WO2016125238A1 - 内燃機関の過給システム及び過給システムの制御方法 - Google Patents

内燃機関の過給システム及び過給システムの制御方法 Download PDF

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    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present disclosure relates to a supercharging system for an internal combustion engine that performs supercharging over multiple stages, and a control method of the supercharging system.
  • a turbocharger which charges an internal combustion engine by rotating an exhaust turbine using exhaust gas flowing through an exhaust passage and driving a turbo compressor connected to the exhaust turbine.
  • a so-called two-stage turbo system is known in which supercharging efficiency is improved by supercharging over two stages by providing a turbocharger on each of the high pressure side and the low pressure side.
  • the high pressure exhaust valve is disposed in the high pressure exhaust bypass passage provided to bypass the high pressure turbocharger.
  • the valve By opening the valve as the flow rate increases, the operating region of the high pressure turbocharger using the high pressure exhaust bypass flow passage is shifted to the operating region of the low pressure turbocharger without the high pressure exhaust flow bypass passage. It is disclosed that control is performed.
  • Patent Document 1 only the high-pressure stage exhaust valve is subjected to opening control at the time of transition of the operating region, but in a general two-stage turbocharger system, a plurality of exhaust valves are generally arranged in the intake passage and the exhaust passage. The transition of the operation area is performed while switching control of the flow path by adjusting the opening degree of the valve. In such a case, if the plurality of valves are not smoothly controlled in each operation region, the supercharging pressure may change at the time of switching these valves, and the engine output may change. Patent Document 1 can not solve such a problem because only a single high pressure stage exhaust valve is to be controlled.
  • a supercharging system for an internal combustion engine capable of suppressing a change in supercharging pressure at the time of switching by smoothly controlling a plurality of valves provided in an intake flow passage and an exhaust flow passage. And providing a control method of the supercharging system.
  • a supercharging system for an internal combustion engine in order to solve the above problems, an internal combustion engine, and a plurality of turbochargers driven by exhaust gas from the internal combustion engine;
  • An intake passage switching valve configured to be able to switch an intake passage of the internal combustion engine, an exhaust passage switching valve configured to be able to switch an exhaust passage of the internal combustion engine, and an operating state of the internal combustion engine Calculated based on the target boost pressure and the boost pressure, and a boost pressure detection unit that detects boost pressure of the plurality of turbochargers;
  • a control unit that controls the intake flow path switching valve and the exhaust flow path switching valve based on the first control index, and the first control index includes the intake flow path switching valve and the exhaust flow Calculated by an arithmetic expression that includes the opening of the road switching valve as a variable That.
  • the intake flow passage switching valve and the exhaust Control the flow path switching valve based on the first control index calculated by the arithmetic expression including the opening degree of the intake flow passage switching valve and the exhaust flow passage switching valve as a variable, the intake flow passage switching valve and the exhaust Control the flow path switching valve.
  • the intake passage switching valve and the exhaust passage switching valve can be regarded as integral in control, the intake passage switching valve and the exhaust passage switching valve provided in the intake passage and the exhaust passage can be smoothly made. By controlling, it is possible to suppress the supercharging pressure fluctuation at the time of switching.
  • the configuration of the above (1) further includes a conversion table for converting the first control index into a second control index having a linear characteristic with respect to the supercharging pressure.
  • the control unit converts the second control index calculated based on the target additional pressure and the supercharging pressure into the first control index by the conversion table, and is based on the first control index. Control the intake passage switching valve and the exhaust passage switching valve.
  • the intake passage switching valve and the exhaust passage switching valve are controlled based on the second control index having a linear characteristic with respect to the charging pressure.
  • the plurality of valves can be smoothly controlled with good accuracy and responsiveness as compared with the case of controlling based on the first control index having the non-linear characteristic to the supercharging pressure generally.
  • the second control index has an opening degree of the intake flow passage switching valve as the second control index increases. After monotonously decreasing from the maximum value, the exhaust passage switching valve is defined to monotonously decrease from the maximum value.
  • the plurality of turbochargers may be a first turbo compressor provided in the intake flow path and the first turbo compressor.
  • a first turbocharger provided with a first exhaust turbine provided in an exhaust flow passage; a second turbo compressor provided upstream of the first turbo compressor in the intake flow passage; and the exhaust flow And a second turbocharger including a second exhaust turbine provided downstream of the first exhaust turbine in the path.
  • the above effect can be obtained in a so-called multistage supercharging system including the first turbocharger and the second turbocharger.
  • the intake flow path is an intake connected from outside to the internal combustion engine via the first turbo compressor and the second turbo compressor. And an intake bypass passage connecting the outlet side of the first turbo compressor to the outlet side of the second turbo compressor, and the exhaust passage is connected to the second internal combustion engine from the internal combustion engine And an exhaust series flow path extending to the outside through the first exhaust turbine and an inlet side of the second exhaust turbine and an inlet side of the first exhaust turbine.
  • a second exhaust for connecting a downstream side of a connection point downstream of the first bypass flow path, the exhaust first bypass flow path, and the exhaust serial flow path with the outlet side of the second exhaust turbine bypass
  • An intake flow path switching valve is a compressor bypass valve provided in the intake bypass flow path, and the exhaust switching valve is an exhaust flow control valve provided in the exhaust first bypass flow path It is.
  • the compressor bypass valve provided in the intake flow passage and the exhaust flow control valve provided in the exhaust flow passage can be efficiently controlled based on the above-mentioned control index.
  • a control method of a supercharging system for an internal combustion engine in order to solve the above problems, an internal combustion engine and a plurality of turbochargings driven by exhaust gas from the internal combustion engine
  • Internal combustion engine comprising an engine, an intake flow passage switching valve configured to be able to switch an intake flow passage of the internal combustion engine, and an exhaust flow passage switching valve configured to be able to switch an exhaust flow passage of the internal combustion engine
  • a control method of a feed system comprising: a target boost pressure calculating step of calculating a target boost pressure based on an operating state of the internal combustion engine; and a boost pressure detection of detecting a boost pressure of the plurality of turbochargers
  • the first control index is the intake flow path switching And it is calculated by the arithmetic expression including the opening of the exhaust passage switching valve as variables.
  • the configuration of the above (6) can be suitably implemented by the above-described supercharging system of the internal combustion engine (including the above various aspects).
  • a supercharging system for an internal combustion engine capable of suppressing a change in supercharging pressure at the time of switching by smoothly controlling a plurality of valves provided in an intake flow passage and an exhaust flow passage. And provide a control method of the supercharging system.
  • FIG. 5 is a schematic view showing control logic in the control device of the first embodiment by functional blocks.
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the first control index and the degree of opening of the compressor bypass valve and the exhaust flow control valve.
  • It is a flowchart which shows the control method implemented by the control logic of FIG. 2 for every process.
  • It is a characteristic graph which shows the relation between the 2nd control index and supercharging pressure.
  • It is a graph which shows the relationship between a 2nd control parameter
  • FIG. 7 is a schematic view showing control logic in a control device of a second embodiment by functional blocks. It is a flowchart which shows the control method implemented by the control logic of FIG. 8 for every process.
  • the expression expressing a shape such as a quadrilateral shape or a cylindrical shape not only represents a shape such as a rectangular shape or a cylindrical shape in a geometrically strict sense, but also an uneven portion The shape including a chamfer etc. shall also be expressed.
  • the expressions “comprising”, “having”, “having”, “including” or “having” one component are not exclusive expressions excluding the presence of other components.
  • FIG. 1 is a schematic view showing an entire configuration of a supercharging system (two-stage turbo system) 2 of an internal combustion engine 1 according to an embodiment of the present invention.
  • the internal combustion engine 1 is, for example, a four-cylinder diesel engine, and motive power is generated by compression-ignition combustion of the intake air taken in from the intake system 4 with fuel supplied from a common rail (not shown) in the combustion chamber 6. Exhaust gas generated in the combustion chamber 6 is exhausted to the outside through the exhaust system 8. Needless to say, a gasoline engine may be used as the internal combustion engine 1.
  • the supercharging system 2 has a first turbocharger 10A and a second turbocharger 10B.
  • the first turbocharger 10A includes a turbo compressor 12A and an exhaust turbine 14A.
  • the second turbocharger 10B includes a turbo compressor 12B and an exhaust turbine 14B.
  • These two turbochargers 10A and 10B are turbochargers of substantially the same turbine capacity, and in the case of the series supercharging mode, the first turbocharger 10A located on the upstream side of the exhaust flow path is The second turbocharger 10B, which functions as a high pressure turbocharger and is located downstream of the exhaust passage, is configured to function as a low pressure turbocharger.
  • the intake system 4 includes an intake series flow passage T1 externally connected to the internal combustion engine 1 via the turbo compressor 12A of the first turbocharger 10A and the turbo compressor 12B of the second turbocharger 10B,
  • An intake bypass channel T2 is provided, which connects the outlet side of the turbo compressor 12A of the first turbocharger 10A to the outlet side of the turbo compressor 12B of the second turbocharger 10B.
  • a compressor bypass valve V1 which is an intake flow path switching valve is provided in the intake bypass flow path T2.
  • the compressor bypass valve V1 is a proportional control valve, and the flow rate can be continuously controlled according to the opening degree.
  • an intercooler for cooling the charge air that is compressed and heated by the turbocharger is provided.
  • a cooler 16 is provided.
  • an air cleaner 18 for purifying intake air is provided.
  • the exhaust system 8 includes an exhaust serial flow passage T3 from the internal combustion engine 1 to the outside through the exhaust turbine 14B of the second turbocharger 10B and the exhaust turbine 14A of the first turbocharger 10A; An exhaust first bypass passage T4 connecting the inlet side of the exhaust turbine 14B of the second turbocharger 10B and the inlet side of the exhaust turbine 14A of the first turbocharger 10A, and the exhaust first bypass An exhaust second bypass passage T5 connecting the downstream side of the downstream connection point between the flow passage T4 and the exhaust serial passage T3 and the outlet side of the exhaust turbine 14B of the second turbocharger 10B Prepare. Further, an exhaust flow control valve V2 is provided in the first exhaust bypass flow passage T4, and a waste gate valve V3 is provided in the second exhaust bypass flow passage T5.
  • the exhaust flow control valve V2 and the waste gate valve V3 are both exhaust switching valves, and as the proportional control valve, the flow can be controlled continuously according to the opening degree.
  • a muffler 19 for silencing is provided downstream of the junction 21 on the downstream side of the exhaust serial flow passage T3 and the exhaust second bypass flow passage T5 in the exhaust system 8.
  • the supercharging system 1 includes a control device 20 which is a control unit.
  • the control device 20 is an arithmetic processing unit, and is constituted of an arithmetic processing device such as a microprocessor, for example.
  • the control device 20 is configured to be able to switch the flow paths of the intake system 4 and the exhaust system 8 by controlling the compressor bypass valve V1, the exhaust flow control valve V2 and the waste gate valve V3.
  • control device 20 detects the supercharging pressure of the turbocharger, and the target supercharging pressure calculation unit 22 that calculates the target boost pressure based on the operating state in order to perform control described later.
  • a feedback control unit 26 feedback-controls a first control index corresponding to the opening degree of the compressor bypass valve V1 and the exhaust flow control valve V2 based on the difference between the feed pressure detection unit 24 and the target additional pressure and the supercharging pressure.
  • the feedback control is, for example, PID control.
  • FIG. 2 is a schematic view showing control logic in the control device 20 of FIG. 1 by functional blocks.
  • a first control index ⁇ is introduced for collectively controlling the compressor bypass valve and the exhaust flow control valve.
  • the degree of opening of the compressor bypass valve V1 moves, for example, in the range of 0 to 100%.
  • ⁇ (0 to 1 as value) is introduced.
  • the degree of opening of the exhaust flow control valve V2 moves, for example, in the range of 0 to 100%.
  • the relationship between the opening degree of the compressor bypass valve V1, the opening degree of the exhaust flow control valve V2, and ⁇ is as shown in FIG.
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the first control index and the degree of opening of the compressor bypass valve V1 and the exhaust flow control valve V2.
  • FIG. 4 is a flowchart showing the control method implemented by the control logic of FIG. 2 in each step.
  • the target boost pressure calculation unit 22 obtains a target boost pressure Pt corresponding to the operating state (step S11).
  • the operating state is grasped by, for example, the fuel injection amount and the engine rotational speed, and the target boost pressure Pt is determined according to the operating state.
  • the target boost pressure Pt also increases as the fuel injection amount and the engine speed increase.
  • Such a relationship between the target boost pressure Pt and the operating state is stored in advance as a map (not shown) in a storage device such as a memory, and the target boost pressure Pt can be calculated by reading the map. It is done.
  • the supercharging pressure detection unit 24 obtains a detection signal from the supercharging pressure sensor 17 provided downstream of the junction 13 in the intake pipe 4 to obtain the actually measured value of the supercharging pressure (hereinafter referred to as appropriate).
  • the “actual boost pressure” P) is acquired (step S12).
  • the subtractor 25 acquires the target supercharging pressure Pt determined in step S11 and the actual supercharging pressure P acquired in step S12, and outputs the deviation ⁇ P (step S13).
  • the deviation ⁇ P is input to the PID controller 26, and the feedback component ⁇ pid is output by calculation (step S14).
  • the first term on the right side is a proportional term
  • the second term is an integral term
  • the third term is a differential term.
  • the coefficients Kp, Ki, and Kd in the above equation may be set by obtaining optimum values from the results of actual control by cut and try. For example, known methods such as step response method and limit sensitivity method are used. be able to.
  • a feedforward control unit 28 is provided as an additional element.
  • the feedforward control unit 28 acquires a disturbance factor, and outputs a feedforward component ⁇ ff to suppress the fluctuation (turbulation) of the charging pressure caused by the disturbance factor (step S15).
  • the compressor bypass valve V1 and the exhaust flow control valve V2 are controlled based on the first control index ⁇ calculated based on the above equation (3) (step S17). As described above, in the present embodiment, by regarding the compressor bypass valve V1 and the exhaust flow control valve V2 as one body for control based on the first control index ⁇ , it is possible to smoothly carry out a plurality of valve controls.
  • Example 2 In the first embodiment described above, the compressor bypass valve V1 and the exhaust flow control valve V2 are controlled by outputting the feedback component from the PID control unit 26 as the first control index ⁇ . Since the control index ⁇ has nonlinear characteristics with respect to the supercharging pressure, there is room for improvement in controllability. This can be solved by the second embodiment described below.
  • FIG. 5 is a characteristic graph showing the relationship between the second control index ⁇ and the supercharging pressure P
  • FIG. 6 is a graph showing the relationship between the second control index ⁇ , the compressor bypass valve V1 and the exhaust flow control valve V2.
  • FIG. 7 is a graph showing the relationship between the first control index ⁇ and the second control index ⁇ .
  • the round (white) symbol corresponds to the compressor bypass valve V1
  • the triangular (white) symbol indicates data corresponding to the exhaust flow control valve V2.
  • the feedback output of the PID control unit 26 is output as a second control index ⁇ having a linear characteristic with respect to the charging pressure.
  • the second control index ⁇ has a linear characteristic with respect to the supercharging pressure as shown in FIG. Further, as shown in FIG. 6, the second control index ⁇ has a characteristic with respect to the opening degree of the compressor bypass valve V1 and the exhaust flow control valve V2.
  • Such second control index ⁇ is configured to be mutually convertible with respect to the above-described first control index ⁇ .
  • the conversion table 30 defining the relationship between the first control index ⁇ and the second control index ⁇ is stored in advance in a storage device such as a memory, and read appropriately. It is configured to be possible. Since the conversion equation from the first control index ⁇ having the nonlinear characteristic to the second control index having the linear characteristic is generally complicated, the processing load can be reduced by defining the conversion table 30 in advance in this manner. By reducing the memory capacity and improving the processing speed, good responsiveness can be obtained.
  • FIG. 8 is a schematic diagram showing control logic in the control device 20 of the second embodiment in functional blocks
  • FIG. 9 is a flowchart showing a control method implemented by the control logic of FIG. Steps S21 to S23 in FIG. 8 are the same as steps S11 to S13 in FIG. 4 (Example 1), and thus redundant description will be omitted.
  • the PID controller 26 obtains the deviation ⁇ P output from the subtractor 25 and calculates the feedback component ⁇ pid by calculation (step S24).
  • the first term on the right side is a proportional term
  • the second term is an integral term
  • the third term is a differential term.
  • the coefficients kp, ki, and kd in the above equation may be set by obtaining optimum values from the results of actual control by cut and try. For example, known methods such as step response method and limit sensitivity method may be used. be able to.
  • the feedforward control unit 28 outputs the feedforward component ⁇ ff generated due to the disturbance factor as in the first embodiment (step S25).
  • the feedforward component ⁇ ff is converted into a feedforward component ⁇ ff corresponding to the second control index ⁇ by the conversion table 30 (step S 26), and then added to the feedback component ⁇ pid in the adder 29.
  • the second control index ⁇ obtained in this way is converted to the first control index ⁇ using the conversion table 30 (step S 27), and the second control index ⁇ is converted to the first control index ⁇ ( Step S28). Then, the compressor bypass valve V1 and the exhaust flow control valve V1 are controlled based on the first control index ⁇ (step S29).
  • the compressor bypass valve V1 and the exhaust flow control valve V2 can be controlled based on the second control index ⁇ having linear characteristics with respect to the supercharging pressure, a plurality of valves can be provided. It can be controlled smoothly with good responsiveness.
  • the present disclosure is applicable to a supercharging system of an internal combustion engine that performs supercharging over multiple stages and a control method of the supercharging system.

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Abstract

【解決手段】内燃機関の過給システムは、内燃機関の運転状態に基づいて算出された目標過給圧と実際の過給圧とに基づいて算出される第１の制御指標に基づいて、吸気流路及び排気流路にそれぞれ設けられた吸気流路切換弁及び排気流路切換弁を制御する。第１の制御指標は吸気流路切換弁及び排気流路切換弁の開度を変数として含む演算式により算出される。

Description

内燃機関の過給システム及び過給システムの制御方法
　本開示は、複数段に亘って過給を行う内燃機関の過給システム及び該過給システムの制御方法に関する。
　排気通路を流れる排気ガスを利用して排気タービンを回転させ、当該排気タービンに連結されたターボコンプレッサを駆動することで内燃機関に過給を行うターボチャージャが使用されている。この種のターボチャージャでは、ターボ過給機を高圧側及び低圧側にそれぞれ設けることによって２段階に亘って過給を行うことで過給効率を向上させた、いわゆる２ステージターボシステムが知られている。
　例えば特許文献１では、高圧段ターボチャージャ及び低圧段ターボチャージャを有する２ステージターボシステムにおいて、高圧段ターボチャージャをバイパスするように設けられた高圧段排気バイパス流路にある高圧段排気バイパスバルブを排ガス流量の増加に伴って開弁することで、高圧段排気バイパス流路を使用する高圧段ターボチャージャの作動領域から高圧段排気バイパス流路を使用しない低圧段ターボチャージャの作動領域に移行するように制御が行われることが開示されている。
特許第４９３５０９４号
　上記特許文献１では作動領域の移行に際して高圧段排気バルブのみを開度制御しているが、一般的な２ステージターボチャージャシステムでは、一般的に吸気流路及び排気流路に配置された複数の弁の開度を調整して流路を切換制御しながら作動領域の移行が行われる。このような場合、各作動領域において複数の弁をスムーズに制御しないと、これらのバルブ切換時に過給圧が変動し、エンジン出力に変動が生じてしまうおそれがある。特許文献１では、単一の高圧段排気バルブのみを制御対象としているため、このような問題を解決することができない。
　本発明の少なくとも一実施形態によれば、吸気流路及び排気流路に設けられた複数の弁をスムーズに制御することにより、切換時の過給圧変動を抑制可能な内燃機関の過給システム及び過給システムの制御方法を提供することを目的とする。
　（１）本発明の少なくとも一実施形態にかかる内燃機関の過給システムは上記課題を解決するために、内燃機関と、前記内燃機関からの排気ガスにより駆動される複数のターボ過給機と、前記内燃機関の吸気流路を切換可能に構成された吸気流路切換弁と、前記内燃機関の排気流路を切換可能に構成された排気流路切換弁と、前記内燃機関の運転状態に基づいて目標過給圧を算出する目標加給圧算出部と、前記複数のターボ過給機の過給圧を検出する過給圧検出部と、前記目標加給圧及び前記過給圧に基づいて算出される前記第１の制御指標に基づいて前記吸気流路切換弁及び前記排気流路切換弁を制御する制御部とを備え、前記第１の制御指標は、前記吸気流路切換弁及び前記排気流路切換弁の開度を変数として含む演算式により算出される。
　上記（１）の構成によれば、吸気流路切換弁及び排気流路切換弁の開度を変数として含む演算式により算出される第１の制御指標に基づいて、吸気流路切換弁及び排気流路切換弁を制御する。これにより、吸気流路切換弁及び排気流路切換弁を制御上一体とみなすことができるので、吸気流路及び排気流路に設けられた吸気流路切換弁及び排気流路切換弁をスムーズに制御することにより、切換時の過給圧変動を抑制できる。
　（２）幾つかの実施形態では上記（１）の構成において、前記第１の制御指標を前記過給圧に対して線形特性を有する第２の制御指標に変換するための変換テーブルを更に備え、前記制御部は、前記目標加給圧及び前記過給圧に基づいて算出される前記第２の制御指標を前記変換テーブルによって前記第１の制御指標に変換し、当該第１の制御指標に基づいて前記吸気流路切換弁及び前記排気流路切換弁を制御する。
　上記（２）の構成によれば、過給圧に対して線形特性を有する第２の制御指標に基づいて吸気流路切換弁及び排気流路切換弁を制御する。これにより、一般的に過給圧に対して非線形特性を有する第１の制御指標に基づいて制御する場合に比べて、良好な精度及び応答性で複数のバルブをスムーズに制御できる。
　（３）幾つかの実施形態では上記（１）又は（２）の構成において、前記第２の制御指標は、該第２の制御指標が増加するに従って、前記吸気流路切換弁の開度が最大値から単調減少した後、前記排気流路切換弁が最大値から単調減少するように規定される。
　（４）幾つかの実施形態では上記（１）乃至（３）のいずれか一項の構成において、前記複数のターボ過給機は、前記吸気流路に設けられた第１のターボコンプレッサ及び前記排気流路に設けられた第１の排気タービンを備える第１のターボ過給機と、前記吸気流路において前記第１のターボコンプレッサより上流側に設けられた第２のターボコンプレッサ及び前記排気流路において前記第１の排気タービンより下流側に設けられた第２の排気タービンを備える第２のターボ過給機とを含む。
　上記（４）の構成によれば、第１のターボ過給機及び第２のターボ過給機を備える、いわゆる多段過給システムにおいて上記効果を享受できる。
　（５）幾つかの実施形態では上記（４）の構成において、前記吸気流路は、外部から前記第１のターボコンプレッサ及び前記第２のターボコンプレッサを介して、前記内燃機関に接続される吸気用直列流路と、前記第１のターボコンプレッサの出口側を前記第２のターボコンプレッサの出口側に接続する吸気用バイパス流路とを備え、前記排気流路は、前記内燃機関から前記第２の排気タービン及び前記第１の排気タービンを介して外部に至るまでの排気用直列流路と、前記第２の排気タービンの入口側と前記第１の排気タービンの入口側とを接続する排気用第１バイパス流路と、前記排気用第１バイパス流路と前記排気用直列流路との下流側の接続ポイントより下流側と前記第２の排気タービンの出口側とを接続する排気用第２バイパス流路とを備え、前記吸気流路切換弁は前記吸気用バイパス流路に設けられたコンプレッサバイパスバルブであり、前記排気用切換弁は前記排気用第１バイパス流路に設けられた排気流量制御バルブである。
　上記（５）の構成によれば、吸気流路に設けられたコンプレッサバイパスバルブと、排気流路に設けられた排気流量制御バルブとを上述の制御指標に基づいて効率的に制御できる。
　（６）本発明の少なくとも一実施形態にかかる内燃機関の過給システムの制御方法は上記課題を解決するために、内燃機関と、前記内燃機関からの排気ガスにより駆動される複数のターボ過給機と、前記内燃機関の吸気流路を切換可能に構成された吸気流路切換弁と、前記内燃機関の排気流路を切換可能に構成された排気流路切換弁とを備える内燃機関の過給システムの制御方法であって、前記内燃機関の運転状態に基づいて目標過給圧を算出する目標加給圧算出工程と、前記複数のターボ過給機の過給圧を検出する過給圧検出工程と、前記目標加給圧及び前記過給圧に基づいて算出される前記第１の制御指標に基づいて前記吸気流路切換弁及び前記排気流路切換弁を制御する制御工程とを備え、前記第１の制御指標は、前記吸気流路切換弁及び前記排気流路切換弁の開度を変数として含む演算式により算出される。
　上記（６）の構成は、上述の内燃機関の過給システム（上記各種態様を含む）によって好適に実施可能である。
　本発明の少なくとも一実施形態によれば、吸気流路及び排気流路に設けられた複数の弁をスムーズに制御することにより、切換時の過給圧変動を抑制可能な内燃機関の過給システム及び過給システムの制御方法を提供できる。
本発明の一実施形態に係る内燃機関の過給システムの全体構成を示す模式図である。 実施例１の制御装置における制御ロジックを機能ブロックで示す模式図である。 図３は第１の制御指標とコンプレッサバイパスバルブ及び排気流量制御バルブの開度との関係を示すグラフである。 図２の制御ロジックで実施される制御方法を工程毎に示すフローチャートである。 第２の制御指標と過給圧との関係を示す特性グラフである。 第２の制御指標とコンプレッサバイパスバルブ及び排気流量制御バルブとの関係を示すグラフである。 第１の制御指標と第２の制御指標との関係を示すグラフである。 実施例２の制御装置における制御ロジックを機能ブロックで示す模式図である。 図８の制御ロジックによって実施される制御方法を工程毎に示すフローチャートである。
　以下、添付図面を参照して本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、実施形態として記載されている又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
　例えば、「ある方向に」、「ある方向に沿って」、「平行」、「直交」、「中心」、「同心」或いは「同軸」等の相対的或いは絶対的な配置を表す表現は、厳密にそのような配置を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度や距離をもって相対的に変位している状態も表すものとする。
　また例えば、四角形状や円筒形状等の形状を表す表現は、幾何学的に厳密な意味での四角形状や円筒形状等の形状を表すのみならず、同じ効果が得られる範囲で、凹凸部や面取り部等を含む形状も表すものとする。
　一方、一の構成要素を「備える」、「具える」、「具備する」、「含む」、又は、「有する」という表現は、他の構成要素の存在を除外する排他的な表現ではない。
　図１は、本発明の一実施形態に係る内燃機関１の過給システム（２ステージターボシステム）２の全体構成を示す模式図である。
　内燃機関１は、例えば４気筒ディーゼルエンジンであり、吸気系４から取り込まれた吸気が燃焼室６においてコモンレール（不図示）から供給された燃料と圧縮着火燃焼されることによって、動力が発生する。燃焼室６で生じた排気ガスは、排気系８を介して外部に排出される。
　尚、内燃機関１としてガソリンエンジンであってもよいことは言うまでもない。
　過給システム２は第１のターボ過給機１０Ａ及び第２のターボ過給機１０Ｂを有する。第１のターボ過給機１０Ａはターボコンプレッサ１２Ａ及び排気タービン１４Ａを備える。第２のターボ過給機１０Ｂはターボコンプレッサ１２Ｂ及び排気タービン１４Ｂを備える。これら２基のターボ過給機１０Ａ，１０Ｂは、略同一タービン容量のターボ過給機であり、直列過給モードである場合、排気流路上流側に位置する第１のターボ過給機１０Ａは高圧ターボ過給機として機能し、排気流路下流側に位置する第２のターボ過給機１０Ｂは低圧ターボ過給機として機能するように構成されている。
　吸気系４は、外部から第１のターボ過給機１０Ａのターボコンプレッサ１２Ａ及び第２のターボ過給機１０Ｂのターボコンプレッサ１２Ｂを介して内燃機関１に接続される吸気用直列流路Ｔ１と、第１のターボ過給機１０Ａのターボコンプレッサ１２Ａの出口側を第２のターボ過給機１０Ｂのターボコンプレッサ１２Ｂの出口側に接続する吸気用バイパス流路Ｔ２とを備える。また、吸気用バイパス流路Ｔ２には吸気流路切換弁であるコンプレッサバイパスバルブＶ１が設けられている。コンプレッサバイパスバルブＶ１は比例制御弁であり、開度に応じて連続的に流量が制御可能に構成されている。
　尚、吸気用直列流路Ｔ１と吸気用バイパス流路Ｔ２との下流側の合流地点１３と内燃機関１との間には、ターボ過給機によって圧縮加熱された給気を冷却するためのインタークーラ１６が設けられている。また吸気系４の入口近傍には、吸気を浄化するためのエアクリーナ１８が設けられている。
　排気系８は、内燃機関１から第２のターボ過給機１０Ｂの排気タービン１４Ｂ及び第１のターボ過給機１０Ａの排気タービン１４Ａを介して外部に至るまでの排気用直列流路Ｔ３と、第２のターボ過給機１０Ｂの排気タービン１４Ｂの入口側と第１のターボ過給器１０Ａの排気タービン１４Ａの入口側とを接続する排気用第１バイパス流路Ｔ４と、排気用第１バイパス流路Ｔ４と排気用直列流路Ｔ３との下流側の接続ポイントより下流側と第２のターボ過給器１０Ｂの排気タービン１４Ｂの出口側とを接続する排気用第２バイパス流路Ｔ５とを備える。また排気用第１バイパス流路Ｔ４には排気流量制御バルブＶ２が設けられており、排気用第２バイパス流路Ｔ５にはウエストゲートバルブＶ３が設けられている。排気流量制御バルブＶ２及びウエストゲートバルブＶ３は共に排気用切換弁であり、比例制御弁として、開度に応じて連続的に流量が制御可能に構成されている。
　尚、排気系８のうち排気用直列流路Ｔ３と排気用第２バイパス流路Ｔ５との下流側の合流地点２１より下流側には、消音用のマフラー１９が設けられている。
　過給システム１はコントロールユニットである制御装置２０を備える。制御装置２０は演算処理ユニットであり、例えばマイクロプロセッサのような演算処理装置から構成される。制御装置２０は、コンプレッサバイパスバルブＶ１、排気流量制御バルブＶ２及びウエストゲートバルブＶ３を制御することにより、吸気系４及び排気系８の流路を切り換え可能に構成されている。
　具体的には制御装置２０は、後述の制御を実施するために、運転状態に基づいて目標加給圧を算出する目標過給圧算出部２２と、ターボ過給機の過給圧を検出する過給圧検出部２４と、目標加給圧と過給圧との偏差に基づいて前記コンプレッサバイパスバルブＶ１及び排気流量制御バルブＶ２の開度に対応する第１の制御指標をフィードバック制御するフィードバック制御部２６とを備える。
　尚、フィードバック制御は例えばＰＩＤ制御である。
（実施例１）
　図２は図１の制御装置２０における制御ロジックを機能ブロックで示す模式図である。実施例１では、コンプレッサバイパスバルブ及び排気流量制御バルブをまとめて制御するための第１の制御指標θを導入する。コンプレッサバイパスバルブＶ１の開度は例えば０～１００％の範囲で動く。これを標準化するためにθ（値としては０～１）を導入する。排気流量制御バルブＶ２の開度は例えば０～１００％の範囲で動く。これを標準化するためにθ（値としては１～２）を導入する。コンプレッサバイパスバルブＶ１の開度、排気流量制御バルブＶ２の開度、θの関係は図３のようになる。
　ここで図３は第１の制御指標とコンプレッサバイパスバルブＶ１及び排気流量制御バルブＶ２の開度との関係を示すグラフであり、具体的には、第１の制御指標θは０≦θ＜１の範囲ではコンプレッサバイパスバルブＶ１の開度のみに依存し、１≦θ＜２の範囲では排気流量制御バルブＶ２の開度のみに依存するように設定されている。つまり、第１の制御指標θを連続的に変化させた場合、０≦θ＜１の範囲では第１の制御指標θに従ってコンプレッサバルブＶ１のみが動作し、１≦θ≦２の範囲では排気流量制御バルブＶ２のみが動作するように規定される。これにより、θ＝１を境界にコンプレッサバイパスバルブＶ１及び排気流量制御バルブＶ２が切換制御されるように設定されている。
　続いて図４を参照して、図２の制御ロジックに基づいて実施される制御方法について具体的に説明する。図４は図２の制御ロジックで実施される制御方法を工程毎に示すフローチャートである。
　まず目標過給圧算出部２２は、運転状態に対応する目標過給圧Ｐｔを求める（ステップＳ１１）。ここで運転状態は例えば燃料噴射量及びエンジン回転数によって把握され、目標過給圧Ｐｔは当該運転状態に応じて決定される。例えば運転者がアクセルペダルを踏み込んで出力増大を要求した場合には、燃料噴射量及びエンジン回転数が増加するに従って、目標過給圧Ｐｔも増加することとなる。このような目標過給圧Ｐｔと運転状態との関係は、予めメモリ等の記憶装置にマップ（不図示）として記憶されており、当該マップを読み出すことで目標過給圧Ｐｔを算出可能に構成されている。
　続いて過給圧検出部２４は、吸気管４のうち合流点１３より下流側に設けられた過給圧センサ１７からの検出信号を取得することにより、過給圧の実測値（以下、適宜「実過給圧」と称する）Ｐを取得する（ステップＳ１２）。そして減算器２５は、ステップＳ１１で求められた目標過給圧Ｐｔ、及び、ステップＳ１２で取得された実過給圧Ｐを取得し、その偏差ΔＰを出力する（ステップＳ１３）。この偏差ΔＰはＰＩＤ制御器２６に入力され、演算によりフィードバック成分θｐｉｄが出力される（ステップＳ１４）。
　尚、ＰＩＤ制御部２６におけるフィードバック成分θｐｉｄの演算は、例えば次式
操作量θｐｉｄ＝Ｋｐ×偏差＋Ｋｉ×偏差の累積値＋Ｋｄ×前回偏差との差　　　（２）
により行われる。ここで右辺の第１項は比例項であり、第２項は積分項であり、第３項は微分項である。尚、上式における係数Ｋｐ、Ｋｉ、Ｋｄはカットアンドトライで実際に制御した結果から最適な値を求めることにより設定するとよく、例えばステップ応答法、限界感度法等のような公知の手法を用いることができる。
　また本実施例では付加的要素として、フィードフォワード制御部２８が備えられている。フィードフォワード制御部２８は、外乱要因を取得し、当該外乱要因によって生じる過給圧の変動（乱れ）を抑制するためにフィードフォワード成分θｆｆを出力する（ステップＳ１５）。当該フィードフォワード成分θｆｆは、加算器２９においてフィードバック成分θｐｉｄに加算され、第１の制御指標θが次式
θ＝θｐｉｄ＋θｆｆ　　　（３）
によって求められる（ステップＳ１６）。このようにフィードフォワード制御部２８を備えることにより、外乱入力に対する応答性が向上する。
　そしてコンプレッサバイパスバルブＶ１及び排気流量制御バルブＶ２は、上式（３）に基づいて算出された第１の制御指標θに基づいて制御される（ステップＳ１７）。このように本実施例では、第１の制御指標θに基づいてコンプレッサバイパスバルブＶ１及び排気流量制御バルブＶ２を制御上一体とみなすことで、複数の弁制御をスムーズに実施できる。
（実施例２）
　上述の実施例１では、ＰＩＤ制御部２６からのフィードバック成分を第１の制御指標θとして出力することで、コンプレッサバイパスバルブＶ１及び排気流量制御バルブＶ２を制御しているが、一般的に第１の制御指標θは過給圧に対して非線形特性を有するため、制御性に改善の余地が残されている。これは、以下に説明する実施例２によって解消することができる。
　図５は第２の制御指標τと過給圧Ｐとの関係を示す特性グラフであり、図６は第２の制御指標τとコンプレッサバイパスバルブＶ１及び排気流量制御バルブＶ２との関係を示すグラフであり、図７は第１の制御指標θと第２の制御指標τとの関係を示すグラフである。
　尚、図５乃至図７では、丸形状（白抜き）のシンボルはコンプレッサバイパスバルブＶ１に対応し、三角形状（白抜き）のシンボルは排気流量制御バルブＶ２に対応したデータをそれぞれ示している。
　実施例２では、ＰＩＤ制御部２６のフィードバック出力を、過給圧に対して線形特性を有する第２の制御指標τとして出力する。第２の制御指標τは図５に示されるように過給圧に対して線形特性を有している。また第２の制御指標τは、図６に示されるように、コンプレッサバイパスバルブＶ１及び排気流量制御バルブＶ２の開度に対する特性を有する。
　このような第２の制御指標τは、上述の第１の制御指標θとの間で互いに変換可能に構成されている。具体的にはメモリ等の記憶装置には、図７に示されるように第１の制御指標θと第２の制御指標τとの関係を規定する変換テーブル３０が予め記憶されており、適宜読み出し可能に構成されている。非線形特性を有する第１の制御指標θから線形特性を有する第２の制御指標への変換式は一般的に複雑になるため、このように変換テーブル３０として予め規定しておくことで、処理負担が軽減されることにより、メモリ容量の軽減、処理速度の向上により良好な応答性が得られる。
　続いて図８及び図９を参照して、実施例２に係る制御方法について説明する。図８は実施例２の制御装置２０における制御ロジックを機能ブロックで示す模式図であり、図９は図８の制御ロジックによって実施される制御方法を工程毎に示すフローチャートである。
　尚、図８のステップＳ２１乃至Ｓ２３は、図４（実施例１）のステップＳ１１乃至Ｓ１３と同様であるため、重複する説明は割愛する。
　ＰＩＤ制御器２６は減算器２５から出力された偏差ΔＰを取得し、演算によりフィードバック成分τｐｉｄを算出する（ステップＳ２４）。フィードバック成分τｐｉｄは次式
操作量τｐｉｄ＝ｋｐ×偏差＋ｋｉ×偏差の累積値＋ｋｄ×前回偏差との差　　　（４）
により算出される。ここで右辺の第１項は比例項であり、第２項は積分項であり、第３項は微分項である。尚、上式における係数ｋｐ、ｋｉ、ｋｄはカットアンドトライで実際に制御した結果から最適な値を求めることにより設定するとよく、例えばステップ応答法、限界感度法等のような公知の手法を用いることができる。
　一方、フィードフォワード制御部２８は、実施例１と同様に外乱要因によって生じるフィードフォワード成分θｆｆを出力する（ステップＳ２５）。当該フィードフォワード成分θｆｆは、変換テーブル３０によって第２の制御指標τに対応するフィードフォワード成分τｆｆに変換された後（ステップＳ２６）、加算器２９においてフィードバック成分τｐｉｄに加算される。これにより、操作量である第２の制御指標τが次式
τ＝τｐｉｄ＋τｆｆ　　　（５）
が得られる（ステップＳ２７）。
　このように得られた第２の制御指標τは変換テーブル３０を用いて第１の制御指標θに変換され（ステップＳ２７）、第２の制御指標τを第１の制御指標θに変換する（ステップＳ２８）。そして、当該第１の制御指標θに基づいてコンプレッサバイパスバルブＶ１及び排気流量制御バルブＶ１が制御される（ステップＳ２９）。
　以上説明したように実施例２によれば、過給圧に対して線形特性を有する第２の制御指標τに基づいてコンプレッサバイパスバルブＶ１及び排気流量制御バルブＶ２を制御できるので、複数のバルブを良好な応答性でスムーズに制御することができる。
　本開示は、複数段に亘って過給を行う内燃機関の過給システム及び該過給システムの制御方法に利用可能である。
　　１　過給システム
　　２　内燃機関（エンジン）
　　４　吸気系
　　６　燃焼室
　　８　排気系
　１０Ａ　高圧側ターボ過給機
　１０Ｂ　低圧側ターボ過給機
　１２Ａ　高圧側ターボコンプレッサ
　１２Ｂ　低圧側ターボコンプレッサ
　１３　合流地点
　１４Ａ　高圧側排気タービン
　１４Ｂ　低圧側排気タービン
　１６　インタークーラ
　１８　エアクリーナ
　１９　マフラー
　２０　制御装置
　２１　合流地点
　２２　目標過給圧算出部
　２４　過給圧検出部
　２５　減算器
　２６　ＰＩＤ制御部
　２８　フィードフォワード制御部
　２９　加算器
　３０　変換テーブル
 

Claims (6)

  1. 　内燃機関と、
    　前記内燃機関からの排気ガスにより駆動される複数のターボ過給機と、
    　前記内燃機関の吸気流路を切換可能に構成された吸気流路切換弁と、
    　前記内燃機関の排気流路を切換可能に構成された排気流路切換弁と
    　前記内燃機関の運転状態に基づいて目標過給圧を算出する目標加給圧算出部と、
    　前記複数のターボ過給機の過給圧を検出する過給圧検出部と、
    　前記目標加給圧及び前記過給圧に基づいて算出される前記第１の制御指標に基づいて前記吸気流路切換弁及び前記排気流路切換弁を制御する制御部と
    を備え、
    　前記第１の制御指標は、前記吸気流路切換弁及び前記排気流路切換弁の開度を変数として含む演算式により算出されることを特徴とする内燃機関の過給システム。
  2. 　前記第１の制御指標を前記過給圧に対して線形特性を有する第２の制御指標に変換するための変換テーブルを更に備え、
    　前記制御部は、前記目標加給圧及び前記過給圧に基づいて算出される前記第２の制御指標を前記変換テーブルによって前記第１の制御指標に変換し、当該第１の制御指標に基づいて前記吸気流路切換弁及び前記排気流路切換弁を制御することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の過給システム。
  3. 　前記第２の制御指標は、該第２の制御指標が増加するに従って、前記吸気流路切換弁の開度が最大値から単調減少した後、前記排気流路切換弁が最大値から単調減少するように規定されることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の過給システム。
  4. 　前記複数のターボ過給機は、
    　前記吸気流路に設けられた第１のターボコンプレッサ及び前記排気流路に設けられた第１の排気タービンを備える第１のターボ過給機と、
    　前記吸気流路において前記第１のターボコンプレッサより上流側に設けられた第２のターボコンプレッサ及び前記排気流路において前記第１の排気タービンより下流側に設けられた第２の排気タービンを備える第２のターボ過給機と
    を含むことを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載の内燃機関の過給システム。
  5. 　前記吸気流路は、
    　外部から前記第１のターボコンプレッサ及び前記第２のターボコンプレッサを介して、前記内燃機関に接続される吸気用直列流路と、
    　前記第１のターボコンプレッサの出口側を前記第２のターボコンプレッサの出口側に接続する吸気用バイパス流路と
    を備え、
    　前記排気流路は、
    　前記内燃機関から前記第２の排気タービン及び前記第１の排気タービンを介して外部に至るまでの排気用直列流路と、
    　前記第２の排気タービンの入口側と前記第１の排気タービンの入口側とを接続する排気用第１バイパス流路と、
    　前記排気用第１バイパス流路と前記排気用直列流路との下流側の接続ポイントより下流側と前記第２の排気タービンの出口側とを接続する排気用第２バイパス流路と
    を備え、
    　前記吸気流路切換弁は前記吸気用バイパス流路に設けられたコンプレッサバイパスバルブであり、
    　前記排気用切換弁は前記排気用第１バイパス流路に設けられた排気流量制御バルブであることを特徴とする請求項４に記載の内燃機関の過給システム。
  6. 　内燃機関と、
    　前記内燃機関からの排気ガスにより駆動される複数のターボ過給機と、
    　前記内燃機関の吸気流路を切換可能に構成された吸気流路切換弁と、
    　前記内燃機関の排気流路を切換可能に構成された排気流路切換弁と
    を備える内燃機関の過給システムの制御方法であって、
    　前記内燃機関の運転状態に基づいて目標過給圧を算出する目標加給圧算出工程と、
    　前記複数のターボ過給機の過給圧を検出する過給圧検出工程と、
    　前記目標加給圧及び前記過給圧に基づいて算出される前記第１の制御指標に基づいて前記吸気流路切換弁及び前記排気流路切換弁を制御する制御工程と
    を備え、
    　前記第１の制御指標は、前記吸気流路切換弁及び前記排気流路切換弁の開度を変数として含む演算式により算出されることを特徴とする内燃機関の過給システムの制御方法。
     
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