JP4057663B2 - Method and apparatus for controlling vehicle drive unit - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は自動車駆動ユニットの制御方法および装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
欧州特許第４４７３９３Ｂ１号（米国特許第５２０９２０３号）から内燃機関のトルク制御方法および装置が既知であり，この場合，車両駆動列内の振動を減衰させるために内燃機関の点火角が変化される。車両の車輪回転速度と内燃機関のエンジン回転速度との間の差に基づき，この差を減少させる方向に内燃機関の点火角を変化させることが提案されている。発生する振動に関して支配的なエンジントルク変数が十分には考慮されていないので，このような制御装置は作動点に対する著しい依存性を示している。
【０００３】
ドイツ特許公開第４２３９７１１号から，測定されたエンジン回転速度ならびに内燃機関に供給される空気量に基づいて内燃機関により発生される燃焼トルクを計算することが既知である。さらにこの場合，内燃機関の制御のために所定のエンジントルク変化の関数として点火角を変化させることが記載されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
車両の駆動列内の振動を回避するのに最適な制御方法および装置を提供することが本発明の課題である。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
車両駆動ユニットの制御方法および装置において，駆動ユニットにより与えられるトルクは，車両の駆動列内の振動を低減する方向に調節される。
【０００６】
トルクの調節は，駆動ユニットの実際回転速度と，車両の駆動列内のトルク状態に基づいて決定されるモデル回転速度との比較に基づき行われる。
【０００７】
【発明の実施の形態】
以下に本発明を図面に示す実施態様により詳細に説明する。
【０００８】
図１は内燃機関の制御装置の全体ブロック回路図を示す。この場合，多シリンダ内燃機関が１０で示され，多シリンダ内燃機関１０は吸気系統１２ならびに出力軸１４を備えている。吸気系統１２内にとくに，内燃機関への空気供給量（空気供給質量，空気供給容量，吸気管圧力）を測定するための測定装置１６が設けられ，この測定装置１６から内燃機関を制御するための電子式制御ユニット２０へライン１８が出ている。出力軸１４の範囲内に内燃機関１０の回転速度を測定するための測定装置２２が図示され，この測定装置２２から制御ユニット２０へライン２４が通じている。制御ユニット２０は，内燃機関および／または車両のその他の運転変数を測定するための測定装置３０ないし３２からのその他の入力ライン２６ないし２８を有している。このような運転変数は，たとえばエンジン温度，車両速度，加速ペダル操作度（ドライバ希望），変速機段，他の制御ユニット（変速機制御，駆動滑り制御）からの制御信号等である。少なくとも１つの出力ライン３４を介して制御ユニット２０は内燃機関１０の点火角を制御する。さらに，制御ユニット２０は燃料供給量を調節するためのその他の出力ライン３６ならびに場合により内燃機関への空気供給量を調節するための出力ライン３８を有している。
【０００９】
制御ユニット２０は，当業者には既知の，ここには詳細に示されていない，点火角，燃料噴射および／または内燃機関への空気供給量を制御するための機能を実行する。さらに，制御ユニット２０は駆動列内の振動を回避するための以下に示す制御器を含んでいる。
【００１０】
出力軸１４の弾性により，とくに内燃機関が定トルク運転から加速運転に移るときに振動が発生し，この振動は車両に伝達されて乗心地および自動車の走行性能に著しい影響を与えることがある。
【００１１】
車両の駆動列（エンジン，出力軸，積載荷重）を質量−ばね系（２質点振動系）とみなした場合，振動は入力側トルク（エンジントルク）ならびに出力側トルクの関数として表現される。出力側トルクは，入力側回転速度および出力側回転速度の間の（適切に重みづけされた）差および駆動列の入力角と出力角との間の（適切に重みづけされた）差の和として近似的に表現される。
【００１２】
この知見に基づき，エンジンにより与えられるトルクを加速トルク（＝エンジントルク−負荷トルク）から導かれるモデル回転速度と実際回転速度との差の関数として調節する制御器が適切であることがわかっている。この場合，加速トルクはモデルにより計算されたトルク（燃焼トルク）とシミュレートされた負荷との差から計算される。
【００１３】
それに応じて，本発明による制御器は図２に記載の構造を示している。
【００１４】
特性曲線群１００にライン２４（エンジン回転速度）および１８（エンジン負荷）が供給される。出力ライン１０２はエンジンの燃焼トルクＭｉｎｄを示す値を制御器９９にとくに結合段１０４に供給している。この場合，エンジントルクＭｉｎｄは基本点火角（ノッキング制御等のような修正を有する回転速度／負荷特性曲線の点火角）の調節のときに存在するような燃焼トルクに対応する。結合段１０４の出力ライン１０６は加速トルクＭｂｅｓを示す値を積分器１０８に供給する。積分器１０８の出力ライン１１０はモデル回転速度Ｎｍｏｄを示す値を第２の結合段１１２に供給する。さらに，この結合段１１２にはライン２４を介して実際回転速度Ｎｉｓｔが供給される。モデル回転速度Ｎｍｏｄと実際回転速度Ｎｉｓｔとの間の差Ｎｄｉｆｆを示す値を伝送する結合段（比較段）１１２の出力ライン１１４は，第３の結合段１１６，フィルタ１１８および比例制御器１２０に通じている。比例制御器１２０の出力ライン１２２は結合段１０４に通じている。フィルタ１１８の出力ライン１２４は結合段１１６に通じている。結合段１１６から比例制御器１２８に出力ライン１２６が出て，比例制御器１２８の出力ライン１３０は要素１３２に通じている。要素１３２の出力ライン１３４は点火角修正値ΔＺＷを出力し，点火角修正値ΔＺＷは修正段１３６に供給される。修正段１３６にはさらに，ライン１３８を介して点火角決定要素１４０から基本点火角ＺＷｂａｓｅが供給される。点火角決定要素１４０には少なくともライン１８および２４が供給される。修正段１３６の出力ラインは点火角を調節するためのライン３４を形成している。
【００１５】
特性曲線群１００において，供給される運転変数すなわち回転速度およびエンジン負荷（空気供給質量，空気供給容量，吸気圧力）から基本点火角においてエンジンにより発生される燃焼トルクＭｉｎｄが形成される。比較段１０４において，この燃焼トルクが，比例制御器１２０によりシミュレートされた駆動ユニットの出力側の負荷トルクと比較され，これから加速トルクＭｂｅｓが形成される。この加速トルクは積分器１０８に供給される。この積分器は加速トルクと実際に投入されたギヤ段に対する出力回転速度との間の関係を示している。したがって，積分結果はモデル回転速度Ｎｍｏｄを示し，このモデル回転速度は，比較段１１２において，測定されたエンジンの実際回転速度Ｎｉｓｔと比較される。この比較から形成された回転速度差Ｎｄｉｆｆは比例制御器１２０を介して比較段１０４にフィードバックされる。比例制御器１２０は，２質点系振動モデルから導かれる，エンジン回転速度と出力回転速度との差と，負荷トルクとの間の関係をシミュレートする。この場合，比例定数は対応する次元を有している。比例制御器１２０の出力値は駆動列の出力側に存在する負荷トルクを示し，この負荷トルクは比較段１０４においてエンジンにより発生される回転トルクから差し引かれて加速トルクを形成する。
【００１６】
車両が定トルク運転にあってドライバが加速ペダルを操作することにより急に加速運転を導入したとき，負荷トルクが小さい場合には大きな燃焼トルクＭｉｎｄが発生され，これにより大きな加速トルクＭｂｅｓが発生する。この加速トルクは積分器１０８の遅延作用によりモデル回転速度Ｎｍｏｄに変換される。モデル回転速度Ｎｍｏｄと実際回転速度Ｎｉｓｔとの間の差Ｎｄｉｆｆから，変動する負荷トルクが比例部分１２０によりシミュレートされ，移行過程が終了した後はシミュレートされた負荷トルクは燃焼トルクに対応し，したがって加速トルクは０となりかつモデル回転速度は実際回転速度にほぼ等しくなる。この場合に，車両出力軸のねじりの変化を特徴とする移行状態が終了する。
【００１７】
純粋な振動成分を分離するために、比較段１１２において形成された回転速度差Ｎｄｉｆｆから、低域フィルタ１１８によりフィルタリングされて、回転速度差信号内の等値成分Ｎｏｆｆが求められる。低域フィルタにより形成された等値成分Ｎｏｆｆは比較段１１６において信号から差し引かれ、この結果ライン１２６を介して回転速度差の変動すなわち純粋な振動のみが比例制御器１２８に供給される。フィルタ１１８および比較段１１６によるフィルタリングはまた高域フィルタに対応する。比例制御器１２８はとくに比例成分を示し、比例成分は回転振動を低減するために必要なトルク変動ΔＭARを回転速度差から形成する。この場合もまた、比例制御器の比例定数は計算により回転速度をトルク値に変換するために必要な次元を有している。トルク修正ΔＭARは、好ましい実施態様においては、とくに特定の表を示す要素１３２において調節すべき点火角に対する修正値ΔＺＷに変換されかつ修正段１３６において修正値ΔＺＷによりたとえば加算、減算または掛算により基本点火角に対し修正が行われる。修正点火角ＺＷは最後に出力ライン３４を介して調節され、ここでモデル回転速度と実際回転速度との回転速度差は明らかに低減される。
【００１８】
駆動列に振動が発生したときの制御器９９の作用が図３および図４に示されている。この場合，図３は制御器のない車両の挙動を示し，図４には制御器を有する同じ車両の挙動が示されている。
【００１９】
図３ａはドライバにより与えられるトルクＭの時間曲線を示し，一方図３ｂにはエンジン回転速度Ｎの時間曲線が示されている。時点ｔ0までは車両は定トルク運転であると仮定する。時点ｔ0においてドライバは加速ペダルを存在することによりトルクを上昇し，時点ｔ1までトルクは上昇する。この間に回転速度は上昇し，ここでとくに時点ｔ0の直後に回転速度の著しい振動が認められる。時点ｔ1においてドライバは加速ペダルを放すことにより再び定トルク運転に戻したとする。これによりエンジン回転速度は徐々に低下し，この場合もまた同様に振動が認められる。
【００２０】
一方同様な図で示した図４においては，時点ｔ0の直後においてエンジン回転速度の振動は著しく低減されている。時点ｔ1の直後の挙動に対しても同様に振動が著しく低減されている。したがって，本発明による制御器を使用することにより駆動列の振動が著しく低減され，場合により完全に解消され，したがって車両の乗心地および走行性能が著しく改善される。
【００２１】
好ましい実施態様においては，制御器はプログラムの範囲内での計算により作動される。この場合，上記のように作動するこのプログラムは，入力軸の位置に同期して（角度同期）ランされる。この結果実際のトルク修正値が求められ，これにより振動は正確に補償される。モデル回転速度を形成するために簡単かつ迅速に計算するモデル（車両積分器１０８，負荷トルクのシミュレータ１２０）が使用されるので，振動の補償が可能となるのである。
【００２２】
内燃機関により発生される燃焼トルクに基づく制御計算のほかに，他の有利な実施態様においては，内燃機関の範囲内で発生する他のトルクすなわちクランク軸に存在するトルクが使用される。
【００２３】
点火角を調節するほかに，有利な実施態様においては，点火角修正に加えてまたはその代わりとして，トルク修正値に基づき力の供給量および／または空気供給量が調節され，これにより振動が低減される。
【００２４】
さらに，本発明による制御器は内燃機関における使用に限定されず，有利な実施態様においては，駆動状態が変動して同様な駆動列振動が発生するたとえば電動機のような同様なトルク値が利用される場合においても使用可能である。
【００２５】
【効果】
本発明による制御器は内燃機関の駆動列内の振動を回避する。この制御器は作動点に無関係でありしたがってより安定な制御および制御器のより簡単な設計が可能であることはとくに有利である。
【００２６】
振動が，エンジン回転速度の，駆動ユニットのトルクから得られるモデル回転速度との比較により抑制されることはとくに有利である。これにより，調節されるトルクしたがってドライバ希望それ自身が共に考慮される。
【００２７】
モデル回転速度を決定するための簡単なモデルが使用可能であることはとくに有利である。
【００２８】
定トルク運転から加速運転に移り変わるときのいわゆる荷重衝撃が発生したとき，この制御器はとくに有利な特性を示す。
【００２９】
制御器の簡単な構造により，コンピュータにおいて低い計算負荷で計算を実行することが可能である。この場合，実行される計算プログラムは角度に同期してランされる。
【図面の簡単な説明】
【図１】図１は内燃機関の制御装置の全体ブロック回路図である。
【図２】本発明による制御器のブロック線図である。
【図３】本発明による制御器がない場合のトルク−時間曲線（図３ａ）および回転速度−時間曲線（図３ｂ）である。
【図４】本発明による制御器がある場合のトルク−時間曲線（図４ａ）および回転速度−時間曲線（図４ｂ）である。
【符号の説明】
１０ 多シリンダ内燃機関
１２ 吸気系統
１４ 出力軸
１６ 測定装置（空気供給量）
１８，２４，２６……２８，３６，３８，１０２，１０６，１１０，１１４，１２２，１２６，１３０，１３４ ライン
２０ 電子式制御ユニット
２２ 測定装置（エンジン回転速度）
３０……３２ 測定装置（エンジンおよび／または車両の運転変数）
９９ 制御器
１００ 特性曲線群
１０４，１１２，１１６ 結合段
１０８ 積分器
１１８ 低域フィルタ
１２０，１２８ 比例制御器
１３２ 要素
１３６ 修正段
１４０ 点火角決定要素
Ｍｂｅｓ 加速トルク
Ｍｉｎｄ エンジンの燃焼トルク
Ｎｄｉｆｆ 回転速度差
Ｎｉｓｔ 実際回転速度
Ｎｍｏｄ モデル回転速度
Ｎｏｆｆ 回転速度差信号の等値成分
ＺＷｂａｓｅ 基本点火角
ＺＷ 修正点火角
ΔＭAR トルク変動（トルク修正）
ΔＺＷ 点火角修正値[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an automobile drive unit control method and apparatus.
[0002]
[Prior art]
A torque control method and apparatus for an internal combustion engine is known from EP 447393 B1 (US Pat. No. 5,209,203), in which the ignition angle of the internal combustion engine is changed in order to damp vibrations in the vehicle drive train. Based on the difference between the vehicle wheel rotation speed and the engine rotation speed of the internal combustion engine, it has been proposed to change the ignition angle of the internal combustion engine in a direction to reduce this difference. Such a control device shows a significant dependence on the operating point, since the dominant engine torque variables are not fully taken into account for the vibrations that occur.
[0003]
From German Offenlegungsschrift 4,239,711 it is known to calculate the combustion torque generated by an internal combustion engine based on the measured engine speed and the amount of air supplied to the internal combustion engine. Furthermore, in this case, it is described that the ignition angle is changed as a function of a predetermined engine torque change for the control of the internal combustion engine.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
It is an object of the present invention to provide an optimal control method and apparatus for avoiding vibrations in a vehicle drive train.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
In the vehicle drive unit control method and apparatus, the torque provided by the drive unit is adjusted in a direction to reduce the vibration in the drive train of the vehicle.
[0006]
The torque is adjusted based on a comparison between the actual rotational speed of the drive unit and the model rotational speed determined based on the torque state in the drive train of the vehicle.
[0007]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to embodiments shown in the drawings.
[0008]
FIG. 1 is an overall block circuit diagram of a control device for an internal combustion engine. In this case, a multi-cylinder internal combustion engine is indicated by 10, and the multi-cylinder internal combustion engine 10 includes an intake system 12 and an output shaft 14. In particular, a measuring device 16 for measuring an air supply amount (air supply mass, air supply capacity, intake pipe pressure) to the internal combustion engine is provided in the intake system 12, in order to control the internal combustion engine from the measurement device 16. A line 18 exits to the electronic control unit 20. A measuring device 22 for measuring the rotational speed of the internal combustion engine 10 is shown in the range of the output shaft 14, and a line 24 leads from the measuring device 22 to the control unit 20. The control unit 20 has other input lines 26-28 from measuring devices 30-32 for measuring other operating variables of the internal combustion engine and / or the vehicle. Such operating variables are, for example, engine temperature, vehicle speed, accelerator pedal operation degree (driver desired), transmission stage, control signals from other control units (transmission control, drive slip control), and the like. The control unit 20 controls the ignition angle of the internal combustion engine 10 via at least one output line 34. In addition, the control unit 20 has another output line 36 for adjusting the fuel supply amount and optionally an output line 38 for adjusting the air supply amount to the internal combustion engine.
[0009]
The control unit 20 performs functions for controlling the ignition angle, the fuel injection and / or the air supply to the internal combustion engine, which are known to those skilled in the art and not shown in detail here. Furthermore, the control unit 20 includes a controller shown below for avoiding vibrations in the drive train.
[0010]
Due to the elasticity of the output shaft 14, vibration is generated particularly when the internal combustion engine shifts from constant torque operation to acceleration operation, and this vibration is transmitted to the vehicle and may significantly affect the riding comfort and the running performance of the automobile.
[0011]
When a vehicle drive train (engine, output shaft, load load) is regarded as a mass-spring system (two mass vibration system), vibration is expressed as a function of input side torque (engine torque) and output side torque. The output torque is the sum of the (appropriately weighted) difference between the input and output speeds and the (appropriately weighted) difference between the drive train input and output angles. As an approximation.
[0012]
Based on this knowledge, it is known that a controller that adjusts the torque provided by the engine as a function of the difference between the model rotational speed derived from the acceleration torque (= engine torque-load torque) and the actual rotational speed is appropriate. . In this case, the acceleration torque is calculated from the difference between the torque (combustion torque) calculated by the model and the simulated load.
[0013]
Accordingly, the controller according to the present invention shows the structure described in FIG.
[0014]
Lines 24 (engine speed) and 18 (engine load) are supplied to the characteristic curve group 100. The output line 102 supplies a value indicative of the combustion torque Mind of the engine to the controller 99, in particular to the coupling stage 104. In this case, the engine torque Mind corresponds to the combustion torque that exists when adjusting the basic ignition angle (the ignition angle of the rotational speed / load characteristic curve having a modification such as knocking control). The output line 106 of the coupling stage 104 supplies a value indicating the acceleration torque Mbes to the integrator 108. The output line 110 of the integrator 108 supplies a value indicative of the model rotational speed Nmod to the second coupling stage 112. Further, the actual rotational speed Nist is supplied to the coupling stage 112 via the line 24. The output line 114 of the coupling stage (comparison stage) 112 that transmits a value indicating the difference Ndiff between the model rotational speed Nmod and the actual rotational speed Nist leads to the third coupling stage 116, the filter 118 and the proportional controller 120. ing. The output line 122 of the proportional controller 120 leads to the coupling stage 104. The output line 124 of the filter 118 leads to the coupling stage 116. An output line 126 exits from the coupling stage 116 to the proportional controller 128, and the output line 130 of the proportional controller 128 leads to the element 132. The output line 134 of the element 132 outputs the ignition angle correction value ΔZW, which is supplied to the correction stage 136. The correction stage 136 is further supplied with the basic ignition angle ZWbase from the ignition angle determination element 140 via the line 138. At least the lines 18 and 24 are supplied to the ignition angle determining element 140. The output line of the correction stage 136 forms a line 34 for adjusting the ignition angle.
[0015]
In the characteristic curve group 100, a combustion torque Mind generated by the engine at a basic ignition angle is formed from supplied operating variables, that is, rotation speed and engine load (air supply mass, air supply capacity, intake pressure). In the comparison stage 104, this combustion torque is compared with the load torque on the output side of the drive unit simulated by the proportional controller 120, and the acceleration torque Mbes is formed therefrom. This acceleration torque is supplied to the integrator 108. This integrator shows the relationship between the acceleration torque and the output rotational speed for the gear stage actually applied. Accordingly, the integration result indicates the model rotational speed Nmod, and this model rotational speed is compared with the measured actual engine rotational speed Nist in the comparison stage 112. The rotational speed difference Ndiff formed from this comparison is fed back to the comparison stage 104 via the proportional controller 120. The proportional controller 120 simulates the relationship between the load torque and the difference between the engine speed and the output speed derived from the two-mass system vibration model. In this case, the proportionality constant has a corresponding dimension. The output value of the proportional controller 120 indicates the load torque existing on the output side of the drive train, and this load torque is subtracted from the rotational torque generated by the engine in the comparison stage 104 to form an acceleration torque.
[0016]
When the vehicle is in a constant torque operation and the driver suddenly introduces the acceleration operation by operating the accelerator pedal, a large combustion torque Mind is generated when the load torque is small, thereby generating a large acceleration torque Mbes. . This acceleration torque is converted into a model rotational speed Nmod by the delay action of the integrator 108. From the difference Ndiff between the model rotational speed Nmod and the actual rotational speed Nist, the varying load torque is simulated by the proportional portion 120, and after the transition process is completed, the simulated load torque corresponds to the combustion torque, Therefore, the acceleration torque is 0 and the model rotation speed is substantially equal to the actual rotation speed. In this case, the transition state characterized by a change in torsion of the vehicle output shaft ends.
[0017]
In order to separate pure vibration components, the low-pass filter 118 filters the rotational speed difference Ndiff formed in the comparison stage 112 to obtain the equivalent component Noff in the rotational speed difference signal. The equivalence component Noff formed by the low pass filter is subtracted from the signal in the comparison stage 116, so that only the variation in rotational speed, ie pure vibration, is supplied to the proportional controller 128 via the line 126. Filtering by filter 118 and comparison stage 116 also corresponds to a high pass filter. Proportional controller 128 particularly shows the proportional component, the proportional component forms a torque variation .DELTA.M AR required to reduce the rotational vibration from the rotation speed difference. Again, the proportionality constant of the proportional controller has the dimensions necessary to convert the rotational speed to a torque value by calculation. In the preferred embodiment, the torque correction ΔM AR is converted to a correction value ΔZW for the ignition angle to be adjusted, particularly in element 132 indicating a specific table, and is corrected by the correction value ΔZW in the correction stage 136, for example by addition, subtraction or multiplication. A correction is made to the ignition angle. The corrected ignition angle ZW is finally adjusted via the output line 34, where the rotational speed difference between the model rotational speed and the actual rotational speed is clearly reduced.
[0018]
The operation of the controller 99 when vibration is generated in the drive train is shown in FIGS. In this case, FIG. 3 shows the behavior of the vehicle without the controller, and FIG. 4 shows the behavior of the same vehicle with the controller.
[0019]
FIG. 3a shows the time curve of the torque M applied by the driver, while FIG. 3b shows the time curve of the engine speed N. It is assumed that the vehicle is in constant torque operation until time t 0 . At time t 0 , the driver increases the torque due to the presence of the accelerator pedal, and the torque increases until time t 1 . During this time, the rotational speed increases, and a significant vibration of the rotational speed is observed particularly immediately after time t 0 . It is assumed that the driver returns to the constant torque operation again by releasing the accelerator pedal at time t 1 . As a result, the engine speed gradually decreases, and in this case, vibrations are recognized as well.
[0020]
On the other hand, in FIG. 4 shown in the same figure, the vibration of the engine speed is remarkably reduced immediately after the time t 0 . Similarly, the vibration is significantly reduced for the behavior immediately after the time point t 1 . Thus, by using the controller according to the invention, the drive train vibrations are significantly reduced and in some cases completely eliminated, and therefore the riding comfort and running performance of the vehicle are significantly improved.
[0021]
In the preferred embodiment, the controller is activated by calculation within the program. In this case, the program operating as described above is run in synchronism with the position of the input shaft (angle synchronization). As a result, an actual torque correction value is obtained, and thus vibration is accurately compensated. Since a model (vehicle integrator 108, load torque simulator 120) that is simply and quickly calculated is used to form the model rotation speed, vibration compensation is possible.
[0022]
In addition to the control calculation based on the combustion torque generated by the internal combustion engine, in another advantageous embodiment, another torque generated within the range of the internal combustion engine, i.e. the torque present on the crankshaft, is used.
[0023]
In addition to adjusting the ignition angle, in an advantageous embodiment, in addition to or instead of the ignition angle correction, the force supply and / or air supply is adjusted based on the torque correction value, thereby reducing vibrations. Is done.
[0024]
Furthermore, the controller according to the invention is not limited to use in an internal combustion engine, and in an advantageous embodiment, a similar torque value, such as an electric motor, is used in which the drive state varies and a similar drive train vibration occurs. It can be used even when
[0025]
【effect】
The controller according to the invention avoids vibrations in the drive train of the internal combustion engine. It is particularly advantageous that this controller is independent of the operating point and therefore allows a more stable control and a simpler design of the controller.
[0026]
It is particularly advantageous for the vibration to be suppressed by comparing the engine speed with the model speed obtained from the torque of the drive unit. This takes into account both the torque to be adjusted and thus the driver's desire itself.
[0027]
It is particularly advantageous to be able to use a simple model for determining the model rotation speed.
[0028]
This controller exhibits particularly advantageous characteristics when a so-called load impact occurs when switching from constant torque operation to acceleration operation.
[0029]
Due to the simple structure of the controller, it is possible to perform calculations with a low computational load on the computer. In this case, the calculation program to be executed is run in synchronization with the angle.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall block circuit diagram of a control device for an internal combustion engine.
FIG. 2 is a block diagram of a controller according to the present invention.
FIG. 3 shows a torque-time curve (FIG. 3a) and a rotational speed-time curve (FIG. 3b) without a controller according to the invention.
4 shows a torque-time curve (FIG. 4a) and a rotational speed-time curve (FIG. 4b) with a controller according to the invention.
[Explanation of symbols]
10 Multi-cylinder internal combustion engine 12 Intake system 14 Output shaft 16 Measuring device (air supply amount)
18, 24, 26 ... 28, 36, 38, 102, 106, 110, 114, 122, 126, 130, 134 Line 20 Electronic control unit 22 Measuring device (engine speed)
30 ... 32 Measuring device (engine and / or vehicle operating variables)
99 Controller 100 Characteristic curve group 104, 112, 116 Coupling stage 108 Integrator 118 Low-pass filter 120, 128 Proportional controller 132 Element 136 Correction stage 140 Ignition angle determining element Mbes Acceleration torque Mind Engine combustion torque Ndiff Rotational speed difference Nist in fact the rotational speed Nmod model rotational speed Noff equality component ZWbase basic ignition angle ZW corrected ignition angle .DELTA.M AR torque fluctuation of the rotational speed difference signal (torque corrected)
ΔZW Ignition angle correction value

Claims (9)

駆動ユニットにより与えられるトルクが車両の駆動列内の振動を低減する方向に調節される車両駆動ユニットの制御方法において、
トルクの調節が、前記駆動ユニットの実際回転速度と、前記駆動列内のトルク状態に基づいて得られるモデル回転速度との比較から導入され、前記モデル回転速度が加速トルクＭｂｅｓの積分を介して形成されることを特徴とする車両駆動ユニットの制御方法。In a method for controlling a vehicle drive unit, wherein the torque provided by the drive unit is adjusted in a direction to reduce vibration in the drive train of the vehicle
Torque adjustment is introduced from a comparison of the actual rotational speed of the drive unit and the model rotational speed obtained based on the torque state in the drive train, the model rotational speed being formed via integration of the acceleration torque Mbes. It is a control method for a vehicle drive unit according to claim Rukoto. 前記加速トルクＭｂｅｓが、前記駆動ユニットにより発生されるトルクＭｉｎｄおよび前記駆動列の出力端における負荷トルクの関数として形成されることを特徴とする請求項１の方法。The method of claim 1 , wherein the acceleration torque Mbes is formed as a function of a torque Mind generated by the drive unit and a load torque at the output end of the drive train. 前記駆動列の出力端における負荷トルクが、前記実際回転速度と前記モデル回転速度との間の差の関数として形成されることを特徴とする請求項２の方法。 3. The method of claim 2 , wherein the load torque at the output end of the drive train is formed as a function of the difference between the actual rotational speed and the model rotational speed. 前記実際回転速度と前記モデル回転速度との間の回転速度差が比例要素によりトルク修正値ΔＭARに変換されることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかの方法。The method of any of claims 1 to 3, characterized in that the rotational speed difference between the actual rotational speed the model rotational speed is converted into a torque modification value .DELTA.M AR by proportional element. 前記トルク修正値が計算により点火角に対する修正値に変換されることを特徴とする請求項４の方法。5. The method of claim 4 , wherein the torque correction value is converted into a correction value for the ignition angle by calculation. 前記実際回転速度と前記モデル回転速度との間の回転速度差が高域フィルタ特性を有するフィルタによりフィルタリングされることを特徴とする請求項１ないし５のいずれかの方法。The method of any of claims 1 to 5, characterized in that it is filtered by the filter rotation speed difference has a high pass filter characteristic between the actual rotational speed the model rotational speed. 前記トルクの調節が制御器により行われ、該制御器が、エンジンから得られるトルクと前記駆動列内の出力端における負荷トルクとの比較から得られる、分離された回転速度振動を、トルク修正に変換することを特徴とする請求項１ないし６のいずれかの方法。The adjustment of the torque is performed by a controller, and the controller uses the separated rotational speed vibration obtained from the comparison between the torque obtained from the engine and the load torque at the output end in the drive train as a torque correction. the method of any of claims 1 and converting 6. 前記制御器がコンピュータプログラムとして設計され、該コンピュータプログラムは角度に同期してランされることを特徴とする請求項７の方法。8. The method of claim 7 , wherein the controller is designed as a computer program, and the computer program is run synchronously with an angle. 駆動ユニットにより与えられるトルクを車両の駆動列内の振動を低減する方向に調節する、制御ユニットを有する車両駆動ユニットの制御装置において、
前記制御ユニットが、実際回転速度と前記駆動列内のトルク状態に基づいて得られたモデル回転速度とに基づいてトルクを調節する制御器を含み、前記モデル回転速度を加速トルクＭｂｅｓの積分によって形成する積分器が設けられることを特徴とする車両駆動ユニットの制御装置。In a control device for a vehicle drive unit having a control unit that adjusts the torque provided by the drive unit in a direction that reduces vibrations in the drive train of the vehicle,
Wherein the control unit is, in fact seen including a controller based rotational speed and the torque condition of the drive in a column on the basis of the model obtained rotational speed adjusting the torque, by integration of acceleration torque Mbes the model rotational speed A control device for a vehicle drive unit, characterized in that an integrator is provided .
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