作量検出手段を構成するアクセル開度センサ８１を備えている。

エアフローメータ６１は、内燃機関１０の吸気通路内を流れる空気の流量（吸入空気流量）を実際に測定し、測定した吸入空気流量AFMを表す信号を出力するようになっている。吸気温センサ６２は、エアフローメータ６１内に備えられていて、吸入空気の温度を検出し、吸気温度（大気温度）Taを表す信号を出力するようになっている。大気圧センサ６３は、スロットル弁４３の上流の圧力（即ち、大気圧）を検出し、スロットル弁上流圧力Paを表す信号を出力するようになっている。スロットルポジションセンサ６４は、スロットル弁４３の開度（スロットル弁開度）を検出し、スロットル弁開度TAを表す信号を出力するようになっている。SCV開度センサ６５は、ＳＣＶ４４の開度を検出し、ＳＣＶ開度θivを表す信号を出力するようになっている。

カムポジションセンサ６６は、インテークカムシャフトが９０°回転する毎に（即ち、クランク軸２４が１８０°回転する毎に）一つのパルスを有する信号（Ｇ２信号）を発生するようになっている。クランクポジションセンサ６７は、クランク軸２４が１０°回転する毎に幅狭のパルスを有するとともに同クランク軸２４が３６０°回転する毎に幅広のパルスを有する信号を出力するようになっている。この信号は、エンジン回転速度NEを表す。水温センサ６８は、内燃機関１０の冷却水の温度を検出し、冷却水温THWを表す信号を出力するようになっている。Ｏ₂センサ６９は、触媒コンバータ５３に流入する排ガス中の酸素濃度に応じた信号（空燃比が理論空燃比よりもリッチであるか、又はリーンであるかを示す信号）を出力するようになっている。アクセル開度センサ８１は、運転者によって操作されるアクセルペダル８２の操作量Accpを表す信号を出力するようになっている。

電気制御装置７０は、互いにバスで接続された、ＣＰＵ７１、ＲＯＭ７２、ＲＡＭ７３、バックアップＲＡＭ７４及びインターフェース７５等からなるマイクロコンピュータである。ＲＯＭ７２は、テーブル（マップ）及び定数等を予め記憶するようになっている。ＲＡＭ７３は、ＣＰＵ７１が必要に応じてデータを一時的に格納するようになっている。バックアップＲＡＭ７４は、電源が投入された状態でデータを格納するとともに同格納したデータを電源が遮断されている間も保持するようになっている。インターフェース７５は、ＡＤコンバータを含み、前述の種々のセンサと接続され、ＣＰＵ７１にこれらのセンサからの信号を供給するとともに、ＣＰＵ７１の指示に応じて吸気弁制御装置３３のアクチュエータ３３ａ、イグナイタ３８、インジェクタ３９、スロットル弁アクチュエータ４３ａ及びＳＣＶアクチュエータ４４ａ等に駆動信号を送出するようになっている。

次に、上記のように構成された燃料噴射量制御装置による物理モデル（シミューレーションモデル）を用いた燃料噴射量の決定方法について説明する。

（燃料噴射量fiの決定方法の概要）
この燃料噴射量制御装置は、吸気行程にある気筒（以下、「燃料噴射気筒」と云う。）の吸気弁３２が閉じる時点（この時点を「吸気弁閉時」とも云う。）より前の時点で、同気筒に対して燃料を噴射しなければならない。従って、燃料噴射量制御装置は、吸気弁閉時に確定されることになる燃料噴射気筒の燃焼室２５（シリンダ２１内）に吸入されているであろう吸入空気量（筒内吸入空気量Mc）を前もって予測する必要がある。また、本例においては、噴射終了時期は、燃料噴射気筒の吸気上死点前７５°クランクアングル（以下、「BTDC75°CA」と表す。他のクランクアングルについても同様に表す。）と定められている。

したがって、この燃料噴射量制御装置は、噴射に要する時間及びＣＰＵ７１の計算時間等を考慮して、クランク角がBTDC75°CAとなる時点よりも前の時点までに、燃料噴射気筒の吸気弁閉時の筒内吸入空気量Mcを予測・推定し、推定された筒内吸入空気量Mcを下記(3)式に適用して燃料噴射量（基本噴射量）fiを決定する。(3)式における係数kλは、エンジンの運転状態に応じて別途定められる設定空燃比に応じて変更される係数である。
fi ＝kλ・Mc …(3)

次に、筒内吸入空気量Mcの推定原理について、上記燃料噴射量制御装置の機能ブロック図である図２を参照しながら具体的に説明する。この燃料噴射量制御装置は、物理モデルとして、電子制御スロットル弁モデルM1、スロットルモデルM2、吸気管モデルM3、吸気弁モデルM4、熱伝達モデルM5及び吸気弁モデルM6を備えている。これらのモデルM1〜M6における計算は、ＣＰＵ８１が所定時間ΔTt（プログラム実行間隔時間）の経過毎に各モデルに対応するプログラムを実行することにより達成される。また、燃料噴射量制御装置は、電気制御スロットル弁ロジックA1及び噴射量決定ロジックA2を備えている。

（電子制御スロットル弁モデルM1と電子制御スロットル弁ロジックA1）
電子制御スロットル弁モデルM1は、電子制御スロットル弁ロジックA1と協働して、現時点までのアクセルペダル操作量Accpに基づいて現時点から所定時間T0先の時刻ｔにおけるスロットル弁開度θtを推定するモデルである。

具体的に述べると、電子制御スロットル弁ロジックA１は、図３に示したアクセルペダル操作量Accpと目標スロットル弁開度θｒとの関係を規定するテーブル及びアクセル開度センサ８１により検出された実際の（現時点の）アクセルペダル操作量Accpに基づいて暫定的な目標スロットル弁開度θｒ１を所定時間（例えば、２msec）の経過毎に決定する。また、電子制御スロットル弁ロジックA１は、暫定的な目標スロットル弁開度θｒ１を所定時間T（例えば、６４msec）だけ遅延させた値、即ち、現時点より所定時間Tだけ前の時点にて決定された暫定的な目標スロットル弁開度θｒ１を、現時点での最終的な目標スロットル弁開度θｒとして決定する。そして、電子制御スロットル弁ロジックA１は、実際のスロットル弁開度TAが現時点の目標スロットル弁開度θｒとなるようにスロットル弁アクチュエータ４３ａに対して駆動信号を送出する。

このように、目標スロットル弁開度θｒは、現時点から所定時間Tだけ前の時点におけるアクセルペダル操作量Accpに応じて決定された暫定的な目標スロットル弁開度θｒ１と等しいから、現時点から所定時間T0だけ先の時刻ｔにおける目標スロットル弁開度θｒは現時点から時間（T−T0）前における暫定的な目標スロットル弁開度θｒ１と等しい。また、スロットル弁アクチュエータ４３ａの作動遅れ時間を無視すれば、ある時点の目標スロットル弁開度θｒは、その時点の実際のスロットル弁開度と等しい。このような考えに基づき、電子制御スロットル弁モデルM1は、現時点から所定時間T0だけ先の時刻ｔにおけるスロットル弁開度θtを推定する。即ち、現時点から時間（T−T0）前における暫定的な目標スロットル弁開度θｒ１を現時点から所定時間T0だけ先の時刻ｔにおけるスロットル弁開度θtとして推定する。なお、スロットル弁アクチュエータ４３ａの作動遅れ時間を考慮に加えて、スロットル弁開度θtを推定してもよい。

（スロットルモデルM2）
スロットルモデルM2は、スロットル弁４３を通過する空気流量（スロットル通過空気流量）mtを、エネルギー保存則、運動量保存則、質量保存則及び状態方程式等の物理法則に基づいて得られた(4)式及び(5)式に基づいて推定するモデルである。(4)式において、Ct（θt）はスロットル弁開度θtに応じて変化する流量係数、At（θt）はスロットル弁開度θtに応じて変化するスロットル開口面積（吸気管４１のスロットル弁４３周囲の開口面積）、Paはスロットル弁上流圧力（即ち、大気圧）、Pmは吸気管圧力（吸気管内空気圧力）、Taは吸気温度（大気温度）である。

ここで、上記スロットルモデルM2を記述した上記(4)式及び(5)式の導出過程について説明する。いま、スロットル弁４３の上流の開口断面積をAu、空気密度をρu、空気の流速をvuとし、スロットル弁４３による吸気管４１の開口断面積をAd、そこでの空気密度をρd、スロットル弁４３を通過する空気の流速をvdとすると、スロットル通過空気流量mtは、下記(6)式で表される。(6)式は質量保存則を記述した式と言える。
mt＝Ad・ρd・vd＝Au・ρu・vu …(6)

一方、運動エネルギーは、空気の質量をmとすると、スロットル弁４３の上流でm・vu²／２であり、スロットル弁４３を通過する場所でm・vd²／２である。他方、熱エネルギーは、スロットル弁４３の上流でm・Cp・Tuであり、スロットル弁４３を通過する場所でm・Cp・Tdである。したがって、エネルギー保存則により、下記(7)式が得られる。なお、Tuはスロットル弁上流の空気温度、Tdはスロットル弁下流の空気温度、Cpは定圧比熱である。

m・vu²／２＋m・Cp・Tu＝m・vd²／２＋m・Cp・Td …(7)

ところで、状態方程式は下記(8)式、比熱比κは下記(9)式、マイヤーの関係は下記(10)式で示されるから、(8)〜(10)式よりCp・Tは下記(11)式のように表される。なお、Pは気体の圧力、ρは気体の密度、Tは気体の温度、Rは気体定数、Cvは定容比熱である。

P＝ρ・R・T …(8)
κ＝Cp／Cv …(9)
Cp＝Cv＋R …(10)
Cp・T＝｛κ/(κ-1)｝・(P／ρ) …(11)

(11)式の関係を用いて上記エネルギー保存則に基づく(7)式を書換えると、下記(12)式が得られる。ここで、Puはスロットル弁４３上流の空気圧力、Pdはスロットル弁４３の下流の空気圧力（即ち、吸気管圧力Pm）である。
vu²/２＋｛κ/(κ-1)｝・(Pu/ρu)＝vd²/２＋｛κ/(κ-1)｝・(Pd/ρd) …(12)

そして、スロットル弁４３の無限上流を考えると、Au＝∞、vu＝０であるから、エネルギー保存則に基づく(12)式は下記の(13)式に書き換えられる。
｛κ/(κ-1)｝・(Pu／ρu)＝vd²／２＋｛κ/(κ-1)｝・(Pd／ρd) …(13)

次に、運動量について記述する。断面積Auの部分に加わる圧力をPu、断面積Adの部分に加わる圧力をPd、断面積Auの部分と断面積Adの部分との間をつなぐ固定された空間の平均圧力をPmeanとすると、下記(14)式が得られる。
ρd・vd²・Ad−ρu・vu²・Au＝Pu・Au−Pd・Ad＋Pmean・（Ad−Au） …(14)

(14)式で、Au＝∞、vu＝０を考慮すると、下記(15)式が得られるので、同(15)式と上記(14)式とから下記(16)式の運動量に関する関係（運動量保存則に基づく関係）が得られる。
Pmean＝Pu …(15)
ρd・vd²＝Pu−Pd …(16)

この(16)式と、(6)式及び(13)式とから(4)式及び(5)式が得られる。具体的な計算方法について簡単に述べると、(13)式を(Pd/ρd)のみを左辺とする式に変形し、(16)式をρdのみを左辺とする式に変形する。次いで、これら両式の左辺同士及び右辺同士を掛け合わせて得た式を得て、その式をvdについて解くと(17)式が得られる。

また、(16)式からρd・vd＝(Pu-Pd)/vdであるから、この式の右辺のvdに(17)式で表されたvdを代入すると、(18)式が得られる。

そして、スロットル通過空気流量mtはmt＝Ad・ρd・vdであるから、この式と(18)式及び気体の状態方程式から得られるρu＝Pu/(R・Tu)の関係を用いてmtについての式を得、更に、Puはスロットル弁上流圧力Paであり、Pdは吸気管圧力Pmであるから、Pu＝Pa, Pd＝Pmと置き直すとともに、開口断面積Adを開口面積A(θt)と置きなおした式を得る。そして、適合定数として流量係数Ct(θt)を加えて整理すると(4)式及び(5)式の下段の式が得られる。なお、スロットル弁通過流速vdが音速となるまで吸気管圧力Pmが低下している場合（即ち、(Pm/Pa)≦１/(κ+1)の場合）、スロットル通過流速vdは（Pa/Pm）の値に依存しなくなる。したがって、この場合、(5)式の下段において、Pa/Pm＝１/(κ+1)と置き直した式を用いる。これが、(5)式の上段の式である。

次に、(5)式及び(6)式で表されたスロットルモデルM2におけるスロットル通過空気流量mtの実際の求め方を述べる。いま、スロットル弁開度θtが一定に維持される定常運転時を想定し、その場合のスロットル通過空気流量及び吸気管圧力がそれぞれmtTA及びPmTAであるとすると、(4)式から下記(19)式が得られる。
mtTA＝Ct(θt)・At(θt)・｛Pa/(R・Ta)^1/2｝・Φ（PmTA/Pa） …(19)

したがって、(4)式及び(19)式から下記(20)式を得る。

ところで、経験則から、筒内吸入空気流量mcは下記(21)式に従う。
mc＝（Ta/Tm）・（c・Pm−d） …(21)
(21)において、値c,dは、吸気弁モデルM4に関する説明において述べる適合定数である。値cは、エンジン回転速度NE及び吸気弁の開閉タイミングVTと定数cとの関係を規定するテーブルMAPC、実際のエンジン回転速度NE並びに実際の吸気弁の開閉タイミングVTから求めることができる（c＝MAPC(NE,VT)）。同様に、値dは、エンジン回転速度NE及び吸気弁の開閉タイミングVTと定数dとの関係を規定するテーブルMAPD、実際のエンジン回転速度NE並びに実際の吸気弁の開閉タイミングVTから求めることができる（d＝MAPD(NE,VT)）。

また、上述したスロットル弁開度θtが一定の定常運転時においては、スロットル通過空気流量mt（この場合、mtTA）と筒内吸入空気流量mcとは等しいので、(21)式から下記(22)式が得られる。PmTAは、スロットル弁開度θtが一定の運転状態における吸気管圧力である。
mtTA＝（Ta/Tm）・（c・PmTA−d） …(22)

(22)式の吸気管圧力PmTAは、スロットル弁開度θt、エンジン回転速度NE及び吸気弁の開閉タイミングVTに基いて経験的に決定することができる。そこで、スロットルモデルM2は、スロットル弁開度θt、エンジン回転速度NE及び吸気弁の開閉タイミングVTと、吸気管圧力PmTAとの関係を規定するテーブルMAPPMをＲＯＭ７２内に記憶していて、電子制御スロットル弁モデルM1により推定されたスロットル弁開度θｔ、実際のエンジン回転速度NE及び実際の吸気弁の開閉タイミングVTと、前記テーブルMAPPMとに基づいて吸気管圧力PmTA（＝MAPPM(θt,NE,VT)）を求める。スロットルモデルM2は、このようにして求めた値c,d、吸気管圧力PmTA、吸気管モデルM3により既に推定されている直前（最新）吸気管内空気温度Tm及び吸気温センサ６２が検出した大気温度Taを(22)式に適用してmtTAを求める。

更に、スロットルモデルM2は、値Pm/Paと値Φ(Pm/Pa)との関係を規定するテーブルMAPΦをＲＯＭ７２内に記憶していて、前記吸気管圧力PmTAをスロットル弁上流圧力Paで除した値（PmTA/Pa）と、前記テーブルMAPΦとから、上記(20)式の右辺における値Φ(PmTA/Pa)（＝MAPΦ(PmTA/Pa)）を求める。同様にして、スロットルモデルM2は、後述する吸気管モデルM3が既に求めている前回の吸気管圧力Pm(k-1)をスロットル弁上流圧力Paで除した値（Pm(k-1)/Pa）と、前記テーブルMAPΦとから、上記(20)式の右辺における値Φ(Pm/Pa)（＝MAPΦ(Pm(k-1)/Pa)）を求める。スロットルモデルM2は、以上のように上記(20)式の右辺の各因数を求め、同(20)式によりスロットル通過空気流量mtを求める。

（吸気管モデルM3）
吸気管モデルM3は、質量保存則とエネルギー保存則とにそれぞれ基づいた下記(23)式及び下記(24)式、スロットル通過空気流量mt、スロットル通過空気温度（即ち、大気温度である吸入空気温度）Ta、吸気管から流出する空気流量mc（即ち、筒内吸入空気流量）、並びに、伝熱項（吸気管から与えられる熱エネルギー項）Ｑ/Cpから、吸気管圧力Pm及び吸気管内空気温度Tmを求めるモデルである。なお、伝熱項Ｑ/Cpについては、熱伝達モデルM5の項目において詳述する。
d(Pm/Tm）/dt＝(R/Vm)・(mt−mc) …(23)
dPm/dt＝κ・(R/Vm)・(mt・Ta−mc・Tm ＋Ｑ/Cp) …(24)

吸気管モデルM3は、(23)式及び(24)式の右辺におけるスロットル通過空気流量mtをスロットルモデルM2から取得し、筒内吸入空気流量mcを後述する吸気弁モデルM4から取得する。更に、吸気管モデルM3は、伝熱項Ｑ/Cpを後述する熱伝達モデルM5から取得する。そして、(23)式及び(24)式に基づく計算を行って最新の吸気管圧力Pm及び吸気管内空気温度Tmを推定する。

ここで、上記吸気管モデルM3を記述した(23)式及び(24)式の導出過程について説明する。先ず、質量保存則に基づく(23)式について検討する。吸気管部の総空気量をMとすると、総空気量Mの時間的変化は、吸気管部に流入する空気量に相当するスロットル通過空気流量mtと同吸気管部から流出する空気量に相当する筒内吸入空気流量mcの差であるから、質量保存則に基づく下記(25)式が得られる。
dM／dt＝mt−mc …(25)

一方、状態方程式は下記(26)となるから、上記(25)式と下記(26)式とから総空気量Mを消去することにより上記(23)式が得られる。
Pm・Vm＝M・R・Tm …(26)

次に、吸気管部内の空気に関するエネルギー保存則に基く(24)式について検討する。吸気管部内の空気のエネルギーM・Cv・Tmの時間的変化量（単位時間あたりの変化量）は、吸気管部内の空気に与えられるエネルギーと同吸気管部の空気から奪われるエネルギーとの差に等しい。そこで、先ず、与えられるエネルギーについて検討すると、吸気管部にはエネルギーCp・mt・Taを有する空気が流入する。また、吸気管部内の空気は吸気管壁（サージタンク部の壁面及びインテークポート部の壁面）から単位時間あたりＱの熱量（熱流、熱エネルギー、又は伝達熱流量とも云う。）を受ける。一方、奪われるエネルギーについて検討すると、吸気管部からはエネルギーCp・mc・Tmの空気が流出する。更に、この場合、吸気管部の容積Vmは変化せず、吸気管部のエネルギーの殆どが温度上昇に寄与する（即ち、運動エネルギーは無視し得る）ものと考えられる。これらのことから、下記(27)式が得られる。
d(M・Cv・Tm)／dt＝Cp・mt・Ta−Cp・mc・Tm＋Ｑ …(27)

この(27)式を、上記(9)式（κ＝Cp／Cv）と上記(26)式（Pm・Vm＝M・R・Tm）とを用いて変形することにより、上記(24)式が得られる。

（吸気弁モデルM4）
吸気弁モデルM4は、吸気管圧力Pm、吸気管内温度Tm及び吸気温度Ta等から筒内吸入空気流量mcを推定するモデルである。吸気行程（吸気弁閉時も含む）におけるシリンダ内（気筒内、燃焼室２５内）の圧力は吸気弁３２の上流の圧力、即ち吸気管圧力Pmとみなすことができるので、筒内吸入空気流量mcは吸気弁閉時の吸気管圧力Pmに比例すると考えることができる。そこで、吸気弁モデルM4は筒内吸入空気流量mcを、経験則に基づく下記(28)式にしたがって求める。
mc＝（Ta/Tm）・（c・Pm−d） …(28)

(28)式において、値cは比例係数、値dは筒内に残存していた既燃ガス量を反映した値である。値cは、(21)式に関連する部分にて説明したように、エンジン回転速度NEと吸気弁の開閉タイミングVTと値cとの関係を規定したテーブルMAPC、実際のエンジン回転速度NE及び実際の吸気弁開閉タイミングVTにより求められる（c＝MAPC(NE,VT)）。MAPCはＲＯＭ７２内に格納されている。同様に、値dは、エンジン回転速度NEと吸気弁の開閉タイミングVTと値dとの関係を規定したテーブルMAPD、実際のエンジン回転速度NE及び実際の吸気弁開閉タイミングVTにより求められる（d＝MAPD(NE,VT)）。MAPDはＲＯＭ７２内に格納されている。

吸気弁モデルM4は、このようにして値c及び値dを求めるとともに、吸気管モデルM3により既に推定されている直前（最新）の吸気管圧力Pm及び直前の吸気管内空気温度Tmと、吸気温センサ６２が検出した大気温度Taを上記(28)式に適用し、筒内吸入空気流量mcを推定する。

（熱伝達モデルM5）
熱伝達モデルM5は、上述した吸気管モデルM3の(24)式での伝熱項Ｑ/Cpの伝達熱流量Ｑを、下記(29)〜(33)式により推定するモデルである。熱伝達モデルM5は、以下に述べるように、自然対流伝達熱流量Ｑ１と強制対流伝達熱流量Ｑ２とを別々に求め、これらの和を求めることにより伝熱熱流量Ｑ（＝Ｑ１＋Ｑ２）を推定する。なお、自然対流伝達熱流量Ｑ１は、前記吸気管部内に空気が存在することにより発生する自然対流による熱伝達の形態で同空気に与えられる熱エネルギーに基く値である。また、強制対流伝達熱流量Ｑ２は、前記吸気管部の壁面近傍を空気が通過することにより発生する強制対流による熱伝達の形態で同空気に与えられる熱エネルギーに基づく値である。
Ｑ＝Ｑ１＋Ｑ２ …(29)
Ｑ１＝A1・hwst・(Tst−Tm) …(30)
hwst＝f1(Tst−Tm) …(31)
Ｑ２＝A2・hwim・(Tim−Tm) …(32)
hwim＝f2(mc) …(33)

図４にも示したように、(29)〜(33)式において、A1はサージタンク部表面積相当値、hwstは自然対流熱伝達率、Tstはサージタンク部壁温、Tmは吸気管内空気温度、A2はインテークマニホールド部表面積相当値、hwimは強制対流熱伝達率、Timはインテークマニホールド部壁温である。熱伝達モデルM5は、図２に示したように、吸気管モデルM3から吸気管内空気温度Tmを得るとともに、吸気弁モデルM4から筒内吸入空気流量mcを得る。更に、熱伝達モデルM5は、サージタンクSTの壁温を推定（検出）するサージタンク部壁温推定手段（エンジンルーム内温度推定手段）S1からサージタンク部壁温Tstを、インテークマニホールドIMの壁温を推定（検出）するインテークマニホールド部壁温推定手段S2からインテークマニホールド部壁温Timを得て、(29)〜(33)式の計算を行う。

サージタンク部壁温推定手段S1は、吸気温度（大気温度）Ta及び冷却水温THWとサージタンク部壁温Tstとの関係を規定するテーブルMAPTst、実際の吸気温度Ta並びに実際の冷却水温THWから、サージタンク部壁温Tst（＝MAPTst(Ta,THW)）を推定する。なお、サージタンクSTの壁面又はサージタンク近傍のエンジンルーム内に温度センサを配置し、その温度センサをサージタンク部壁温推定手段S1として用いることにより、サージタンク部壁温Tstを取得してもよい。

インテークマニホールド部壁温推定手段S2は、冷却水温THWとインテークマニホールド部壁温Timとの関係を規定するテーブルMAPTim及び実際の冷却水温THWから、インテークマニホールド部壁温Tim（＝MAPTim(THW)）を推定する。なお、インテークマニホールドIMの壁面に温度センサを配置し、その温度センサをインテークマニホールド部壁温推定手段S2として用いることにより、インテークマニホールド部壁温Timを取得してもよい。

また、上記(31)式の関数f1及び上記(33)式の関数f2は、それぞれ図５及び図６に示したとおりである。関数f1はサージタンク部壁温Tstと吸気管内空気温度Tmの温度差(Tst−Tm)に関し略一定であるか又は温度差(Tst−Tm)と略比例（単調増加）する関数である。関数f2は筒内吸入空気流量mcが増大するにつれて増大する関数であって、例えば、f2＝kmc・mc^0.8（kmcは定数）である。

従来のモデル（吸気管モデル）においては、空気の吸気管部における受熱（吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギー）を考慮していないため、定常運転状態における吸気管内空気温度Tmは大気温度である吸入空気温度Taと一致した値として計算される。即ち、従来のモデルでは(2)式のように(24)式の伝熱項Ｑ/Cpを無視していて、この(2)式によれば、定常運転状態（dPm/dt＝０）を考えるとスロットル通過空気流量mtと筒内吸入空気量mcとは等しい（mt＝mc）ことから、Ta＝Tmと計算される。

しかしながら、実際の内燃機関においては、吸気管壁面と吸気管内の空気との間で熱の交換が行われる。したがって、図７に示したように、大気温度Ta、スロットル弁開度θt、機関回転速度NE、バルブタイミングVT、及びバルブリフト量L等の機関運転条件を同一に維持しながら運転した場合であっても、冷間時（暖機前）から暖機終了時までの期間に吸気管内空気温度Tmは徐々に上昇し、その結果、筒内吸入空気量mcは次第に減少する。

そこで、本発明による燃料噴射量制御装置は、吸気管モデルM3にて用いる(24)式に示したエネルギー保存則に伝熱項Ｑ/Cpを導入し（即ち、(27)式において吸気管部の壁面から吸気管部内の空気に単位時間あたり伝達される熱エネルギーである伝達熱流量Ｑを考慮に入れ）、この伝熱項のＱの値を熱伝達モデルM5により推定するように構成されている。これにより、吸気管部の壁面と吸気管部内の空気との間での熱の交換を、筒内吸入空気流量mcの推定に反映することができる。

また、熱伝達モデルM5は、(29)式に示したように、自然対流伝達熱流量Ｑ１と強制対流伝達熱流量Ｑ２との和を求め、その和を全体の伝熱熱流量Ｑとして推定する。この理由は、吸気管部の壁面と吸気管部内の空気との間の熱伝達の形態としては、吸気管部の壁面近傍を空気が通過することにより熱の交換が行われる強制対流による熱伝達の形態と、吸気管部内の空気の流速がないとした場合であっても熱の交換が行なわれる自然対流による熱伝達の形態とが存在するからである。以下、上記(29)〜(33)式の根拠について説明する。

先ず、熱伝達の定義式について述べると、温度がTwである壁面に温度がTairである空気が接触している場合、これらの間の熱伝達については、下記の(34)式を適用することができる。ここで、Q0は壁面から空気に単位時間あたりに伝達される熱量（熱流量）、Aは熱伝達が行われる壁面の表面積、hwは熱伝達率である。
Q0＝A・hw・(Tw − Tair) …(34)

一方、強制対流の熱伝達においては、空気流量が大きいほど伝達される熱量は大きくなるから、熱伝達率hwは空気流量の増大とともに増大するように設定することが妥当である。そこで、熱伝達モデルM5は、上記(33)式（図６に示した関数f2）のように、強制対流の熱伝達率hwimを筒内吸入空気流量mcの増大とともに増大するように設定している。この場合、強制対流の熱伝達は空気流速が大きい部分において大きいから、(34)式における壁面の表面積Aは(32)式及び図４に示したように、空気流速が大きいインテークマニホールド部の表面積相当値A2に設定されている。以上が、上記(32)及び(33)式の根拠である。

他方、内燃機関の運転状態が低負荷運転状態であると、筒内吸入空気流量mcが極めて小さくなるので、強制対流の熱伝達率hwimは「０」に近づき、強制対流熱伝達熱流量Ｑ２も「０」に近づく。このことは、(32)式、(33)式及び図６に示した関数f2からも理解される。このとき、熱伝達モデルM5が、強制対流熱伝達だけしか考慮していないとし、且つ、低負荷の定常運転状態を考えると、(24)式においてdPm/dt＝０, mc＝mt, 且つＱ/Cp＝０とおけるから、大気温度Taと吸気管内空気温度Tmは等しい（Ta＝Tm）ことになる。従って、強制対流伝達熱流量Ｑ２のみに基いて吸気管内空気温度Tmを推定すると、同吸気管内空気温度Tmは、図８の曲線ＬQ2に示したように、筒内吸入空気流量が０に近い領域において大気温度Taに等しく、筒内吸入空気流量mcの増大とともに増大することになる。

しかしながら、実際の内燃機関においては、吸気管内の空気と吸気管部壁面との間で自然対流による熱伝達が行われる。特に、低負荷運転状態においては、サージタンク部内に空気が滞留する傾向があるから、自然対流による熱伝達がサージタンク部において主として行われ、その結果、吸気管内空気温度Tmは大気温度Taとは異なるサージタンク部の壁温Tstに近づく。したがって、伝達熱モデルM5が強制対流熱伝達のみを考慮していて、自然対流による熱伝達を考慮していないとすると、低負荷運転状態での吸気管内空気温度Tmの推定精度が悪化し、その結果、筒内吸入空気流量mcの推定精度も悪化することになる。

このことから、吸気管モデルM5は、自然対流による熱伝達をも考慮に入れている。自然対流による熱伝達は、上述したように、空気が滞留するサージタンク部において主として現れるから、(34)式における壁面の表面積Aは(30)式及び図４に示したようにサージタンク部の表面積相当値A1とすることが妥当である。また、自然対流熱伝達率hwstは、自然対流による熱伝達が壁面温度と空気温度との差に依存するから、(31)に示したように、サージタンク部壁温Tstと吸気管内空気温度Tmとの差に応じた値とすることが妥当である。以上が、(30)式及び(31)式の根拠である。

なお、吸気管モデルM5が自然対流による熱伝達のみを考慮し、強制対流による熱伝達を考慮していないとすると、内燃機関の運転状態が高負荷運転状態であって筒内吸入空気流量mcが大きくなったとき、吸気管内空気温度Tmは大気温度Taに近づくことになる。これは、定常運転状態では、(24)式においてdPm/dt＝０且つmc＝mt＝mvとおけ、伝達熱流量ＱはＱ１とおけるから、同(24)式をTmについて解いた式である下記(35)式において、mvを大きくしたとき、伝達熱流量Ｑ１がmvの増大に伴って増大しないため、吸気管内空気温度Tmが大気温度Taに近づくことからも理解される。つまり、自然対流の熱伝達のみを考慮した熱伝達モデルにより推定された伝達熱流量Ｑ１に基いて吸気管内空気温度Tmを推定すると、同吸気管内空気温度Tmは図８の曲線ＬQ1のように、筒内吸入空気流量mcの増大とともに大気温度Taに向けて減少することになる。
Tm＝Ta＋Ｑ１／(Cp・mv） …(35)

ところが、実際の内燃機関においては、高負荷運転状態で筒内吸入空気流量mcが大きくなって強制対流の影響が大きく現れ、これにより、吸気管内空気温度Tmは大気温度Taより大きくなる。したがって、伝達熱モデルM5が自然対流熱伝達のみを考慮していて、強制対流による熱伝達を考慮していないとすると、高負荷運転状態での吸気管内空気温度Tmの推定精度が悪化し、その結果、筒内吸入空気流量mcの推定精度も悪化することになる。

以上、説明したように、熱伝達モデルM5は自然対流及び強制対流による熱伝達を考慮して全体の伝達熱流量を推定し、吸気管モデルM3はこの推定された伝達熱量を用いて吸気管内の空気温度Tm及び空気圧力Pmする。これにより、本発明のモデルは、図８の曲線ＬＱに示したように、内燃機関の運転状態が低負荷運転状態であるか高負荷運転状態であるかに関わらず、吸気管内空気温度Tmを精度良く推定することができ、以って、筒内吸入空気量Mcを精度良く推定することが可能となっている。

（吸気弁モデルM6）
吸気弁モデルM6は、上記吸気弁モデルM4と同様のモデルであり、吸気管モデルM3が推定した直前の（最新の）吸気管圧力Pm及び吸気管内空気温度Tmと、上記経験則に基づく(28)式（mc＝（Ta/Tm）・（c・Pm−d））とを用いて最新の筒内吸入空気流量mcを求める。

（燃料噴射量決定ロジックA2）
燃料噴射量決定ロジックA2は、吸気弁モデルM6により求められた吸気弁閉弁時近傍における筒内吸入空気流量mcに、エンジン回転数NEから算出される燃料噴射気筒の吸気行程に要する時間（吸気弁３２が開弁してから閉弁するまでの時間）Tintを乗じることにより、燃料噴射気筒の筒内吸入空気量Mcを求め、これと上記(3)式（fi＝kλ・Mc）とに基づいて燃料噴射量fiを決定し、同燃料噴射量fiの燃料を燃料噴射手段であるインジェクタ３９から噴射する。以上が、燃料噴射量fiを決定する方法の概略である。

次に、電気制御装置７０の実際の作動について、図９〜図１１に示したフローチャートを参照しながら説明する。

ＣＰＵ７１は、所定の演算周期ΔTt（例えば、８msec）の経過毎に図９にフローチャートにより示した燃料噴射量計算ルーチン（プログラム）を実行するようになっている。したがって、所定のタイミングとなると、ＣＰＵ７１はステップ９００から処理を開始し、ステップ９０５に進んで上記スロットルモデルM2によりスロットル通過空気流量mt(k-1)を求める。スロットル通過空気流量mtの括弧内の変数がkではなくk-1となっているのは、このスロットル通過空気流量mt(k-1)が演算周期ΔTt前の各種値を用いて求められた値であることを意味している。この変数k，k-1の意味は以下に述べる他の値についても同様である。

ステップ９０５の計算内容について説明すると、ＣＰＵ７１は先ず上記(21)式の値c（＝c(k-1)）を、上記テーブルMAPCと、現時点より演算周期ΔTt前のエンジン回転数NE及び現時点より演算周期ΔTt前の吸気弁の開閉タイミングVTとから求める。また、同様に値d（＝d(k-1)）を、上記テーブルMAPDと、現時点より演算周期ΔTt前のエンジン回転数NE及び現時点より演算周期ΔTt前の吸気弁の開閉タイミングVTとから求める。

次いで、ＣＰＵ７１は吸気管圧力PmTAを、上記テーブルMAPPM、演算周期ΔTt前に求められた推定スロットル弁開度θt(k-1)、現時点より演算周期ΔTt前のエンジン回転数NE及び現時点より演算周期ΔTt前の吸気弁の開閉タイミングVTとから求めた後、スロットル通過空気流量mtTAを(22)式に基づいて求める。なお、スロットル通過空気温度Taは吸気温センサ６２が検出する吸入空気温度Taを用い、吸気管内空気温度Tm(k-1)は、前回の本ルーチン実行時において後述するステップ９２０にて求められている値を用いる。

次いで、ＣＰＵ７１は今回求めた吸気管圧力PmTAをスロットル弁上流圧力Paで除した値（PmTA/Pa）と上記テーブルMAPΦとから値Φ(PmTA/Pa)を求め、前回の本ルーチン実行時における後述するステップ９２０にて求められた吸気管圧力Pm(k-1)をスロットル弁上流圧力Paで除した値（Pm(k-1)/Pa）と上記テーブルMAPΦとから値Φ(Pm/Pa)を求める。そして、ＣＰＵ７１は、このようにして求めた各値を(20)式に適用してスロットル通過空気流量mt(k-1)を求める。

次に、ＣＰＵ７１はステップ９１０に進み、(28)式に基いて筒内吸入空気量mc(k-1)を求める。このとき、値c及び値dには上記ステップ９０５にて求めた値を使用する。また、吸気管圧力Pm(k-1)及び吸気管内空気温度Tm(k-1)には、前回の本ルーチン実行時における後述するステップ９２０にて求められた値を用い、スロットル通過空気温度Taには吸気温センサ６２が検出する吸入空気温度Taを用いる。

次いで、ＣＰＵ７１はステップ９１５に進み、熱伝達モデルM5により伝達熱流量Ｑを推定する。具体的に述べると、ＣＰＵ７１はステップ９１５に進んだとき、図１０に示したステップ１０００を経由してステップ１００５に進み、冷却水温センサ６８が検出する冷却水温THW、吸気温センサ６２が検出する吸入空気温度Ta及びマップMAPTStからサージタンク部壁温Tstを推定する。次に、ＣＰＵ７１はステップ１０１０に進み、(31)式にしたがって自然対流熱伝達率hwstを求め、ステップ１０１５にて(30)式にしたがって自然対流伝達熱流量Ｑ１を求める。

次に、ＣＰＵ７１はステップ１０２０にて冷却水温センサ６８が検出する冷却水温THW及びマップMAPTimからインテークマニホールド部壁温Timを推定し、ステップ１０２５にて先のステップ９１０にて推定された筒内吸入空気量mc(k-1)を(33)式に適用して強制対流熱伝達率hwimを求め、続くステップ１０３０にて(32)式にしたがって強制対流伝達熱流量Ｑ２を求める。そして、ＣＰＵ７１はステップ１０３５にて(29)式にしたがって伝達熱流量Ｑを求めて、ステップ１０９５を経由して図９のステップ９２０に進む。

ＣＰＵ７１はステップ９２０にて、上記ステップ９０５〜９１５にてそれぞれ求めたスロットル通過空気流量mt(k-1)、筒内吸入空気流量mc(k-1)及び伝達熱流量Ｑを、上記吸気管モデルM3を表す(23)式及び(24)式を離散化した同ステップ９２０内に示した式に適用し、今回の吸気管圧力Pm(k)と、同吸気管圧力Pm(k)を今回の吸気管内空気温度Tm(k)にて除した値｛Pm/Tm｝(k)とを求める。なお、Δｔは吸気管モデルM3で使用される離散間隔（離散時間）を表す。また、定圧比熱Cpは予め与えられた値を用いる。

次いで、ＣＰＵ７１はステップ９２５に進み、(28)式に基づいて今回の筒内吸入空気流量mc(k)を求める。具体的に述べると、ＣＰＵ７１は値c(k)をエンジン回転速度NEと吸気弁の開閉タイミングVTとMAPCとにより求め（c(k)＝MAPC(NE,VT)）、値d(k)をエンジン回転速度NEと吸気弁の開閉タイミングVTとMAPDとにより求める（d(k)＝MAPD(NE,VT)）。このときのエンジン回転数NE及び吸気弁の開閉タイミングVTは、現時点での値を用いる。そして、ＣＰＵ７１は、値c(k)、値d(k)、上記ステップ９２０にて求められた今回の吸気管圧力Pm(k)及び今回の吸気管内空気温度Tm(k)（値｛Pm/Tm｝(k)及び吸気管圧力Pm(k)から求められる）並びに吸気温センサ６２が検出する吸入空気温度Taを(28)式に適用することにより、今回の筒内吸入空気流量mc(k)を算出し、ステップ９３０に進む。

ＣＰＵ７１はステップ９３０にて、現時点でのエンジン回転速度NEと、インテークカムシャフトのカムプロフィールで決定されている吸気弁開弁角とから吸気弁開弁時間（吸気弁が開弁してから閉弁するまでの時間）Tintを計算し、続くステップ９３５にて上記今回の筒内吸入空気流量mc(k)に吸気弁開弁時間Tintを乗じて筒内吸入空気量Mcを算出する。次に、ＣＰＵ７１はステップ９４０に進み、上記求められた筒内吸入空気量Mcを(3)式に適用して燃料噴射量fiを算出し、ステップ９９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。

次に、電気制御装置７０が、実際に噴射を行うために実行するルーチンについて、同ルーチンをフローチャートにより示した図１１を参照して説明すると、ＣＰＵ７１はこのルーチンをクランクポジションセンサ６７がパルスを発生する毎に（即ち、クランク角が１０°CA経過する毎に）実行するようになっている。以下、このルーチンをNE割込みルーチンと称呼する。

即ち、所定のタイミングにてクランクポジションセンサ６７がパルスを発生すると、ＣＰＵ７１はステップ１１００から処理を開始し、続くステップ１１０５にて最新の（その時点で演算されている）燃料噴射量fiを同時点のエンジン回転速度NEから噴射クランク角θinjに変換する。次いで、ＣＰＵ７１はステップ１１１０に進み、現在（本NE割込みルーチン）が、燃料噴射終了時期であるBTDC７５°CAに噴射クランク角θinjをクランク角が遡る方向に加えて得られる燃料噴射開始クランク角BTDC（７５°CA＋θinj）に対し、直前のNE割込みルーチンであるか否かを判定する。換言すると、次回のNE割込みルーチンが、実際のクランク角がクランク角BTDC（７５°CA＋θinj）となるタイミングよりも遅いタイミングで発生するか否かを判定する。

そして、現在がクランク角BTDC（７５°CA＋θinj）に対して直前のNE割込みルーチンであるときは、直ちに噴射を開始するための処理を行わなければならないので、ステップ１１１５に進んで燃料噴射気筒のインジェクタ３９と接続された所定のレジスタ（図示省略）に噴射開始時刻を設定するとともに、噴射開始時刻に噴射時間fiを加えた時刻である噴射終了時刻を設定し、ステップ１１９５にて本ルーチンを一旦終了する。これにより、ＣＰＵ７１の内蔵するタイマ（フリーランカウンタ）が噴射開始時刻と一致すると前記インジェクタから燃料の噴射が開始され、同タイマが噴射終了時刻と一致すると同インジェクタからの噴射が終了される。一方。ステップ１１１０にて「Ｎｏ」と判定されるとき、ＣＰＵ７１はそのままステップ１１９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。

このように、本実施形態の燃料噴射量制御装置は、現時点から所定時間T後のスロットル弁開度θtを推定し、このスロットル弁開度θt及び種々の物理法則にしたがって構築されたシミュレーションモデルに基いて所定時間T後の筒内吸入空気量Mcを推定する。したがって、燃料噴射気筒の燃料噴射タイミングとなったとき、その燃料噴射気筒の吸気弁閉弁時近傍の筒内吸入空気量Mcに応じた燃料噴射量fiの燃料を同気筒に噴射することができる。

また、本燃料噴射量制御装置の吸気管モデルM3は、吸気管壁面と吸気管内の空気との間での熱の交換を考慮しているので、筒内吸入空気量Mcを精度良く推定することができる。更に、熱伝達モデルM5は、吸気管モデルM3にて使用される伝熱熱流量Ｑを、自然対流伝達熱流量Ｑ１と強制対流伝達熱流量Ｑ２との和として推定している。したがって、内燃機関の暖機状態に応じた伝達熱流量Ｑを得ることができ、筒内吸入空気量Mcを暖機状態に関わらずより精度良く推定することができる。

次に、本発明による内燃機関の吸入空気量推定装置の第２実施形態について説明する。上記第１実施形態は、吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される伝達熱流量Ｑを、空気が滞留する傾向を有するサージタンク部における自然対流伝達熱流量Ｑ１（以下、「サージタンク部伝達熱流量Ｑ１」と云う。）と、空気流速が大きいインテークマニホールド部における強制対流伝達熱流量Ｑ２（以下、「インテークマニホールド部伝達熱流量Ｑ２」と云う。）との和（Ｑ＝Ｑ１＋Ｑ２）として求めていた。

これに対し、第２実施形態は、下記(36)式に示したように、上記伝達熱流量Ｑをサージタンク部伝達熱流量Ｑ１とインテークマニホールド部伝達熱流量Ｑ２との和に、更にスロットル弁部における伝達熱流量Ｑ３（以下、「スロットル弁部伝達熱流量Ｑ３」と云う。）を加えることにより求める点においてのみ第１実施形態と相違している。従って、以下、かかる相違点を中心に説明する。
Ｑ＝Ｑ１＋Ｑ２＋Ｑ３ …(36)

先ず、本実施形態の吸入空気量推定装置が、伝達熱流量Ｑを求める際にスロットル弁部伝達熱流量Ｑ３を考慮する理由について説明する。

図１２に示したように、スロットル弁４３から吸気弁までの吸気管部は、スロットル弁部ＴＶと、サージタンク部ＳＴと、インテークマニホールド部ＩＭとから構成されている。上述したように、上記第１実施形態の吸入空気量推定装置は、サージタンク部ＳＴの壁面とサージタンク部ＳＴ内の空気との間及びインテークマニホールド部ＩＭの壁面とインテークマニホールド部ＩＭ内の空気との間で熱の交換が行われるとの考えに基づき、伝達熱流量Ｑを求めている。

しかしながら、実際には、スロットル弁部ＴＶの壁面とスロットル弁部ＴＶ内の空気との間でも相当量の熱の交換が行われている。例えば、スロットル弁４３の開度が小さいとき、スロットル弁４３を通過する空気の流速は極めて大きくなる（即ち、チョーク状態が発生する。）。従って、スロットル弁部ＴＶ内を通過する空気は、強制対流の形態によりスロットル弁部ＴＶの壁面から多くの熱を受ける。また、スロットル弁部ＴＶは、スロットル弁４３が凍結しないようにエンジン冷却水によって暖められていることが多い。従って、機関の暖機後であって大気温度が低い場合、スロットル弁部ＴＶ内を通過する空気はスロットル弁部ＴＶの壁面から多くの熱を受ける。

以上のことから、スロットル弁部伝達熱流量Ｑ３を考慮して伝達熱流量Ｑを求めた方が、スロットル弁部伝達熱流量Ｑ３を考慮することなく伝達熱流量Ｑを求めた場合より、伝達熱流量Ｑの推定精度が向上する。その結果、筒内吸入空気量Ｍｃの推定精度は向上する。以上の理由により、第２実施形態の制御装置は、スロットル弁部伝達熱流量Ｑ３を考慮して伝達熱流量Ｑを求める。

第２実施形態の吸入空気量推定装置は、図１３に示したように、第１実施形態の熱伝達モデルM5に代わる熱伝達モデルＭ７を備えている。熱伝達モデルＭ７は、上記(36)式（Ｑ＝Ｑ１＋Ｑ２＋Ｑ３）と熱伝達のモデルを数式により表した下記(37)式乃至(42)式とに基づいて伝達熱流量Ｑを推定する。
Ｑ１＝A1・hwst・(Tst−Tgs) …(37)
hwst＝f1(Tst−Tgs) …(38)
Ｑ２＝A2・hwim・(Tim−Tgm) …(39)
hwim＝f2(mc) …(40)
Ｑ３＝A3・hwtr・(Ttr−Tgt) …(41)
hwtr＝f3(v) …(42)

(37)式及び(38)式は、上述した(30)式及び(31)式にそれぞれ対応した式である。これらの式により、サージタンク部伝達熱流量Ｑ１が求められる。なお、(37)式及び(38)式におけるTgsは吸気管部の一部を構成するサージタンク部ＳＴ内の空気温度（以下、「サージタンク部空気温度Tgs」と称呼する。）である。熱伝達モデルＭ７は、サージタンク部空気温度Tgsとして吸気管内空気温度Tmを採用する。なお、サージタンク部ＳＴ内に吸気温度センサを配置し、その吸気温度センサの出力に基づいて得られるサージタンク部空気温度Tgsを、(37)式に代入してもよい。熱伝達モデルＭ７は、(37)式及び(38)式の計算に必要な他の値を、第１実施形態の熱伝達モデルＭ５と同様にして取得する。

(39)式及び(40)式は、上述した(32)式及び(33)式にそれぞれ対応した式である。これらの式により、インテークマニホールド部伝達熱流量Ｑ２が求められる。なお、(39)式及び(40)式におけるTgmはインテークマニホールド部ＩＭ内の空気温度（以下、「インテークマニホールド部空気温度Tgm」と称呼する。）である。熱伝達モデルＭ７は、インテークマニホールド部空気温度Tgmとして吸気管内空気温度Tmを採用する。なお、インテークマニホールド部ＩＭ内に吸気温度センサを配置し、その吸気温度センサの出力に基づいて得られるインテークマニホールド部空気温度Tgmを、(39)式に代入してもよい。熱伝達モデルＭ７は、(39)式及び(40)式の計算に必要な他の値を、第１実施形態の熱伝達モデルＭ５と同様にして取得する。

図１２に示したように、(41)式及び(42)式において、A3はスロットル弁部表面積相当値、hwtrはスロットル弁部における強制対流熱伝達率、Ttrはスロットル弁部壁温、Tgtはスロットル弁部ＴＶ内の空気温度（以下、「スロットル弁部空気温度Tgt」と称呼する。）である。また、vは、スロットル弁部ＴＶを流れる空気の流速である。

熱伝達モデルM7は、図１３に示したように、スロットル弁部壁温Ttrを推定（検出）するスロットル弁部壁温推定手段S3からスロットル弁部壁温Ttrを取得し、スロットルモデルM2からスロットル通過空気流量mtを取得し、電子制御スロットル弁モデルM1からスロットル弁開度θtを取得するようになっている。熱伝達モデルM7は、スロットル通過空気流量mt及びスロットル弁開度θtとスロットル弁部ＴＶの空気流速vとの関係を記憶するテーブルMAPv(mt,θt)を備えている。

そして、熱伝達モデルM7は、取得したスロットル通過空気流量mt及び取得したスロットル弁開度θtとテーブルMAPv(mt,θt)とから空気流速vを算出し、上記(42)式にしたがって、スロットル弁部ＴＶにおける強制対流熱伝達率hwtrを算出する。なお、(42)式における関数f3は単調増加関数である。熱伝達モデルM7は、スロットル弁部空気温度Tgtとして吸気管内空気温度Tmを採用する。なお、スロットル弁部ＴＶ内に吸気温度センサを配置し、その吸気温度センサの出力に基づいて得られる空気温度をスロットル弁部空気温度Tgtとしてもよい。熱伝達モデルM7は、以上のようにして、(41)式及び(42)式の計算に必要な変数を取得し、これらの式に基づいてスロットル弁部伝達熱流量Ｑ３を求める。

なお、スロットル弁部壁温推定手段S3は、冷却水温THWとスロットル弁部壁温Ttrとの関係を規定するテーブルMAPTrt(THW)と実際の冷却水温THWとから、サージタンク部壁温Ttrを推定する。また、スロットル弁部ＴＶの壁面に温度センサを配置し、その温度センサをスロットル弁部壁温推定手段S3として用いることにより、スロットル弁部壁温Ttrを取得してもよい。

ここで、上記(41)式及び(42)式の根拠について説明する。上述したように、スロットル弁部ＴＶにおいても、スロットル弁部ＴＶの壁面とスロットル弁部ＴＶを通過する空気との間で熱の伝達が行われる。従って、この熱伝達にも上記(34)式が適用され得る。この場合、上記(34)式における表面積Aは、スロットル弁部ＴＶの表面積相当値A3である。

また、スロットル弁部ＴＶには空気が滞留することなく流れている。従って、スロットル弁部ＴＶにおいては、強制対流の形態による熱伝達が主として行われている。更に、スロットル弁部ＴＶにおける空気流速vは、スロットル弁４３がほぼ全開状態に近いとき比較的小さい値となるものの、スロットル弁４３がほぼ全閉状態に近いとき（スロットル弁開度θtが「０」に近いとき）音速又は音速に近い極めて高い値となる。従って、スロットル弁部ＴＶにおける熱伝達率hwtrは、強制対流による熱伝達の熱伝達率であって、スロットル弁部ＴＶの空気流速vに応じて大きく変化する。以上が、(41)式及び(42)式の根拠である。

なお、スロットル弁部ＴＶの周囲には、スロットル弁４３がスロットル弁４３の周囲を通過する空気により冷却されて凍結することを回避するために、機関１０の冷却水が流されている。従って、スロットル弁部ＴＶの壁温Ttrは機関の暖機前と暖機後とで大きく相違する。このため、大気温度、スロットル弁開度、機関回転速度及びバルブリフト量等の機関運転条件が同一であったとしても、スロットル弁部ＴＶ内の空気温度は機関の暖機前と暖機後とで相違する。このことは、(41)式により、伝達熱流量Ｑ３がスロットル弁部ＴＶの壁温Ttrとスロットル弁部ＴＶの空気温度Tgtとの差に比例して変化するように求められることに反映されている。

以上、説明したように、第２実施形態によれば、サージタンク部伝達熱流量Ｑ１及びインテークマニホールド部伝達熱流量Ｑ２のみでなく、スロットル弁部伝達熱流量Ｑ３が考慮されて吸気管部内の空気に伝達される伝達熱流量Ｑが求められる。従って、その伝達熱流量Ｑはより精度よく求められるので、吸気管モデルM3により求められる吸気管圧力Pm及び吸気管内空気温度Tmがより正確な値となり、その結果、筒内吸入空気量Mcが精度良く求められる。

（第２実施形態の第１変形例）
この第１変形例は、空気流速vの求め方のみが上記第２実施形態と相違する。即ち、第１変形例は、エアフローメータ６１により測定された吸入空気流量AFMと、スロットルポジションセンサ６４により検出されたスロットル弁開度TAと、吸入空気流量AFM及びスロットル弁開度TAと空気流速vとの関係を規定したテーブルMAPv(AFM,TA)とから空気流速vを求め、この求められたvを用いて(42)式の計算を行う。

（第２実施形態の第２変形例）
この第２変形例は、空気流速vの求め方のみが上記第２実施形態と相違する。即ち、第２変形例は、大気圧Patmを標準大気圧（＝１０１．３kPa）とおき、この大気圧Patmと吸気管モデルM3から求められる吸気管圧力Pmとの圧力差ΔPに基づいてスロットル弁４３を通過する空気流量MTを求める。そして、求められたスロットル弁４３を通過する空気流量MTと、スロットルポジションセンサ６４により検出されたスロットル弁開度TAと、空気量MT及びスロットル弁開度TAと空気流速vとの関係を規定したテーブルMAPv(MT,TA)とから空気流速vを求め、この求められたvを用いて(42)式の計算を行う。なお、大気圧Patmは大気圧センサ６３から取得してもよい。吸気管圧力Pmはスロットル弁４３の下流に設けられた吸気管圧力センサから取得してもよい。

（第２実施形態の第３変形例）
この第３変形例は、空気流速vの求め方のみが上記第２実施形態と相違する。即ち、第３変形例は、エンジン回転速度NEに基づいてスロットル弁４３を通過する空気流量MTを求める。そして、求められたスロットル弁４３を通過する空気流量MTと、スロットルポジションセンサ６４により検出されたスロットル弁開度TAと、空気量MT及びスロットル弁開度TAと空気流速vとの関係を規定したテーブルMAPv(MT,TA)とから空気流速vを求め、この求められたvを用いて(42)式の計算を行う。

以上、説明したように、本発明の各実施形態及びその変形例に係る吸入空気量推定装置によれば、吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギーが吸気管部内の空気に与えられるエネルギーとして考慮されるので、機関の暖機状態に関わらず吸気管部内の空気温度及び空気圧力が精度良く推定される。その結果、筒内吸入空気量が精度良く推定される。

なお、本発明は上記各実施形態に限定されることはなく、本発明の範囲内において種々の変形例を採用することができる。例えば、上記各実施形態では、推定された筒内吸入空気量Mcを燃料噴射量fiに反映していたが、同筒内吸入空気量Mcを点火時期やその他の機関制御量に適用してもよい。

また、各種シミュレーションモデルの形態も上記実施形態に限定されることはなく、熱伝達を考慮した吸気管モデルM3を用いるとともに、例えば、シリンダ内の空気についてのエネルギー保存則に基くシリンダモデルを用いて筒内吸入空気量Mcを求める形態であってもよい。

更に、上記第１実施形態の熱伝達モデルM5は、自然対流伝達熱流量Ｑ１と強制対流伝達熱流量Ｑ２とを別々に求め、これらの和を吸気管モデルM3で使用する伝熱熱流量Ｑとして推定しているが、内燃機関の負荷（又は、筒内吸入空気流量mc）が所定値より小さい場合には自然対流伝達熱流量Ｑ１を吸気管モデルM3で使用する伝熱熱流量Ｑとして設定し、負荷（又は、筒内吸入空気流量mc）が所定値より大きい場合には強制対流伝達熱流量Ｑ２を吸気管モデルM3で使用する伝熱熱流量Ｑとして設定してもよい。また、吸気管モデルM3で使用する伝熱熱流量Ｑを、内燃機関の負荷（又は、筒内吸入空気流量mc）、吸気管部の壁温の平均値及び吸気管内空気温度の関数として一時に求めるようにしても良い。

本発明による内燃機関の燃料噴射量制御装置（吸入空気量推定装置）を火花点火式多気筒内燃機関に適用したシステムの概略構成図である。図１に示したＣＰＵにより達成される、燃料噴射量を決定（筒内吸入空気量を推定）するための各種ロジック及び各種モデルの機能ブロック図である。図１に示したＣＰＵが参照するアクセルペダル操作量と暫定目標スロットル弁開度との関係を規定したテーブルを示した図である。図２に示した熱伝達モデルを説明するための概念図である。図２に示した熱伝達モデルにより推定される自然対流熱伝達率を決定するための関数を示すグラフである。図２に示した熱伝達モデルにより推定される強制対流熱伝達率を決定するための関数を示すグラフである。冷間時からの運転時間に対する筒内吸入空気量及び吸気管内空気温度の変化を示したグラフである。図２に示した吸気管モデル及び熱伝達モデルを用いて推定される吸気管内空気温度を筒内吸入空気流量に対して示したグラフである。図１に示したＣＰＵが実行する燃料噴射量計算プログラムを示したフローチャートである。図１に示したＣＰＵが実行する伝達熱流量の計算プログラムを示したフローチャートである。図１に示したＣＰＵが実行する燃料噴射のためのプログラムを示したフローチャートである。第２実施形態の熱伝達モデルを説明するための概念図である。第２実施形態のＣＰＵにより達成される、燃料噴射量を決定（筒内吸入空気量を推定）するための各種ロジック及び各種モデルの機能ブロック図である。吸入空気量推定のための従来のシミュレーションモデルのブロック図である。

符号の説明

１０…火花点火式多気筒内燃機関、２０…シリンダブロック部（エンジン本体部）、２５…燃焼室、３１…吸気ポート、３２…吸気弁、３９…インジェクタ、４１…吸気管、４３…スロットル弁、４３ａ…スロットル弁アクチュエータ、７０…電気制御装置、７１…ＣＰＵ。

Claims

内燃機関のスロットル弁から吸気弁までの吸気管部内の空気に関するエネルギー保存則に基いて求められる数式であって同吸気管部内の空気のエネルギーの単位時間あたりの変化量が同単位時間あたりに同吸気管部内の空気に与えられるエネルギーと同単位時間あたりに同吸気管部内の空気から奪われるエネルギーの差に等しいことに基く数式により表された吸気管モデルを用いて同吸気管部内の空気温度及び空気圧力を推定し、同推定された吸気管部内の空気温度及び空気圧力を利用して同内燃機関のシリンダ内に吸入される空気量を推定する内燃機関の吸入空気量推定装置であって、
前記吸気管モデルは、前記吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギーを前記数式における前記単位時間あたりに前記吸気管部内の空気に与えられるエネルギーの一つして採用するように構成され、更に、
前記吸気管部の壁面の近傍を空気が通過することにより発生する強制対流による熱伝達の形態で同空気に与えられる熱エネルギーに基づく値Ｑ１を推定し、同吸気管部内に空気が存在することにより発生する自然対流による熱伝達の形態で同空気に与えられる熱エネルギーに基く値Ｑ２を推定し、同推定値Ｑ１及び同推定値Ｑ２に基いて前記吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギーを推定するように構成された手段を備えてなる内燃機関の吸入空気量推定装置。
内燃機関のスロットル弁から吸気弁までの吸気管部内の空気に関するエネルギー保存則に基いて求められる数式であって同吸気管部内の空気のエネルギーの単位時間あたりの変化量が同単位時間あたりに同吸気管部内の空気に与えられるエネルギーと同単位時間あたりに同吸気管部内の空気から奪われるエネルギーの差に等しいことに基く数式により表された吸気管モデルを用いて同吸気管部内の空気温度及び空気圧力を推定し、同推定された吸気管部内の空気温度及び空気圧力を利用して同内燃機関のシリンダ内に吸入される空気量を推定する内燃機関の吸入空気量推定装置において、
前記吸気管モデルは、前記吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギーを前記数式における前記単位時間あたりに前記吸気管部内の空気に与えられるエネルギーの一つして採用するように構成され、更に、
前記吸気管部を構成するインテークマニホールド部の壁面近傍を空気が通過することにより同インテークマニホールド部の壁面から同空気に与えられる熱エネルギーに基づく値Ｑ１を強制対流による熱伝達を表すモデルにより推定し、同吸気管部を構成するサージタンク部に空気が存在することにより同サージタンク部の壁面から同空気に与えられる熱エネルギーに基く値Ｑ２を自然対流による熱伝達を表すモデルにより推定し、同吸気管部を構成するスロットル弁部の壁面近傍を空気が通過することにより同スロットル弁部の壁面から同空気に与えられる熱エネルギーに基づく値Ｑ３を強制対流による熱伝達を表すモデルにより推定し、同推定値Ｑ１、同推定値Ｑ２及び同推定値Ｑ３に基いて前記吸気管部の壁面から同吸気管部内の空気に伝達される熱エネルギーを推定するように構成された手段を備えてなる内燃機関の吸入空気量推定装置。