JP3669122B2

JP3669122B2 - Vehicle speed control device

Info

Publication number: JP3669122B2
Application number: JP23065297A
Authority: JP
Inventors: 英夫中村
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1997-08-27
Filing date: 1997-08-27
Publication date: 2005-07-06
Anticipated expiration: 2017-08-27
Also published as: JPH1159223A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両の走行速度を制御する車速制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術とその問題点】
車両の制御系モデルを用いて駆動力指令値と実車速とにより走行抵抗などの外乱を推定する外乱推定器を備え、外乱推定値により駆動力指令値を補正する車速制御装置が知られている（例えば、特開平８−２０７６１９号公報参照）。
この種の車速制御装置では、外乱推定器へ入力される駆動力指令値を、エンジントルクの上下限値と変速比とにより定まる駆動力の上下限値でリミットしている。これは、線形モデルを用いた外乱推定器をそのまま用いると、登坂時や急加速時に駆動力が飽和した場合に誤差がコントローラー内に蓄積され、駆動力の飽和状態が解消されて通常の負荷状態に戻った時に車速収束性が悪化するためである。
【０００３】
図１０、図１１により、駆動力飽和時に外乱推定器への駆動力指令値をリミットした場合とリミットしない場合の車速収束特性の違いを説明する。
図１０（ａ）は定速制御モード時に勾配が急な登りになって正の駆動力が飽和した場合の車速の変化を示し、（ｂ）は定速制御モード時に勾配が急な下りになって負の駆動力が飽和した場合の車速の変化を示す。また、図１１（ａ）は加速制御モード時に正の駆動力が飽和した場合の車速の変化を示し、（ｂ）は減速制御モード時に負の駆動力が飽和した場合の車速の変化を示す。これらの図において、破線が駆動力指令値をリミットしない場合の特性を示し、実線が駆動力指令値をリミットした場合の特性を示す。
これらの図から明らかなように、駆動力飽和時に外乱推定器への駆動力指令値をリミットしないと、駆動力の飽和状態が解消されて通常の負荷状態に戻った時に大きな車速オーバーシュートが発生し、目標車速への収束特性が悪くなる。
【０００４】
ところが、上述した従来の車速制御装置は有段変速機を備えた車両を対象にしたものであり、無段変速機付き車両に適用すると次のような問題が生じる。すなわち、駆動力指令値に応じてエンジントルクと無段変速機の変速比とを制御する場合に、エンジントルクの飽和タイミングだけで外乱推定器への駆動力指令値をリミットすると、シフトダウンによって得られるはずの最大駆動力が得られなくなり、図１０、図１１に実線で示すように車速偏差が大きくなってしまうという問題がある。
【０００５】
本発明の目的は、無段変速機付き車両に対して、駆動力飽和時の車速偏差を抑制するとともに通常の負荷状態に戻った時に目標車速へ速やかに収束させるようにした車速制御装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
（１）請求項１の発明は、実車速を車速指令値に一致させるための駆動力指令値を演算する駆動力演算手段と、車両の制御系モデルを有し、駆動力指令値と実車速とを入力して走行抵抗を含む外乱を推定する外乱推定手段と、外乱推定値により駆動力指令値を補正する駆動力補正手段と、駆動力指令値にしたがってエンジンの出力トルクおよび無段変速機の変速比を制御する制御手段とを備えた車速制御装置であって、エンジントルクの飽和状態を判定するトルク飽和状態判定手段と、無段変速機が車速に応じた許容最大変速比に達している状態を判定する最大変速比状態判定手段と、エンジントルクが飽和状態で且つ無段変速機が許容最大変速比の状態にあると判定されると、外乱推定手段へ入力される駆動力指令値をリミットするリミット手段とを備える。
（２）請求項２の車速制御装置は、トルク飽和状態検出手段によって、少なくともスロットル開度、エンジン回転速度および燃焼モードに基づいてトルク飽和状態を判定するようにしたものである。
（３）請求項３の車速制御装置は、最大変速比状態判定手段によって、少なくとも変速比、車速およびエンジン回転速度に基づいて最大変速比状態を判定するようにしたものである。
【０００７】
【発明の効果】
本発明によれば、エンジントルクが飽和状態で且つ無段変速機が許容最大変速比の状態にあると判定されると、外乱推定手段へ入力される駆動力指令値をリミットするようにしたので、登坂時や急加減速時などの駆動力飽和時に誤った外乱推定を行うことがない。つまり、コントローラー内部に推定誤差が蓄積されない。したがって、駆動力の飽和状態が解消した時にコントローラー内部に蓄積誤差がないので、外乱推定器が速やかに作用して車速が設定車速に速やかに収束する。また、エンジントルクが飽和状態に達し、且つ許容最大変速比に達するまで、駆動指令値をリミットしないので、最大駆動力を確実に得ることができ、駆動力飽和時の車速偏差を最小に抑制することができる。
【０００８】
【発明の実施の形態】
図１は一実施の形態の構成を示す。
セットスイッチ１は、現在の車速を車速指令値に設定して車速制御を開始するためのスイッチである。アクセラレートスイッチ２は設定車速を増加するためのスイッチ、コーストスイッチ３は設定車速を低減するためのスイッチである。キャンセルスイッチ４は定速走行制御を解除するためのスイッチ、ブレーキスイッチ５はフットブレーキが操作された時に作動するスイッチである。このブレーキスイッチ５が作動したら、キャンセルスイッチ４が操作された場合と同様に定速走行制御を解除する。
【０００９】
クランク角センサー６はエンジン回転速度に応じた周期のパルス列信号を出力し、車速センサー７は車速に応じた周期のパルス列信号を出力する。また、アクセルセンサー８はアクセルペダルの踏み込み量を検出する。
【００１０】
希薄燃焼型エンジン９は、スロットルアクチュエータによる吸入空気量制御と、インジェクターによる燃料噴射制御と、点火プラグによる点火時期制御とにより、エンジントルクが指令値に一致するように制御される。この希薄燃焼型エンジン９では、理想空燃比（ストイキ）状態と希薄燃焼用空燃比状態の切り換えが行なわれるととに、低回転用カムと高回転用カムの切り換えにより吸排気バルブの開閉タイミングが不連続的に切り換えられる。さらにまた、フューエルカット／リカバーの切り換えが行なわれる。これらの切り換えによってエンジン９の運転状態は不連続的に切り換えられる。
【００１１】
ベルト式無段変速機１１は、プライマリー・プーリーとセカンダリー・プーリーの半径を油圧制御で変えることによって、変速比が指令値に一致するように制御される。また、ベルト式無段変速機１１は発進用のロックアップクラッチ付きトルクコンバーター１０を備えている。
【００１２】
車速制御コントローラー１２、エンジントルクコントローラー１３および変速比コントローラー１４はそれぞれ、マイクロコンピュータとその周辺部品や各種アクチュエータの駆動回路などを備え、互いに通信回路を介して通信を行なう。車速制御コントローラー１２は、車速指令値の設定と変更、トルク指令値と変速比の演算などを行なう。トルクコントローラー１３は、エンジン９のエンジントルク指令値に基づくスロットル開度制御と、空燃比、吸排気バルブ開閉タイミング、フューエルカット／リカバーなどのエンジン運転状態の切り換え制御を行なう。さらに、変速比コントローラー１４は変速比指令値に基づいて無段変速機１１の変速比を制御する。
【００１３】
図２は車速制御プログラムを示すフローチャートである。このフローチャートにより、一実施の形態の動作を説明する。
車速制御コントローラー１０は、１０ｍｓごとにこの車速制御プログラムを実行する。ステップ１において、車速センサー７のパルス幅（ｎ周期分）の逆数から実車速Ｖspを演算する。続くステップ２で、キャンセルスイッチ４またはブレーキスイッチ５がオン状態にあるか、すなわち定速走行制御が解除されたかどうかを確認する。定速走行制御が解除されたらステップ６へ進み、各種制御フラグやパラメーター変数の初期化を行なって車速制御を終了する。
【００１４】
定速走行制御が解除されていない場合はステップ３へ進み、セットスイッチ１が操作されたかどうかを確認する。セットスイッチ１が操作されたら定速走行制御を開始するためにステップ４へ進み、現在の実車速Ｖspを車速指令値Ｖsprに設定して記憶する。さらにステップ５で、定速走行制御中を示すフラグ（ＡＳＣＤ作動フラグ）をセットしていったん車速制御を終了する。
【００１５】
セットスイッチ１が操作されていない場合はステップ７へ進み、定速走行制御中フラグにより定速走行制御中かどうかを確認する。定速走行制御中でなければステップ６へ進み、各種制御フラグやパラメーター変数の初期化を行なって車速制御を終了する。定速走行制御中の場合はステップ８へ進み、アクセラレートスイッチ２が操作されていれば加速制御モードと判断し、車速指令値Ｖsprに所定値ΔＶを加算する。また、アクセラレートスイッチ２がオフされた時には、その時の実車速Ｖspを車速指令値Ｖsprとして記憶する。続くステップ９では、コーストスイッチ３が操作されていれば減速制御モードと判断し、車速指令値ＶsprからΔＶを減算する。また、コーストスイッチ３がオフされた時には、その時の実車速Ｖspを車速指令値Ｖsprとして記憶する。
【００１６】
ステップ１０において、エンジントルクコントローラ１３から入力したエンジントルク飽和フラグを確認する。このエンジントルクの飽和状態はスロットル開度、エンジン回転速度、燃焼モード、冷却水温度、燃料カット状況などに基づいてエンジントルクコントローラー１３により判断され、飽和状態であればフラグがセットされる。次に、ステップ１１で変速比コントローラー１４から入力したシフトダウン飽和フラグを確認する。シフトダウン飽和状態とは、無段変速機が車速に応じた許容最大変速比に達している状態であり、変速比、車速、エンジン回転速度などに基づいて変速比コントローラーにより判断され、飽和状態であればフラグがセットされる。ステップ１２では、車速指令値Ｖsprに実車速Ｖspを一致させるための最終駆動力指令値ｙ１を演算する。
【００１７】
最終駆動力指令値ｙ１の演算方法を説明する。
この演算は、図３に示すように、線形制御手法であるモデルマッチング手法と近似ゼロイング手法による車速フィードバック補償器を用いて行なう。車速フィードバック補償器に組み込まれた制御対象の車両モデルは、駆動力指令値を操作量とし、車速を制御量としてモデル化することによって、相対的に応答性の速いエンジンやトルクコンバータの過渡特性、およびトルクコンバータの非線形定常特性を省略することができる。そして、例えば図４に示すような、予め計測されたエンジン非線形定常特性マップを用いて駆動力指令値に実駆動力が一致するようなスロットル開度指令値を算出し、スロットル開度をサーボコントロールすることにより、エンジン非線形定常特性を線形化することができる。したがって、駆動力指令値を入力とし、車速を出力とする車両モデルは積分特性となり、補償器ではこの車両モデルの伝達特性をパルス伝達関数Ｐ（ｚ^-1）とおくことができる。
【００１８】
図３において、ｚは遅延演算子であり、ｚ^-1を乗ずると１サンプル周期前の値となる。また、Ｃ１（ｚ^-1）、Ｃ２（ｚ^-1）は近似ゼロイング手法による外乱推定器であり、外乱やモデル化誤差による影響を抑制する。さらに、Ｃ３（ｚ^-1）はモデルマッチング手法による補償器であり、図５に示すように、車速指令値Ｖsprを入力とし実車速Ｖspを出力とした場合の制御対象の応答特性を、予め定めた一次遅れとむだ時間要素を持つ規範モデルＨ（ｚ^-1）の特性に一致させる。
【００１９】
制御対象の伝達特性は、パワートレインの遅れであるむだ時間を考慮する必要がある。駆動力指令値を入力とし実車速を出力とする制御対象のパルス伝達関数Ｐ（ｚ^-1）は、次式に示す積分要素Ｐ１（ｚ^-1）とむだ時間要素Ｐ２（ｚ^-1）（＝ｚ^-n）の積で表わすことができる。
【数１】
Ｐ１（ｚ^-1）＝Ｔ・ｚ^-1／｛Ｍ・（１−ｚ^-1）｝
ここで、Ｔはサンプル周期（この実施形態では１０ｍｓｅｃ）、Ｍは平均車重である。
【００２０】
このとき、補償器Ｃ１（ｚ^-1）は次式で表わされる。
【数２】
Ｃ１（ｚ^-1）＝（１−γ）・ｚ^-1／（１−γ・ｚ^-1），
γ＝ｅｘｐ（−Ｔ／Ｔｂ）
すなわち、補償器Ｃ１（ｚ^-1）は時定数Ｔｂのローパスフィルタである。
【００２１】
さらに、補償器Ｃ２（ｚ^-1）はＣ１／Ｐ１として次式で表わされる。
【数３】
Ｃ２（ｚ^-1）＝Ｍ・（１−γ）・（１−ｚ^-1）／｛Ｔ・（１−γ・ｚ^-1）｝
なお、補償器Ｃ２は、車両モデルの逆系にローパスフィルタをかけたものであり、実車速Ｖspから逆算される外乱（走行抵抗）の影響を受けた駆動力、すなわち駆動力から走行抵抗を差し引いた駆動力を逆算することができる。
【００２２】
また、制御対象のむだ時間を無視して、規範モデルＨ（ｚ^-1）を時定数Ｔａの１次ローパスフィルタとすると、補償器Ｃ３は次のような定数となる。
【数４】
Ｃ３＝Ｋ＝｛１−ｅｘｐ（−Ｔ／Ｔａ）｝・Ｍ／Ｔ
【００２３】
次に、モデルマッチング補償器Ｃ３（ｚ^-1）に相当する部分の演算を行ない、実車速Ｖspから車速指令値Ｖsprまで加速するための駆動力指令値ｙ４を求める。データｙ（ｋ−１）は１サンプル周期前のデータｙ（ｋ）を表わすものとすると、
【数５】
ｙ４（ｋ）＝Ｋ・｛Ｖspr（ｋ）−Ｖsp（ｋ）｝
【００２４】
また、図３に示す外乱推定器の一部のロバスト補償器Ｃ２（ｚ^-1）に相当する部分の演算を行ない、実車速Ｖspに基づいて外乱（走行抵抗など）の影響を受けた駆動力ｙ３を逆算する。
【数６】
ｙ３（ｋ）＝γ・ｙ３（ｋ−１）＋（１−γ）・Ｍ・｛Ｖsp（ｋ）−Ｖsp（ｋ−１）｝／Ｔ
【００２５】
駆動力指令値ｙ４を走行抵抗推定値Ｆｒで補正して最終駆動力指令値ｙ１（ｋ）を求める。
【数７】

ここで、ｙ２（ｋ−２）は駆動力ｙ２（ｋ）の２サンプル周期前の値であり、駆動力ｙ２（補償器Ｃ１の出力）の演算は上述した積分要素Ｐ１（ｚ^-1）の演算に相当し、その２サンプル周期前の値を用いることはむだ時間要素Ｐ２（ｚ^-1）の演算に相当する。ｙ３（ｋ）は実車速Ｖspから求めた走行抵抗の影響を受けた駆動力であり、駆動力ｙ２（ｋ−２）は補償器内で求めた走行抵抗の影響を受けない駆動力であるから、両者の差が走行抵抗推定値（外乱推定値）Ｆｒとなる。このように、近似ゼロイング手法で構成された外乱推定器は、制御対象モデルの出力と実際の制御対象の出力との差に基づいて走行抵抗などの外乱を正確に推定することができる。
【００２６】
次に、最終駆動力指令値ｙ１を上下限値以内に制限する。通常は、最終駆動力指令値ｙ１（ｋ）を外乱推定器の入力であるｙ５（ｋ）として記憶するが、エンジントルク飽和フラグおよびシフトダウン飽和フラグがともにセットされている場合には、下記のリミット処理を最終駆動力指令値ｙ１（ｋ）に施してｙ５（ｋ）を求める。
【数８】
ｙ１（ｋ）＞０の場合は、ｙ５（ｋ）≦ｙ１（ｋ−１）
ｙ１（ｋ）＜０の場合は、ｙ５（ｋ）≧ｙ１（ｋ−１）
さらに、外乱補償器の一部であるローパスフィルタとしての補償器Ｃ１（ｚ-1）に相当する部分の演算を行う。
【数９】
ｙ２（ｋ）＝γ・ｙ２（ｋ−１）＋（１−γ）・ｙ５（ｋ−１）
最後に、最終駆動力指令値ｙ１（ｋ）から駆動トルク指令値Ｔorを求める。
【数１０】
Ｔor＝ｙ１・Ｒｔ
ここで、Ｒｔはタイヤの有効半径である。
【００２７】
ステップ１３では駆動トルク指令値Ｔorの符号を判定し、正であればステップ１４へ進み、負であればステップ１５へ進む。ステップ１４では、正の駆動トルク指令値Ｔorと最適燃費とを両立するエンジン動作点を求める。まず、次式により出力指令値Ｌを算出する。
【数１１】
Ｌ＝Ｔor・Ｖspr／Ｒｔまたは、Ｌ＝ｙ１・Ｖspr
そして、図６に示すような等出力線、等燃費線および最適燃費運転線を表すエンジン特性マップを用いて、出力指令値Ｌ（正値）を実現しつつ燃料消費が最低となる運転点、すなわち等出力線と等燃費線との接点を連ねた最適燃費運転線上にある点を検索する。実際には、出力値（正値）に対応した目標とするエンジン運転点、すなわち等出力線と最適燃費運転線との交点で決まるエンジン回転速度指令値Ｎerを予めマップに記憶しておき、出力指令値Ｌ（正値）で表引き演算する。
【００２８】
ステップ１５では、負の駆動トルク指令値Ｔorを、スロットル全閉且つ燃料カット状態で実現するエンジン動作点を求める。まず、次式により出力指令値Ｌを演算する。
【数１２】
Ｌ＝Ｔor・Ｖspr／Ｒｔまたは、Ｌ＝ｙ１・Ｖspr
そして、図７に示すような等出力線および燃料カット且つスロットル全閉時のエンジントルク線を表すエンジン特性マップを用いて、出力指令値Ｌ（負値）を、燃料カット且つスロットル全閉状態で実現するエンジン動作点を求める。実際には、出力値（負値）に対応した目標とするエンジン運転点、すなわち等出力線と燃料カット且つスロットル全閉時のエンジントルク線との交点で決まるエンジン回転速度指令値Ｎerを予めマップに記憶しておき、出力指令値Ｌ（負値）で表引き演算する。
【００２９】
ステップ１７において、変速比指令値Ｇcvtとエンジントルク指令値Ｔerを求める。
【数１３】
Ｇcvt＝Ｎer・Ｒｔ／Ｖsp／Ｇｆ，
Ｔer＝Ｔor／Ｇcvt／Ｇｆ
続くステップ１８では、エンジントルクコントローラー１３へエンジントルク指令値Ｔerと燃料カット禁止フラグを出力し、変速機コントローラー１４へ変速比指令値Ｇcvtを出力する。
【００３０】
図８、図９により、一実施の形態の車速制御結果を説明する。図８（ａ）は定速制御モード時に勾配が急な登りになって正の駆動力が飽和した場合の車速の変化を示し、（ｂ）は定速制御モード時に勾配が急な下りになって負の駆動力が飽和した場合の車速の変化を示す。これらの図において、破線が従来の車速制御装置による制御結果を示し、実線がこの実施の形態による制御結果を示す。
定速制御モードで走行中に道路勾配が急な登りになった場合には、外乱推定値が上昇して駆動力指令値が増加する。車両の駆動力を駆動力指令値に一致させるために、エンジントルクが増加し、無段変速機がシフトダウンする。この実施の形態では、エンジントルクと変速比がともに飽和した場合に限って、外乱推定器へ入力される駆動力指令値がそれ以上増加しないようにリミットするようにしたので、誤った外乱推定を行うことがない。つまり、コントローラー内部に推定誤差が蓄積されない。したがって、緩やかな勾配に復帰した時に、コントローラー内部に蓄積誤差がないので、外乱推定器が速やかに作用して車速が設定車速に速やかに収束する。また、エンジントルクおよび変速比の両方が飽和するまで、上述したリミット機能が作用しないので、最大駆動力を確実に得ることができ、登り坂での車速偏差を最小に抑制することができる。なお、下り坂において、負の駆動力つまりエンジンブレーキ力が飽和した場合も同様な作用効果が得られる。
【００３１】
図９（ａ）は加速制御モード時に正の駆動力が飽和した場合の車速の変化を示し、（ｂ）は減速制御モード時に負の駆動力が飽和した場合の車速の変化を示す。これらの図において、破線が従来の車速制御装置による制御結果を示し、実線が一実施の形態による制御結果を示す。
加速制御モード時は駆動力を駆動力指令値に一致させるために、エンジントルクが増加し、無段変速機がシフトダウンする。高速域ではエンジントルクと変速比がともに飽和する場合があり、この場合に限って外乱推定器へ入力される駆動力指令値がそれ以上増加しないようにリミットするようにしたので、誤った外乱推定を行うことがない。つまり、コントローラー内部に推定誤差が蓄積されない。したがって、定速制御モードに復帰した時に、コントローラー内部に蓄積誤差がないので、外乱推定器が速やかに作用して車速が加速制御モード終了時の設定車速に速やかに収束する。また、エンジントルクおよび変速比の両方が飽和するまで、上述したリミット機能が作用しないので、最大駆動力を確実に得ることができ、加速制御中の車速偏差を最小に抑制することができる。なお、減速制御モードにおいて、負の駆動力つまりエンジンブレーキ力が飽和した場合も同様な作用効果が得られる。
【００３２】
以上の一実施の形態の構成において、車速コントローラー１２が駆動力演算手段、外乱推定手段、駆動力補正手段およびリミット手段を、エンジントルクコントローラー１３が制御手段およびトルク飽和状態判定手段を、変速比コントローラー１４が制御手段および最大変速比状態判定手段をそれぞれ構成する。
【図面の簡単な説明】
【図１】一実施の形態の構成を示す図である。
【図２】一実施の形態の車速制御プログラムを示すフローチャートである。
【図３】一実施の形態の車速制御系を示す図である。
【図４】エンジン非線形定常特性マップを示す図である。
【図５】制御対象の規範モデルを示す図である。
【図６】等出力線、等燃費線および最適燃費運転線を表すエンジン特性マップ図である。
【図７】等出力線および燃料カット且つスロットル全閉時のエンジントルク線を表すエンジン特性マップ図である。
【図８】一実施の形態の車速制御結果を示す図である。
【図９】一実施の形態の車速制御結果を示す図である。
【図１０】従来の車速制御装置による車速制御結果を示す図である。
【図１１】従来の車速制御装置による車速制御結果を示す図である。
【符号の説明】
１セットスイッチ
２アクセラレートスイッチ
３コーストスイッチ
４キャンセルスイッチ
５ブレーキスイッチ
６クランク角センサー
７車速センサー
８アクセルセンサー
９希薄燃料型エンジン
１０トルクコンバーター
１１無段変速機
１２車速コントローラー
１３エンジントルクコントローラー
１４変速比コントローラー[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle speed control device that controls the traveling speed of a vehicle.
[0002]
[Prior art and its problems]
2. Description of the Related Art A vehicle speed control device that includes a disturbance estimator that estimates a disturbance such as running resistance based on a driving force command value and an actual vehicle speed using a vehicle control system model and corrects the driving force command value based on the estimated disturbance value is known. (See, for example, JP-A-8-207619).
In this type of vehicle speed control device, the driving force command value input to the disturbance estimator is limited by the upper and lower limit values of the driving force determined by the upper and lower limit values of the engine torque and the gear ratio. This is because if the disturbance estimator using a linear model is used as it is, errors will accumulate in the controller when the driving force is saturated during climbing or sudden acceleration, and the saturated state of the driving force will be eliminated and the normal load state will be eliminated. This is because the vehicle speed convergence is deteriorated when the vehicle returns to.
[0003]
The difference in vehicle speed convergence characteristics between when the driving force command value to the disturbance estimator is limited and when it is not limited will be described with reference to FIGS. 10 and 11.
FIG. 10A shows a change in vehicle speed when the slope increases steeply in the constant speed control mode and the positive driving force is saturated, and FIG. 10B shows a steep decrease in slope in the constant speed control mode. The change in vehicle speed when the negative driving force is saturated. FIG. 11A shows the change in vehicle speed when the positive driving force is saturated in the acceleration control mode, and FIG. 11B shows the change in vehicle speed when the negative driving force is saturated in the deceleration control mode. In these drawings, the broken line indicates the characteristic when the driving force command value is not limited, and the solid line indicates the characteristic when the driving force command value is limited.
As is clear from these figures, if the driving force command value to the disturbance estimator is not limited when the driving force is saturated, a large vehicle speed overshoot occurs when the driving force is saturated and the normal load state is restored. However, the convergence characteristic to the target vehicle speed is deteriorated.
[0004]
However, the above-described conventional vehicle speed control device is intended for a vehicle equipped with a stepped transmission, and the following problems arise when applied to a vehicle with a continuously variable transmission. In other words, when controlling the engine torque and the gear ratio of the continuously variable transmission according to the driving force command value, if the driving force command value to the disturbance estimator is limited only by the saturation timing of the engine torque, it is obtained by the shift down. There is a problem that the maximum driving force that can be obtained cannot be obtained, and the vehicle speed deviation becomes large as shown by the solid lines in FIGS.
[0005]
An object of the present invention is to provide a vehicle speed control device that suppresses a vehicle speed deviation when a driving force is saturated and quickly converges to a target vehicle speed when returning to a normal load state for a vehicle with a continuously variable transmission. There is to do.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
(1) The invention of claim 1 includes driving force calculation means for calculating a driving force command value for making the actual vehicle speed coincide with the vehicle speed command value, and a vehicle control system model. , A disturbance estimation means for estimating a disturbance including a running resistance, a driving force correction means for correcting a driving force command value based on the estimated disturbance value, an engine output torque and a continuously variable transmission according to the driving force command value A speed control device for controlling the speed ratio of the engine, a torque saturation state determining means for determining a saturation state of the engine torque, and the continuously variable transmission reaching an allowable maximum speed ratio according to the vehicle speed. And a driving force command value input to the disturbance estimating means when it is determined that the engine torque is saturated and the continuously variable transmission is in an allowable maximum speed ratio. Limit to limit Means.
(2) The vehicle speed control apparatus according to claim 2 is configured such that the torque saturation state is determined based on at least the throttle opening, the engine speed, and the combustion mode by the torque saturation state detection means.
(3) The vehicle speed control device according to claim 3 is configured to determine the maximum gear ratio state based on at least the gear ratio, the vehicle speed, and the engine rotational speed by the maximum gear ratio state determining means.
[0007]
【The invention's effect】
According to the present invention, when it is determined that the engine torque is saturated and the continuously variable transmission is in the maximum allowable gear ratio, the driving force command value input to the disturbance estimating means is limited. There is no false disturbance estimation when driving force is saturated, such as when climbing or suddenly accelerating or decelerating. That is, no estimation error is accumulated inside the controller. Therefore, since there is no accumulation error in the controller when the saturation state of the driving force is eliminated, the disturbance estimator acts quickly and the vehicle speed quickly converges to the set vehicle speed. In addition, since the drive command value is not limited until the engine torque reaches saturation and reaches the maximum allowable gear ratio, the maximum drive force can be reliably obtained, and the vehicle speed deviation when the drive force is saturated is minimized. be able to.
[0008]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 shows the configuration of an embodiment.
The set switch 1 is a switch for setting the current vehicle speed to a vehicle speed command value and starting vehicle speed control. The acceleration switch 2 is a switch for increasing the set vehicle speed, and the coast switch 3 is a switch for reducing the set vehicle speed. The cancel switch 4 is a switch for releasing the constant speed traveling control, and the brake switch 5 is a switch that operates when the foot brake is operated. When the brake switch 5 is actuated, the constant speed traveling control is canceled as in the case where the cancel switch 4 is operated.
[0009]
The crank angle sensor 6 outputs a pulse train signal having a cycle corresponding to the engine speed, and the vehicle speed sensor 7 outputs a pulse train signal having a cycle corresponding to the vehicle speed. The accelerator sensor 8 detects the amount of depression of the accelerator pedal.
[0010]
The lean combustion engine 9 is controlled so that the engine torque matches the command value by intake air amount control by a throttle actuator, fuel injection control by an injector, and ignition timing control by an ignition plug. In the lean combustion engine 9, when the ideal air-fuel ratio (stoichiometric) state and the lean combustion air-fuel ratio state are switched, the opening / closing timing of the intake / exhaust valve is changed by switching between the low rotation cam and the high rotation cam. It is switched discontinuously. Furthermore, the fuel cut / recovery is switched. By these switching operations, the operating state of the engine 9 is switched discontinuously.
[0011]
The belt-type continuously variable transmission 11 is controlled so that the gear ratio matches the command value by changing the radii of the primary pulley and the secondary pulley by hydraulic control. The belt type continuously variable transmission 11 includes a torque converter 10 with a lockup clutch for starting.
[0012]
Each of the vehicle speed control controller 12, the engine torque controller 13, and the transmission ratio controller 14 includes a microcomputer and its peripheral components, various actuator drive circuits, and the like, and communicates with each other via a communication circuit. The vehicle speed controller 12 sets and changes the vehicle speed command value, calculates the torque command value and the gear ratio, and the like. The torque controller 13 performs throttle opening degree control based on the engine torque command value of the engine 9 and switching control of engine operating states such as air-fuel ratio, intake / exhaust valve opening / closing timing, fuel cut / recovery, and the like. Furthermore, the gear ratio controller 14 controls the gear ratio of the continuously variable transmission 11 based on the gear ratio command value.
[0013]
FIG. 2 is a flowchart showing a vehicle speed control program. The operation of the embodiment will be described with reference to this flowchart.
The vehicle speed controller 10 executes this vehicle speed control program every 10 ms. In step 1, the actual vehicle speed Vsp is calculated from the reciprocal of the pulse width (n cycles) of the vehicle speed sensor 7. In the subsequent step 2, it is confirmed whether or not the cancel switch 4 or the brake switch 5 is in an on state, that is, whether or not the constant speed traveling control is cancelled. When the constant speed traveling control is cancelled, the routine proceeds to step 6, where various control flags and parameter variables are initialized, and the vehicle speed control is terminated.
[0014]
If the constant speed traveling control has not been released, the process proceeds to step 3 to check whether the set switch 1 has been operated. When the set switch 1 is operated, the routine proceeds to step 4 in order to start the constant speed traveling control, and the current actual vehicle speed Vsp is set to the vehicle speed command value Vspr and stored. Further, in step 5, a flag (ASCD operation flag) indicating that constant speed running control is being performed is set, and the vehicle speed control is once ended.
[0015]
If the set switch 1 has not been operated, the process proceeds to step 7, and it is confirmed whether or not the constant speed traveling control is being performed by the constant speed traveling control in progress flag. If the constant speed running control is not in progress, the process proceeds to step 6, where various control flags and parameter variables are initialized, and the vehicle speed control is terminated. If the constant speed traveling control is being performed, the process proceeds to step 8, and if the acceleration switch 2 is operated, the acceleration control mode is determined, and a predetermined value ΔV is added to the vehicle speed command value Vspr. When the acceleration switch 2 is turned off, the actual vehicle speed Vsp at that time is stored as the vehicle speed command value Vspr. In subsequent step 9, if the coast switch 3 is operated, it is determined that the vehicle is in the deceleration control mode, and ΔV is subtracted from the vehicle speed command value Vspr. When the coast switch 3 is turned off, the actual vehicle speed Vsp at that time is stored as the vehicle speed command value Vspr.
[0016]
In step 10, the engine torque saturation flag input from the engine torque controller 13 is confirmed. The engine torque saturation state is determined by the engine torque controller 13 based on the throttle opening, engine rotation speed, combustion mode, cooling water temperature, fuel cut condition, and the like. Next, in step 11, the downshift saturation flag input from the transmission ratio controller 14 is confirmed. The downshift saturation state is a state in which the continuously variable transmission has reached the maximum allowable gear ratio according to the vehicle speed, which is determined by the gear ratio controller based on the gear ratio, vehicle speed, engine speed, etc. If so, the flag is set. In step 12, a final driving force command value y1 for making the actual vehicle speed Vsp coincide with the vehicle speed command value Vspr is calculated.
[0017]
A method of calculating the final driving force command value y1 will be described.
As shown in FIG. 3, this calculation is performed using a vehicle speed feedback compensator using a model matching method and an approximate zeroing method which are linear control methods. The vehicle model to be controlled incorporated in the vehicle speed feedback compensator is modeled with the driving force command value as the manipulated variable and the vehicle speed as the controlled variable. In addition, the nonlinear steady state characteristic of the torque converter can be omitted. Then, for example, as shown in FIG. 4, a throttle opening command value is calculated so that the actual driving force matches the driving force command value using a pre-measured engine nonlinear steady-state characteristic map, and the throttle opening is servo-controlled. By doing so, the engine nonlinear steady-state characteristic can be linearized. Therefore, the vehicle model having the driving force command value as an input and the vehicle speed as an output has an integral characteristic, and the compensator can set the transfer characteristic of the vehicle model as a pulse transfer function P (z ⁻¹ ).
[0018]
In FIG. 3, z is a delay operator, and when multiplied by z ⁻¹ , the value is one sample period earlier. C1 (z ⁻¹ ) and C2 (z ⁻¹ ) are disturbance estimators using an approximate zeroing method, and suppress the influence of disturbances and modeling errors. Further, C3 (z ⁻¹ ) is a compensator based on a model matching method. As shown in FIG. 5, the response characteristic of the control target when the vehicle speed command value Vspr is input and the actual vehicle speed Vsp is output is determined in advance. Furthermore, the characteristics of the reference model H (z ⁻¹ ) having a first-order lag and a dead time element are matched.
[0019]
It is necessary to consider the dead time, which is the delay of the power train, in the transfer characteristics of the controlled object. The pulse transfer function P (z ^-1 ) to be controlled with the driving force command value as input and the actual vehicle speed as output is an integral element P1 (z ^-1 ) and a dead time element P2 (z ^-1 ) ( = Z ⁻ⁿ ).
[Expression 1]
^{P1 (z -1) = T ·} z -1 / {M · (1-z -1)}
Here, T is a sample period (10 msec in this embodiment), and M is an average vehicle weight.
[0020]
At this time, the compensator C1 (z ⁻¹ ) is expressed by the following equation.
[Expression 2]
C1 (z ⁻¹ ) = (1−γ) · z ⁻¹ / (1−γ · z ⁻¹ ),
γ = exp (−T / Tb)
That is, the compensator C1 (z ⁻¹ ) is a low-pass filter having a time constant Tb.
[0021]
Further, the compensator C2 (z ⁻¹ ) is expressed by the following equation as C1 / P1.
[Equation 3]
C2 (z ⁻¹ ) = M · (1−γ) · (1−z ⁻¹ ) / {T · (1−γ · z ⁻¹ )}
The compensator C2 is obtained by applying a low-pass filter to the inverse system of the vehicle model, and subtracts the running resistance from the driving force affected by the disturbance (running resistance) calculated backward from the actual vehicle speed Vsp, that is, the driving force. The calculated driving force can be calculated backward.
[0022]
Further, if the dead time of the controlled object is ignored and the reference model H (z ⁻¹ ) is a first-order low-pass filter with a time constant Ta, the compensator C3 has the following constants.
[Expression 4]
C3 = K = {1-exp (-T / Ta)}. M / T
[0023]
Next, a calculation corresponding to the model matching compensator C3 (z ⁻¹ ) is performed to obtain a driving force command value y4 for accelerating from the actual vehicle speed Vsp to the vehicle speed command value Vspr. If the data y (k−1) represents the data y (k) before one sample period,
[Equation 5]
y4 (k) = K · {Vspr (k) −Vsp (k)}
[0024]
Further, a part of the disturbance estimator shown in FIG. 3 corresponding to the robust compensator C2 (z ⁻¹ ) is calculated, and the driving force affected by the disturbance (travel resistance, etc.) based on the actual vehicle speed Vsp. Back-calculate y3.
[Formula 6]
y3 (k) = [gamma] .y3 (k-1) + (1- [gamma]). M. {Vsp (k) -Vsp (k-1)} / T
[0025]
The final driving force command value y1 (k) is obtained by correcting the driving force command value y4 with the estimated running resistance value Fr.
[Expression 7]

Here, y2 (k-2) is a value of two driving periods before the driving force y2 (k), and the calculation of the driving force y2 (output of the compensator C1) is performed by the integration element P1 (z ^-1 ) described above. It corresponds to the calculation, and using the value two samples before is equivalent to the calculation of the dead time element P2 (z ⁻¹ ). y3 (k) is a driving force affected by the running resistance obtained from the actual vehicle speed Vsp, and driving force y2 (k-2) is a driving force not affected by the running resistance obtained in the compensator. The difference between them becomes the running resistance estimated value (disturbance estimated value) Fr. As described above, the disturbance estimator configured by the approximate zeroing method can accurately estimate disturbance such as running resistance based on the difference between the output of the controlled object model and the actual output of the controlled object.
[0026]
Next, the final driving force command value y1 is limited within the upper and lower limit values. Normally, the final driving force command value y1 (k) is stored as y5 (k) which is the input of the disturbance estimator. However, when both the engine torque saturation flag and the downshift saturation flag are set, Limit processing is applied to the final driving force command value y1 (k) to obtain y5 (k).
[Equation 8]
When y1 (k)> 0, y5 (k) ≦ y1 (k−1)
When y1 (k) <0, y5 (k) ≧ y1 (k−1)
Further, a part corresponding to the compensator C1 (z-1) as a low-pass filter that is a part of the disturbance compensator is calculated.
[Equation 9]
y2 (k) = γ · y2 (k-1) + (1-γ) · y5 (k-1)
Finally, a drive torque command value Tor is obtained from the final drive force command value y1 (k).
[Expression 10]
Tor = y1 · Rt
Here, Rt is the effective radius of the tire.
[0027]
In step 13, the sign of the drive torque command value Tor is determined. If positive, the process proceeds to step 14, and if negative, the process proceeds to step 15. In step 14, an engine operating point that satisfies both the positive drive torque command value Tor and the optimum fuel efficiency is obtained. First, the output command value L is calculated by the following equation.
[Expression 11]
L = Tor · Vspr / Rt or L = y1 · Vspr
Then, using an engine characteristic map representing an iso-output line, an iso-fuel line, and an optimum fuel-consumption driving line as shown in FIG. 6, an operating point at which fuel consumption is minimized while realizing an output command value L (positive value), That is, a search is made for a point on the optimum fuel consumption driving line connecting the contact points of the equal output line and the equal fuel consumption line. Actually, a target engine operating point corresponding to the output value (positive value), that is, an engine rotational speed command value Ner determined by the intersection of the iso-output line and the optimum fuel consumption operating line is stored in advance in the map. A table lookup operation is performed using the command value L (positive value).
[0028]
In step 15, an engine operating point at which the negative drive torque command value Tor is realized with the throttle fully closed and the fuel cut state is obtained. First, the output command value L is calculated by the following equation.
[Expression 12]
L = Tor · Vspr / Rt or L = y1 · Vspr
Then, using an engine characteristic map that represents an engine torque line when the fuel is cut and the throttle is fully closed as shown in FIG. 7, the output command value L (negative value) is set in the fuel cut and throttle fully closed state. Find the engine operating point to be realized. Actually, the target engine operating point corresponding to the output value (negative value), that is, the engine rotational speed command value Ner determined by the intersection of the equal output line and the engine torque line when the fuel is cut and the throttle is fully closed is previously mapped. And the table is calculated with the output command value L (negative value).
[0029]
In step 17, a gear ratio command value Gcvt and an engine torque command value Ter are obtained.
[Formula 13]
Gcvt = Ner · Rt / Vsp / Gf,
Ter = Tor / Gcvt / Gf
In the subsequent step 18, the engine torque command value Ter and the fuel cut prohibition flag are output to the engine torque controller 13, and the gear ratio command value Gcvt is output to the transmission controller 14.
[0030]
The vehicle speed control result of the embodiment will be described with reference to FIGS. FIG. 8A shows the change in vehicle speed when the slope increases steeply in the constant speed control mode and the positive driving force is saturated, and FIG. 8B shows a steep decrease in the slope in the constant speed control mode. The change in vehicle speed when the negative driving force is saturated. In these drawings, the broken line indicates the control result by the conventional vehicle speed control device, and the solid line indicates the control result by this embodiment.
When the road gradient suddenly climbs during traveling in the constant speed control mode, the estimated disturbance value increases and the driving force command value increases. In order to make the driving force of the vehicle coincide with the driving force command value, the engine torque increases and the continuously variable transmission shifts down. In this embodiment, only when both the engine torque and the gear ratio are saturated, the driving force command value input to the disturbance estimator is limited so that it does not increase further. Not to do. That is, no estimation error is accumulated inside the controller. Therefore, when there is a return to a gentle gradient, there is no accumulation error inside the controller, so the disturbance estimator acts quickly and the vehicle speed quickly converges to the set vehicle speed. Further, since the limit function described above does not act until both the engine torque and the gear ratio are saturated, the maximum driving force can be reliably obtained, and the vehicle speed deviation on the uphill can be suppressed to the minimum. It should be noted that the same effect can be obtained when the negative driving force, that is, the engine braking force is saturated on the downhill.
[0031]
FIG. 9A shows the change in vehicle speed when the positive driving force is saturated in the acceleration control mode, and FIG. 9B shows the change in vehicle speed when the negative driving force is saturated in the deceleration control mode. In these drawings, the broken line indicates the control result by the conventional vehicle speed control device, and the solid line indicates the control result by the embodiment.
In the acceleration control mode, in order to make the driving force coincide with the driving force command value, the engine torque increases and the continuously variable transmission shifts down. In the high speed range, both engine torque and gear ratio may saturate. Only in this case, the driving force command value input to the disturbance estimator is limited so that it does not increase any further. Never do. That is, no estimation error is accumulated inside the controller. Therefore, when there is no accumulation error inside the controller when returning to the constant speed control mode, the disturbance estimator acts quickly and the vehicle speed quickly converges to the set vehicle speed at the end of the acceleration control mode. Further, since the limit function described above does not act until both the engine torque and the gear ratio are saturated, the maximum driving force can be obtained with certainty, and the vehicle speed deviation during the acceleration control can be minimized. In the deceleration control mode, the same effect can be obtained when the negative driving force, that is, the engine braking force is saturated.
[0032]
In the configuration of the above embodiment, the vehicle speed controller 12 is the driving force calculation means, the disturbance estimation means, the driving force correction means and the limit means, the engine torque controller 13 is the control means and the torque saturation state determination means, and the speed ratio controller 14 respectively constitutes a control means and a maximum gear ratio state determination means.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an embodiment.
FIG. 2 is a flowchart showing a vehicle speed control program according to one embodiment.
FIG. 3 is a diagram illustrating a vehicle speed control system according to an embodiment.
FIG. 4 is a diagram showing an engine nonlinear steady-state characteristic map;
FIG. 5 is a diagram illustrating a reference model of a control target.
FIG. 6 is an engine characteristic map showing an equal output line, an equal fuel consumption line, and an optimum fuel consumption driving line.
FIG. 7 is an engine characteristic map showing an engine output line when an equal output line and a fuel cut and a throttle are fully closed.
FIG. 8 is a diagram showing a vehicle speed control result according to one embodiment.
FIG. 9 is a diagram illustrating a vehicle speed control result according to one embodiment.
FIG. 10 is a diagram showing a vehicle speed control result by a conventional vehicle speed control device.
FIG. 11 is a diagram showing a vehicle speed control result by a conventional vehicle speed control device.
[Explanation of symbols]
1 set switch 2 acceleration switch 3 coast switch 4 cancel switch 5 brake switch 6 crank angle sensor 7 vehicle speed sensor 8 accelerator sensor 9 lean fuel type engine 10 torque converter 11 continuously variable transmission 12 vehicle speed controller 13 engine torque controller 14 gear ratio controller

Claims

Driving force calculating means for calculating a driving force command value for making the actual vehicle speed coincide with the vehicle speed command value;
A disturbance estimation means that has a vehicle control system model, inputs a driving force command value and an actual vehicle speed, and estimates a disturbance including a running resistance;
Driving force correction means for correcting the driving force command value by the estimated disturbance value;
A vehicle speed control device comprising control means for controlling the output torque of the engine and the transmission ratio of the continuously variable transmission according to the driving force command value,
Torque saturation state determination means for determining a saturation state of the engine torque;
Maximum speed ratio state determining means for determining a state in which the continuously variable transmission has reached an allowable maximum speed ratio according to the vehicle speed;
Limiting means for limiting the driving force command value input to the disturbance estimating means when it is determined that the engine torque is saturated and the continuously variable transmission is in the allowable maximum speed ratio. Vehicle speed control device.

The vehicle speed control device according to claim 1,
The vehicle speed control apparatus characterized in that the torque saturation state detection means makes a determination based on at least a throttle opening, an engine speed, and a combustion mode.

In the vehicle speed control device according to claim 1 or 2,
The maximum speed ratio state determining means determines at least based on a speed ratio, a vehicle speed, and an engine rotational speed.