JP4689678B2 - エンジンのポンピング・トルクを推定する方法 - Google Patents

Description

本発明は本発明は、動力車両、特に、電気的に制御された直接の噴射機構と、排気路に設けられた微粒子フィルタと、吸気路に設けられた吸気フラップとを有するディーゼル・エンジンが具備されている動力車両のための、内燃エンジンのポンピング・トルク(couple de pompage)を推定する方法に関する。

エンジンのポンピング・トルク、すなわち、吸気期間中および排気期間中においてピストンのポンプ動作による損失の、エンジン・トルクに対する割合（換言すれば、エンジン抵抗トルク）は、エンジンを特徴づける一組のパラメータと計測あるいは推定された量とに基づいて、エンジン制御規則を決定する電子的エンジン制御ユニットにとって、知らなければならない量のうちの１つである。

下記特許特許文献１は、エンジンの排気路における微粒子フィルタの存在を考慮に入れて、エンジンのポンピング・トルクを推定する方法を開示している。この方法は、特に、タービンの上流の圧力が、通常、センサによって知られていると仮定している。しかしながら、そのようなセンサは、必ずしも、常に利用可能であるとは限らず、このことが、ここに記載の推定方法が使えない場合を生じる。

さらに、そのようなセンサがあったとしても、この圧力の測定における困難または不確定性がありうるであろう。この場合に、上記特許文献１に記載の方法に従ったポンピング・トルクの推定は不正確であるか利用できないことが明らかになる。
特許出願ＥＰ１３４７１６３ 特許出願ＥＰ１３４７４６３

本発明の目的は、タービンの上流の圧力の測定または推定無しでも、吸気または排気のバルブ手段(vannage)、例えば微粒子フィルタまたは吸気フラップの存在を考慮に入れた、エンジンのポンピング・トルクを推定する方法を提供することにある。

この目的のために、本発明においては、電子計算機によって制御された燃料噴射機構を備えた動力車用の内燃エンジンのポンピング・トルクを推定する方法が主題となり、この方法の注目に値する点は、ポンピング・トルクを相対ポンピング・トルクＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ}の形で定量することにあり、ＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ}は、吸気と排気におけるバルブ手段の合計ポンピング・トルクへの寄与を表すものであって、式：
ＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ}＝（ΔＶ×ΔＰ_ｒｅｌ)/(４π）
で定められ、ここに、ΔＶはエンジンの吸排気体積であり、ΔＰ_ｒｅｌは圧力差であり、それはΔＰ_ｅｃｈとΔＰ_ａｄｍとの和であり、ΔＰ_ｅｃｈは排気のバルブ手段の存在による圧力差分の推定値であり、ΔＰ_ａｄｍは吸気のバルブ手段の存在による圧力差分の推定値である。

圧力差ΔＰ_ｒｅｌは、一方で排気側における圧力差分の推定値ΔＰ_ｅｃｈ、他方で吸気側における圧力差分の推定値ΔＰ_ａｄｍからなる。圧力差分ΔＰ_ｅｃｈとΔＰ_ａｄｍは、それぞれ、排気と吸気のバルブ手段からのΔＰ_ｒｅｌへの寄与に対応し、したがって、相対ポンピング・トルクへのそれぞれのバルブ手段の寄与でもある。したがって、これらの圧力差分ΔＰ_ｅｃｈとΔＰ_ａｄｍは、それぞれ、排気と吸気のバルブ手段が無いときには零となる。

上記のようにして算定された圧力差ΔＰ_ｒｅｌは、全ポンピング・トルクに対する、排気と吸気のバルブ手段の寄与を表す相対ポンピング・トルクを算定するのに用いられる。

一つの特定な実施の形態例によれば、圧力差ΔＰ_ｒｅｌは、排気路と吸気路とにおいて行われる圧力または温度の測定と、いくつかのパラメータとから推定され、そのパラメータは、例えば、吸気の空気質量速度Ｑ_ａ、噴射される燃料の流量Ｑ_ｃ、エンジン・スピードＮおよび大気圧Ｐ_ａｔｍである。

排気路が少なくとも１つの排気のバルブ手段を有するときには、前記排気圧力差分ΔＰ_ｅｃｈは、好ましくは、係数η_ｅｃｈと、前記排気のバルブ手段の上流の圧力Ｐ_ａｍｆの測定値と前記排気のバルブ手段が無い場合の排気圧力Ｐ_{ａｍｆ−ｖｉｄｅ}の推定値との差との積として算定され、
ΔＰ_ｅｃｈ ＝ η_ｅｃｈ（Ｐ_ａｍｆ−Ｐ_{ａｍｆ−ｖｉｄｅ}）である。

同様に、エンジンの吸気路が吸気のバルブ手段を含む場合には、前記吸気圧力差分ΔＰ_ａｄｍは、好ましくは、係数η_ａｄｍと、前記吸気のバルブ手段の上流の圧力Ｐ_{ｓｕｒａｌ}の測定値と前記吸気のバルブ手段が無い場合の吸気圧力Ｐ_{ｓｕｒａｌ−ｓｖ}の推定値との差との積として算定され、
ΔＰ_ａｄｍ ＝ η_ａｄｍ（Ｐ_{ｓｕｒａｌ}−Ｐ_{ｓｕｒａｌ−ｓｖ}）である。

本発明による方法は、さらに、下記の有益な特徴の１つあるいはそれ以上を含むことが可能である：
前記圧力差ΔＰ_ｒｅｌは時間的にフィルタリングされ、この時間的フィルタリングの時定数は、好ましくは、エンジン・スピードの関数であり；
前記排気のバルブ手段が無い場合の排気圧力の推定値は、吸気路に注入される空気の質量速度の関数として求められ；
前記排気のバルブ手段が無い場合の排気圧力の推定値は、前記排気のバルブ手段の上流において測定された温度に従って補正され、
前記吸気のバルブ手段が無い場合の吸気圧力の推定値は、噴射される燃料の全量とエンジン・スピードとの関数として求められ；そして、
前記吸気のバルブ手段が無い場合の吸気圧力の推定値は、大気圧に応じて補正される。

本発明の他の特徴と利点は、下記の図面を参照する詳細な記述によって明らかとなるであろう。その図面の中で、
- 図１は、ディーゼル・エンジンにおける微粒子フィルタを伴った吸気/排気系の一例の模式的表現図であり；
- 図２は、運転者から要求されたトルクに対抗する種々の抵抗トルクの模式的表現図であり；
- 図３は、シリンダ内圧力の変化を、シリンダ内容積の関数として示した図であり、；
- 図４は、本発明による相対ポンピング・トルク推定法における種々のステップを示す一般的な図であり；
- 図５は、パラメータΔＰ_ｒｅｌの推定に対応する、図４の部分図である。

図１は、微粒子フィルタ８と排気ガスの回帰循環路９とを有する、動力車両エンジンにおける吸気/排気路の一例の模式的表現図であり、空気導入マニフォールド３すなわち導入空気分配器と関係をもつピストン２を伴ったシリンダ１を示し、その導入空気分配器には、一般的に、ディーゼルエンジンの場合にはターボコンプレッサが備えられ、そのターボコンプレッサは、吸気路の上流のコンプレッサ４と排気路１０の下流のタービン１４とからなる。このターボコンプレッサに付属して、シリンダに導入される空気の温度を下げるために補助空気冷却路５が設けられている。各シリンダの導入口には、シリンダに入る空気の量を変える目的で、「渦巻き(swirl)」フラップと呼ばれるフラップ６が備えられている。前置触媒７が排気路のタービン１４の後で微粒子フィルタ８の前に搭載されている。

電子計算機によって制御される直接燃料噴射エンジンの大気汚染の制御を改善するために、排気ガスの一部分を空気導入マニフォールド３へ回帰循環するための回帰循環路９が作られ、この回帰循環は、ＥＧＲ(英語で Exhaust Gas Recirculation)バルブ１１によって生じる。これに加えて、空気導入マニフォールド３への新鮮な空気の流れを、要求されたように、減少させる吸気フラップ１２が、エンジンの上流部分に設けられている。微粒子フィルタ８は、大気汚染抑制基準を満たすために、燃焼ガス中のすすを捕獲するように意図されているが、これは排気逆圧力を生じ、エンジン損失を増し、エンジン効率を下げる。

本発明の文脈の範囲内で考えられる種々の圧力と温度が、下記のように、それぞれ、表記される：
- Ｐ_{ｓｕｒａｌ}：マニフォールド３上流の圧力；
- Ｐ_ＥＧＲ：回帰循環のＥＧＲ１１出口位置における圧力；
- Ｐ_ａｄｍ：シリンダ１の上流でマニフォールド３の下流における圧力；
- Ｐ_ｅｃｈ：シリンダ１の下流で回帰循環路９入り口の上流の圧力；
- Ｐ_ａｖｔ：タービン１４上流の圧力；
- Ｐ_ａｍｆ：微粒子フィルタ８上流の圧力；
- Ｔ_ａｍｆ：微粒子フィルタ８上流の温度。

図２は、エンジン・トルクすなわちエンジン抵抗トルクの原因となる種々の因子の模式的表現図である。運転者による、あらかじめ定められたトルク要求と、クランクシャフトからの実効的トルク出力との間の差は、下記のすべての抵抗トルクから生じる。その抵抗トルクは：
- 表示ランプ、ワイパーなどの電気機器によって生じる抵抗トルク２３；
- 空調ユニット、パワー・ステアリング・ポンプなどの機械的装置によって生じる抵抗トルク２４；
- 高圧燃料噴射ポンプによって生じる抵抗トルク２２；
- エンジン内の平均抵抗トルク２０；そして
- エンジンのポンピング・トルクＣＭＩ_ｂｐ２１であり、ＣＭＩ_ｂｐ２１は、累計的に、エンジン・ピストンの仕事によるポンピングＣＭＩ_ｂａｓｅ（ここでは、エンジンの自然なポンピングまたはベース・ポンピングＣＭＩ_ｂａｓｅと呼ばれる）、吸気路に存在する種々のバルブ手段や他の要素によるポンピングＣＭＩ_ａｄｍ（ここでは、吸気ポンピングＣＭＩ_ａｄｍと呼ばれる）、および、排気路に存在する種々のバルブ手段、フィルタまたは他の要素によるポンピングＣＭＩ_ｅｃｈ（ここでは、排気ポンピングＣＭＩ_ｅｃｈと呼ばれる）に対応し、ＣＭＩ_ｅｃｈは微粒子フィルタによるポンピングを含む。

全エンジン抵抗トルク２５は、したがって、これらの抵抗トルク２０ないし２４の合計である。実際に、これらの抵抗トルクのすべては補償されるので、エンジン・トルクに対しての損失がどのようであっても、運転者の同じ要求に対しては、すなわち、アクセルペダルの同じ位置に対しては、感じ方は同じ、すなわち、実効的エンジン・トルクＣＭＥは同じである。このことは、結果として、エンジン・サイクルに対して、噴射される燃料の全量Ｑ_ｃに対応する、ＣＭＩ_ｈｐで表される高圧ループにおける平均トルクを生じる。実効的エンジン・トルクＣＭＥは、高圧ループにおけるトルクＣＭＩ_ｈｐとトルク損失とから推定される。この実効的エンジン・トルクの推定は、例えば、自動ギアボックス、滑り防止システムまたは距離制御コンピュータに伝達され、このことは、結果として、運転者の要求を補正するであろう。運転者にとっての、このようなコンピュータの動作の透明性は、実効的モータ・トルクＣＭＥの推定の繊細さに依存している。

図３は、４-ストローク・エンジンにおける、ピストン運動中の、ｍ^３で表された内容積の関数としての、シリンダ１中の圧力Ｐ_ｃｙｌの変化を、対数尺で表したものである。曲線のＣ_１部分すなわち高圧ループは、直線 Ｐ_ｃｙｌ ＝ Ｐ_ａｖｔ の上方に位置し、燃焼および圧縮フェーズに対応する。曲線のＣ_２部分すなわち低圧ループは、本質的に、直線 Ｐ_ｃｙｌ ＝ Ｐ_ａｖｔ の下方に位置し、吸気および排気フェーズに対応する。このＣ_２部分によって限定される領域の面積は、１エンジン・サイクルにおける低圧ループにおけるポンピング・トルクＣＭＩ_ｂｐで表される平均トルクを表現している。

第１の粗い近似として、平均で示されたポンピング・トルクＣＭＩ_ｂｐは：
ＣＭＩ_ｂｐ ＝ η×(ΔＶ×ΔＰ)/(４π） （１）
である。ここに、ΔＰはマニフォルドの入り口における圧力Ｐ_{ｓｕｒａｌ}と各シリンダに対応するタービン上流の圧力Ｐ_ａｖｔ：との間の圧力差であり；
ΔＶはエンジンのｎ個のシリンダについて決められるエンジンの全容積であり；そして
η ＝ １である。

積ΔＶ×ΔＰは、ここで、エンジン２回転に対応して４πで割られて、付加的にスケール・ファクタを掛けられ、そのスケール・ファクタは電子計算機が動作するときの単位あるいは種々の測定における単位に依存している。

この第１近似は、図３において斜線が施された長方形の面積に対応している。実際、平均で示されたポンピング・トルクＣＭＩ_ｂｐは、Ｃ_２とそれが限定する領域の面積に対応して、曲線に対応して小さいかまたは大きいかであろう。この第１近似に対する補正は、形状因子を用いて、すなわち、式（１）におけるηを一般に１とは異なる乗法係数とすることよって行われるであろう。前記特許文献２によれば、この係数は、例えば、ΔＰ、エンジン・スピードＮおよびマニフォルドの入り口における圧力Ｐ_{ｓｕｒａｌ} の関数である。

上記で与えられた式（１）は、全すなわち絶対ポンピング・トルクＣＭＩ_ｂｐ対応する。それは、エンジンの自然のポンピング・トルクＣＭＩ_ｂａｓｅと、吸気ポンピング・トルクＣＭＩ_ａｄｍと排気ポンピング・トルクＣＭＩ_ｅｃｈとからなる：
ＣＭＩ_ｂｐ ＝ ＣＭＩ_ｂａｓｅ ＋ ＣＭＩ_ａｄｍ ＋ ＣＭＩ_ｅｃｈ
＝ η×(ΔＶ×ΔＰ)/(４π）＝ η×ΔＶ×(Ｐ_{ｓｕｒａｌ} − Ｐ_ａｖｔ)/(４π）。

理想的には、これらの圧力は、できるだけシリンダ１の近く、すなわち、シリンダ１の吸気と排気のバルブの位置で測定された圧力Ｐ_ａｄｍとＰ_ｅｃｈであり（図１参照）、これらの圧力は、エンジンの全ポンピング・トルクを計算するために必要となるであろう。一般的に、測定されたＰ_{ｓｕｒａｌ}とＰ_ａｖｔとが、その代わりに使われる。

しかしながら、タービンの上流における圧力Ｐ_ａｖｔを測定するためのセンサが無い場合、または、タービンの上流における圧力における圧力の信頼できて正確な測定が困難あるいは不可能の場合には、エンジンの自然なポンピング・トルクＣＭＩ_ｂａｓｅを算定することは不可能である。さらに、測定された排気圧力Ｐ_ｅｃｈは、エンジン制御モジュールからは知ることができないであろう。そこで、全ポンピング・トルクを推定することは実際に不可能である。このような場合には、全ポンピング・トルクの代わりに、本発明による方法は、下記のように定義される相対ポンピング・トルクＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ}を算定する。

ＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ} ＝ ＣＭＩ_ｂｐ − ＣＭＩ_ｂａｓｅ ＝ ＣＭＩ_ａｄｍ − ＣＭＩ_ｅｃｈ 。

さらに、図２において、要素２０と要素２１との共通部分である、斜線が施された部分が示しているように、エンジン摩擦と、基礎ポンピング・トルクの２倍を考慮に入れないポンピング・トルクとによる抵抗トルクを推定することは困難であり、その基礎ポンピング・トルクは、エンジン摩擦の推定においてはすでに考慮されている。相対ポンピング・トルクを推定することは、そこで、この困難を克服することを可能にし、運転者のトルク要求を補正し、吸気と排気のバルブ手段に起因する損失とは独立の実効的エンジン・トルクを得ることには十分であることが判る。

本発明によるポンピング・トルクを推定する方法は、ここで、図４および５を参照して、より詳細に記述されるであろう。

図４は、本発明によるポンピング・トルクを推定する方法の種々のステップの全体図である。最初のステップ４００において、圧力差ΔＰ_ｒｅｌが、ｅ１からｅ７までの変数から求められ、ｅ１からｅ７までの変数は下記の通りである：
- ｅ１：微粒子フィルタ８の上流において測定された圧力Ｐ_ａｍｆ；
- ｅ２：コンプレッサ４の上流において測定された空気の質量速度Ｑ_ａ；
- ｅ３：微粒子フィルタ８の上流において測定された温度Ｔ_ａｍｆ；
- ｅ４：吸気マニフォールド３の上流において測定された圧力Ｐ_{ｓｕｒａｌ}；
- ｅ５：噴射される燃料の流量Ｑ_ｃ、噴射制御モジュールに送られる設定値の形で；
- ｅ６：測定されたエンジン速度Ｎ；そして
- ｅ７：測定された大気圧Ｐ_ａｔｍ 。

圧力差ΔＰ_ｒｅｌを、ｅ１からｅ７までの変数から計算する、図５に図解されている方法は、後述されるであろう。ステップ４１０において、相対ポンピング・トルクＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ}の形のポンピング・トルクは、この圧力差ΔＰ_ｒｅｌと吸排気体積ΔＶとから、推定に際して形状因子を１としたときの、上述の式（１）に従って計算される：
ＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ} ＝ (ΔＶ×ΔＰ)/(４π）。

ここで、形状因子ηは、後述するようにステップ４００において決められる圧力差ΔＰ_ｒｅｌを推定する際に形状因子が考慮されるようになるまでは、１とされる。

最後に、補正された値相対ポンピング・トルクＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ−ｃｏｒ}は、ステップ４２０において、相対ポンピング・トルクＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ}の値を、最小相対ポンピング・トルク値Ｃ_ｍｉｎと最大相対ポンピング・トルク値Ｃ_ｍａｘとの間に制限することによって求められる。

圧力差ΔＰ_ｒｅｌを推定する方法は、ここで、図５を参照しつつ、記述されるであろう。

微粒子フィルタの上流における圧力Ｐ_{ａｍｆ−ｖｉｄｅ}の推定値は、微粒子フィルタが空のとき、ステップ５１０において、コンプレッサ４の上流において測定された空気の質量速度Ｑ_ａの関数として、１次元数表Ｔ１を用いて求められる。これは、実際に、圧力Ｐ_ｅｃｈの推定値であり、このＰ_ｅｃｈは、微粒子フィルタが空のときの、圧力Ｐ_ａｍｆの測定点における圧力であろう。これに加えて、このようにして求められた値Ｐ_{ａｍｆ−ｖｉｄｅ}は、ステップ５１１において、温度に関連して、補正係数λ_ａｍｆを掛けることによって補正される。この補正係数は、ステップ５２０において、微粒子フィルタの上流において測定された温度Ｔ_ａｍｆの関数として、１次元数表Ｔ２を用いて求められる。次に、ステップ５１２において、圧力差ΔＰ_ｒｅｌへの微粒子フィルタの寄与を表す圧力差ΔＰ_ａｍｆを得るために、微粒子フィルタの上流において測定された圧力Ｐ_ａｍｆと、ステップ５１０またはステップ５１１で得られた圧力との差をとる。この圧力差ΔＰ_ａｍｆは、好ましくは、ステップ５３１において、乗法的係数η_ｅｃｈによって補正され、係数η_ｅｃｈは、圧力差ΔＰ_ａｍｆにより、１次元数表Ｔ３とを用いて求められる。ステップ５３１の後、得られるものは、排気圧力差ΔＰ_ｅｃｈ、すなわち、排気のバルブ手段による排気圧力差、この実施例で、この場合は、微粒子フィルタによる排気圧力差である。

排気圧力差分ΔＰ_ｅｃｈを算定するステップ５１０から５３１までと同様に、これらのステップとは独立に、吸気圧力差分ΔＰ_ａｄｍはステップ５４０から５５１までにおいて求められる。

このように、ステップ５４０において、各シリンダに噴射される燃料の噴射流量Ｑ_ｃとエンジン・スピードＮとから、２次元数表Ｔ４を用いて、吸気のバルブ手段が無い場合の補助圧力Ｐ_{ｓｕｒａｌ−ｓｖ}が求められる。これは、実際に、吸気のバルブ手段、すなわち、吸気フラップ１２、ＥＧＲバルブ１１および渦巻きフラップ６が無い場合の（あるいは、同じことになるが、全開状態の場合の）シリンダ１の入り口における圧力Ｐ_ａｄｍの近似値であろう。吸気のバルブ手段が無い場合の補助圧力Ｐ_{ｓｕｒａｌ−ｓｖ}は好ましくはステップ５４１において、ステップ５４２において得られた現在の大気圧と参照大気圧Ｐ_{ａｔｍ−ｒｅｆ}との差で補正され、このために、数表Ｔ４が定められている。次に、ステップ５４３において、圧力Ｐ_{ｓｕｒａｌ}と、ステップ５４０または５４１において求められた圧力との差が、圧力差ΔＰ_ｒｅｌへの吸気のバルブ手段からの寄与を表す圧力差ΔＰ_{ｓｕｒａｌ}を得るために計算される。この圧力差ΔＰ_{ｓｕｒａｌ}は、好ましくはステップ５５１において乗法的係数η_ａｄｍによって補正され、その係数はステップ５５０において圧力差ΔＰ_{ｓｕｒａｌ}と１次元数表Ｔ５とを用いて求められる。ステップ５５１までに得られたものは、吸気圧力差ΔＰ_ａｄｍすなわち吸気のバルブ手段に基づく吸気圧力差である。

瞬間的圧力差ΔＰ_{ｒｅｌ−ｉｎｓｔ}は、ステップ５３２において、排気圧力差分ΔＰ_ｅｃｈから、そして、吸気圧力差分ΔＰ_ａｄｍから、排気圧力差分ΔＰ_ｅｃｈと吸気圧力差分ΔＰ_ａｄｍとの和をとることによって求められる。この瞬間的圧力差ΔＰ_{ｒｅｌ−ｉｎｓｔ}は、好ましくは、ステップ５７０において、圧力差ΔＰ_ｒｅｌを生成するために、時間的なフィルタによってフィルタされ、このΔＰ_ｒｅｌは、ステップ４１０において、相対エンジン・ポンピング・トルクをもとめるために用いられる。ステップ５７０において用いられる時間的なフィルタは、例えば、１次フィルタであり、その時定数τは、ステップ５６０において、エンジン速度Ｎの関数として求められる。この求めかたは、好ましくは、１次元数表Ｔ６を用いて実行される。好ましくは、時定数は、エンジン速度が低いほど、長い。

本発明の方法を実行するための種々の数表Ｔ１からＴ６までは、試験台における測定と、量産される車両に装備されているセンサに付加的なセンサを追加して行った測定とから得られている。付加的なセンサを用いることによって、数表に、与えられた数の、数表の入力変数に対して、各回の測定値を数表の出力変数として割り当てることによって、各数表を構築することが可能となる。それぞれの入力と出力のパラメータ間の関係をモデル化しているこれらの数表を前もって構築し、それを、付加的なセンサが無い量産車両に適用することによって、これらの付加的なセンサ無しに、退屈な計算あるいはモデル化の操作をせずに済む。

形状因子を生成する数表Ｔ３およびＴ５を構築するには、また、測定によって得られる曲線からの計算による定量を必要とする。この測定によって得られる曲線は、例えば、図３に示された形をしていて、図３は体積Ｖの関数としてのシリンダ内の圧力Ｐ_ｃｙｌの変化の曲線を示している。形状因子は、例えば、式（１）に対応する形状因子ηは、式（１）に、曲線Ｃ_２の面積として計算によって求められるＣＭＩ_ｂｐの値、測定されたΔＰの値および既知のΔＶの値を代入することによって導き出される。この決定例は、排気/吸気路の、関連する点における圧力の変化を表す曲線を測定で求めることによって、直ちに数表Ｔ３およびＴ５移し変えられる。

ディーゼル・エンジンにおける微粒子フィルタを伴った吸気/排気路の一例の模式的表現図である。 運転者から要求されたトルクに対抗する種々の抵抗トルクの模式的表現図である。 シリンダ内圧力の変化を、シリンダ内容積の関数として示した図である。 本発明による相対ポンピング・トルク推定法における種々のステップを示す一般的な図である。 パラメータΔＰ_ｒｅｌの推定に対応する、図４の部分図である。

Claims (9)

1. 電子計算機によって制御される燃料噴射機構が具備されている、動力車両に用いられる内燃エンジンのポンピング・トルクを推定する方法であって、
   ポンピング・トルクを、全ポンピング・トルクへの吸気および排気のバルブ手段の寄与を表す相対ポンピング・トルクＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ}の形で算定し、ＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ}は式：
   ＣＭＩ_{ｂｐ−ｒｅｌ} ＝ (ΔＶ×ΔＰ_ｒｅｌ)/(４π）
   によって算定され、ここに、ΔＶは該エンジンの吸排気体積であり、ΔＰ_ｒｅｌはΔＰ_ｅｃｈとΔＰ_ａｄｍの和であり、ΔＰ_ｅｃｈは排気のバルブ手段の存在による排気圧力差分の推定値であり、ΔＰ_ａｄｍは吸気のバルブ手段の存在による吸気圧力差分の推定値であり、
   該方法は、排気路が少なくとも１つの排気のバルブ手段を有するエンジンに適用され、前記排気圧力差分ΔＰ _ｅｃｈ は、係数η _ｅｃｈ と、前記排気のバルブ手段の上流における圧力Ｐ _ａｍｆ の測定値と前記排気のバルブ手段が無い場合の排気圧Ｐ _{ａｍｆ−ｖｉｄｅ} の推定値との間の差との積、
   ΔＰ _ｅｃｈ ＝ η _ｅｃｈ （Ｐ _ａｍｆ − Ｐ _{ａｍｆ−ｖｉｄｅ} ）
   として算定され、
   該エンジンのポンピング・トルクを推定する方法は、吸気路が吸気のバルブ手段を有するエンジンに適用され、前記吸気圧力差分ΔＰ _ａｄｍ は、係数η _ａｄｍ と、前記吸気のバルブ手段の上流における圧力Ｐ _{ｓｕｒａｌ} の測定値と前記吸気のバルブ手段が無い場合の吸気圧Ｐ _{ｓｕｒａｌ−ｓｖ} の推定値との間の差との積、
   ΔＰ _ａｄｍ ＝ η _ａｄｍ （Ｐ _{ｓｕｒａｌ} − Ｐ _{ｓｕｒａｌ−ｓｖ} ）
   として算定されることを特徴とするエンジンのポンピング・トルクを推定する方法。
2. 請求項１に記載のエンジンのポンピング・トルクを推定する方法において、
   前記圧力差ΔＰ_ｒｅｌは時間的にフィルタリングされることを特徴とするエンジンのポンピング・トルクを推定する方法。
3. 請求項２に記載のエンジンのポンピング・トルクを推定する方法において、
   前記時間的フィルタリングの時定数はエンジン・スピードの関数であることを特徴とするエンジンのポンピング・トルクを推定する方法。
4. 請求項１ないし３のいずれかに記載のエンジンのポンピング・トルクを推定する方法において、
   前記排気のバルブ手段は微粒子フィルタであることを特徴とするエンジンのポンピング・トルクを推定する方法。
5. 請求項１ないし４のいずれかに記載のエンジンのポンピング・トルクを推定する方法において、
   前記排気のバルブ手段が無い場合の排気圧Ｐ_{ａｍｆ−ｖｉｄｅ}の推定値は、吸気路に注入される空気の質量速度Ｑ_ａの関数として算定されることを特徴とするエンジンのポンピング・トルクを推定する方法。
6. 請求項１ないし５のいずれかに記載のエンジンのポンピング・トルクを推定する方法において、
   前記排気のバルブ手段が無い場合の排気圧Ｐ_{ａｍｆ−ｖｉｄｅ}の推定値は、前記排気のバルブ手段の上流において測定された温度Ｔ_ａｍｆに応じて補正されることを特徴とするエンジンのポンピング・トルクを推定する方法。
7. 請求項１ないし３のいずれかに記載のエンジンのポンピング・トルクを推定する方法において、
   前記吸気のバルブ手段は、吸気フラップ、渦巻きフラップまたはＥＧＲバルブを含むことを特徴とするエンジンのポンピング・トルクを推定する方法。
8. 請求項１、２、３または７に記載のエンジンのポンピング・トルクを推定する方法において、
   前記吸気のバルブ手段が無い場合の吸気圧Ｐ_{ｓｕｒａｌ−ｓｖ}の推定値は、噴射される燃料の全量Ｑ_ｃとエンジン・スピードＮとの関数として算定されることを特徴とするエンジンのポンピング・トルクを推定する方法。
9. 請求項１、２、３、７または８に記載のエンジンのポンピング・トルクを推定する方法において、
   前記吸気のバルブ手段が無い場合の吸気圧Ｐ_{ｓｕｒａｌ−ｓｖ}の推定値は、大気圧Ｐ_ａｔｍに応じて補正されることを特徴とするエンジンのポンピング・トルクを推定する方法。

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