JP2004346869A - Control device for internal combustion engine - Google Patents

Abstract

An object of the present invention is to obtain a friction torque with high accuracy even when the friction torque of an internal combustion engine changes with time.
Kind Code: A1 A storage means for storing a standard friction characteristic that defines a relationship between a predetermined parameter and a friction torque of an engine, an angular acceleration calculation means for obtaining a crank angular acceleration, and an estimated indicated torque using the friction torque and the crank angular acceleration. Estimated _indicated torque calculating means for calculating T _i , in-cylinder pressure obtaining means for obtaining in-cylinder pressure, actual measured _indicated torque calculating means for calculating actual measured _indicated torque T _{i_cps} based on in-cylinder pressure, estimated _indicated torque T _i and actual measurement A corrected friction torque obtaining means for obtaining a corrected friction torque based on the _indicated torque _{Ti_cps} .
[Selection] Fig. 6

Description

【００２０】
（１）式、（２）式において、図示トルクＴ_ｉ（推定図示トルク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。
【００２１】
（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。
【００２２】
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、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。
【００２３】
（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。
【００２４】
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気筒づつ爆発（膨張）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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
（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。
【００２８】
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、正確に図示トルクＴ_ｉを推定することが可能となる。従って、図示トルクＴ_ｉに基づいて正確な燃焼状態を簡単に推定することが可能となる。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
次に、（１）式の右辺の各トルクを算出して、左辺の図示トルクＴ_ｉを求める方法を説明する。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。
【００３２】
本実施形態の燃焼状態推定装置は、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_{ａ ｃ}を、ＴＤＣからＢＤＣまでのクランク角１８０°の区間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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
なお、上述した例では、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。
【００３７】
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１８０°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。
【００３８】
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となるクランク角１８０°の区間（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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃとフリクショントルクＴ_ｆが求まった後、Ｔ_ａｃとＴ_ｆを加算することで（１）式の左辺の推定図示トルクＴ_ｉが算出される。本実施形態の装置では、推定図示トルクＴ_ｉの算出精度をより高めるため、筒内圧センサ４４の検出値から実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出し、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}に基づいて（１）式から求められた推定図示トルクＴ_ｉを補正する。実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}は以下の（３）式から算出することができる。
【００４３】
【数２】

【００４４】
（３）式において、Ｔ_{ｉ＿ｃｐｓ}は１サイクル（クランク角７２０°）で平均した実測図示トルク（実測平均図示トルク）を７２０°ＣＡ／気筒数の区間で換算したものである。また、Ｐ_＃１（θ）はクランク角θ毎に算出される筒内圧であって、筒内圧センサ４４の検出値から得られる。Ｖ_＃１（θ）はクランク角θ毎に算出される筒内容積であって、内燃機関の諸元（ボア×ストローク、燃焼室容積など）とクランク角センサ３８から検出したクランク角から求められる。
【００４５】
実測平均図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}は、１サイクルにおける筒内ガスの仕事（７２０°ＣＡ／気筒数の区間で換算したもの）として求められ、（３）式に示されるように、クランク角θ毎にＰ_＃１（θ）とｄＶ_＃１（θ）／ｄθの積を求め、１サイクルの区間でその平均値（Ａｖｅｒａｇｅ）を算出し、気筒数Ｎを乗ずることで求められる。
【００４６】
図５は、算出した推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）（＝Ｔ_ｇａｓ（ｋ））および実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と、各気筒の各行程との関係を示す模式図である。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＃１、＃３、＃４、＃２の順で爆発行程が行われる。爆発行程毎、すなわちクランク角１８０°毎に推定図示トルクＴ_ｉを順次算出していくと、図５に示すように、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）は＃１の気筒の爆発に対応する。同様に、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ−２）は＃４の気筒の爆発に、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ−１）は＃２の気筒の爆発に、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ＋１）は＃３の気筒の爆発に、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ＋２）は＃４の気筒の爆発に、それぞれ対応する。
【００４７】
ここで、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）が発生した行程に着目すると、＃１は爆発行程、＃３は圧縮行程、＃４は吸気行程、＃２は排気行程となっている。ここで、圧縮、吸気、排気行程のトルクは、爆発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、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）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、推定図示トルクをＴ_ｉ（ｋ−２），Ｔ_ｉ（ｋ−１），Ｔ_ｉ，Ｔ_ｉ（ｋ＋１），Ｔ_ｉ（ｋ＋２）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。これにより、各気筒の燃焼状態を推定することができる。
【００４８】
一方、筒内圧センサ４４を＃１の気筒に取り付けた場合、＃１の吸気、圧縮、爆発、排気の４行程（１サイクル）から実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}が求まる。図５では、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）を算出した行程を点線で囲んだ領域Ａとして示し、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出した行程を一点鎖線で囲んだ領域Ｂとして示している。定常運転時においては、領域Ａの吸気行程で発生するトルクと、領域Ｂの吸気行程で発生するトルクは略同一とみなすことができる。同様に、領域Ａの圧縮、排気行程で発生するトルクと、領域Ｂの圧縮、排気行程で発生するトルクもそれぞれ略同一とみなすことができる。更に、領域Ａの爆発行程と領域Ｂの爆発行程は共通である。
【００４９】
従って、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）及び実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}が正確に求められていれば、推定図示トルクＴ_ｉと実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}とは略等しい値となる。推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）と実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}の算出値が相違する場合には、いずれかの算出値に誤差が含まれているものと想定できるが、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}は筒内圧センサ４４から検出した実際の筒内圧を用いて算出された値であるため、その誤差要因は小さいと考えられる。一方、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）は、上述したように図２のマップから求めたフリクショントルクＴ_ｆを用いて算出されるが、フリクショントルクＴ_ｆは機械的な摩擦によるトルクであるため、摺動部の経時変化等によりその値が変動する場合がある。
【００５０】
従って、本実施形態の装置では、定常運転（機関回転数一定）時に取得した推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）と実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}の算出値が相違する場合は、フリクショントルクＴ_ｆに経時変化等に起因する変動が生じたものとして、フリクショントルクＴ_ｆを補正するようにしている。すなわち、図２のフリクション特性は経時変化による変動要因を含めた特性ではないため、本実施形態の装置では、経時変化によりフリクション特性が変動した場合は、図２の特性を補正することにより、以降の推定図示トルクＴ_ｉを精度良く求めるようにしている。
【００５１】
実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}は筒内圧センサ４４が設けられた気筒（＃１）の吸気、圧縮、爆発、排気の４行程から算出され、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）はクランク角１８０°の回転角毎に算出することができる。実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）を比較する場合は、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出した際に爆発行程が行われた気筒と、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）を算出した際に爆発行程が行われた気筒が同一となるようにする。すなわち、図５に示すように、領域Ａの爆発行程と領域Ｂの爆発行程が共通となるように、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}および推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）の算出区間を設定する。
【００５２】
上述したようにトルク発生に寄与するのは主として爆発行程である。このため、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}算出時の爆発行程と推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）算出時の爆発行程を共通に設定しておくことで、燃焼にバラツキが生じている場合であっても、燃焼バラツキによるトルク変動は実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と推定図示トルクＴ_ｉの双方の算出値に反映されることとなる。従って、燃焼バラツキの影響を殆ど受けることなく、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と推定図示トルクＴ_ｉの比較を精度良く行うことができる。
【００５３】
次に、図６〜図８のフローチャートに基づいて、本実施形態の装置における処理の手順を説明する。ここで、図６のフローチャートは、推定図示トルクＴ_ｉを算出する処理手順を、図７のフローチャートは実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出する処理手順を、図８のフローチャートはフリクショントルクＴ_ｆを補正する処理手順をそれぞれ示している。
【００５４】
最初に、推定図示トルクＴ_ｉを算出する処理手順を図６のフローチャートに基づいて説明する。先ず、ステップＳ１では、フリクション補正を実施するための運転条件が成立しているか否かを判別する。ここでは、運転条件が定常状態であり、かつ無負荷の状態であるか否かを判別する。補正を実施するための運転条件が成立している場合はステップＳ２へ進み、成立していない場合は終了する（ＥＮＤ）。
【００５５】
次のステップＳ２では、クランク角位置が推定図示トルクＴ_ｉの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Δｔ_０（ｋ），Δｔ_１０（ｋ），Δｔ_０（ｋ＋１），Δｔ_１０（ｋ＋１）を検出する位置であるか否かを判定する。ここで、Δｔ_０（ｋ），Δｔ_１０（ｋ）は、＃１の爆発行程が開始するクランク角位置（ＴＤＣ）から前後１０°づつクランク角が回転している間の時間である。また、Δｔ_０（ｋ＋１），Δｔ_１０（ｋ＋１）は、＃１の爆発行程が完了したクランク角位置（ＢＤＣ）から前後１０°づつクランク角が回転している間の時間である。トルク算出タイミングである場合はステップＳ３へ進み、トルク算出タイミングでない場合は終了する（ＥＮＤ）。
【００５６】
次のステップＳ３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。
【００５７】
次のステップＳ４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。
【００５８】
次の、ステップＳ５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Ｓ６へ進み、ステップＳ４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Ｓ５でスイッチがオフ（ＯＦＦ）の場合はステップＳ７へ進む。
【００５９】
ステップＳ７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。
【００６０】
次のステップＳ８では、推定図示トルク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Ｓ６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。ここで得られた推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）は、ＴＤＣからＢＤＣまでの区間の平均値である。
【００６１】
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、求めた推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）は筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓ（ｋ）となる。
【００６２】
次に、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出する処理について図７のフローチャートに基づいて説明する。先ず、ステップＳ１１では、フリクション補正を実施するための運転条件が成立しているか否かを判別する。ここでは、運転条件が定常状態であり、かつ無負荷の状態であるか否かを判別する。補正を実施するための運転条件が成立している場合はステップＳ１２へ進み、成立していない場合は終了する（ＥＮＤ）。
【００６３】
次のステップＳ１２では、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}の算出タイミングであるか否かを判定する。具体的には、筒内圧センサ４４が設けられた気筒が吸気行程開始時のＴＤＣのクランク角位置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Ｓ１３へ進み、トルク算出タイミングでない場合は終了する（ＥＮＤ）。
【００６４】
次のステップＳ１３では、実測図示トルク算出に必要なパラメータを取得していく。具体的には、クランク角センサ３８から検出される所定のクランク角θ毎にｄＶ_＃１（θ）／ｄθを算出し、また、クランク角θ毎に筒内圧センサ４４から筒内圧Ｐ_＃１（θ）を検出する。ｄＶ_＃１（θ）／ｄθ、Ｐ_＃１（θ）は、筒内圧センサ４４が設けられた気筒の排気行程が終了する時点まで取得する。
【００６５】
次のステップＳ１４では、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出する。ここでは、ステップＳ１３で取得したＰ_＃１（θ）、ｄＶ_＃１（θ）／ｄθを用い、（３）式に基づいて１サイクルで平均した値の実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出する。
【００６６】
次に、フリクショントルクＴ_ｆを補正する処理について図８のフローチャートに基づいて説明する。先ず、ステップＳ２１では、図６の処理で求めた推定図示トルクＴ_ｉと、図７の処理で求めた実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}との差ΔＴ_ｆを算出する。次のステップＳ２２では、ΔＴ_ｆに基づいてフリクション補正ロジックを実施する。ここでは、ΔＴ_ｆに基づいて図２のフリクション特性を補正する。
【００６７】
図９及び図１０は、図２のマップを補正する方法を示す模式図である。図９は、１つのΔＴ_ｆの値を用いてマップを補正する方法を示している。また、図１０は、２つのΔＴ_ｆの値を用いてマップを補正する方法を示している。
【００６８】
図９の方法では、１つのΔＴ_ｆを補正係数としてマップのＴ_ｆの値を補正する。すなわち、Ｔ_ｆ（補正後）＝ｆｕｎｃｔｉｏｎ（ΔＴ_ｆ，Ｍａｐ（Ｎｅ，ｔｈｗ））とする。例えば、
Ｔ_ｆ（補正後）＝Ｍａｐ（Ｎｅ，ｔｈｗ）＋Ｃ_１・ΔＴ_ｆ
のように、補正前のＴ_ｆと、ΔＴ_ｆを所定の係数Ｃ_１倍して得られた値とを加算して、補正後のＴ_ｆを求める。また、
Ｔ_ｆ（補正後）＝Ｃ_２・ΔＴ_ｆ・Ｍａｐ（Ｎｅ，ｔｈｗ）
のように、補正前のＴ_ｆと、ΔＴ_ｆを所定の係数Ｃ_２倍して得られた値とを乗算して、補正後のＴ_ｆを求めても良い。図９の方法によれば、ΔＴ_ｆに基づいて、マップのＴ_ｆの絶対値を補正することができる。
【００６９】
図１０の方法は、異なる運転状態から２つのΔＴ_ｆ（ΔＴ_ｆ１およびΔＴ_ｆ２）を求め、ΔＴ_ｆ１，ΔＴ_ｆ２を補正係数としてマップのＴ_ｆの値を補正する。すなわち、Ｔ_ｆ（補正後）＝ｆｕｎｃｔｉｏｎ（ΔＴ_ｆ１，ΔＴ_ｆ２，Ｍａｐ（Ｎｅ，ｔｈｗ））とする。例えば下式に基づいて、マップから得られたＴ_ｆと、Ｔ_ｆｗ１及びＴ_ｆｗ２の平均値を所定の係数Ｃ_３倍して得られた値とを加算して、補正後のＴ_ｆを求める。
Ｔ_ｆ（補正後）＝Ｍａｐ（Ｎｅ，ｔｈｗ）＋Ｃ_３・（（ΔＴ_ｆ１＋ΔＴ_ｆ２）／２）
【００７０】
図１０の方法によれば、２つのΔＴ_ｆに基づいて、マップのＴ_ｆの絶対値とともに、Ｔ_ｆの傾きをも補正することができる。
【００７１】
以上説明したように本実施形態によれば、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と推定図示トルクＴ_ｉとを比較し、比較の結果に基づいて図２のマップのフリクション特性を補正するようにしたため、フリクショントルクＴ_ｆに経時変化が発生した場合であっても、正確に推定図示トルクＴ_ｉを算出することが可能となる。
【００７２】
また、本実施形態の燃焼状態推定装置によれば、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推定図示トルクＴ_ｉの絶対値を高い精度で求めることができ、推定図示トルク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。
【００７３】
なお、上述した例では、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、推定図示トルク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。
【００７４】
なお、上述した例では、４気筒の内燃機関に本発明を適用したが、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図示トルクＴ_ｉを算出することができ、図示トルクＴ_ｉに基づいて燃焼状態を推定することができる。図１１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１１（Ａ）は単気筒の場合を、図１１（Ｂ）は６気筒の場合をそれぞれ示している。
【００７５】
図１１（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を求めることで、推定図示トルクＴ_ｉを正確に算出することができ、推定図示トルクＴ_ｉに基づいて燃焼状態を正確に推定することができる。そして、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を１サイクルの区間で求め、推定図示トルクＴ_ｉと比較することで、フリクショントルクＴ_ｆの経時変化を求めることが可能となる。
【００７６】
図１１（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、推定図示トルクＴ_ｉを正確に求めて燃焼状態を推定することができる。そして、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を１サイクルの区間で求め、推定図示トルクＴ_ｉと比較することで、フリクショントルクＴ_ｆの経時変化を求めることが可能となる。なお、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_{ｉｎｅｒｔｉａ}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。
【００７７】
なお、上述した例では、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。
【００７８】
また、上述した例では、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、推定図示トルクＴ_ｉの推定に用いることで、車両走行時の全運転領域で推定図示トルクＴ_ｉを求め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。
【００７９】
また、上述した例では、爆発行程による燃焼が発生している状態で実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と推定図示トルクＴ_ｉを算出したが、燃焼によるトルクが発生していない状態で実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と推定図示トルクＴ_ｉを算出してフリクション補正を行っても良い。例えば、点火を行わずにクランキングを実施した場合、または機関運転中にフューエルカットを実施した場合などに実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と推定図示トルクＴ_ｉを算出してフリクション補正を行っても良い。この場合、燃焼によるトルクのバラツキは生じないため、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出する爆発行程と推定図示トルクＴ_ｉを算出する爆発行程とを同一行程としなくても良い。
【００８０】
また、実施の形態１では１つの気筒に筒内圧センサ４４を設けて実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出したが、複数の気筒に筒内圧センサ４４を設けて実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出し、平均値を算出することで実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}の算出精度を高めても良い。
【００８１】
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２は、機関運転状態に基づいてマップから図示トルクを算出し、推定図示トルクＴ_ｉとマップ算出した図示トルクを比較してフリクション補正を行うものである。実施の形態２の装置の構成は図１に示した構成と同様であるが、実施の形態２では、筒内圧センサ４４を設ける必要がない点で実施の形態１と相違する。
【００８２】
内燃機関１０から出力される図示トルクは、主として機関運転状態（吸気管圧、機関回転数、点火時期など）によって定まる。従って、機関運転状態に応じた図示トルクを予め取得してマップを作成しておくことで、各運転状態に応じた図示トルクをマップから取得することができる。
【００８３】
特に、機関の始動直後においては、冷却水温、筒内温度、筒内圧、バルブタイミングなどトルク変動の要因となるパラメータはほぼ一定しているため、始動直後からアイドリングの定常状態に達するまでのトルクの立ち上がり特性はほぼ一定している。従って、例えば始動開始からアイドリングの定常状態に達するまでの時間が長くなり、筒内トルクの立ち上がりが鈍くなった場合は、図２のフリクション特性に経時変化が生じたものと判断できる。このため、実施の形態２では、始動直後からトルクが定常状態に達するまでのトルクの立ち上がり過程において、推定図示トルクＴ_ｉとマップから算出した図示トルクを比較する。これにより、フリクショントルクＴ_ｆの変動に起因する推定図示トルクＴ_ｉの変動を精度良く求めることができる。
【００８４】
この際、実施の形態２の装置では、点火時期をＭＢＴ（Ｍｉｎｉｍｕｍ Ｓｐａｒｋ Ａｄｖａｎｃｅ ｆｏｒ Ｂｅｓｔ Ｔｏｒｑｕｅ）に設定した場合の、各運転状態（吸気管圧力Ｐｍ、機関回転数Ｎｅ）における図示トルクをマップで記憶している。そして、点火時期をＭＢＴに設定して推定図示トルクＴ_ｉを算出し、マップから求めた図示トルクと比較することによりフリクション補正を行う。この際、吸気管圧力Ｐｍは、吸気通路１２に設けた吸気圧センサ２９から検出する。吸気圧センサ２９を用いない場合は、エアフロメータ２０で検出した吸入空気量（Ｇａ）から推定する方法、スロットル開度と機関回転数から推定する方法等から吸気管圧力Ｐｍを取得しても良い。
【００８５】
点火時期をＭＢＴに設定した状態では、その時点での機関運転状態に応じた最大トルクが出力される。従って、この状態で推定図示トルクＴ_ｉを算出し、推定図示トルクＴ_ｉが最大トルクに達していない場合は、フリクショントルクＴ_ｆが経時変化等により変動したものとして図２のフリクション特性を補正する。点火時期をＭＢＴに固定した状態で機関運転状態と図示トルクとの関係を定めたマップを作成することで、点火時期の変動に起因する筒内トルクの変動要因をマップから除外することができ、マップの次元を減らしてマップを簡素に構成することができる。
【００８６】
推定図示トルクＴ_ｉの算出方法は、実施の形態１と同様である。４気筒の機関の場合、推定図示トルクＴ_ｉはクランク角１８０°の区間毎に算出されるため、推定図示トルクＴ_ｉと比較されるマップ算出による図示トルクもクランク角１８０°区間での平均値として求める必要がある。従って、各運転状態に対応した図示トルクをクランク角１８０°の区間毎の平均値として求めることでマップを作成しておく。例えば、内燃機関１０の４気筒のそれぞれに筒内圧センサ４４を取り付け、クランク角１８０°の区間における各気筒の図示トルクの平均値を（３）式から求め、各気筒の図示トルクを合計することにより、クランク角１８０°毎の各気筒の図示トルクの平均値を算出することができる。そして、運転状態を変更してクランク角１８０°毎の図示トルクの平均値を算出することにより、各運転状態と図示トルクの関係を規定したマップを作成することができる。
【００８７】
以下、図１２のフローチャートに基づいて実施の形態２にかかる装置の処理手順について説明する。先ず、ステップＳ３１では、始動後であって完全な爆発行程（完爆）が行われた直後であるか否かを判定する。完爆判定は、機関回転数または推定図示トルクＴ_ｉが所定のしきい値を超えたか否かによって行う。完爆直後の場合はステップＳ３２へ進み、未だ完爆が行われていない場合は終了する（ＥＮＤ）。
【００８８】
次のステップＳ３２では、現時点での運転状態（吸気管圧力Ｐｍ、機関回転数Ｎｅ）を取得する。より詳細には、吸気行程が終了した気筒においてクランク角がＢＤＣの位置にある時点での運転状態を取得する。次のステップＳ３３では、ステップＳ３２で求めた吸気管圧力Ｐｍ、機関回転数Ｎｅに基づいてＭＢＴを求める。また、ステップＳ３３では、ステップＳ３２で求めた吸気管圧力Ｐｍ、機関回転数Ｎｅに基づいて、点火時期がＭＢＴの場合の図示トルクＴ_ＭＢＴ（ｋ）をマップ算出する。
【００８９】
次のステップＳ３４では、点火時期をステップＳ３３で求めたＭＢＴに設定する。これにより、ステップＳ３２の時点で吸気行程が終了した気筒において、圧縮行程が完了すると、ＭＢＴに設定された点火時期で点火が行われる。従って、この気筒の次の爆発行程では、ＭＢＴに設定された点火時期によって最大トルクを発生させる状態となる。
【００９０】
次のステップＳ３５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Δｔ_０（ｋ），Δｔ_１０（ｋ），Δｔ_０（ｋ＋１），Δｔ_１０（ｋ＋１）を検出する位置で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Ｓ３６へ進み、トルク算出タイミングでない場合は終了する（ＥＮＤ）。
【００９１】
ステップＳ３５でトルク算出タイミングと判定された場合は、ステップＳ３６で推定図示トルクＴ_ｉを算出する。ここでは、図６のステップＳ２〜ステップＳ７と同様の処理を行い、推定図示トルクＴ_ｉを算出する。これにより、ステップＳ３２の時点で吸気行程が完了した気筒で次の爆発行程が行われた際の推定図示トルクＴ_ｉが算出される。ここで算出された推定図示トルクＴ_ｉは点火時期がＭＢＴに設定された状態で発生した筒内トルクに対応した値である。
【００９２】
次のステップＳ３７では、ステップＳ３６で求めた推定図示トルクＴ_ｉと、ステップＳ３３でマップから求めた図示トルクＴ_ＭＢＴ（ｋ）とを比較し、両トルクの差分からフリクショントルクの変化分ΔＴ_ｆを求める。
【００９３】
次のステップＳ３８では、ステップＳ３７で求めたΔＴ_ｆに基づいてフリクショントルク補正ロジックを実施する。ここでは、図８で説明した処理と同様の処理を行うことによりフリクショントルクを補正する。
【００９４】
図１２の処理によれば、ステップＳ３２で吸気行程が終了した気筒のクランク角位置がＢＤＣの位置にある時点で運転状態を取得し、ステップＳ３３でこの運転状態に基づいて点火時期をＭＢＴに設定するため、次の爆発行程で使われる吸入空気の量に応じて点火時期をＭＢＴに設定することができる。そして、点火時期がＭＢＴに設定された次の爆発行程で推定図示トルクＴ_ｉを算出するため、マップ算出した図示トルクＴ_ＭＢＴ（ｋ）と推定図示トルクＴ_ｉの双方がＭＢＴに対応した値として求められる。従って、図示Ｔ_ＭＢＴ（ｋ）と算出した推定図示トルクＴ_ｉとを比較することにより、フリクショントルクＴ_ｆの経時変化を精度良く求めることが可能となる。
【００９５】
また、始動後の完爆直後においては、トルクがアイドリングの定常状態に達する過程であるため、冷却水温、筒内温度、筒内圧、バルブタイミングなどトルク変動の要因となるパラメータはほぼ一定している。従って、図１２の処理によれば、完爆直後にフリクショントルクの変化分ΔＴ_ｆを算出することで、トルク変動の要因となるパラメータによる影響を最小限に抑えた状態でフリクショントルクの変化分ΔＴ_ｆを算出することができる。従って、高精度にフリクション補正を行うことが可能となる。
【００９６】
なお、図１２の処理を実施している際に、ＮＤシフト、レーシング等の外乱が生じた場合は、点火時期を最適な時期に設定してフリクション補正ロジックを中止しても良い。
【００９７】
また、エアフロメータ２０から検出される吸入空気量と、燃料噴射弁３０からの燃料噴射量に基づいて筒内の空燃比（Ａ／Ｆ）を推定し、空燃比に基づいてＴ_ＭＢＴ（ｋ）を補正するようにしても良い。
【００９８】
以上説明したように実施の形態２によれば、点火時期をＭＢＴに設定して推定図示トルクＴ_ｉを求め、マップから取得したＭＢＴにおける図示トルクＴ_ＭＢＴ（ｋ）と推定図示トルクＴ_ｉとに基づいてフリクション特性を補正することが可能となる。従って、煩雑な演算を行うことなく、フリクション特性を補正することができ、結果として推定図示トルクＴ_ｉを高い精度で算出することが可能となる。
【００９９】
なお、上述のように実施の形態２では機関に筒内圧センサ４４を実装する必要はないが、実施の形態１による筒内圧センサ４４を用いたフリクション補正と組み合わせて補正精度を向上させても良い。
【０１００】
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、クランク軸３６の回転角を検出するためのローターに製造上の誤差が生じていて、算出した角加速度に誤差が含まれる場合であっても、推定図示トルクＴ_ｉを正確に算出し、フリクション補正を精度良く行うものである。
【０１０１】
クランク軸３６には、クランク角センサ３８がその角度位置を検出するためのローター３９が取り付けられている。図１３は、クランク軸３６、クランク角センサ３８、およびローター３９の位置関係を示す模式図である。図１３に示すように、ローター３９の外周には複数の凹凸が設けられている。そして、クランク角センサ３８によってローター３９の凹凸のエッジを検出することにより、ローター３９すなわちクランク軸３６の角度位置が検出される。
【０１０２】
実施の形態１で説明したように、角加速度に起因する動的な損失トルクを求める際には、クランク角がＴＤＣ、またはＢＤＣ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），Δｔ_０（ｋ＋１），Δｔ_１０（ｋ＋１）を、クランク角センサ３８から得られる角度信号に基づいて検出する。そして、時間Δｔ_０（ｋ），Δｔ_１０（ｋ），Δｔ_０（ｋ＋１），Δｔ_１０（ｋ＋１）に基づいて角速度ω_０（ｋ），ω_０（ｋ＋１）を求め、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。
【０１０３】
時間Δｔ_０（ｋ），Δｔ_１０（ｋ），Δｔ_０（ｋ＋１），Δｔ_１０（ｋ＋１）を求める際に、ローター３９のエッジの角度位置が設計値通りに形成されていれば、Δｔ_０（ｋ），Δｔ_１０（ｋ），Δｔ_０（ｋ＋１），Δｔ_１０（ｋ＋１）の正しい値を検出することができ、これに基づいてクランク軸３６の角加速度を精度良く求めることができる。
【０１０４】
しかし、ローター３９のエッジの角度位置に誤差が含まれている場合は、Δｔ_０（ｋ），Δｔ_１０（ｋ），Δｔ_０（ｋ＋１），Δｔ_１０（ｋ＋１）の値にその誤差分が含まれることとなり、この結果、算出したクランク軸３６の角加速度に誤差が含まれることとなる。より詳細には、ローター３９のエッジが設計値の公差内で形成されている場合であっても、設計値の中心から外れている場合は、算出した角加速度に誤差が含まれることとなる。
【０１０５】
図１４は、ローター３９のエッジの角度位置に誤差が含まれる場合に、その誤差が角加速度に与える影響を説明するための模式図である。図１４に示すように、２つのエッジの角度位置の間隔が設計値でθ（例えば２０°）であり、実際の（出来栄えの）エッジの角度位置間隔がθ＋Δｅである場合を想定する。この場合に、ローター３９が２つのエッジ間を回転している間の時間がΔｔとして検出されるた場合、設計値のエッジの角度位置間隔がθであるため、設計値に基づいて算出した角速度ω_０’は以下の（４）式で示される。
ω_０’＝（θ／Δｔ）・（π／１８０） ・・・（４）
【０１０６】
一方、実際のローター３９のエッジ位置間隔はθ＋Δｅであるため、クランク軸３６の角速度の真の値ω_０は、以下の（５）式で示される。
ω_０＝（（θ＋Δｅ）／Δｔ）・（π／１８０） ・・・（５）
実際のローター３９のエッジ位置間隔（θ＋Δｅ）は、ローター３９の出来栄えを測定することにより求めることはできるが、個々のローター３９、個々のエッジ毎に測定することは困難が伴う。
【０１０７】
従って、設計値に基づいて算出した角速度ω_０’は誤差を含むものとなり、真の角加度ω_０との差Δω_０は、以下の（６）式で示される。
Δω_０＝ω_０−ω_０’＝（Δｅ／Δｔ）・（π／１８０） ・・・（６）
そして、角速度ω_０’から求めた角加速度、推定図示トルクＴ_ｉにはΔω_０に起因する誤差が含まれることとなる。
【０１０８】
実施の形態３は、ローター３９のエッジに製造上の誤差（Δｅ）が含まれている場合であっても、推定図示トルクＴ_ｉを正確に算出し、これに基づいて図２のフリクション特性を高い精度で補正するものである。
【０１０９】
実施の形態３では、図１の筒内圧センサ４４を２つの気筒に設けている。そして、実施の形態１と同様に、筒内圧センサ４４の検出値から実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出し、推定図示トルクＴ_ｉと比較することによりフリクション補正を行う。この際、実施の形態３では、クランク角３６０°の区間で２回の爆発行程に対応した推定図示トルクＴ_ｉの平均値を求めるとともに、この２回の爆発行程で発生した実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を求め、推定図示トルクＴ_ｉと実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を比較する。
【０１１０】
図１５は、算出した推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）（＝Ｔ_ｇａｓ（ｋ））および実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と、各気筒の各行程との関係を示す模式図である。図１５において、Δｅ１は＃１の爆発行程が開始するクランク角位置（ＴＤＣ）で、クランク角センサ３８によって検出されるローター３９のエッジの該当箇所の角度誤差を示している。また、Δｅ２は、＃１の爆発行程が終了するクランク角位置（ＢＤＣ）、すなわち＃３の爆発行程が開始するクランク角位置で、クランク角センサ４４によって検出されるローター３９のエッジの該当箇所の角度誤差を示している。＃１が爆発行程となるクランク角１８０°の区間で推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）を算出する場合は、角速度ω_０（ｋ）及び角速度ω_０（ｋ＋１）を用いてクランク角１８０°の区間における角加速度の平均値を算出する。この際、角速度ω_０（ｋ）はΔｅ１による誤差を含み、角速度ω_０（ｋ＋１）はΔｅ２による誤差を含むこととなる。
【０１１１】
これに対して、クランク角３６０°毎に推定図示トルクＴ_ｉを算出する場合は、角速度ω_０（ｋ）と角速度ω_０（ｋ＋２）を用いてクランク角３６０°の区間での角加速度の平均値を求める。この区間ではクランク軸３６が１回転するため、＃１の爆発行程が開始するクランク角位置（ＴＤＣ）でクランク角センサ３８によって検出されるローター３９のエッジの該当箇所と、＃３の爆発行程が終了するクランク角位置（ＢＤＣ）でクランク角センサ３８によって検出されるローター３９のエッジの該当箇所とは同一のエッジ部分である。従って、角速度ω_０（ｋ）と角速度ω_０（ｋ＋２）の誤差要因となるローター３９の誤差はともにΔｅ１となる。このため、ω_０（ｋ）とω_０（ｋ＋２）の双方にΔｅ１の誤差が含まれることとなるが、この区間における角加速度の平均値はω_０（ｋ＋２）とω_０（ｋ）との差分から算出されるため、誤差Δｅ１が角加速度の算出値の誤差要因となることはない。
【０１１２】
従って、クランク角３６０°毎に推定図示トルクＴ_ｉを算出することにより、ローター３９のエッジの角度位置の誤差に影響を受けることなく、推定図示トルクＴ_ｉを正確に求めることが可能となる。
【０１１３】
図１５の例では、＃１と＃３の気筒に筒内圧センサ４４を設けている。そして、＃１の気筒の吸気、圧縮、爆発、排気の４行程から実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}（ｋ）を算出し、また、＃３の気筒の吸気、圧縮、爆発、排気の４行程から実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}（ｋ＋１）を算出する。
【０１１４】
そして、２回の爆発による実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}の平均値と、クランク角３６０°の区間で算出した推定図示トルクＴ_ｉの平均値とを比較する。図１５では、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）を算出した行程を点線で囲んだ領域Ｃとして示し、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出した行程を一点鎖線で囲んだ領域Ｂとして示している。実施の形態１で説明したように、定常運転時においては、領域Ｃの吸気、圧縮、爆発、排気の行程で発生するトルクと、領域Ｄの吸気、圧縮、爆発、排気の行程で発生するトルクはそれぞれ等しい。従って、推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）及び実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}が正確に求められていれば、クランク角３６０°の区間における推定図示トルクＴ_ｉの平均値と、２回の爆発による実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}の平均値とは略等しい値となる。
【０１１５】
ここで、クランク角３６０°毎に算出した推定図示トルクＴ_ｉにおいては、ローター３９のエッジの角度位置誤差による変動要因が排除されている。また、実施の形態１で説明したように、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}は筒内圧センサ４４から検出した実際の筒内圧を用いて算出された値であるため、その誤差要因は小さい。従って、２回の爆発による実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}の平均値と、クランク角３６０°の区間における推定図示トルクＴ_ｉの平均値とを比較した結果、両者が相違する場合は推定図示トルクＴ_ｉを算出する際に用いたフリクショントルクＴ_ｆに変動が生じているものと推定できる。従って、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と、推定図示トルクＴ_ｉとに基づいて、フリクショントルクの変動分ΔＴ_ｆを算出することができ、ローター３９のエッジの角度位置に誤差が含まれている場合であっても、フリクション補正を正確に行うことが可能となる。
【０１１６】
推定図示トルクＴ_ｉは連続する２回の爆発行程に対応したクランク角３６０°の区間で算出されるため、この推定図示トルクＴ_ｉと比較するためには、点火（爆発行程）が連続して行われる２つの気筒に筒内圧センサ４４を設けて実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出する必要がある。すなわち、４気筒の機関では爆発行程は＃１、＃３、＃４、＃２の順に行われるため、筒内圧センサ４４は、爆発行程が連続する＃１及び＃３、＃３及び＃４、＃４及び＃２、または＃２及び＃１に設ける必要がある。実施の形態１で説明したように、推定図示トルクＴ_ｉを算出する際の２回の爆発行程と、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出する２回の爆発行程を同一の行程とすることにより、燃焼バラツキによるトルク変動を実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と推定図示トルクＴ_ｉの双方の算出値に反映させることができる。従って、燃焼バラツキの影響を最小限に抑えた状態で、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と推定図示トルクＴ_ｉの比較を精度良く行うことができる。
【０１１７】
また、４気筒以外の機関を含めた場合を考慮すると、クランク軸３６が７２０°回転する間に気筒数に相当する回数の爆発行程が行われるため、クランク軸３６が３６０°回転する間には（気筒数／２）回の爆発行程が行われる。従って、クランク角３６０°の区間で推定図示トルクＴ_ｉを算出してローター３９の誤差の影響を排除した場合、クランク角３６０°の推定図示トルクＴ_ｉと比較する実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}は、（気筒数／２）回の爆発行程に対応したトルクとなる。従って、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出するための筒内圧センサ４４は、（気筒数／２）に相当する数の気筒に設け、かつ、筒内圧センサ４４を設けた気筒は連続して爆発行程が行われる気筒であることが好適である。
【０１１８】
次に、数式を用いて、ローター３９のエッジ角度位置誤差の要因を排除してフリクショントルクの変動分ΔＴ_ｆ（ｋ）を算出する方法を説明する。
【０１１９】
上述したようにローター３９にΔｅ１，Δｅ２のエッジ角度位置誤差が生じている場合、＃１の爆発行程が開始するクランク角位置（ＴＤＣ）で算出される角速度ω_０’（ｋ）はΔｅ１による誤差分を含むものとなる。同様に、＃３の爆発行程が開始するクランク角位置（ＴＤＣ）で算出される角速度ω_０’（ｋ＋１）もΔｅ２による誤差分を含むものとなる。
【０１２０】
＃１と＃３の爆発行程によるクランク角３６０°区間の推定図示トルクＴ_ｉは、角速度ω_０’（ｋ＋２）及び角速度ω_０’（ｋ）に基づいて算出される。この際、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃは、以下の（７）式で示される。（７）式において、ｔ’（ｉ）はΔｅ１のエッジ角度位置誤差が生じているローター３９の該当箇所が３６０°回転する際に要する時間である。
【０１２１】
【数３】

【０１２２】
そして、＃１と＃３の爆発行程に対応するクランク角３６０°の区間において、図２のマップから求められたフリクショントルクをＴ_ｆとし、フリクショントルクＴ_ｆの変動分をΔＴ_ｆ（ｋ）とすると、この区間における推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ〜ｋ＋１）は以下の（８）式で示される。
【０１２３】
【数４】

【０１２４】
一方、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}はクランク角７２０°（２回転）毎に算出されるため、ローター３９のエッジ位置誤差による影響を受けることはない。また、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}は、フリクションの経時変化による変動分（ΔＴ_ｆ（ｋ））を含んだ状態で算出される。従って、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}は、ローター３９にエッジ角度位置誤差が生じておらず、かつ図２のマップによるフリクショントルクＴ_ｆの値が経時変化による変動分（ΔＴ_ｆ（ｋ））を含んだ正しい値である場合に算出された推定図示トルクＴ_ｉと等しいとみなすことができる。従って、ローター３９にエッジ角度位置誤差が生じていない場合に、＃１の爆発行程が開始するクランク角位置（ＴＤＣ）で算出される角速度をω_０（ｋ）、＃３の爆発行程が終了するクランク角位置（ＢＤＣ）で算出される角速度をω_０（ｋ＋２）とすると、＃１と＃３の爆発行程に対応する実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}（ｋ〜ｋ＋１）は以下の（９）式から求められる。
【０１２５】
【数５】

【０１２６】
ここで、ｔ（ｉ）は、エッジ位置誤差が発生していないローター３９が３６０°回転する際に要する時間である。
【０１２７】
（９）式から（８）式を減算すると以下の（１０）式が得られる。
【０１２８】
【数６】

【０１２９】
（１０）式の右辺における、ω_０（ｋ＋２）−ω_０’（ｋ＋２）をΔω_０（ｋ＋２）とおき、＃３の爆発行程が終了したクランク角位置（ＢＤＣ）でθの角度だけローター３９が回転する際に要した時間をΔｔ（ｋ＋２）とすると、＃３がＢＤＣの位置にあるときのローター３９の誤差はΔｅ１であるため、（６）式と同様の演算によりΔω_０（ｋ＋２）は以下の（１１）式で表すことができる。
【０１３０】
【数７】

【０１３１】
また、（１０）式の右辺における、ω_０（ｋ）−ω_０’（ｋ）をΔω_０（ｋ）とおき、＃１の爆発行程が開始するクランク角位置（ＴＤＣ）でθの角度だけローター３９が回転する際に要した時間をΔｔ（ｋ）とすると、＃１がＴＤＣの位置にあるときのローター３９の誤差はΔｅ１であるため、（６）式と同様の演算によりΔω_０（ｋ）は以下の（１２）式で表すことができる。
【０１３２】
【数８】

【０１３３】
そして、（１１）式、（１２）式を用いて、Δω_０（ｋ＋２）−Δω_０（ｋ）は以下の（１３）式から算出することができる。
【０１３４】
【数９】

【０１３５】
Δｅ１の誤差を有するローター３９の該当箇所がθの回転角だけ回転する時間は、定常運転時においてはほぼ一定している。すなわち、（１３）式において、Δｔ（ｋ＋２）とΔｔ（ｋ）は略等しい値となり、Δω_０（ｋ＋２）−Δω_０（ｋ）＝０とみなすことができる。従って、（１０）式の右辺において、ω_０（ｋ＋２）−ω_０’（ｋ＋２）−（ω_０（ｋ）−ω_０’（ｋ））＝０とすることができ、以下の（１０’）式が得られる。
Ｔ_{ｉ＿ｃｐｓ}−Ｔ_ｉ＝ΔＴ_ｆ（ｋ） ・・・（１０’）
従って、（１０’）式によれば、実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と推定図示トルクＴ_ｉとの差からフリクショントルクＴ_ｆの変動分ΔＴ_ｆを算出することが可能となる。
【０１３６】
次に、図１６のフローチャートに基づいて、本実施形態の装置における処理の手順を説明する。図１６のフローチャートは、クランク角３６０°の区間で推定図示トルクＴ_ｉを算出する処理手順を示している。
【０１３７】
先ず、ステップＳ４１では、フリクション補正を実施するための運転条件が成立しているか否かを判別する。ここでは、運転条件が定常状態であり、かつ無負荷の状態であるか否かを判別する。補正を実施するための運転条件が成立している場合はステップＳ４２へ進み、成立していない場合は終了する（ＥＮＤ）。
【０１３８】
次のステップＳ４２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Δｔ_０（ｋ），Δｔ_１０（ｋ），Δｔ_０（ｋ＋２），Δｔ_１０（ｋ＋２）を検出する位置であるか否かを判定する。こｋで、Δｔ_０（ｋ），Δｔ_１０（ｋ）は、＃１の爆発行程が開始するクランク角位置（ＴＤＣ）から前後１０°づつクランク角が回転している間の時間である。また、Δｔ_０（ｋ＋２），Δｔ_１０（ｋ＋２）は、＃３の爆発行程が完了したクランク角位置（ＢＤＣ）から前後１０°づつクランク角が回転している間の時間である。トルク算出タイミングである場合はステップＳ４３へ進み、トルク算出タイミングでない場合は終了する（ＥＮＤ）。
【０１３９】
次のステップＳ４３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＋２））、時間ｔ（ｉ）などの各パラメータを取得する。
【０１４０】
次のステップＳ４４では、フリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を算出する。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のマップからクランク角１８０°（ＴＤＣからＢＤＣまで）の区間における平均値を求める。
【０１４１】
次の、ステップＳ４５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Ｓ４６へ進み、ステップＳ４４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Ｓ４５でスイッチがオフ（ＯＦＦ）の場合はステップＳ４７へ進む。
【０１４２】
ステップＳ４７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〜ｋ＋１）＝Ｊ×（（ω_０’（ｋ＋２）−ω_０’（ｋ））／Δｔ）を演算して、クランク角３６０°の区間における動的な損失トルクの平均値Ｔ_ａｃ（ｋ〜ｋ＋１）を算出する。
【０１４３】
次のステップＳ４８では、クランク角３６０°の区間における推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ〜ｋ＋１）を算出する。ここでは、Ｔ_ｉ（ｋ〜ｋ＋１）＝Ｔ_ａｃ（ｋ〜ｋ＋１）＋Ｔ_ｆ（ｋ）を演算してＴ_ｉ（ｋ）を算出する。なお、ステップＳ４６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。ここで得られた推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ〜ｋ＋１）は、クランク角３６０°の区間の平均値である。クランク角３６０°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、求めた推定図示トルクＴ_ｉ（ｋ）は筒内ガス圧によるトルクＴ_ｇａｓ（ｋ）となる。
【０１４４】
実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出する処理は、図７のフローチャートの処理と同様に行う。この際、実施の形態３では２つの気筒（＃１、＃３）の実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出するため、図７の処理を２回行ってＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}（ｋ）、Ｔ_{ｉ＿ｃｐｓ}（ｋ＋１）を算出し、その平均値（＝Ｔ_{ｉ＿ｃｐｓ}（ｋ〜ｋ＋１））を算出する。
【０１４５】
そして、フリクショントルクＴ_ｆを補正する処理は、図８のフローチャートの処理と同様に行う。この際、図８のステップＳ２１では、図１６の処理で求めた推定図示トルクＴ_ｆと、２回の爆発行程による実測図示トルクの平均値との差ΔＴ_ｆ（ｋ）を算出し、ステップＳ２２では、ΔＴ_ｆ（ｋ）に基づいてフリクション補正ロジックを実施する。
【０１４６】
以上説明したように実施の形態３によれば、クランク角３６０°の区間で推定図示トルクＴ_ｉを算出するようにしたため、クランク角を検出するためのローター３９に角度位置の誤差が生じている場合であっても、推定図示トルクＴ_ｉを高い精度で算出することが可能となる。そして、推定図示トルクＴ_ｉと実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}との比較の結果からフリクション特性を正確に補正することが可能となる。従って、フリクション特性に変化が生じた場合であっても、図示トルクＴ_ｉを正確に算出することが可能となる。
【０１４７】
なお、実施の形態３では、クランク軸３６が１回転する区間で推定図示トルクＴ_ｉの平均値を算出することにより、ローター３９のエッジの角度誤差が推定図示トルクＴ_ｉの算出値に与える誤差を排除することとしたが、クランク軸３６がｎ（ｎは自然数）回転する区間で推定図示トルクＴ_ｉの平均値を算出するようにしても良い。クランク角センサ３８によって検出されるローター３９のエッジは、クランク軸３６がｎ回転する区間の両端では同一のエッジであるため、この両端のエッジに基づいて角加速度の平均値を算出することで、エッジの角度誤差の要因を排除して推定図示トルクＴ_ｉを算出することができる。
【０１４８】
なお、上述した各実施の形態においては、走行距離や機関経過年数等のフリクション変化を示すパラメータから実行条件を定めておき、実行条件が満たされた場合のみフリクション補正を行うようにしても良い。
【０１４９】
【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。
【０１５０】
第１の発明によれば、推定図示トルクと実測図示トルクとに基づいて補正フリクショントルクを取得するようにしたため、経時変化などの要因から標準フリクショントルク特性に変動が生じた場合であっても、補正フリクショントルクを正確に求めることが可能となる。
【０１５１】
第２の発明によれば、推定図示トルクの算出区間の爆発行程と実測図示トルクの算出区間の爆発行程とを同一の行程としたため、１回の爆発行程毎に燃焼バラツキが生じている場合であっても、補正フリクショントルクを正確に求めることが可能となる。
【０１５２】
第３の発明によれば、推定図示トルクをクランク軸がｎ回転（ｎは自然数）する区間の平均値として算出するようにしたため、クランク軸の回転角を検出するためのローターに角度位置誤差が生じている場合であっても、正確に補正フリクショントルクを求めることが可能となる。
【０１５３】
第４の発明によれば、筒内圧取得手段を（全気筒数／２）個の気筒に設け、かつ連続して爆発行程が行われる気筒に設けたため、クランク軸が１回転する区間で算出された推定図示トルクの爆発行程に対応する気筒で実測図示トルクを算出することができる。従って、１回の爆発毎に燃焼バラツキが生じている場合であっても、補正フリクショントルクを正確に求めることが可能となる。
【０１５４】
第５の発明によれば、推定図示トルクと、第２の記憶手段が記憶している運転状態に応じた図示トルクとに基づいて補正フリクショントルクを取得するようにしたため、経時変化などの要因から標準フリクショントルクに誤差が生じた場合であっても、補正フリクショントルクを正確に求めることが可能となる。
【０１５５】
第６の発明によれば、第２の記憶手段に最大トルクが発生される所定の点火時期での機関運転状態と図示トルクとの関係を記憶させ、最大トルクが発生される所定の点火時期で算出した推定図示トルクと、図示トルク取得手段が第２の記憶手段から取得した図示トルクとに基づいて補正フリクショントルクを取得するようにしたため、算出した推定図示トルクが最大トルクに達してない場合は、フリクショントルクに変化が生じたものと判断でき、正確に補正フリクショントルクを求めることが可能となる。
【０１５６】
第７の発明によれば、始動後から機関出力が定常状態に達する過程で推定図示トルクを算出し、補正フリクショントルクを取得するようにしたため、トルク変動の要因となるパラメータが推定図示トルクに与える変動要因を最小限に抑えることができる。従って、補正フリクショントルクを精度良く求め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】実施の形態１において、算出した推定図示トルクＴ_ｉおよび実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と、各気筒の各行程との関係を示す模式図である。
【図６】推定図示トルクＴ_ｉを算出する処理手順を示すフローチャートである。
【図７】実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}を算出する処理手順を示すフローチャートである。
【図８】フリクショントルクＴ_ｆを補正する処理手順を示すフローチャートである。
【図９】フリクショントルクＴ_ｆの補正方法を示す模式図である。
【図１０】フリクショントルクＴ_ｆの補正方法を示す模式図である。
【図１１】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１２】実施の形態２にかかる内燃機関の制御装置の処理手順を示すフローチャートである。
【図１３】クランク軸、クランク角センサ、およびローターの位置関係を示す模式図である。
【図１４】ローターのエッジの角度位置に誤差が含まれる場合に、その誤差が角加速度に与える影響を説明するための模式図である。
【図１５】実施の形態３において、算出した推定図示トルクＴ_ｉおよび実測図示トルクＴ_{ｉ＿ｃｐｓ}と、各気筒の各行程との関係を示す模式図である。
【図１６】実施の形態３にかかる内燃機関の制御装置の処理手順を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１０ 内燃機関
２９ 吸気圧センサ
３６ クランク軸
３８ クランク角センサ
４０ ＥＣＵ
４４ 筒内圧センサ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an internal combustion engine, and is suitably applied to an internal combustion engine for estimating friction torque.
[0002]
[Prior art]
It is known to calculate friction torque in order to obtain the indicated torque of an internal combustion engine. For example, Japanese Patent Application Laid-Open No. H11-294213 describes calculating friction torque from a map of engine speed and water temperature.
[Patent Document 1]
JP-A-11-294213
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, the value of the friction torque changes due to a change over time of the engine, a change in the environment, and the like. In the method described in the publication, an error may be included in the calculated friction torque because a change with time of the friction torque or the like is not considered.
[0004]
The present invention has been made to solve the above-described problem, and has as its object to obtain a friction torque of an internal combustion engine with high accuracy and estimate a combustion state and an output of the internal combustion engine with high accuracy.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention, there is provided a storage means for storing a standard friction characteristic defining a relationship between a predetermined parameter and a friction torque of an engine, an angular acceleration calculating means for obtaining a crank angular acceleration, Estimated indicated torque calculating means for calculating an estimated indicated torque using the torque and the crank angular acceleration,
An in-cylinder pressure obtaining means for obtaining an in-cylinder pressure; an actually measured indicated torque calculating means for calculating an actually measured indicated torque based on the in-cylinder pressure; And a friction torque obtaining means.
[0006]
A second invention is characterized in that, in the first invention, the explosion stroke in the calculation section of the estimated indicated torque is the same as the explosion stroke in the calculation section of the measured indicated torque.
[0007]
A third invention is characterized in that, in the first or second invention, the estimated indicated torque is calculated as an average value in a section where the crankshaft rotates n times (n is a natural number).
[0008]
A fourth invention is characterized in that, in the third invention, the in-cylinder pressure acquiring means is provided in (total number of cylinders / 2) cylinders and is provided in a cylinder in which an explosion stroke is continuously performed.
[0009]
According to a fifth aspect of the present invention, in order to achieve the above object, a first storage means for storing a standard friction characteristic defining a relationship between a predetermined parameter and a friction torque of an engine, and an engine operating state acquisition for acquiring an engine operating state Means, second storage means for storing a relationship between the engine operation state and the indicated torque, indicated torque acquisition means for acquiring the indicated torque corresponding to the engine operation state from the second storage means, and a crank. Angular acceleration calculating means for calculating angular acceleration; estimated indicated torque calculating means for calculating an estimated indicated torque using the friction torque and the crank angular acceleration; and the indicated indicated torque acquired by the estimated indicated torque and indicated torque acquiring means. And a corrected friction torque obtaining means for obtaining the corrected friction torque based on the torque.
[0010]
In a sixth aspect based on the fifth aspect, before the estimated indicated torque is calculated, the ignition timing is set to a predetermined ignition timing at which a maximum torque is generated based on the engine operating state. Means, wherein the second storage means stores a relationship between the engine operating state at a predetermined ignition timing at which a maximum torque is generated and the indicated torque, and the second storage means calculated at the predetermined ignition timing. The correction friction torque is acquired based on the estimated indicated torque and the indicated torque acquired by the indicated torque acquisition means.
[0011]
In a seventh aspect based on the fifth or sixth aspect, the estimated indicated torque calculating means calculates the estimated indicated torque in a process in which the engine output reaches a steady state after starting, and the engine output reaches a steady state. The correction friction torque is obtained based on the estimated indicated torque calculated in the process and the indicated torque obtained by the indicated torque obtaining means.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, some embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. Elements common to the drawings are denoted by the same reference numerals, and redundant description will be omitted. The present invention is not limited by the following embodiments.
[0013]
Embodiment 1 FIG.
FIG. 1 is a diagram for explaining a control device for an internal combustion engine according to the first to third embodiments of the present invention and a structure around the controller. In the following embodiments, a four-cylinder internal combustion engine will be exemplified. 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 end on the upstream side. The air filter 16 is provided with an intake air temperature sensor 18 for detecting the intake air temperature THA (that is, the outside air temperature). Further, an exhaust purification catalyst 32 is disposed in the exhaust passage 14.
[0014]
An air flow meter 20 is arranged downstream of the air filter 16. Downstream of the air flow meter 20, a throttle valve 22 is provided. In the vicinity of the throttle valve 22, there are arranged a throttle sensor 24 for detecting the throttle opening TA and an idle switch 26 which is turned on when the throttle valve 22 is fully closed.
[0015]
A surge tank 28 is provided downstream of the throttle valve 22. An intake pipe pressure sensor 29 that detects the pressure of the intake passage 12 (intake pipe pressure) is provided near the surge tank 28. Further, a fuel injection valve 30 for injecting fuel to an intake port of the internal combustion engine 10 is disposed further downstream of the surge tank 28.
[0016]
Each cylinder of the internal combustion engine 10 has a piston 34. The piston 34 is connected to a crankshaft 36 driven to rotate by the reciprocating motion. The vehicle drive system and accessories (such as an air conditioner compressor, alternator, torque converter, and power steering pump) are driven by the rotational torque of the crankshaft 36. A crank angle sensor 38 for detecting a rotation angle of the crank shaft 36 is attached near the crank shaft 36. The cylinder block of the internal combustion engine 10 is provided with a water temperature sensor 42 for detecting a cooling water temperature. Further, one of the four cylinders of the internal combustion engine 10 is provided with an in-cylinder pressure sensor 44 for detecting the pressure in the cylinder (in-cylinder pressure).
[0017]
As shown in FIG. 1, the combustion state estimating device of the present embodiment includes an ECU (Electronic Control Unit) 40. The above-described various sensors, the fuel injection valve 30, and the like are connected to the ECU 40.
[0018]
Next, the indicated torque T of the internal combustion engine 10 by the system of FIG._iThe method for estimating is specifically described. First, the indicated torque T_iEquations used for estimating are described. In the present embodiment, the combustion state is estimated using the following equations (1) and (2).
[0019]
(Equation 1)

[0020]
In equations (1) and (2), the indicated torque T_i(Estimated indicated torque T_i) Is the torque generated on the crankshaft 36 by the combustion of the engine. Here, the right side of the equation (2) is the indicated torque T_iThe right side of equation (1) indicates the indicated torque T._iShows the torque consumed.
[0021]
In the right side of equation (1), J is the moment of inertia of the driving member driven by 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 a load torque received from the road surface during traveling. Here, J × (dω / dt) is a dynamic torque loss (= T) caused by the angular acceleration of the crankshaft 36._ac). Friction torque T_fIs the torque due to the mechanical friction of each fitting portion such as the friction between the piston 34 and the inner wall of the cylinder, and includes the torque due to the mechanical friction of the accessories. Load torque T_lIs a torque due to disturbance such as a road surface condition during traveling. In the present embodiment, the combustion state is estimated by setting the shift gear to the neutral state._l= 0.
[0022]
In the right side of the equation (2), T_gasIs the torque due to the gas pressure in the cylinder, T_inertiaIndicates the inertia torque due to the reciprocating inertial mass of the piston 34 and 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_gasNeed to ask.
[0023]
As shown in equation (1), the indicated torque T_iIs the dynamic loss torque J × (dω / dt) due to the angular acceleration, and the friction torque T_f, And load torque T_lCan be obtained as the sum of However, as shown in equation (2), the indicated torque T_iAnd torque T due to in-cylinder gas pressure_gasDo not match, the indicated torque T_iThe combustion state cannot be accurately estimated from
[0024]
FIG. 2 is a characteristic diagram showing the relationship between each torque and the crank angle in equation (2). In FIG. 2, the vertical axis indicates the magnitude of each torque, and the horizontal axis indicates the crank angle._iAnd the solid line indicates the torque T due to the gas pressure in the cylinder._gasAnd the broken line represents the inertia torque T due to the reciprocating inertial mass._inertiaAre respectively shown. Here, FIG. 2 shows characteristics in the case of four cylinders, and TDC and BDC in FIG. 2 indicate that the piston 34 of one of the four cylinders has a top dead center (TDC) or a bottom dead center. (BDC) shows the crank angles (0 °, 180 °). When the internal combustion engine 10 has four cylinders, an explosion (expansion) stroke is performed for each cylinder every time the crankshaft 36 rotates 180 °, and the torque characteristic from TDC to BDC in FIG. appear.
[0025]
As shown by the solid line in FIG._gasIncreases sharply between TDC and BDC and decreases. Where T_gasThe rapid increase in air-fuel ratio is due to the explosion of the air-fuel mixture in the combustion chamber during the explosion process. After the explosion, T_gasDecreases and takes a negative value due to the effect of the cylinder in the other compression stroke or exhaust stroke. When the crank angle reaches BDC, the change in the cylinder volume becomes zero, and as a result, T_gasTakes a value of 0.
[0026]
On the other hand, inertia torque T due to reciprocating inertial mass_inertiaIs the torque T due to the gas pressure in the cylinder._gasIs almost or negligibly independent of the inertial torque generated by the inertial mass of a reciprocating member such as the piston 34. The reciprocating member repeatedly accelerates and decelerates._inertiaAlways occurs as long as the crank rotates, even if the angular velocity is constant. As shown by the broken line in FIG. 2, when the crank angle is at the position of TDC, the reciprocating member is stopped, and_inertia= 0. When the crank angle advances from TDC to 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 approaches 90 °, the reciprocating members are moving at a predetermined speed, and 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. Thereafter, when the crank angle reaches BDC, the reciprocating member stops, and T_inertia= 0.
[0027]
As shown in equation (2), the indicated torque T_iIs the torque T due to the gas pressure in the cylinder_gasAnd the inertia torque T due to the reciprocating inertial mass_inertiaIs the sum of For this reason, as shown by the dashed line in FIG. 2, between the TDC and the BDC, the indicated torque T_iIs T due to the explosion of the mixture_gasIncreases and then decreases, then T_inertiaShows a complicated behavior of increasing again.
[0028]
However, paying attention to the section of 180 ° crank angle from TDC to BDC, the inertia torque T due to the reciprocating inertial mass in this section is given._inertiaHas an average value of 0. This is because the member having the reciprocating inertial mass moves in the opposite direction at a crank angle near 0 ° to 90 ° and at a crank angle near 90 ° to 180 °. Therefore, when each torque of the equations (1) and (2) is calculated as an average value from TDC to BDC, the inertia torque T due to the reciprocating inertial mass is calculated._inertia= 0. Thereby, the inertia torque T due to the reciprocating inertial mass is obtained._inertiaIs the indicated torque T_iCan be eliminated, and the indicated torque T_iCan be estimated. Therefore, the indicated torque T_i, It is possible to easily estimate an accurate combustion state.
[0029]
Then, when an average value of each torque is obtained in a section from TDC to BDC, T_inertiaIs 0, the equation (2) indicates that the indicated torque T_iAnd the torque T due to the in-cylinder gas pressure_gasIs equal to the average value of Therefore, the indicated torque T_iThe combustion state can be accurately estimated based on the
[0030]
Further, when an average value of the angular acceleration of the crankshaft 36 is obtained in a section from TDC to BDC, T_inertiaIs 0, the angular acceleration can be obtained by excluding the influence of the reciprocating inertial mass on the angular acceleration. Therefore, the angular acceleration due to only the combustion state can be calculated, and the combustion state can be accurately estimated based on the angular acceleration.
[0031]
Next, each torque on the right side of the equation (1) is calculated, and the indicated torque T on the left side is calculated._iA method for obtaining the following will be described. First, a dynamic loss torque T due to 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 the present embodiment, a crank angle signal is detected from the crank angle sensor 38 every 10 ° of the rotation of the crank shaft 36.
[0032]
The combustion state estimating apparatus according to the present embodiment has a dynamic loss torque T due to angular acceleration._{a c}Is calculated as an average value in a section of 180 ° crank angle 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), ω₀(K + 1) is calculated, and at the same time, the time Δt (k) during which the crankshaft 36 rotates from TDC to BDC is calculated.
[0033]
Angular velocity ω₀When calculating (k), as shown in FIG. 3, for example, the time Δt during which the crank angle rotates from the TDC position by 10 ° before and after each time.₀(K), Δt₁₀(K) is detected from the crank angle sensor 38. And the time Δt₀(K) + Δt₁₀(K), the crankshaft 36 is rotated by 20 °.₀(K) = (20 / (Δt)₀(K) + Δt₁₀(K))) × (π / 180) to calculate ω₀(K) [rad / s] can be calculated. Similarly, ω₀When calculating (k + 1), the time Δt during which the crank angle rotates 10 ° back and forth from the position of the BDC at a time.₀(K + 1), Δt₁₀(K + 1) is detected. And ω₀(K + 1) = (20 / (Δt)₀(K + 1) + Δt₁₀(K + 1))) × (π / 180) to calculate ω₀(K + 1) [rad / s] can be calculated.
[0034]
Angular velocity ω₀(K), ω₀After obtaining (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.
[0035]
After calculating the average value of the angular acceleration, the average value of the angular acceleration is multiplied by the moment of inertia J according to the right side of the equation (1). Thereby, the average value of the dynamic loss torque J × (dω / dt) during the rotation of the crankshaft 36 from TDC to BDC can be calculated. Note that the moment of inertia J of the drive unit is obtained in advance from the inertial mass of the drive component.
[0036]
In the example described above, the dynamic loss torque T due to angular acceleration is calculated from the angular velocities at TDC and BDC._acWas obtained, the section from TDC to BDC was further divided into a plurality of sections, dynamic loss torque due to angular acceleration was obtained for each of the divided sections, and these loss torques were averaged to obtain a loss at every 180 °. Torque T_acYou may ask. For example, the crank angle from TDC to BDC is divided into six equal parts every 30 °, and a dynamic loss torque is obtained every 30 ° and averaged to obtain a dynamic loss torque TDC between TDC and BDC._acMay be calculated. As a result, it is possible to increase the number of locations where the crank angular velocity is detected, and to minimize the crank angle detection error.
[0037]
Next, the friction torque T_fThe calculation method of will be described. FIG. 4 shows the friction torque T_f2 is a map showing a relationship between the engine speed (Ne) of the internal combustion engine 10 and a cooling water temperature (thw). In FIG. 4, the friction torque T_f, Engine speed (Ne) and cooling water temperature (thw) are average values when the crankshaft 36 rotates 180 ° from TDC to BDC. Further, the cooling water temperature becomes higher in the order of thw1 → thw2 → thw3. As shown in FIG._fTends to increase as the engine speed (Ne) increases, and to increase as the cooling water temperature (thw) decreases. The map of FIG. 4 shows that the friction torque T generated when the crankshaft 36 is rotated from TDC to BDC by varying the engine speed (Ne) and the cooling water temperature (thw) as parameters._fIs measured and an average value thereof is calculated to prepare in advance. 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 cooling water temperature is detected from a water temperature sensor 42, and the engine speed is detected from a crank angle sensor 38, respectively.
[0038]
Friction torque T due to fluctuation of crank angle_fAre very complicated and vary widely. However, friction torque T_fIs mainly dependent on the speed of the piston 34, the inertia torque T_inertiaFriction torque T for each section where the average value of_fAre almost constant. Therefore, inertia torque T due to reciprocating inertial mass_inertiaFriction torque T for each 180 ° crank angle section (TDC → BDC) where the average value of_fIs obtained, the friction torque T showing a complicated instantaneous behavior is obtained._fCan be obtained with high accuracy. In addition, friction torque T_fIs the average value for each section, the map shown in FIG. 4 can be created accurately.
[0039]
Further, as described above, the friction torque T_fIncludes the torque due to the friction of accessories. Here, the value of the torque due to the friction of the accessories differs depending on whether or not the accessories are operating. For example, the rotation of the engine is transmitted to a compressor of an air conditioner, which is one of the accessories, by a belt or the like, and a torque is generated by friction even when the air conditioner is not actually operating.
[0040]
On the other hand, when the accessories are operated, for example, when the air conditioner is turned on (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 accessories increases, and the friction torque T_fAlso increases. Therefore, the friction torque T_fIn order to accurately obtain the friction torque T, the operating state of the accessories is detected, and when the switches of the accessories are turned on (ON), the friction torque T obtained from the map of FIG._fIs desirably corrected.
[0041]
At the time of extremely cold start, etc., the friction torque T_fConsidering the difference between the temperature of the part where the heat is generated and the cooling water temperature, the friction torque T_fIs more preferably corrected. In this case, it is desirable to perform the correction in consideration of the engine start time after the cold start, the amount of fuel flowing into the cylinder, and the like.
[0042]
Dynamic loss torque T due to angular acceleration_acAnd friction torque T_fIs found, then T_acAnd T_fIs added to obtain the estimated indicated torque T on the left side of the equation (1)._iIs calculated. In the device of the present embodiment, the estimated indicated torque T_iIn order to further improve the calculation accuracy of the measured torque T shown in FIG._{i_cps}Is calculated and the measured indicated torque T_{i_cps}Estimated indicated torque T obtained from equation (1) based on_iIs corrected. Measured indicated torque T_{i_cps}Can be calculated from the following equation (3).
[0043]
(Equation 2)

[0044]
In equation (3), T_{i_cps}Is obtained by converting the measured indicated torque (measured average indicated torque) averaged in one cycle (crank angle 720 °) in a section of 720 ° CA / cylinder number. Also, P_{# 1}(Θ) is the in-cylinder pressure calculated for each crank angle θ, and is obtained from the detection value of the in-cylinder pressure sensor 44. V_{# 1}(Θ) is the in-cylinder volume calculated for each crank angle θ, and is determined from the specifications (bore × stroke, combustion chamber volume, etc.) of the internal combustion engine and the crank angle detected by the crank angle sensor 38.
[0045]
Measured average indicated torque T_{i_cps}Is calculated as the work of in-cylinder gas in one cycle (converted in the section of 720 ° CA / number of cylinders), and as shown in equation (3), P_{# 1}(Θ) and dV_{# 1}The product of (θ) / dθ is obtained, the average value (Average) is calculated in one cycle section, and the product is multiplied by the number N of cylinders.
[0046]
FIG. 5 shows the calculated estimated indicated torque T._i(K) (= T_gas(K)) and the measured indicated torque T_{i_cps}FIG. 4 is a schematic diagram showing the relationship between the strokes and the strokes of the cylinders. As shown in FIG. 5, when the internal combustion engine 10 is composed of four cylinders # 1 to # 4, every time the crankshaft 36 rotates by 180 °, the explosion strokes in the order of # 1, # 3, # 4, and # 2. Is performed. Estimated indicated torque T every explosion stroke, that is, every crank angle 180 °_iAre sequentially calculated, as shown in FIG. 5, the estimated indicated torque T_i(K) corresponds to the explosion of the cylinder # 1. Similarly, the estimated indicated torque T_i(K-2) shows the estimated indicated torque T due to the explosion of the cylinder # 4._i(K-1) indicates the estimated indicated torque T due to the explosion of the cylinder # 2._i(K + 1) indicates the estimated indicated torque T due to the explosion of the cylinder # 3._i(K + 2) corresponds to the explosion of cylinder # 4.
[0047]
Here, the estimated indicated torque T_iFocusing on the stroke in which (k) occurs, # 1 is an explosion stroke, # 3 is a compression stroke, # 4 is an intake stroke, and # 2 is an exhaust stroke. Here, since the torque in the compression, intake, and exhaust strokes is much smaller than the torque due to the in-cylinder gas pressure generated in the explosion stroke, the estimated indicated torque T_i(K) is the torque T due to the in-cylinder gas pressure generated by the explosion of # 1._gasCan be considered. Therefore, the estimated indicated torque is T_i(K-2), T_i(K-1), T_i, T_i(K + 1), T_iBy calculating in the order of (k + 2), the torque T due to the in-cylinder gas pressure due to the explosion of each cylinder in the order of # 4, # 2, # 1, # 3, # 4_gasCan be calculated. Thereby, the combustion state of each cylinder can be estimated.
[0048]
On the other hand, when the in-cylinder pressure sensor 44 is attached to the # 1 cylinder, the measured indicated torque T starts from the four strokes (one cycle) of # 1, intake, compression, explosion, and exhaust._{i_cps}Is found. In FIG. 5, the estimated indicated torque T_i(K) is shown as a region A surrounded by a dotted line, and the measured indicated torque T_{i_cps}Is calculated as a region B surrounded by a dashed line. At the time of steady operation, the torque generated in the intake stroke in the region A and the torque generated in the intake stroke in the region B can be regarded as substantially the same. Similarly, the torque generated in the compression and exhaust strokes of the region A and the torque generated in the compression and exhaust strokes of the region B can be regarded as substantially the same. Further, the explosion process of the region A and the explosion process of the region B are common.
[0049]
Therefore, the estimated indicated torque T_i(K) and measured indicated torque T_{i_cps}Is accurately obtained, the estimated indicated torque T_iAnd the measured indicated torque T_{i_cps}Is substantially the same value. Estimated indicated torque T_i(K) and measured indicated torque T_{i_cps}Are different from each other, it can be assumed that one of the calculated values includes an error._{i_cps}Is a value calculated using the actual in-cylinder pressure detected by the in-cylinder pressure sensor 44, and it is considered that the error factor is small. On the other hand, the estimated indicated torque T_i(K) is the friction torque T obtained from the map of FIG._fIs calculated using the friction torque T_fIs a torque due to mechanical friction, and its value may fluctuate due to a change with time of the sliding portion.
[0050]
Therefore, in the device of the present embodiment, the estimated indicated torque T obtained during the steady operation (the engine speed is constant) is obtained._i(K) and measured indicated torque T_{i_cps}Are different, the friction torque T_fOf the friction torque T_fIs corrected. That is, since the friction characteristic in FIG. 2 does not include a variation factor due to aging, the apparatus according to the present embodiment corrects the characteristic in FIG. Estimated indicated torque T_iIs obtained with high accuracy.
[0051]
Measured indicated torque T_{i_cps}Is calculated from four strokes of intake, compression, explosion, and exhaust of the cylinder (# 1) provided with the in-cylinder pressure sensor 44, and the estimated indicated torque T_i(K) can be calculated for each rotation angle of 180 ° crank angle. Measured indicated torque T_{i_cps}And the estimated indicated torque T_iWhen comparing (k), the measured indicated torque T_{i_cps}And the estimated indicated torque T_iWhen calculating (k), the cylinders subjected to the explosion stroke are made the same. That is, as shown in FIG. 5, the measured indicated torque T is set so that the explosion stroke in the region A and the explosion stroke in the region B are common._{i_cps}And estimated indicated torque T_iThe calculation section of (k) is set.
[0052]
As described above, the explosion stroke mainly contributes to the torque generation. For this reason, the measured indicated torque T_{i_cps}Explosion stroke and estimated indicated torque T at the time of calculation_i(K) By setting a common explosion stroke at the time of calculation, even if there is a variation in combustion, the torque fluctuation due to the variation in combustion can be measured by the measured measured torque T._{i_cps}And the estimated indicated torque T_iWill be reflected in both calculated values. Accordingly, the measured indicated torque T is hardly affected by the combustion variation._{i_cps}And the estimated indicated torque T_iCan be compared with high accuracy.
[0053]
Next, a procedure of a process in the apparatus of the present embodiment will be described based on the flowcharts of FIGS. Here, the flowchart of FIG._iThe flowchart of FIG. 7 shows the actual measurement indicated torque T._{i_cps}The flowchart of FIG. 8 shows the processing procedure for calculating the friction torque T._fAre respectively shown.
[0054]
First, the estimated indicated torque T_iThe processing procedure for calculating is described based on the flowchart of FIG. First, in step S1, it is determined whether or not an operating condition for performing the friction correction is satisfied. Here, it is determined whether the operating condition is in a steady state and is in a no-load state. If the operating condition for performing the correction is satisfied, the process proceeds to step S2, and if not, the process ends (END).
[0055]
In the next step S2, the crank angle position is set to the estimated indicated torque T._iIs determined. Specifically, when the crank angle is Δt₀(K), Δt₁₀(K), Δt₀(K + 1), Δt₁₀It is determined whether or not the position is for detecting (k + 1). Where Δt₀(K), Δt₁₀(K) is the time during which the crank angle rotates by 10 ° before and after from the crank angle position (TDC) at which the explosion stroke of # 1 starts. Also, Δt₀(K + 1), Δt₁₀(K + 1) is the time during which the crank angle is rotated by 10 ° before and after the crank angle position (BDC) where the explosion stroke of # 1 is completed. If it is the torque calculation timing, the process proceeds to step S3, and if it is not the torque calculation timing, the process ends (END).
[0056]
In the next step S3, parameters necessary for torque calculation are acquired. Specifically, the engine speed (Ne (k)), the cooling water temperature (thw (k)), the angular velocity (ω₀(K), ω₀(K + 1)) and time (Δt).
[0057]
In the next step S4, 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 the average value in the section from TDC to BDC is obtained from the map of FIG.
[0058]
In the next step S5, it is determined whether or not the switches of the accessories are turned on (ON). If the switch is on (ON), the process proceeds to step S6, where the friction torque T obtained in step S4 is determined._fCorrect (k). Specifically, T_f(K) is multiplied by a predetermined correction coefficient,_fThe correction is performed by a method such as adding a predetermined correction value to (k). If the switch is off (OFF) in step S5, the process proceeds to step S7.
[0059]
In step S7, a dynamic loss torque T due to the angular acceleration_ac(K) is calculated. Here, T_ac(K) = J × ((ω₀(K + 1) -ω₀(K)) / Δt) to calculate the average value T of the dynamic loss torque in the section from TDC to BDC._ac(K) is calculated.
[0060]
In the next step S8, the estimated indicated torque T_i(K) is calculated. Here, T_i(K) = T_ac(K) + T_fCalculate (k) and calculate T_i(K) is calculated. In step S6, T_fIf (k) is corrected, the corrected T_fThe calculation is performed using (k). The estimated indicated torque T obtained here_i(K) is the average value of the section from TDC to BDC.
[0061]
In the section from TDC to BDC, the inertia torque T_inertiaOf the estimated indicated torque T obtained from the equation (2)._i(K) is the torque T due to the in-cylinder gas pressure._gas(K).
[0062]
Next, the measured indicated torque T_{i_cps}Will be described with reference to the flowchart of FIG. First, in step S11, it is determined whether an operating condition for performing friction correction is satisfied. Here, it is determined whether the operating condition is in a steady state and is in a no-load state. If the operating condition for performing the correction is satisfied, the process proceeds to step S12, and if not, the process ends (END).
[0063]
In the next step S12, the measured indicated torque T_{i_cps}Is determined. Specifically, it is determined whether or not the cylinder provided with the in-cylinder pressure sensor 44 is at the crank angle position of TDC at the start of the intake stroke. When it is the torque calculation timing, the process proceeds to step S13, and when it is not the torque calculation timing, the process ends (END).
[0064]
In the next step S13, parameters necessary for calculating the measured indicated torque are obtained. Specifically, dV is set for each predetermined crank angle θ detected by the crank angle sensor 38._{# 1}(Θ) / dθ, and the in-cylinder pressure P from the in-cylinder pressure sensor 44 for each crank angle θ._{# 1}(Θ) is detected. dV_{# 1}(Θ) / dθ, P_{# 1}(Θ) is obtained until the exhaust stroke of the cylinder provided with the in-cylinder pressure sensor 44 ends.
[0065]
In the next step S14, the measured indicated torque T_{i_cps}Is calculated. Here, the P acquired in step S13_{# 1}(Θ), dV_{# 1}Using (θ) / dθ, the measured indicated torque T of the value averaged in one cycle based on the equation (3)_{i_cps}Is calculated.
[0066]
Next, the friction torque T_fWill be described with reference to the flowchart of FIG. First, in step S21, the estimated indicated torque T obtained by the processing of FIG._iAnd the measured indicated torque T obtained by the processing of FIG._{i_cps}ΔT_fIs calculated. In the next step S22, ΔT_fImplements the friction correction logic based on. Here, ΔT_fThe friction characteristic in FIG.
[0067]
9 and 10 are schematic diagrams illustrating a method of correcting the map of FIG. FIG. 9 shows one ΔT_fShows a method for correcting the map using the values of. FIG. 10 shows two ΔT_fShows a method for correcting the map using the values of.
[0068]
In the method of FIG. 9, one ΔT_fOf the map as a correction coefficient_fCorrect the value of. That is, T_f(After correction) = function (ΔT_f, Map (Ne, thw)). For example,
T_f(After correction) = Map (Ne, thw) + C₁・ ΔT_f
T before correction_fAnd ΔT_fIs a predetermined coefficient C₁The value obtained by multiplication is added to the corrected T_fAsk for. Also,
T_f(After correction) = C₂・ ΔT_f・ Map (Ne, thw)
T before correction_fAnd ΔT_fIs a predetermined coefficient C₂The value obtained by multiplication is multiplied by the corrected T_fYou may ask. According to the method of FIG._fBased on the map T_fCan be corrected.
[0069]
The method of FIG._f(ΔT_f1And ΔT_f2) And ΔT_f1, ΔT_f2Of the map as a correction coefficient_fCorrect the value of. That is, T_f(After correction) = function (ΔT_f1, ΔT_f2, Map (Ne, thw)). For example, based on the following equation, T_fAnd T_fw1And T_fw2The average value of₃The value obtained by multiplication is added to the corrected T_fAsk for.
T_f(After correction) = Map (Ne, thw) + C₃・ ((ΔT_f1+ ΔT_f2) / 2)
[0070]
According to the method of FIG._fBased on the map T_fTogether with the absolute value of_fCan also be corrected.
[0071]
As described above, according to the present embodiment, the measured indicated torque T_{i_cps}And the estimated indicated torque T_iAnd the friction characteristics of the map of FIG. 2 are corrected based on the comparison result._f, The estimated indicated torque T_iCan be calculated.
[0072]
Further, according to the combustion state estimating device of the present embodiment, the inertia torque T due to the reciprocating inertial mass is obtained._inertiaSince the average value of the angular acceleration of the crankshaft 36 is calculated in the section where the average value of_inertiaInfluence on the angular acceleration can be eliminated, and the angular acceleration and the dynamic loss torque T due to the angular acceleration can be obtained from only the information corresponding to the combustion state._acCan be requested. In addition, inertia torque T due to reciprocating inertial mass_inertiaSince the average value of the friction torque is calculated in a section where the average value of the friction torque becomes zero, the friction torque T can be accurately determined without being affected by the instantaneous friction behavior._fCan be requested. Therefore, the estimated indicated torque T corresponding to the combustion state_iCan be obtained with high accuracy, and the estimated indicated torque T_i, It is possible to accurately estimate the combustion state.
[0073]
In the example described above, the inertia torque T due to the reciprocating inertial mass is used._inertiaIs set to 180 ° while the average value of_inertiaThe section in which the average value of is zero may be set wider. In the case of a four-cylinder internal combustion engine, inertia torque T due to reciprocating inertial mass_inertiaSince the minimum unit of the section where the average value of is 0 is 180 °, T is an integer multiple of 180 °._inertiaCan be set in a section where the average value of is zero. For example, when performing torque control using the estimated torque, the estimated indicated torque T_iMay be set to a wider angle range such as 360 ° or 720 °.
[0074]
In the above-described example, the present invention is applied to a four-cylinder internal combustion engine._inertiaIs obtained by calculating a section in which the average value of T is zero, as in the case of four cylinders._iCan be calculated, and the indicated torque T_iThe combustion state can be estimated based on FIG. 11 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 the crank angle in equation (2), as in FIG. Here, FIG. 11A shows the case of a single cylinder, and FIG. 11B shows the case of a six cylinder.
[0075]
As shown in FIG. 11 (A), in the case of a single cylinder, one explosion stroke is performed every 720 ° of the crank angle, and the torque T due to the in-cylinder gas pressure is increased._gasIncreases and decreases with each explosion. The torque T due to the reciprocating inertial mass in the section of the crank angle of 360 ° to 540 °_inertiaThe average value of the (dotted line) is 0. Therefore, by calculating the angular acceleration for each section, the estimated indicated torque T_iCan be calculated accurately, and the estimated indicated torque T_i, The combustion state can be accurately estimated. Then, the measured indicated torque T_{i_cps}In one cycle interval, and the estimated indicated torque T_iBy comparing with the friction torque T_fOver time can be determined.
[0076]
The same applies to the case of the six cylinders shown in FIG. In the case of a six-cylinder engine, six explosion strokes are performed every 720 ° crank angle, so that the torque T_gasRepeatedly increases and decreases every 120 ° of the crank angle. The inertia torque T due to the reciprocating inertial mass in the range of 0 ° to 120 ° crank angle._inertiaHas an average value of 0. Therefore, the influence of the reciprocating inertial mass can be eliminated by calculating the angular acceleration for each crank angle of 120 °, and the estimated indicated torque T_iCan be accurately obtained to estimate the combustion state. Then, the measured indicated torque T_{i_cps}In one cycle interval, and the estimated indicated torque T_iBy comparing with the friction torque T_fOver time can be determined. Since the crank rotation angle in one cycle is 720 °, particularly in the case of a multi-cylinder internal combustion engine, the angle range obtained by calculating (720 ° / number of cylinders) is defined as T._inertiaCan be set to the minimum unit of the section where the average value of is zero.
[0077]
In the example described above, the inertia torque T due to the reciprocating inertial mass is used._inertiaAlthough the average value of the crank angular acceleration, the loss torque, and the friction torque was calculated in the section where the average value of 0 is zero, information other than the average value, for example, the integrated value of the torque may be calculated in this section. In this section, T_inertia, The combustion state can be accurately estimated using other parameters such as an integrated value.
[0078]
Further, in the above-described example, the combustion state is estimated with the load torque Tl = 0, but the load torque Tl is determined based on information from the inclination sensor or the like._lTo obtain the estimated indicated torque T_iIs used to estimate the estimated indicated torque T over the entire driving range when the vehicle is running._iCan be obtained. This makes it possible to reliably estimate the combustion state even when, for example, cold hesitation (slack at start-up) due to a load change occurs during cold start.
[0079]
In the example described above, the measured indicated torque T_{i_cps}And the estimated indicated torque T_iWas calculated, but the measured indicated torque T was measured in a state where no torque was generated by combustion._{i_cps}And the estimated indicated torque T_iMay be calculated to perform the friction correction. For example, when cranking is performed without ignition, or when fuel cut is performed during engine operation, the measured indicated torque T_{i_cps}And the estimated indicated torque T_iMay be calculated to perform the friction correction. In this case, since there is no variation in torque due to combustion, the measured indicated torque T_{i_cps}Stroke and estimated indicated torque T_iMay not be the same as the explosion stroke for calculating.
[0080]
In the first embodiment, the in-cylinder pressure sensor 44 is provided for one cylinder so that the measured indicated torque T_{i_cps}Was calculated, but the in-cylinder pressure sensors 44 were provided in a plurality of cylinders to measure the measured indicated torque T._{i_cps}Is calculated, and the average value is calculated to obtain the measured indicated torque T._{i_cps}May be increased in calculation accuracy.
[0081]
Embodiment 2 FIG.
Next, a second embodiment of the present invention will be described. In the second embodiment, the indicated torque is calculated from the map based on the engine operating state, and the estimated indicated torque T is calculated._iThe friction correction is performed by comparing the indicated torque calculated with the map. The configuration of the device of the second embodiment is the same as the configuration shown in FIG. 1, but the second embodiment is different from the first embodiment in that the in-cylinder pressure sensor 44 does not need to be provided.
[0082]
The indicated torque output from the internal combustion engine 10 is mainly determined by the engine operating state (intake pipe pressure, engine speed, ignition timing, etc.). Therefore, the indicated torque according to each operating state can be acquired from the map by previously acquiring the indicated torque corresponding to the engine operating state and creating the map.
[0083]
In particular, immediately after the start of the engine, parameters that cause torque fluctuations such as cooling water temperature, in-cylinder temperature, in-cylinder pressure, and valve timing are almost constant. The rise characteristics are almost constant. Therefore, for example, if the time from the start of starting to the steady state of idling becomes longer and the rise of the in-cylinder torque becomes slower, it can be determined that the friction characteristic of FIG. 2 has changed with time. For this reason, in the second embodiment, during the torque rise process from immediately after the start until the torque reaches the steady state, the estimated indicated torque T_iAnd the indicated torque calculated from the map. Thereby, the friction torque T_fIndicated torque T due to fluctuations in_iCan be accurately determined.
[0084]
At this time, in the apparatus of the second embodiment, the indicated torque in each operation state (intake pipe pressure Pm, engine speed Ne) when the ignition timing is set to MBT (Minimum Spark Advance for Best Torque) is stored in a map. are doing. Then, the ignition timing is set to MBT and the estimated indicated torque T_iIs calculated and is compared with the indicated torque obtained from the map to perform friction correction. At this time, the intake pipe pressure Pm is detected by an intake pressure sensor 29 provided in the intake passage 12. When the intake pressure sensor 29 is not used, the intake pipe pressure Pm may be obtained from a method of estimating from the intake air amount (Ga) detected by the air flow meter 20, a method of estimating from the throttle opening and the engine speed, or the like. .
[0085]
When the ignition timing is set to MBT, the maximum torque according to the engine operating state at that time is output. Therefore, in this state, the estimated indicated torque T_iIs calculated and the estimated indicated torque T_iDoes not reach the maximum torque, the friction torque T_fAre corrected by the change over time or the like, and the friction characteristic of FIG. 2 is corrected. By creating a map that defines the relationship between the engine operating state and the indicated torque while the ignition timing is fixed to MBT, it is possible to exclude from the map the cause of the in-cylinder torque variation caused by the variation in the ignition timing, The map can be configured simply by reducing the dimensions of the map.
[0086]
Estimated indicated torque T_iIs calculated in the same manner as in the first embodiment. In the case of a four-cylinder engine, the estimated indicated torque T_iIs calculated for each section with a crank angle of 180 °, the estimated indicated torque T_iIt is also necessary to find the indicated torque by calculating the map to be compared with the average value in the 180 ° crank angle section. Therefore, a map is created by obtaining the indicated torque corresponding to each operating state as an average value for each section of the crank angle of 180 °. For example, the in-cylinder pressure sensor 44 is attached to each of the four cylinders of the internal combustion engine 10, the average value of the indicated torque of each cylinder in the section with a crank angle of 180 ° is obtained from Expression (3), and the indicated torque of each cylinder is summed. As a result, the average value of the indicated torque of each cylinder at every crank angle of 180 ° can be calculated. Then, by changing the operating state and calculating the average value of the indicated torque for each crank angle of 180 °, a map defining the relationship between each operating state and the indicated torque can be created.
[0087]
Hereinafter, the processing procedure of the apparatus according to the second embodiment will be described based on the flowchart of FIG. First, in step S31, it is determined whether or not the engine has just been started and immediately after a complete explosion stroke (complete explosion) has been performed. The complete explosion is determined by the engine speed or the estimated indicated torque T._iIs determined based on whether or not exceeds a predetermined threshold value. In the case immediately after the complete explosion, the process proceeds to step S32, and in the case where the complete explosion has not been performed yet, the process ends (END).
[0088]
In the next step S32, the current operating state (intake pipe pressure Pm, engine speed Ne) is acquired. More specifically, the operating state at the time when the crank angle is at the BDC position in the cylinder in which the intake stroke has been completed is acquired. In the next step S33, the MBT is determined based on the intake pipe pressure Pm and the engine speed Ne determined in step S32. In step S33, based on the intake pipe pressure Pm and the engine speed Ne obtained in step S32, the indicated torque T when the ignition timing is MBT is set._MBT(K) is calculated as a map.
[0089]
In the next step S34, the ignition timing is set to the MBT obtained in step S33. Thus, when the compression stroke is completed in the cylinder for which the intake stroke has been completed at the time of step S32, ignition is performed at the ignition timing set in the MBT. Therefore, in the next explosion stroke of this cylinder, the maximum torque is generated by the ignition timing set in the MBT.
[0090]
In the next step S35, it is determined whether or not the crank angle position is at the torque calculation timing. Specifically, when the crank angle is Δt₀(K), Δt₁₀(K), Δt₀(K + 1), Δt₁₀It is determined whether or not the position is for detecting (k + 1). When it is the torque calculation timing, the process proceeds to step S36, and when it is not the torque calculation timing, the process ends (END).
[0091]
If it is determined in step S35 that it is the torque calculation timing, in step S36 the estimated indicated torque T_iIs calculated. Here, the same processing as steps S2 to S7 in FIG. 6 is performed, and the estimated indicated torque T_iIs calculated. As a result, the estimated indicated torque T when the next explosion stroke is performed in the cylinder for which the intake stroke has been completed at the time of step S32._iIs calculated. The estimated indicated torque T calculated here_iIs a value corresponding to the in-cylinder torque generated when the ignition timing is set to MBT.
[0092]
In the next step S37, the estimated indicated torque T obtained in step S36._iAnd the indicated torque T obtained from the map in step S33._MBT(K), and the difference ΔT in the friction torque is calculated from the difference between the two torques._fAsk for.
[0093]
In the next step S38, ΔT obtained in step S37_fImplements the friction torque correction logic based on. Here, the friction torque is corrected by performing the same processing as the processing described with reference to FIG.
[0094]
According to the processing of FIG. 12, the operation state is acquired at the time when the crank angle position of the cylinder whose intake stroke has been completed is at the BDC position in step S32, and the ignition timing is set to MBT based on this operation state in step S33. Therefore, the ignition timing can be set to MBT according to the amount of intake air used in the next explosion stroke. Then, in the next explosion stroke in which the ignition timing is set to MBT, the estimated indicated torque T_iIs calculated, the map-calculated indicated torque T_MBT(K) and estimated indicated torque T_iAre obtained as values corresponding to MBT. Therefore, the illustrated T_MBT(K) and the calculated indicated indicated torque T_iAnd the friction torque T_fCan be accurately determined with time.
[0095]
Immediately after the start of the complete explosion, the torque is in the process of reaching the idling steady state. . Therefore, according to the process of FIG. 12, the change ΔT_fIs calculated, the variation ΔT of the friction torque can be obtained in a state where the influence of the parameter that causes the torque variation is minimized._fCan be calculated. Therefore, it is possible to perform friction correction with high accuracy.
[0096]
Note that when disturbance such as ND shift or racing occurs during the processing of FIG. 12, the ignition timing may be set to an optimal timing and the friction correction logic may be stopped.
[0097]
Further, the in-cylinder air-fuel ratio (A / F) is estimated based on the intake air amount detected from the air flow meter 20 and the fuel injection amount from the fuel injection valve 30, and T is determined based on the air-fuel ratio._MBT(K) may be corrected.
[0098]
As described above, according to Embodiment 2, the ignition timing is set to MBT and the estimated indicated torque T_iAnd the indicated torque T in MBT obtained from the map_MBT(K) and estimated indicated torque T_i, It is possible to correct the friction characteristics. Therefore, the friction characteristics can be corrected without performing complicated calculations, and as a result, the estimated indicated torque T_iCan be calculated with high accuracy.
[0099]
As described above, in the second embodiment, it is not necessary to mount the in-cylinder pressure sensor 44 in the engine. However, the correction accuracy may be improved in combination with the friction correction using the in-cylinder pressure sensor 44 according to the first embodiment. .
[0100]
Embodiment 3 FIG.
Next, a third embodiment of the present invention will be described. In the third embodiment, even if the rotor for detecting the rotation angle of the crankshaft 36 has a manufacturing error and the calculated angular acceleration includes an error, the estimated indicated torque T_iIs accurately calculated, and the friction correction is accurately performed.
[0101]
A rotor 39 is attached to the crankshaft 36 so that a crank angle sensor 38 detects the angular position. FIG. 13 is a schematic diagram showing a positional relationship among the crankshaft 36, the crank angle sensor 38, and the rotor 39. As shown in FIG. 13, a plurality of irregularities are provided on the outer periphery of the rotor 39. Then, the angular position of the rotor 39, that is, the crankshaft 36 is detected by detecting the uneven edge of the rotor 39 by the crank angle sensor 38.
[0102]
As described in the first embodiment, when the dynamic loss torque due to the angular acceleration is obtained, the time Δt during which the crank angle rotates by 10 ° before and after the position of the TDC or BDC at each time is calculated.₀(K), Δt₁₀(K), Δt₀(K + 1), Δt₁₀(K + 1) is detected based on the angle signal obtained from the crank angle sensor 38. And the time Δt₀(K), Δt₁₀(K), Δt₀(K + 1), Δt₁₀Angular velocity ω based on (k + 1)₀(K), ω₀(K + 1) is obtained, and the average value of the angular acceleration during the rotation of the crankshaft 36 from TDC to BDC is calculated.
[0103]
Time Δt₀(K), Δt₁₀(K), Δt₀(K + 1), Δt₁₀When calculating (k + 1), if the angular position of the edge of the rotor 39 is formed as designed, Δt₀(K), Δt₁₀(K), Δt₀(K + 1), Δt₁₀The correct value of (k + 1) can be detected, and based on this, the angular acceleration of the crankshaft 36 can be accurately obtained.
[0104]
However, if the angular position of the edge of the rotor 39 contains an error, Δt₀(K), Δt₁₀(K), Δt₀(K + 1), Δt₁₀The error is included in the value of (k + 1), and as a result, the calculated angular acceleration of the crankshaft 36 includes an error. More specifically, even if the edge of the rotor 39 is formed within the tolerance of the design value, if the edge is out of the center of the design value, the calculated angular acceleration will include an error.
[0105]
FIG. 14 is a schematic diagram for explaining the influence of the error on the angular acceleration when the angle position of the edge of the rotor 39 includes an error. As shown in FIG. 14, it is assumed that the interval between the angular positions of the two edges is θ (for example, 20 °) in design value, and the angular interval between the actual (finished) edges is θ + Δe. In this case, if the time during which the rotor 39 is rotating between the two edges is detected as Δt, the angular position interval between the edges of the design value is θ, so the angular velocity calculated based on the design value ω₀Is represented by the following equation (4).
ω₀′ = (Θ / Δt) · (π / 180) (4)
[0106]
On the other hand, since the actual edge position interval of the rotor 39 is θ + Δe, the true value ω of the angular velocity of the crankshaft 36 is obtained.₀Is represented by the following equation (5).
ω₀= ((Θ + Δe) / Δt) · (π / 180) (5)
The actual edge position interval (θ + Δe) of the rotor 39 can be obtained by measuring the performance of the rotor 39, but it is difficult to measure each rotor 39 and each edge.
[0107]
Therefore, the angular velocity ω calculated based on the design value₀′ Contains an error, and the true angular additivity ω₀Difference Δω₀Is represented by the following equation (6).
Δω₀= Ω₀−ω₀′ = (Δe / Δt) · (π / 180) (6)
And the angular velocity ω₀′, The estimated indicated torque T_iIs Δω₀Will be included.
[0108]
In the third embodiment, even if the edge of the rotor 39 includes a manufacturing error (Δe), the estimated indicated torque T_iIs accurately calculated, and based on this, the friction characteristic of FIG. 2 is corrected with high accuracy.
[0109]
In the third embodiment, the in-cylinder pressure sensor 44 of FIG. 1 is provided for two cylinders. Then, similarly to the first embodiment, the measured indicated torque T is obtained from the detection value of the in-cylinder pressure sensor 44._{i_cps}Is calculated and the estimated indicated torque T_iTo perform friction correction. At this time, in the third embodiment, the estimated indicated torque T corresponding to two explosion strokes in the section of the crank angle of 360 °._iOf the actual measured indicated torque T generated during the two explosions._{i_cps}To obtain the estimated indicated torque T_iAnd the measured indicated torque T_{i_cps}Compare.
[0110]
FIG. 15 shows the calculated estimated indicated torque T._i(K) (= T_gas(K)) and the measured indicated torque T_{i_cps}FIG. 4 is a schematic diagram showing the relationship between the strokes and the strokes of the cylinders. In FIG. 15, Δe1 is a crank angle position (TDC) at which the explosion stroke of # 1 starts, and indicates an angle error of a corresponding portion of the edge of the rotor 39 detected by the crank angle sensor 38. Δe2 is a crank angle position (BDC) at which the explosion stroke of # 1 ends, that is, a crank angle position at which the explosion stroke of # 3 starts, and is a position corresponding to the edge of the rotor 39 detected by the crank angle sensor 44. The angle error is shown. Estimated indicated torque T in the section of 180 ° crank angle where # 1 is the explosion stroke_iWhen calculating (k), the angular velocity ω₀(K) and angular velocity ω₀Using (k + 1), an average value of angular acceleration in a section with a crank angle of 180 ° is calculated. At this time, the angular velocity ω₀(K) includes an error due to Δe1, and the angular velocity ω₀(K + 1) includes an error due to Δe2.
[0111]
On the other hand, the estimated indicated torque T_iIs calculated, the angular velocity ω₀(K) and angular velocity ω₀Using (k + 2), the average value of the angular acceleration in a section with a crank angle of 360 ° is obtained. In this section, since the crankshaft 36 makes one rotation, the corresponding position of the edge of the rotor 39 detected by the crank angle sensor 38 at the crank angle position (TDC) at which the explosion stroke of # 1 starts and the explosion stroke of # 3 The corresponding portion of the edge of the rotor 39 detected by the crank angle sensor 38 at the end crank angle position (BDC) is the same edge portion. Therefore, the angular velocity ω₀(K) and angular velocity ω₀The error of the rotor 39, which is the error factor of (k + 2), is Δe1. Therefore, ω₀(K) and ω₀Both (k + 2) include an error of Δe1, but the average value of the angular acceleration in this section is ω₀(K + 2) and ω₀Since it is calculated from the difference from (k), the error Δe1 does not become an error factor in the calculated value of the angular acceleration.
[0112]
Accordingly, the estimated indicated torque T is calculated every 360 ° of the crank angle._iIs calculated, the estimated indicated torque T is not affected by the error of the angular position of the edge of the rotor 39._iCan be determined accurately.
[0113]
In the example of FIG. 15, the in-cylinder pressure sensor 44 is provided for the cylinders # 1 and # 3. Then, from the four strokes of intake, compression, explosion, and exhaust of the cylinder # 1, the measured indicated torque T_{i_cps}(K), and the measured indicated torque T from the four strokes of the intake, compression, explosion, and exhaust of the cylinder # 3._{i_cps}(K + 1) is calculated.
[0114]
Then, the measured indicated torque T due to two explosions_{i_cps}And the estimated indicated torque T calculated in the section of 360 ° crank angle._iAnd the average value of In FIG. 15, the estimated indicated torque T_i(K) is shown as a region C surrounded by a dotted line, and the measured indicated torque T_{i_cps}Is calculated as a region B surrounded by a dashed line. As described in the first embodiment, during the steady operation, the torque generated during the intake, compression, explosion, and exhaust strokes in region C and the torque generated during the intake, compression, explosion, and exhaust strokes in region D Are equal. Therefore, the estimated indicated torque T_i(K) and measured indicated torque T_{i_cps}Is accurately obtained, the estimated indicated torque T in the section of 360 ° of the crank angle is obtained._iAnd the indicated indicated torque T due to two explosions_{i_cps}Is substantially equal to the average value of.
[0115]
Here, the estimated indicated torque T calculated every 360 ° of the crank angle._iIn the above, the fluctuation factor due to the angular position error of the edge of the rotor 39 is eliminated. Further, as described in the first embodiment, the measured indicated torque T_{i_cps}Is a value calculated using the actual in-cylinder pressure detected by the in-cylinder pressure sensor 44, and therefore the error factor is small. Therefore, the measured indicated torque T due to two explosions_{i_cps}And the estimated indicated torque T in the section of 360 ° crank angle._iAs a result of comparison with the average value, if the two are different, the estimated indicated torque T_iFriction torque T used in calculating_fCan be presumed to have changed. Therefore, the measured indicated torque T_{i_cps}And the estimated indicated torque T_iAnd the variation ΔT of the friction torque_fCan be calculated, and even if an error is included in the angular position of the edge of the rotor 39, the friction correction can be accurately performed.
[0116]
Estimated indicated torque T_iIs calculated in a section with a crank angle of 360 ° corresponding to two consecutive explosion strokes._iIn order to make a comparison with, the cylinder pressure sensor 44 is provided in two cylinders in which ignition (explosion stroke) is performed continuously, and the measured indicated torque T_{i_cps}Needs to be calculated. That is, in a four-cylinder engine, the explosion strokes are performed in the order of # 1, # 3, # 4, and # 2, so the in-cylinder pressure sensor 44 detects the # 1 and # 3, # 3 and # 4, It is necessary to provide in # 4 and # 2 or # 2 and # 1. As described in the first embodiment, the estimated indicated torque T_iTwo explosion strokes when calculating the torque and the measured indicated torque T_{i_cps}By calculating the two explosion strokes as the same stroke, the torque fluctuation due to the combustion variation is measured and the measured indicated torque T_{i_cps}And the estimated indicated torque T_iCan be reflected in both calculated values. Therefore, in a state where the influence of the combustion variation is minimized, the measured indicated torque T_{i_cps}And the estimated indicated torque T_iCan be compared with high accuracy.
[0117]
Considering the case where an engine other than four cylinders is included, the number of explosion strokes corresponding to the number of cylinders is performed while the crankshaft 36 rotates 720 °. An explosion stroke is performed (number of cylinders / 2) times. Therefore, the estimated indicated torque T in the section of the crank angle of 360 °_iIs calculated and the influence of the error of the rotor 39 is eliminated, the estimated indicated torque T at a crank angle of 360 ° is calculated._iMeasured indicated torque T to be compared with_{i_cps}Is the torque corresponding to the (number of cylinders / 2) explosion strokes. Therefore, the measured indicated torque T_{i_cps}Is provided in the number of cylinders corresponding to (the number of cylinders / 2), and the cylinder provided with the in-cylinder pressure sensor 44 is a cylinder in which an explosion stroke is continuously performed. It is suitable.
[0118]
Next, by using a mathematical expression, the factor of the friction torque fluctuation ΔT_fA method for calculating (k) will be described.
[0119]
As described above, when the edge angle position errors Δe1 and Δe2 occur in the rotor 39, the angular velocity ω calculated at the crank angle position (TDC) at which the # 1 explosion stroke starts.₀'(K) includes an error due to Δe1. Similarly, the angular velocity ω calculated at the crank angle position (TDC) at which the # 3 explosion stroke starts₀'(K + 1) also includes an error due to Δe2.
[0120]
Estimated indicated torque T for 360 ° crank angle section due to explosion strokes of # 1 and # 3_iIs the angular velocity ω₀′ (K + 2) and angular velocity ω₀'(K). At this time, the dynamic loss torque T caused by the angular acceleration_acIs represented by the following equation (7). In equation (7), t '(i) is the time required for the rotor 39 where the edge angle position error of Δe1 has occurred to rotate 360 °.
[0121]
(Equation 3)

[0122]
Then, in the section of 360 ° crank angle corresponding to the explosion strokes of # 1 and # 3, the friction torque obtained from the map of FIG._fAnd friction torque T_fΔT_f(K), the estimated indicated torque T in this section_i(K to k + 1) is represented by the following equation (8).
[0123]
(Equation 4)

[0124]
On the other hand, the measured indicated torque T_{i_cps}Is calculated every 720 ° (two rotations) of the crank angle, and is not affected by the edge position error of the rotor 39. In addition, the measured indicated torque T_{i_cps}Is the variation (ΔT_f(K)). Therefore, the measured indicated torque T_{i_cps}Indicates that no edge angle position error has occurred in the rotor 39 and the friction torque T according to the map of FIG._fChanges due to aging (ΔT_f(K)) The estimated indicated torque T calculated when the value is a correct value including_iCan be considered equal to Accordingly, when no edge angle position error occurs in the rotor 39, the angular velocity calculated at the crank angle position (TDC) at which the # 1 explosion stroke starts is represented by ω₀(K) The angular velocity calculated at the crank angle position (BDC) at which the explosion stroke of # 3 ends is represented by ω₀Assuming (k + 2), the measured indicated torque T corresponding to the explosion strokes of # 1 and # 3_{i_cps}(K to k + 1) is obtained from the following equation (9).
[0125]
(Equation 5)

[0126]
Here, t (i) is the time required for the rotor 39 having no edge position error to rotate 360 °.
[0127]
When the equation (8) is subtracted from the equation (9), the following equation (10) is obtained.
[0128]
(Equation 6)

[0129]
Ω on the right side of equation (10)₀(K + 2) -ω₀′ (K + 2) to Δω₀(K + 2), and when the time required for the rotor 39 to rotate by an angle of θ at the crank angle position (BDC) where the explosion stroke of # 3 has been completed is Δt (k + 2), # 3 becomes the BDC position. Since the error of the rotor 39 at a certain time is Δe1, Δω is calculated by the same calculation as the expression (6).₀(K + 2) can be expressed by the following equation (11).
[0130]
(Equation 7)

[0131]
Also, ω on the right side of equation (10)₀(K) -ω₀’(K) to Δω₀(K), and if the time required for the rotor 39 to rotate by an angle of θ at the crank angle position (TDC) at which the explosion stroke of # 1 starts is Δt (k), # 1 becomes the position of TDC Since the error of the rotor 39 at a certain time is Δe1, Δω is calculated by the same calculation as the expression (6).₀(K) can be represented by the following equation (12).
[0132]
(Equation 8)

[0133]
Then, using Expressions (11) and (12), Δω₀(K + 2) -Δω₀(K) can be calculated from the following equation (13).
[0134]
(Equation 9)

[0135]
The time during which the corresponding portion of the rotor 39 having the error of Δe1 rotates by the rotation angle of θ is substantially constant during the steady operation. That is, in Expression (13), Δt (k + 2) and Δt (k) have substantially the same value, and Δω₀(K + 2) -Δω₀(K) = 0. Therefore, on the right side of equation (10), ω₀(K + 2) -ω₀′ (K + 2) − (ω₀(K) -ω₀'(K)) = 0, and the following equation (10') is obtained.
T_{i_cps}−T_i= ΔT_f(K) ... (10 ')
Therefore, according to the equation (10 '), the measured indicated torque T_{i_cps}And the estimated indicated torque T_iFrom the friction torque T_fVariation ΔT_fCan be calculated.
[0136]
Next, a procedure of processing in the apparatus of the present embodiment will be described based on the flowchart of FIG. The flowchart of FIG. 16 shows that the estimated indicated torque T_iIs shown.
[0137]
First, in a step S41, it is determined whether or not an operating condition for performing the friction correction is satisfied. Here, it is determined whether the operating condition is in a steady state and is in a no-load state. If the operating condition for performing the correction is satisfied, the process proceeds to step S42, and if not, the process ends (END).
[0138]
In the next step S42, it is determined whether or not the crank angle position is at the torque calculation timing. Specifically, when the crank angle is Δt₀(K), Δt₁₀(K), Δt₀(K + 2), Δt₁₀It is determined whether or not the current position is the position where (k + 2) is detected. Here, Δt₀(K), Δt₁₀(K) is the time during which the crank angle rotates by 10 ° before and after from the crank angle position (TDC) at which the explosion stroke of # 1 starts. Also, Δt₀(K + 2), Δt₁₀(K + 2) is the time during which the crank angle rotates by 10 ° before and after the crank angle position (BDC) where the explosion stroke of # 3 is completed. When it is the torque calculation timing, the process proceeds to step S43, and when it is not the torque calculation timing, the process ends (END).
[0139]
In the next step S43, parameters necessary for torque calculation are acquired. Specifically, the engine speed (Ne (k)), the cooling water temperature (thw (k)), the angular velocity (ω₀’(K), ω₀'(K + 2)) and time t (i).
[0140]
In the next step S44, the friction torque T_f(K) is calculated. Friction torque T_f(K) is a function of the engine speed (Ne (k)) and the cooling water temperature (thw (k)).
[0141]
In the next step S45, it is determined whether or not the switches of the accessories are turned on (ON). If the switch is on (ON), the process proceeds to step S46, where the friction torque T obtained in step S44 is determined._fCorrect (k). Specifically, T_f(K) is multiplied by a predetermined correction coefficient,_fThe correction is performed by a method such as adding a predetermined correction value to (k). If the switch is off (OFF) in step S45, the process proceeds to step S47.
[0142]
In step S47, a dynamic loss torque T caused by the angular acceleration_ac(K) is calculated. Here, T_ac(K to k + 1) = J × ((ω₀’(K + 2) −ω₀′ (K)) / Δt) to calculate the average value T of the dynamic torque loss in the section of 360 ° crank angle._ac(K to k + 1) is calculated.
[0143]
In the next step S48, the estimated indicated torque T in the section of the crank angle of 360 °_i(K to k + 1) is calculated. Here, T_i(K to k + 1) = T_ac(K to k + 1) + T_fCalculate (k) and calculate T_i(K) is calculated. It should be noted that T in step S46._fIf (k) is corrected, the corrected T_fThe calculation is performed using (k). The estimated indicated torque T obtained here_i(K to k + 1) is an average value in a section with a crank angle of 360 °. In the section of 360 ° crank angle, the inertia torque T due to the reciprocating inertial mass_inertiaOf the estimated indicated torque T obtained from the equation (2)._i(K) is the torque T due to the in-cylinder gas pressure._gas(K).
[0144]
Measured indicated torque T_{i_cps}Is calculated in the same manner as the processing in the flowchart of FIG. At this time, in the third embodiment, the measured indicated torque T of the two cylinders (# 1, # 3)_{i_cps}7 is performed twice to calculate T._{i_cps}(K), T_{i_cps}(K + 1) is calculated, and its average value (= T_{i_cps}(K to k + 1)) is calculated.
[0145]
And the friction torque T_fIs performed in the same manner as the processing in the flowchart of FIG. At this time, in step S21 of FIG. 8, the estimated indicated torque T obtained by the process of FIG._fΔT between the measured indicated torque and the average value of the measured indicated torques during the two explosion strokes_f(K) is calculated, and in step S22, ΔT_fPerform friction correction logic based on (k).
[0146]
As described above, according to the third embodiment, the estimated indicated torque T in the section of 360 ° crank angle._iIs calculated, the estimated indicated torque T can be obtained even when the rotor 39 for detecting the crank angle has an error in the angular position._iCan be calculated with high accuracy. Then, the estimated indicated torque T_iAnd the measured indicated torque T_{i_cps}It is possible to correct the friction characteristics accurately from the result of the comparison with. Therefore, even if the friction characteristic changes, the indicated torque T_iCan be calculated accurately.
[0147]
In the third embodiment, the estimated indicated torque T is set in a section where the crankshaft 36 makes one rotation._iIs calculated, the angular error of the edge of the rotor 39 is reduced by the estimated indicated torque T._iIs eliminated, but the estimated indicated torque T is calculated in a section where the crankshaft 36 rotates n (n is a natural number)._iMay be calculated. Since the edges of the rotor 39 detected by the crank angle sensor 38 are the same edges at both ends of the section where the crankshaft 36 rotates n times, the average value of the angular acceleration is calculated based on the edges at both ends. Estimated indicated torque T excluding the cause of edge angle error_iCan be calculated.
[0148]
In each of the above-described embodiments, the execution condition may be determined from a parameter indicating a change in friction such as a mileage or an elapsed age of the engine, and the friction correction may be performed only when the execution condition is satisfied.
[0149]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured as described above, it has the following effects.
[0150]
According to the first aspect, since the corrected friction torque is obtained based on the estimated indicated torque and the actually measured indicated torque, even when the standard friction torque characteristic fluctuates due to a change over time or the like, It is possible to accurately obtain the corrected friction torque.
[0151]
According to the second invention, the explosion stroke in the calculation section of the estimated indicated torque and the explosion stroke in the calculation section of the measured indicated torque are set to the same stroke, so that the combustion variation occurs in each explosion stroke. Even if there is, it is possible to accurately obtain the corrected friction torque.
[0152]
According to the third aspect, the estimated indicated torque is calculated as an average value in a section where the crankshaft rotates n times (n is a natural number). Even if it occurs, the corrected friction torque can be accurately obtained.
[0153]
According to the fourth aspect, since the in-cylinder pressure acquiring means is provided in the (total number of cylinders / 2) cylinders and in the cylinders on which the explosion stroke is performed continuously, the calculation is performed in the section where the crankshaft makes one rotation. The measured indicated torque can be calculated for the cylinder corresponding to the explosion stroke of the estimated indicated torque. Therefore, even when combustion variation occurs for each explosion, it is possible to accurately obtain the corrected friction torque.
[0154]
According to the fifth aspect, the corrected friction torque is obtained based on the estimated indicated torque and the indicated torque corresponding to the operating state stored in the second storage means. Even if an error occurs in the standard friction torque, the corrected friction torque can be accurately obtained.
[0155]
According to the sixth aspect, the relationship between the engine operating state at the predetermined ignition timing at which the maximum torque is generated and the indicated torque is stored in the second storage means, and the relationship is stored at the predetermined ignition timing at which the maximum torque is generated. Since the corrected indicated torque is obtained based on the calculated estimated indicated torque and the indicated torque obtained by the indicated torque obtaining means from the second storage means, when the calculated estimated indicated torque does not reach the maximum torque, Thus, it can be determined that a change has occurred in the friction torque, and the corrected friction torque can be accurately obtained.
[0156]
According to the seventh aspect, since the estimated indicated torque is calculated and the corrected friction torque is obtained in a process where the engine output reaches the steady state after the start, the parameter which causes the torque fluctuation is given to the estimated indicated torque. Variation factors can be minimized. Therefore, it is possible to accurately obtain the corrected friction torque.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram for explaining a control device for an internal combustion engine and a structure around the control device according to a first embodiment;
FIG. 2 is a characteristic diagram showing a relationship between a crank angle and an indicated torque, a torque based on an in-cylinder gas pressure, and an inertia torque based on a reciprocating inertial mass.
FIG. 3 is a schematic diagram showing a method for obtaining an angular acceleration of a crankshaft.
FIG. 4 is a schematic diagram showing a map representing a relationship between a friction torque, an engine speed, and a cooling water temperature.
FIG. 5 shows a calculated estimated indicated torque T according to the first embodiment._iAnd the measured indicated torque T_{i_cps}FIG. 4 is a schematic diagram showing the relationship between the strokes and the strokes of the cylinders.
FIG. 6: Estimated indicated torque T_i6 is a flowchart showing a processing procedure for calculating the.
FIG. 7 shows the measured indicated torque T_{i_cps}6 is a flowchart showing a processing procedure for calculating the.
FIG. 8 shows friction torque T_f6 is a flowchart showing a processing procedure for correcting the error.
FIG. 9 shows friction torque T_fIt is a schematic diagram which shows the correction method of.
FIG. 10 shows friction torque T_fIt is a schematic diagram which shows the correction method of.
FIG. 11 is a characteristic diagram showing torque characteristics in the case of a single cylinder and six cylinders.
FIG. 12 is a flowchart illustrating a processing procedure of a control device for an internal combustion engine according to the second embodiment;
FIG. 13 is a schematic diagram showing a positional relationship among a crankshaft, a crank angle sensor, and a rotor.
FIG. 14 is a schematic diagram for explaining the influence of the error on the angular acceleration when the angle position of the rotor edge includes an error.
FIG. 15 shows a calculated estimated indicated torque T according to the third embodiment._iAnd the measured indicated torque T_{i_cps}FIG. 4 is a schematic diagram showing the relationship between the strokes and the strokes of the cylinders.
FIG. 16 is a flowchart illustrating a processing procedure of a control device for an internal combustion engine according to the third embodiment;
[Explanation of symbols]
10 Internal combustion engine
29 Intake pressure sensor
36 crankshaft
38 Crank angle sensor
40 ECU
44 In-cylinder pressure sensor

Claims (7)

Storage means for storing a standard friction characteristic that defines the relationship between the predetermined parameter and the friction torque of the engine;
Angular acceleration calculation means for determining crank angular acceleration;
Estimated indicated torque calculating means for calculating an estimated indicated torque using the friction torque and the crank angular acceleration,
An in-cylinder pressure acquiring means for acquiring an in-cylinder pressure;
A measured indicated torque calculating means for calculating a measured indicated torque based on the in-cylinder pressure,
Correction friction torque obtaining means for obtaining a corrected friction torque based on the estimated indicated torque and the measured indicated torque,
A control device for an internal combustion engine, comprising: 2. The control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the explosion stroke in the calculation section of the estimated indicated torque and the explosion stroke in the calculation section of the measured indicated torque are the same stroke. 3. 3. The control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the estimated indicated torque is calculated as an average value in a section where the crankshaft rotates n times (n is a natural number). 4. The control device for an internal combustion engine according to claim 3, wherein said in-cylinder pressure obtaining means is provided in (total number of cylinders / 2) cylinders and is provided in a cylinder in which an explosion stroke is continuously performed. First storage means for storing a standard friction characteristic that defines a relationship between the predetermined parameter and the friction torque of the engine;
Engine operating state obtaining means for obtaining the engine operating state,
Second storage means for storing a relationship between the engine operating state and the indicated torque;
Indicated torque obtaining means for obtaining the indicated torque corresponding to the engine operating state from the second storage means,
Angular acceleration calculation means for determining crank angular acceleration;
Estimated indicated torque calculating means for calculating an estimated indicated torque using the friction torque and the crank angular acceleration,
Correction friction torque obtaining means for obtaining a corrected friction torque based on the estimated indicated torque and the indicated torque obtained by the indicated torque obtaining means,
A control device for an internal combustion engine, comprising: Before the estimated indicated torque is calculated, further comprising an ignition timing setting means for setting an ignition timing to a predetermined ignition timing at which a maximum torque is generated, based on the engine operating state,
The second storage unit stores a relationship between the engine operating state at a predetermined ignition timing at which a maximum torque is generated and the indicated torque,
6. The internal combustion engine according to claim 5, wherein the correction friction torque is obtained based on the estimated indicated torque calculated at the predetermined ignition timing and the indicated torque obtained by the indicated torque obtaining means. Control device. The estimated indicated torque calculating means calculates the estimated indicated torque in a process where the engine output reaches a steady state after the start,
7. The corrected friction torque is acquired based on the estimated indicated torque calculated in a process where the engine output reaches a steady state and the indicated torque acquired by the indicated torque acquisition unit. 8. Internal combustion engine control device.

Images