JP5920147B2 - Vehicle control device - Google Patents
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Description
本発明は、エンジンと、エンジンの出力軸に変速機を介して連結されたドライブシャフトと、ドライブシャフトの端部に取り付けられた車輪とを備えた車両を制御する装置に関する。 The present invention relates to an apparatus for controlling a vehicle including an engine, a drive shaft connected to an output shaft of the engine via a transmission, and a wheel attached to an end of the drive shaft.
従来から、車両の制御技術の分野においては、エンジン等の駆動源の出力トルクを車輪に伝達する動力伝達系の挙動に起因した車両の振動を抑制するための技術が研究されてきた。 2. Description of the Related Art Conventionally, in the field of vehicle control technology, techniques for suppressing vehicle vibration due to the behavior of a power transmission system that transmits output torque of a drive source such as an engine to wheels have been studied.
例えば、下記特許文献1には、エンジンとモータジェネレータとを併用して車輪を駆動するハイブリッド車両において、エンジンとモータジェネレータとの間に存在するトーションダンパ(弾性干渉機構)のねじれ角をオブザーバ(観測器)を用いて推定し、その結果等に基づいてエンジンのクランク角の値を補正することが開示されている。なお、オブザーバとは、検出できるものを利用して状態変数の値を推定値として復元する機能のことをいう。 For example, in Patent Document 1 below, in a hybrid vehicle in which a wheel is driven using both an engine and a motor generator, the torsion angle (elastic interference mechanism) existing between the engine and the motor generator is observed by an observer (observation). It is disclosed that the value of the crank angle of the engine is corrected based on the result or the like. The observer refers to a function that restores the value of the state variable as an estimated value using what can be detected.
上記のように、トーションダンパのねじれも含めてエンジンのクランク角を正確に推定することができれば、その正確なクランク角を考慮してモータジェネレータやエンジンを制御することができるので、動力伝達系のねじれ振動等を抑制して車両の乗り心地を向上させることが可能になる。 As described above, if the crank angle of the engine including the torsion damper torsion can be accurately estimated, the motor generator and the engine can be controlled in consideration of the accurate crank angle. It becomes possible to improve the riding comfort of the vehicle by suppressing torsional vibration and the like.
ところで、車両には、エンジンのクランク軸の回転を減速させつつ車輪側に伝達する変速機が搭載されており、この変速機の減速比は、車両の走行中、ドライバーの操作に応じて、あるいは車両の走行状態により自動的に変更される。このようなシフトチェンジの前後では、エンジンの回転速度(クランク軸の回転速度)が急変するので、オブザーバを用いた振動モデルの解に誤差が生じる。この誤差は、計算を繰り返すうちに収束するとはいえ、収束に時間がかかると、その期間については正確なクランク角が求められないので、ねじれ振動が抑えられず、乗り心地が悪化してしまうおそれがある。 By the way, the vehicle is equipped with a transmission that transmits to the wheel side while decelerating the rotation of the crankshaft of the engine, and the reduction ratio of this transmission depends on the operation of the driver while the vehicle is running or It is automatically changed according to the running state of the vehicle. Before and after such a shift change, the engine rotational speed (crankshaft rotational speed) changes suddenly, and an error occurs in the solution of the vibration model using the observer. Although this error converges as the calculation is repeated, if it takes a long time to converge, an accurate crank angle cannot be obtained for that period, so the torsional vibration cannot be suppressed and the ride comfort may deteriorate. There is.
本発明は、上記のような事情に鑑みてなされたものであり、変速機の減速比が変化するシフトチェンジ時においても動力伝達系の挙動を正確に推定することができ、それによって動力伝達系のねじれ振動を効果的に抑制することが可能な車両の制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the circumstances as described above, and can accurately estimate the behavior of the power transmission system even during a shift change in which the reduction ratio of the transmission changes. An object of the present invention is to provide a vehicle control device capable of effectively suppressing the torsional vibration of the vehicle.
上記課題を解決するためのものとして、本願の第1の発明は、エンジンと、エンジンの出力軸に変速機を介して連結されたドライブシャフトと、ドライブシャフトの端部に取り付けられた車輪とを備えた車両を制御する装置であって、指定されたトルクが発生するようにエンジンの各部の制御目標値を設定するトルクコントロール部と、上記ドライブシャフトを含む車両の動力伝達系をモデル化した制御対象モデルの挙動を記述したオブザーバ方程式を用いて、車両の挙動に関する既知の値から、ドライブシャフトの車輪側の端部の回転速度の推定値である車輪側推定速度と、ドライブシャフトのエンジン側の端部の回転速度の推定値であるエンジン側推定速度とを含む各種状態量を推定する挙動推定部と、上記挙動推定部で求められたドライブシャフトの車輪側推定速度およびエンジン側推定速度の差である推定速度差に基づいて、ドライバーの操作に応じたエンジンの要求トルクに対する補正量であるトルク補正量を算出するとともに、算出したトルク補正量を上記トルクコントロール部に出力するフィードバック部とを備え、上記トルクコントロール部は、上記フィードバック部から入力されたトルク補正量を上記要求トルクに付加した値である補正済目標トルクがエンジンで発生するようにエンジンの各部を制御する、ことを特徴とするものである(請求項1)。 In order to solve the above problems, a first invention of the present application includes an engine, a drive shaft connected to the output shaft of the engine via a transmission, and a wheel attached to an end of the drive shaft. A device for controlling a vehicle equipped with a torque control unit that sets a control target value of each part of the engine so that a specified torque is generated, and a control that models a power transmission system of the vehicle including the drive shaft Using the observer equation describing the behavior of the target model, the estimated wheel-side speed, which is the estimated rotational speed of the wheel-side end of the drive shaft, from the known value related to the vehicle behavior, and the engine-side of the drive shaft a behavior estimating section to estimate various state amounts including the engine-side estimated velocity is an estimate of the rotational speed of the end portion, Dora determined by the behavior estimation unit Based on the estimated speed difference, which is the difference between the wheel shaft estimated speed of the bus shaft and the engine estimated speed, a torque correction amount that is a correction amount for the required torque of the engine according to the driver's operation is calculated, and the calculated torque correction amount And a feedback unit that outputs to the torque control unit, the torque control unit generating a corrected target torque that is a value obtained by adding the torque correction amount input from the feedback unit to the required torque. In addition, each part of the engine is controlled.
この第1の発明によれば、オブザーバ方程式を用いた演算により、ドライブシャフトの車輪側およびエンジン側の各端部の回転速度がそれぞれ推定されるため、例えばエンジンの出力軸の回転速度を推定した場合と異なり、変速機のシフトチェンジ(減速比の変更)が行われたときでも、シフトチェンジ直後の推定値が現実の値から大きく乖離するようなことがない。このため、ドライブシャフトの車輪側およびエンジン側の各端部の回転速度を精度よく(現実の値によく追従するように)推定できるとともに、これらの推定速度の差(推定速度差)に基づいて適正にエンジントルクを補正することができる。これにより、特にシフトチェンジ時に生じるドライブシャフトのねじれ振動(シフトショック)を早期に収束させることが可能になるので、車室内に伝わる振動を効果的に低減して乗員の快適性をより向上させることができる。 According to the first aspect of the invention, the rotational speed of each end of the drive shaft on the wheel side and the engine side is estimated by the calculation using the observer equation. For example, the rotational speed of the output shaft of the engine is estimated. Unlike the case, the estimated value immediately after the shift change does not greatly deviate from the actual value even when a shift change of the transmission (change of the reduction ratio) is performed. For this reason, while being able to estimate the rotational speed of each edge part of the wheel side of a drive shaft and an engine side accurately (following well to an actual value), based on the difference (estimated speed difference) of these estimated speeds The engine torque can be corrected appropriately. This makes it possible to quickly converge torsional vibration (shift shock) of the drive shaft that occurs particularly during shift changes, thus effectively reducing vibration transmitted to the passenger compartment and improving passenger comfort. Can do.
また、本願の第2の発明は、エンジンと、エンジンの出力軸に変速機を介して連結されたドライブシャフトと、ドライブシャフトの端部に取り付けられた車輪とを備えた車両を制御する装置であって、指定されたトルクが発生するようにエンジンの各部の制御目標値を設定するトルクコントロール部と、上記ドライブシャフトを含む車両の動力伝達系をモデル化した制御対象モデルの挙動を記述したオブザーバ方程式を用いて、車両の挙動に関する既知の値から、ドライブシャフトの車輪側の回転速度の推定値である車輪側推定速度と、ドライブシャフトのエンジン側の回転速度の推定値であるエンジン側推定速度とを含む各種状態量を推定する挙動推定部と、上記挙動推定部で求められたドライブシャフトの車輪側推定速度およびエンジン側推定速度の差である推定速度差に基づいて、ドライバーの操作に応じたエンジンの要求トルクに対する補正量であるトルク補正量を算出するとともに、算出したトルク補正量を上記トルクコントロール部に出力するフィードバック部とを備え、上記トルクコントロール部は、上記フィードバック部から入力されたトルク補正量を上記要求トルクに付加した値である補正済目標トルクがエンジンで発生するようにエンジンの各部を制御し、上記オブザーバ方程式には、推定された状態量の誤差の収束速度を左右する係数であるオブザーバゲインが含まれ、上記挙動推定部は、上記オブザーバゲインの大きさを、エンジンの回転速度が遅いほど小さく設定する、ことを特徴とするものである(請求項2)。 Moreover, 2nd invention of this application is an apparatus which controls a vehicle provided with the engine, the drive shaft connected with the output shaft of the engine via the transmission, and the wheel attached to the edge part of a drive shaft. A torque control unit that sets control target values for each part of the engine so that a specified torque is generated, and an observer that describes the behavior of a control target model that models the power transmission system of the vehicle including the drive shaft. Using the equation, the estimated wheel-side speed, which is the estimated value of the rotational speed of the drive shaft on the wheel side, and the estimated value of the engine-side estimated speed, which is the estimated rotational speed of the drive shaft on the engine side, from known values related to the vehicle behavior A behavior estimation unit that estimates various state quantities including the drive shaft wheel-side estimated speed and engine determined by the behavior estimation unit Based on the estimated speed difference that is the difference in estimated speed, a torque correction amount that is a correction amount for the requested torque of the engine according to the driver's operation is calculated, and feedback that outputs the calculated torque correction amount to the torque control unit The torque control unit controls each part of the engine so that a corrected target torque, which is a value obtained by adding the torque correction amount input from the feedback unit to the required torque, is generated in the engine, The observer equation includes an observer gain that is a coefficient that affects the convergence speed of the estimated state quantity error. The behavior estimation unit sets the magnitude of the observer gain smaller as the engine speed is slower. to, is characterized in that (claim 2).
この第2の発明によれば、上記第1の発明と同様の効果に加えて、次のような効果がある。すなわち、第2の発明では、オブザーバゲインの大きさがエンジン回転速度に応じて変えられるため、燃焼によるトルクの発生間隔(点火間隔)が長くなる低回転側ほどモデル外のノイズ成分の影響を弱めることができる。これにより、エンジンの低回転域で推定値が微視的に乱高下して制御が不安定化するような事態を確実に回避できるとともに、低回転域以外では、推定値の誤差の収束速度を高めて推定精度をより向上させることができる。 According to the second invention, in addition to the same effects as those of the first invention, the following effects can be obtained. That is, in the second invention, since the size of the observer gain is changed according to the engine rotational speed, weakening the influence of the generation interval noise component outside the lower the rotating side (ignition interval) is longer model torque by combustion be able to. As a result, it is possible to reliably avoid situations where the estimated value fluctuates microscopically in the low engine speed range and the control becomes unstable, and the convergence speed of the estimated value error is increased outside the low engine speed range. Thus, the estimation accuracy can be further improved.
また、本願の第3発明は、エンジンと、エンジンの出力軸に変速機を介して連結されたドライブシャフトと、ドライブシャフトの端部に取り付けられた車輪とを備えた車両を制御する装置であって、指定されたトルクが発生するようにエンジンの各部の制御目標値を設定するトルクコントロール部と、上記ドライブシャフトを含む車両の動力伝達系をモデル化した制御対象モデルの挙動を記述したオブザーバ方程式を用いて、車両の挙動に関する既知の値から、ドライブシャフトの車輪側の回転速度の推定値である車輪側推定速度と、ドライブシャフトのエンジン側の回転速度の推定値であるエンジン側推定速度とを含む各種状態量を推定する挙動推定部と、上記挙動推定部で求められたドライブシャフトの車輪側推定速度およびエンジン側推定速度の差である推定速度差に基づいて、ドライバーの操作に応じたエンジンの要求トルクに対する補正量であるトルク補正量を算出するとともに、算出したトルク補正量を上記トルクコントロール部に出力するフィードバック部とを備え、上記トルクコントロール部は、上記フィードバック部から入力されたトルク補正量を上記要求トルクに付加した値である補正済目標トルクがエンジンで発生するようにエンジンの各部を制御し、上記フィードバック部は、上記ドライブシャフトの推定速度差から、ドライブシャフトの共振周波数を利用した所定の演算式により、点火間隔に基づくトルク発生の遅れ時間だけ経過した時点での推定速度差を求め、この遅れ時間経過後の推定速度差に基づいて上記トルク補正量を算出する、ことを特徴とするものである(請求項3)。 The third invention of the present application is an apparatus for controlling a vehicle including an engine, a drive shaft connected to an output shaft of the engine via a transmission, and a wheel attached to an end of the drive shaft. An observer equation describing the behavior of the control target model that models the power transmission system of the vehicle including the drive shaft, and the torque control unit that sets the control target value of each part of the engine so that the specified torque is generated From the known values relating to the vehicle behavior, the estimated wheel-side speed that is the estimated value of the rotational speed of the drive shaft on the wheel side, and the estimated engine-side speed that is the estimated value of the rotational speed of the drive shaft on the engine side A behavior estimation unit that estimates various state quantities including the drive shaft wheel-side estimated speed and engine side obtained by the behavior estimation unit. Based on the estimated speed difference that is a constant speed difference, a torque correction amount that is a correction amount for the engine required torque according to the driver's operation is calculated, and feedback that outputs the calculated torque correction amount to the torque control unit The torque control unit controls each part of the engine so that a corrected target torque, which is a value obtained by adding the torque correction amount input from the feedback unit to the required torque, is generated in the engine, The feedback unit obtains an estimated speed difference at the time when a delay time of torque generation based on the ignition interval has passed by a predetermined arithmetic expression using the resonance frequency of the drive shaft from the estimated speed difference of the drive shaft. The torque correction amount is calculated based on the estimated speed difference after the lapse of time. A shall (claim 3).
この第3の発明によれば、上記第1の発明と同様の効果に加えて、次のような効果がある。すなわち、第3の発明では、点火間隔に基づくトルク発生の遅れ時間だけ経過した時点での推定速度差に基づいてトルク補正量が算出されるので、実際にトルクが発生する時点での速度差に応じて適切な量だけエンジントルクを補正することができ、ドライブシャフトのねじれ振動をより確実に収束させることができる。According to the third invention, in addition to the same effects as those of the first invention, the following effects can be obtained. That is, in the third invention, the torque correction amount is calculated based on the estimated speed difference at the time when the delay time of torque generation based on the ignition interval has elapsed, so the speed difference at the time when the torque is actually generated is calculated. Accordingly, the engine torque can be corrected by an appropriate amount, and the torsional vibration of the drive shaft can be more reliably converged.
上記第1〜第3の発明において、好ましくは、上記トルクコントロール部は、上記フィードバック部から入力されるトルク補正量の絶対値が所定の閾値を上回ったときにのみエンジントルクを補正する(請求項4)。 In the first to third inventions, preferably, the torque control unit corrects the engine torque only when an absolute value of a torque correction amount input from the feedback unit exceeds a predetermined threshold. 4).
このように、トルク補正量の絶対値が大きいときにのみエンジントルクを補正するようにした場合には、ドライブシャフトのねじれ振動が小さいときにはトルク補正を行わずに済むので、乗員の快適性を必要充分なレベルで確保しながら、トルク補正のために必要な制御(例えば点火タイミングのリタード等)が頻繁に行われてエンジンの性能が低下すること等を効果的に防止することができる。In this way, when the engine torque is corrected only when the absolute value of the torque correction amount is large, it is not necessary to perform torque correction when the torsional vibration of the drive shaft is small, so passenger comfort is required. While ensuring at a sufficient level, it is possible to effectively prevent the engine performance from being deteriorated due to frequent control (for example, ignition timing retard) required for torque correction.
以上説明したように、本発明の車両用制御装置によれば、変速機の減速比が変化するシフトチェンジ時においても動力伝達系の挙動を正確に推定することができるので、動力伝達系のねじれ振動を効果的に抑制することができる。 As described above, according to the vehicle control device of the present invention, the behavior of the power transmission system can be accurately estimated even during a shift change in which the reduction ratio of the transmission changes. Vibration can be effectively suppressed.
(1)車両の構成
図1は、本発明の制御装置が適用される車両の一例を概略的に示す平面図である。本図に示される車両は、走行用の駆動源であるエンジン1と、エンジン1の出力軸であるクランク軸10と変速機2を介して連結された一対のドライブシャフト3と、各ドライブシャフト3の車幅方向外側端部に取り付けられた一対の車輪4と、車両の走行状態等に応じてエンジン1の各部を制御するPCM20とを備えている。
(1) Configuration of Vehicle FIG. 1 is a plan view schematically showing an example of a vehicle to which the control device of the present invention is applied. The vehicle shown in the figure includes an engine 1 that is a driving source for traveling, a pair of
エンジン1は、内部で燃料を燃焼させて動力を得る内燃機関である。内燃機関の形式は特に問わないが、当実施形態では、4サイクルの多気筒ガソリンエンジンが上記エンジン1として用いられている。詳細な図示は省略するが、当実施形態のエンジン1は、ピストンが往復動可能に収容された複数の気筒11と、各気筒11に供給される空気の量を調節するために吸気通路に設けられたスロットル弁12(図2)と、各気筒11に燃料(ガソリン)を噴射するインジェクタ13(図2)と、インジェクタ13から噴射された燃料と空気との混合気に火花を供給して混合気を着火させる点火プラグ14(図2)とを備えている。
The engine 1 is an internal combustion engine that obtains power by burning fuel therein. The type of the internal combustion engine is not particularly limited, but in this embodiment, a four-cycle multi-cylinder gasoline engine is used as the engine 1. Although not shown in detail, the engine 1 according to the present embodiment is provided with a plurality of cylinders 11 in which pistons are reciprocably accommodated, and an intake passage for adjusting the amount of air supplied to each cylinder 11. The throttle valve 12 (FIG. 2), the injector 13 (FIG. 2) for injecting fuel (gasoline) into each cylinder 11, and the mixture of fuel and air injected from the
エンジン1には、クランク軸10から動力を得て発電するオルタネータ15が取り付けられている。オルタネータ15で発電された電力は、図外のバッテリ等の蓄電手段に充電され、その電力は、車両に備わる各種電装品を作動させるのに利用される。
The engine 1 is provided with an
変速機2は、エンジン1のクランク軸10の回転を減速しつつドライブシャフト3に伝達するものである。なお、当実施形態の車両は、いわゆるフロントエンジン・フロントドライブ式の車両であるため、変速機2としては、減速後のエンジン回転を左右の車輪4に分配する差動装置(ディファレンシャル)と一体化されたものが用いられている。
The
具体的に、変速機2は、複数の異なる減速比の中から任意の一つを選択することが可能な多段式の変速機であり、特に、当実施形態では、ドライバーの手動操作によって減速比が変更される手動変速機が、上記変速機2として用いられている。このため、変速機2の内部には、クラッチ16が設けられている。クラッチ16は、エンジン1のクランク軸10から変速機2へのトルク入力を、ドライバーによるクラッチペダル19の操作に応じて断続可能に伝達する。
Specifically, the
図2は、当実施形態の車両の制御系を示すブロック図である。本図に示すように、エンジン1を制御するPCM20には、車両に設けられた複数のセンサから種々の情報が入力される。具体的に、車両には、エンジン1のクランク軸10の回転速度を検出するためのエンジン速度センサSW1と、車輪4の回転速度(車輪速)もしくは車両の走行速度(車速)を検出するための車速センサSW2と、ドライバーにより操作されるアクセルペダル17(図1)の操作量であるアクセル開度を検出するためのアクセル開度センサSW3と、ドライバーによるブレーキペダル18(図1)の操作に応じて変化するブレーキフルードの圧力(ブレーキ圧)を検出するためのブレーキ圧センサSW4とが設けられており、これら各センサSW1〜SW4により検出された情報がPCM20に逐次入力されるようになっている。PCM20は、上記各センサSW1〜SW4から入力された情報に基づいて種々の演算を実行しつつ、エンジン1で発生させるべきトルクを逐次決定し、その結果に応じた制御信号をスロットル弁12、インジェクタ13、および点火プラグ14に出力する。
FIG. 2 is a block diagram showing a vehicle control system of the present embodiment. As shown in the figure, the
(2)車両走行中の制御
(2−1)制御の概要
次に、車両の走行中にPCM20によって行われるエンジン1のトルク制御について具体的に説明する。図3は、車両の走行中にPCM20が果たす役割を説明するための機能ブロック図である。本図に示すように、PCM20は、アクセル開度に基づいてエンジン1の要求トルクT0を算出するトルク変換部21と、トルク変換部21で算出された要求トルクT0に基づいてエンジン1の各部の制御目標値を設定するトルクコントロール部23と、車両の各センサSW1〜SW4から入力される情報を取得する実機計測部24と、実機計測部24が得た情報に基づいて車両の走行抵抗を推定する走行抵抗推定部25と、トルクコントロール部23が設定した制御目標値に基づいてエンジン1で発生するトルクを推定するトルク推定部26と、実機計測部24、走行抵抗推定部25、およびトルク推定部26が得た情報に基づいてドライブシャフト3の状態を含む車両の挙動を推定する挙動推定部27と、挙動推定部27が推定したドライブシャフト3の状態に基づいてエンジン1の要求トルクT0に対する補正量を算出するフィードバック部22とを備えている。
(2) Control during vehicle travel (2-1) Overview of control Next, torque control of the engine 1 performed by the
上記PCM20の各部21〜27が果たすより具体的な機能について説明する。まず、トルク変換部21は、アクセル開度センサSW3から入力される情報(アクセル開度)に基づいて、エンジン1に要求されている要求トルクT0を算出するものである。なお、この段階での演算においては、ドライブシャフト3のねじれが考慮されることはなく、ドライブシャフト3が剛体であるという仮定の下で要求トルクT0が算出される。このため、要求トルクT0は、単純に、アクセル開度に比例するように(アクセル開度が大きいほど大きく)設定される。
More specific functions performed by the
トルクコントロール部23は、トルク変換部21が求めた要求トルクT0を発生させるのに必要なエンジン1の吸入空気量、燃料噴射量、点火タイミングを算出するとともに、それを実現するための制御目標値として、スロットル弁12の目標開度やインジェクタ13の目標開弁期間、点火プラグ14への目標給電タイミング等を設定するものである。
The
実機計測部24は、エンジン速度センサSW1、車速センサSW2、およびブレーキ圧センサSW4からの入力信号に基づいて、例えばエンジン回転速度、車速、ブレーキ圧等の計測値を逐次取得するものである。
The actual
走行抵抗推定部25は、実機計測部24が得た車速およびブレーキ圧に基づいて、車両に加わると予想される走行抵抗(走行抵抗推定値)Tbを算出するものである。具体的に、走行抵抗推定値Tbの算出には、車速およびブレーキ圧を変数とした所定の演算式が用いられ、車速およびブレーキ圧が高いほど走行抵抗推定値Tbの値が大きく算出される。
The running
トルク推定部26は、トルクコントロール部23が設定したスロットル弁12、インジェクタ13、および点火プラグ14の制御目標値と、実機計測部24が得たエンジン回転速度とに基づいて、エンジン1で実際に発生すると予想されるトルク(エンジントルク推定値)Teを算出するものである。具体的に、エンジントルク推定値Teの算出には、予め記憶されているエンジン1のトルク特性データが用いられる。すなわち、PCM20には、エンジン1を各種条件で運転したときのトルクの実測値に基づいたトルク特性データ、つまり、エンジン1の発生トルクが燃料噴射量、空燃比、点火タイミング、エンジン回転速度等の各種パラメータに応じてどのように変化するかを実験的に特定したデータが記憶されている。そして、このトルク特性データに基づいて、上述したスロットル弁12、インジェクタ13、点火プラグ14の各制御目標値やエンジン回転速度に対応するエンジントルク推定値Teが求められる。
The
挙動推定部27は、実機計測部24が得たエンジン回転速度と、トルク推定部26が求めたエンジントルク推定値Teと、走行抵抗推定部25が求めた車両の走行抵抗推定値Tbとに基づいて、車両の各種状態量を推定するものである。具体的に、挙動推定部27は、エンジン回転速度(より正確にはドライブシャフトの回転に換算した値)、エンジントルク推定値Te、および走行抵抗推定値Tbといった既知の値から、後述する方程式(オブザーバ方程式(2))を利用して、ドライブシャフト3のねじれ等に関係する各種状態量を推定する。このように、既知の値を利用してオブザーバ方程式により状態量を推定することにより、センサ等を用いて直接的に状態量を測定した場合と異なり、ノイズ等の影響を受けにくい正確な状態量を知ることができる。
上記挙動推定部27が推定する状態量には、ドライブシャフト3のエンジン側の回転速度と、ドライブシャフト3の車輪側の回転速度とが含まれる。ここで、「ドライブシャフト3のエンジン側の回転速度」とは、後述する図4の制御対象モデルにおいて、エンジン1(および変速機2)に近い側に位置するドライブシャフト3の一端部の回転速度ωeであり、「ドライブシャフト3の車輪側の回転速度」とは、車輪4に近い側に位置するドライブシャフト3の他端部の回転速度ωbである。以下では、これら両速度ωe,ωbのオブザーバ方程式による推定値を、それぞれ、ドライブシャフト3のエンジン側推定速度ωe’、ドライブシャフト3の車輪側推定速度ωb’と表記する。
The state quantity estimated by the
フィードバック部22は、挙動推定部27が求めたドライブシャフト3の車輪側推定速度ωb’とエンジン側推定速度ωe’との差に基づいて、ドライブシャフト3のねじれ振動を収束させるためのトルク補正量TQを算出するものである。すなわち、上記両回転速度ωb’,ωe’の間に差が生じているということは、ドライブシャフト3のねじれ量が変化しつつあるということである。そこで、フィードバック部22では、このようなねじれ量の変化を起こさないためにエンジントルクをどの程度補正すればよいかが演算され、その値がトルク補正量TQとして決定される。
Based on the difference between the wheel-side estimated speed ω b ′ of the
例えば、ドライブシャフト3のエンジン側推定速度ωe’が車輪側推定速度ωb’よりも大きい場合には、ドライブシャフト3のねじれ量を変化させないためにエンジン側推定速度ωe’を減少させる必要があるので、エンジントルクも減少方向に補正される(トルク補正量TQがマイナスになる)。一方、エンジン側推定速度ωe’が車輪側推定速度ωb’よりも小さい場合には、ドライブシャフト3のねじれ量を変化させないためにエンジン側推定速度ωe’を増大させる必要があるので、エンジントルクも増大方向に補正される(トルク補正量TQがプラスになる)。
For example, when the engine-side estimated speed ω e ′ of the
上記フィードバック部22で演算されたトルク補正量TQは、トルクコントロール部23に出力される。トルクコントロール部23は、上述した要求トルクT0にこのトルク補正量TQを付加した値である補正済目標トルクTfbを求めるとともに、この補正済目標トルクTfb得られるように、吸入空気量、燃料噴射量、および点火タイミングの目標値を再設定し、これらの値に基づいて、スロットル弁12、インジェクタ13、および点火プラグ14を制御する。
The torque correction amount T Q calculated by the
ここで、エンジン1の発生トルクをトルク補正量TQの分だけ補正するための方法は種々考えられるが、当実施形態では、次のようにしてトルクを調整するものとする。 Here, the method for correcting the torque of the engine 1 by the amount of torque correction amount T Q is are various, but in those embodiments, and adjusts the torque in the following manner.
まず、トルク補正量TQがマイナスの値であり、エンジン1の発生トルクを減少させる必要がある場合には、点火タイミング(点火プラグ14から火花を供給するタイミング)をリタードする。すなわち、点火タイミングを本来のタイミング(ベストな燃焼が得られるように状況に応じて予め定められるタイミング)よりも遅らせることにより、気筒内で混合気が燃焼するタイミングを遅らせて、エンジン1の発生トルクを減少させる。 First, when the torque correction amount TQ is a negative value and the generated torque of the engine 1 needs to be reduced, the ignition timing (timing for supplying sparks from the spark plug 14) is retarded. That is, by delaying the ignition timing from the original timing (a timing that is predetermined according to the situation so that the best combustion can be obtained), the timing at which the air-fuel mixture burns in the cylinder is delayed, and the generated torque of the engine 1 Decrease.
一方、トルク補正量TQがプラスの値であり、エンジン1の発生トルクを増大させる必要がある場合には、エンジン1から動力を得て発電するオルタネータ15の発電量を減少させる。すなわち、オルタネータ15の発電量を減少させることにより、オルタネータ15からエンジン1に加わる抵抗力を小さくする。これにより、エンジン1の発生トルクが増大したのと実質的に同じ効果が得られる。
On the other hand, when the torque correction amount TQ is a positive value and the generated torque of the engine 1 needs to be increased, the power generation amount of the
(2−2)状態量の推定方法
次に、挙動推定部27による各種状態量の推定がどのような演算によって行われるのかを具体的に説明する。図4は、エンジン1の出力トルクを車輪に伝達する動力伝達系をモデル化した制御対象モデルを示す図である。既に図1を用いても説明したように、車両の動力伝達系には、エンジン1のクランク軸10の回転を減速する変速機2と、変速機2の出力軸と車輪4とを連結するドライブシャフト3とが含まれる。なお、ドライブシャフト3は、トルクに比例してねじれ変形するバネとしての要素と、ねじれ変形の速度に比例した抵抗力を生むダンパーとしての要素とを有するので、図4の制御対象モデルでは、ドライブシャフト3をバネとダンパーとで表現している。
(2-2) State Quantity Estimation Method Next, it will be specifically described what kind of calculation is performed by the
図4の制御対象モデルから導かれる車両の状態方程式は、次の式(1)のように記述される。 The vehicle state equation derived from the controlled object model of FIG. 4 is described as the following equation (1).
上記状態方程式(1)における各数値の意味は、次の表1のとおりである。 The meaning of each numerical value in the state equation (1) is as shown in Table 1 below.
上記状態方程式(1)に基づいて、走行抵抗誤差をも含めた各種状態量を推定するように拡張した次のオブザーバ方程式(2)を導くことができる。 Based on the state equation (1), the following observer equation (2) extended to estimate various state quantities including a running resistance error can be derived.
上記オブザーバ方程式(2)における各数値の意味は、次の表2のとおりである。 The meaning of each numerical value in the observer equation (2) is as shown in Table 2 below.
挙動推定部27は、上記オブザーバ方程式(2)を用いて、既知の値Te,Tb,ωeから、車両の各種状態量ωe’,ωb’,θ’,Terr’を推定する。すなわち、挙動推定部27は、トルク推定部26から入力されるエンジントルク推定値Teと、走行抵抗推定部25から入力される車両の走行抵抗推定値Tbと、実機計測部24から入力されるエンジン回転速度とを既知の値として、これらの値を上記オブザーバ方程式(2)に当てはめることにより、ドライブシャフト3のエンジン側推定速度ωe’、ドライブシャフト3の車輪側回転速度ωb’、ドライブシャフト3の推定ねじれ量θ’、車両の走行抵抗誤差の推定値Terr’をそれぞれ求める。なお、実機計測部24から入力されるエンジン回転速度については、ドライブシャフト3の回転速度に換算し(つまり変速機2の減速比ηで割った値を求め)、その値をωeとして、上記オブザーバ方程式(2)に適用する。
The
ここで、上記オブザーバ方程式(2)におけるオブザーバゲインKは、例えばMATLAB等の制御設計ツールで用いられる最適ゲイン算出関数より算出することができる。ここで、オブザーバゲインKの大きさを、その各成分K1〜K4を用いて(K1 2+K2 2+K3 2+K4 2)1/2と定義すると、このオブザーバゲインKの大きさは、上記最適ゲイン算出関数により、エンジン回転速度が遅いほど小さくなるように設定される(図5参照)。なお、オブザーバゲインKの大きさが小さくなるということは、その成分K1〜K4のうち一つ以上が小さくなることを意味する。他の成分については、エンジン回転速度にかかわらず一定でもよいが、少なくとも増大することはないものとする。このように、オブザーバゲインKの大きさをエンジン回転速度が遅いほど小さくする理由は、次のとおりである。 Here, the observer gain K in the observer equation (2) can be calculated from an optimum gain calculation function used in a control design tool such as MATLAB. Here, if the magnitude of the observer gain K is defined as (K 1 2 + K 2 2 + K 3 2 + K 4 2 ) 1/2 using the components K 1 to K 4 , the magnitude of the observer gain K Is set to be smaller as the engine rotational speed is slower by the optimum gain calculation function (see FIG. 5). Note that the fact that the magnitude of the observer gain K is small means that one or more of the components K 1 to K 4 are small. Other components may be constant regardless of the engine speed, but at least do not increase. As described above, the reason why the magnitude of the observer gain K is decreased as the engine speed is lower is as follows.
すなわち、オブザーバゲインKの大きさが大きいということは、推定値の誤差の収束速度が速くなることを意味するが、これは同時に、周波数の高い計測ノイズやモデル外の非線形要素の影響が強く出ることを意味する。特に、エンジン回転速度が遅いときには、燃焼によるトルクの発生間隔が比較的長く、その間に外乱によるノイズ成分が発生し易い。そこで、当実施形態では、図5に示すように、エンジン回転速度が低いとき(特に1000rpm以下のとき)には、モデル外のノイズ成分の影響を受けにくくするために、オブザーバゲインKの大きさが小さく設定される。なお、オブザーバゲインKの大きさを、特定のエンジン回転速度(例えば1000rpm)より低い領域でのみ変化させ、それよりも高い領域では一定の値に維持してもよい。 In other words, a large size of the observer gain K means that the convergence speed of the estimated value error is increased, but at the same time, the influence of high-frequency measurement noise and non-linear elements outside the model is strong. Means that. In particular, when the engine rotation speed is low, the generation interval of torque due to combustion is relatively long, and noise components due to disturbance are likely to occur during that interval. Therefore, in this embodiment, as shown in FIG. 5, when the engine rotation speed is low (particularly when the engine speed is 1000 rpm or less), the magnitude of the observer gain K is set so as to be less affected by noise components outside the model. Is set smaller. Note that the magnitude of the observer gain K may be changed only in a region lower than a specific engine speed (for example, 1000 rpm), and may be maintained at a constant value in a region higher than that.
また、上記オブザーバ方程式(2)における減速比ηは、エンジン速度センサSW1により検出されるエンジン回転速度と、車速センサSW2により検出される車輪速(車輪4の回転速度)との比から特定される。より具体的には、変速機2の各変速段に対応して設定された複数の減速比の中から、上記エンジン回転速度と車輪速との比に一致または近いものが特定され、それが減速比ηとして用いられる。
Further, the reduction ratio η in the observer equation (2) is specified from the ratio between the engine rotational speed detected by the engine speed sensor SW1 and the wheel speed (rotational speed of the wheel 4) detected by the vehicle speed sensor SW2. . More specifically, a plurality of reduction ratios set corresponding to the respective speed stages of the
以上のように、挙動推定部27による状態量推定の基礎となる理論について説明したが、挙動推定部27での実際の演算に用いられるのは、上記オブザーバ方程式(2)を離散化した次の式(3)である。
As described above, the theory that is the basis of state quantity estimation by the
上記の離散式(3)におけるΔtは、挙動推定部27が状態量の推定値を求める時間間隔(サンプリングタイム)であり、例えば1msec程度に設定される。すなわち、挙動推定部27は、過去に求められた推定値χext[i]から、上記離散式(3)を用いてΔt後の推定値χext[i+1]を求め、そのような処理をΔtごとに繰り返していく。なお、このような処理は、エンジン1が始動された直後から継続されるので、χextの初期値χext[0]としては、(0 0 0 0)Tが選ばれる。
Δt in the above-described discrete equation (3) is a time interval (sampling time) for the
(2−3)車両走行中の制御の具体的手順
図6は、車両の走行中にPCM20の各部(トルク変換部21、トルクコントロール部23、実機計測部24、走行抵抗推定部25、トルク推定部26、挙動推定部27)によって実行される制御の具体的手順を示すフローチャートである。なお、ここでは、ドライブシャフト3の車輪側推定速度ωb’とエンジン側推定速度ωe’との差に基づき決定されるトルク補正量TQが負になる(つまりエンジン1の発生トルクが減少方向に補正される)ケースを前提に説明を進める。
(2-3) Specific procedure of control during traveling of vehicle FIG. 6 shows each part of the PCM 20 (
図6に示すフローがスタートすると、PCM20は、アクセル開度センサSW3から入力されるアクセル開度(アクセルペダル17の操作量)の情報に基づいて、エンジン1に要求されている要求トルクT0を算出する処理を実行する(ステップS1)。この段階では、ドライブシャフト3のねじれが考慮されることはなく、アクセル開度に比例するように要求トルクT0が設定される。
When the flow shown in FIG. 6 starts, the
次いで、PCM20は、上記ステップS1で求められたエンジンの要求トルクT0を実現するための吸入空気量、燃料噴射量、点火タイミングを算出する処理を実行する(ステップS2)。
Next, the
次いで、PCM20は、車速センサSW2およびブレーキ圧センサSW4から入力される車速、ブレーキ圧の情報に基づいて、車両に加わる走行抵抗の推定値(走行抵抗推定値)Tbを算出する処理を実行する(ステップS3)。
Then,
次いで、PCM20は、エンジン速度センサSW1から入力されるエンジン回転速度の情報と、上記ステップS2で求められた吸入空気量、燃料噴射量、点火タイミング(つまりスロットル弁12、インジェクタ13、点火プラグ14の各制御目標値)とに基づいて、エンジン1で発生するトルクの推定値(エンジントルク推定値)Teを算出する処理を実行する(ステップS4)。なお、上記スロットル弁12の制御目標値を用いたトルクの推定処理に代えて、エアフローセンサ等による吸入空気量の計測値および吸気系の物理モデルから、次に(最も近い将来に)点火が行われる気筒の筒内空気量を推定し、その推定値に基づいてエンジントルク推定値Teを算出するようにしてもよい。
Next, the
次いで、PCM20は、エンジン速度センサSW1から入力されるエンジン回転速度の情報と、上記ステップS3で求められた車両の走行抵抗推定値Tbと、上記ステップS4で求められたエンジントルク推定値Teとを、上述したオブザーバ方程式(2)(より具体的にはそれを離散化した式(3))に当てはめることにより、ドライブシャフト3のエンジン側推定速度ωe’とドライブシャフト3の車輪側推定速度ωb’とを含む各種状態量を算出する処理を実行する(ステップS5)。このとき、オブザーバ方程式(2)において用いられるオブザーバゲインKの大きさ、つまり、その成分K1〜K4の2乗和の平方根は、上述したように、エンジン回転速度が遅いほど小さい値に設定される(図5参照)。
Then,
次いで、PCM20は、上記ステップS5で求められたドライブシャフトの車輪側推定速度ωb’とエンジン側推定速度ωe’との差(ωb’−ωe’)に基づいて、ドライブシャフト3のねじれ振動を収束させるために付加すべきエンジン1のトルク補正量TQを算出する処理を実行する(ステップS6)。このトルク補正量TQの絶対値は、上述したドライブシャフト3の推定速度差の絶対値|ωb’−ωe’|に比例するように算出されるが、より具体的には、次のような演算を経てトルク補正量TQが算出される。
Next, the
エンジン1のトルクは、各気筒11での燃焼により発生するトルクであるから、トルク補正量TQを算出したとしても、そのトルク補正量TQを付加したトルクが実際に発生するのは、次に点火が行われるタイミングである。そこで、当実施形態では、現時点でのドライブシャフト3の推定速度差(ωb’−ωe’)から、上記のようなトルクの発生遅れを考慮して定められる遅れ時間dだけ進んだ時点での速度差を推定し、その値に基づいてトルク補正量TQが求められる。ここで、トルクの発生遅れ(つまり次の燃焼までの時間)は、各気筒11の点火間隔に基づいて特定することができる。なお、点火間隔とは、ある気筒11の点火タイミングとその次に点火が行われる気筒11の点火タイミングとの時間差のことであり、例えば4気筒エンジンであれば180°のクランク角(180°CA)に相当する時間である。
The torque of the engine 1, since the torque generated by the combustion in each cylinder 11, even if calculated torque correction amount T Q, the torque obtained by adding the torque correction amount T Q actually occurs, the following Is the timing at which ignition is performed. Therefore, in the present embodiment, at the time when the estimated speed difference (ω b ′ −ω e ′) of the
現時点でのドライブシャフト3の推定速度差(ωb’−ωe’)をf(t)、現時点から遅れ時間dが経過した後の推定速度差(ωb’−ωe’)をf(t+d)とすると、この遅れ時間d経過後のドライブシャフト3の推定速度差f(t+d)は、現時点での推定速度差f(t)から、次の式(4)を用いて求めることができる。
The estimated speed difference (ω b ′ −ω e ′) of the
上記式(4)において、aは変速機2の変速段ごとに予め設定しておいたドライブシャフト3の共振周波数(a/2π)に対応する値であり、f’(t)はf(t)の時間微分である。
In the above formula (4), a is a value corresponding to the resonance frequency (a / 2π) of the
すなわち、実際の車両で発生する振動の多くは、ドライブシャフト3のねじれ共振であるから、このドライブシャフト3の推定速度差(f=ωb’−ωe’)は、共振周波数に依存して変化する値、つまりf(t)=sin(at)であると仮定することができるので、その仮定に基づいて、遅れ時間dだけ進んだ時点でのf(t+d)を、上記式(4)のように表すことができる。
That is, most of the vibration generated in an actual vehicle is torsional resonance of the
上記式(4)のようにして遅れ時間d経過後のドライブシャフト3の推定速度差f(t+d)が求まると、次の式(5)に示すように、f(t+d)に、先に定めておいたフィードバックゲインkを掛けた値、つまり、k×f(t+d)を、トルク補正量TQとして算出することができる。
When the estimated speed difference f (t + d) of the
ここで、本フロー(図6)では、エンジン1のトルクを減少方向に補正するケースを前提としている。このため、以下では、特に断らない限り、f(t+d)=ωb’−ωe’はマイナスであり(つまりドライブシャフト3の車輪側推定速度ωb’よりもエンジン側推定速度ωe’の方が大きいものとし)、よってトルク補正量TQもマイナスであるものとする。 Here, in this flow (FIG. 6), it is assumed that the torque of the engine 1 is corrected in the decreasing direction. For this reason, f (t + d) = ω b ′ −ω e ′ is negative unless otherwise specified (that is, the estimated speed ω e ′ on the engine side is higher than the estimated speed ω b ′ on the wheel side of the drive shaft 3). Therefore, the torque correction amount TQ is also negative.
すなわち、速度差(ωb’−ωe’)がマイナスのときには、その速度差を収束させるために、ドライブシャフト3のエンジン側回転速度を小さくする必要があるので、マイナスのトルク補正量TQが加えられる(つまりエンジントルクが減少方向に補正される)ことになる。
That is, when the speed difference (ω b '-ω e') is negative, in order to converge the speed difference, it is necessary to reduce the engine side rotational speed of the
上記のようにしてトルク補正量TQが求められると、PCM20は、このトルク補正量TQの絶対値(|TQ|)が、予め定められた閾値XTよりも大きいか否かを判定する処理を実行する(ステップS7)。なお、この閾値XTは、トルクを補正しなかった場合にドライブシャフト3で生じるねじれ振動が乗員に感知されるか否かという観点から定められる。
When the torque correction amount T Q is obtained as described above, the
上記ステップS7でNOと判定されて|TQ|≦XTであることが確認された場合、PCM20は、通常の点火タイミングでエンジン1を運転する処理を実行する(ステップS12)。すなわち、PCM20は、点火プラグ14が行う点火のタイミングを、アクセル開度に基づく要求トルクT0を実現するために上記ステップS2で設定されたタイミングに維持し、その状態でエンジン1を運転する。
When it is determined NO in step S7 and it is confirmed that | T Q | ≦ X T , the
一方、上記ステップS7でYESと判定されて|TQ|>XTであることが確認された場合、PCM20は、トルク補正量TQの値に応じて、点火タイミングのリタード量、つまり、点火タイミングを通常のタイミング(ステップS2で設定されたタイミング)からどれだけ遅らせるかを決定する処理を実行する(ステップS8)。すなわち、本フローでは、トルク補正量TQがマイナスになることを前提としているので、このマイナスの分だけエンジン1の発生トルクを減少させるべく点火タイミングをリタードする必要があり、そのときのリタード量を上記ステップS8で決定している。
On the other hand, if it is determined YES in step S7 and it is confirmed that | T Q |> X T , the
次いで、PCM20は、上記ステップS8で決定したリタード量だけ点火タイミングを遅らせた状態でエンジン1を運転する処理を開始する(ステップS9)。すなわち、アクセル開度に基づく要求トルクT0にトルク補正量TQ(ここではマイナス)を付加した値である補正済目標トルクTfbがエンジンで発生するように、点火タイミングをリタードさせた状態でエンジン1を運転する。そして、このようなリタード条件下での運転を所定時間に亘って継続するとともに(ステップS10)、その所定時間が経過した時点で、リタード条件下での運転を終了する(ステップS11)。これ以降は、トルク補正量に関し|TQ|>XTの条件(ステップS7)が成立しない限り、点火タイミングが通常のタイミング、つまりエンジン1の要求トルクT0に応じた点火タイミングに戻されることになる。
Next, the
以上のように、図6のフローでは、ドライブシャフト3の車輪側推定速度ωb’とエンジン側推定速度ωe’との差に基づいてエンジン1のトルク補正量TQが求められ、このトルク補正量TQの絶対値が所定の閾値XTを上回る場合にのみ、所定時間に亘って点火タイミングがリタードされるようになっている。図7は、このような制御に基づく点火タイミング等の変化の一例を示すタイムチャートである。本図では、エンジン回転速度、トルク補正量TQ、タイマーのカウント値、リタード許可フラグのそれぞれの時間変化を上から順に示している。
As described above, in the flow of FIG. 6, the torque correction amount T Q of the engine 1 is obtained based on the difference between the wheel side estimated speed ω b ′ of the
図7の上から2段目のグラフに示すように、トルク補正量TQは、複数の時点でラインXの下側まで低下している。このことは、トルク補正量TQの絶対値が上述した閾値XTを上回ったことを意味する。すると、これに応じて、リタード許可フラグが「1」になり(最下段のグラフ参照)、点火タイミングのリタードが開始される。そして、その状態が少なくとも時間S(上述したステップS10の所定時間に対応)に亘って維持される。具体的には、トルク補正量TQの絶対値が閾値XTを上回った時点(TQがラインXの下側まで低下した時点)で、タイマーのカウント値が初期値C(例えば1秒程度)にセットされるとともにカウントダウンが開始され(下から2段目のグラフ参照)、その値がゼロになると、リタード許可フラグが「0」になり、点火タイミングのリタードが禁止される。なお、場合によっては、タイマーのカウントダウンが終了する前に再びTQの絶対値が閾値XTを上回ることもあるが、このような場合には、再びタイマーのカウント値が初期値Cにセットされてからカウントダウンが再開される。そして、カウント値がゼロになるまで点火タイミングのリタードが継続される。 As shown in the second stage of the graph from the top in FIG. 7, a torque correction amount T Q is decreased in a plurality of time points to the lower line X. This is the absolute value of the torque correction amount T Q means that exceeds the threshold value X T described above. Then, in response to this, the retard permission flag becomes “1” (see the lowermost graph), and the ignition timing retard is started. The state is maintained for at least the time S (corresponding to the predetermined time in step S10 described above). Specifically, when the absolute value of the torque correction amount T Q exceeds the threshold X T (the time T Q has decreased to below the line X), the count value of the timer initial value C (e.g., about 1 second ) And the countdown is started (see the second graph from the bottom). When the value becomes zero, the retard permission flag becomes “0”, and the ignition timing retard is prohibited. In some cases, the absolute value of the re-T Q before the timer countdown is completed sometimes above the threshold X T, in such a case, is set to an initial value C count value of the timer again After that, the countdown is resumed. The ignition timing is continued until the count value becomes zero.
なお、上述した図6のフローでは、ドライブシャフト3の推定速度差(ωb’−ωe’)に基づき算出されるトルク補正量TQがマイナスになることを前提に、点火タイミングをリタードさせてエンジントルクを減少方向に補正する例について説明したが、トルク補正量TQがプラスになる場合でも、基本的な考え方は同じである。つまり、トルク補正量TQが所定の閾値を超えるか否かを判定し、超える場合にのみ実際にトルク補正を行う。ただし、トルク補正量TQがプラスの場合は、エンジントルクを増大方向に補正する必要があるので、上記点火リタードの代わりに、オルタネータ15の発電量を減少させ(つまりエンジン1に加わる抵抗トルクを減少させ)、それによってエンジントルクを実質的に増大させる。
In the flow of FIG. 6 described above, assuming that the estimated speed difference between the drive shaft 3 (ω b '-ω e' ) a torque correction amount T Q calculated based on is negative, is retarded ignition timing The example in which the engine torque is corrected in the decreasing direction has been described, but the basic idea is the same even when the torque correction amount TQ is positive. That is, the torque correction amount T Q is determined whether more than a predetermined threshold, performing the actual torque correction only when exceeding. However, when the torque correction amount TQ is positive, it is necessary to correct the engine torque in the increasing direction. Therefore, instead of the ignition retard, the power generation amount of the
(3)作用等
以上説明したように、上記実施形態では、ドライブシャフト3を含む車両の動力伝達系をモデル化した制御対象モデル(図4)の挙動を記述したオブザーバ方程式(2)を用いて、車両の挙動に関する既知の値(エンジン回転速度、エンジントルク推定値Te、走行抵抗推定値Tb)から、ドライブシャフト3の車輪側の回転速度の推定値である車輪側推定速度ωb’と、ドライブシャフト3のエンジン側の回転速度の推定値であるエンジン側推定速度ωe’とを求めるとともに、ドライバーの操作(アクセル開度)に応じたエンジンの要求トルクT0に対する補正量であるトルク補正量TQを、上記両推定速度の差(ωb’−ωe’)に基づいて求めるようにしたため、仮に変速機2のシフトチェンジが行われて減速比が変化したとしても、精度よく(つまり現実の値によく追従するように)推定速度ωe’,ωb’を求めることができ、適正にエンジントルクを補正することができる。これにより、特にシフトチェンジ時に生じるドライブシャフト3のねじれ振動(シフトショック)を早期に収束させることが可能になるので、車室内に伝わる振動を効果的に低減して乗員の快適性をより向上させることができる。
(3) Operation, etc. As described above, in the above embodiment, the observer equation (2) describing the behavior of the control target model (FIG. 4) that models the power transmission system of the vehicle including the
例えば、ドライブシャフト3のエンジン側の回転速度を推定する上記実施形態と異なり、エンジン1のクランク軸10の回転速度(エンジン回転速度)を推定するオブザーバ方程式を用いることも考えられる。しかしながら、このようにした場合には、シフトチェンジによって減速比が変化したときに、現実のエンジン回転速度は急激に変化するものの、エンジン回転速度の推定値としては、シフトチェンジ前と同じエンジン回転速度が継続しているものとして計算を続けるしかない。この場合でも、シフトチェンジ後の現実の状態量の変化に伴い、エンジン回転速度の推定値は徐々に現実の値に近づいていくが、このような誤差の収束にはどうしても時間がかかるので、結果的に、シフトチェンジ直後の挙動を正確に推定することができなくなってしまう。
For example, unlike the above-described embodiment in which the engine-side rotational speed of the
これに対し、上記実施形態では、ドライブシャフト3のエンジン側回転速度を推定するようにしている。ドライブシャフト3の回転速度は、車輪4の回転速度と基本的に同じなので、たとえシフトチェンジが行われても急激には変化しない。このため、シフトチェンジ直後の推定値が現実の値と大きく乖離するといった上記のような問題が起きることがなく、シフトチェンジの直後であっても推定精度を良好に維持することができる。
On the other hand, in the above embodiment, the engine-side rotational speed of the
図8および図9は、上記のような作用効果を確認するために行った実験の結果を示している。図8は、上記実施形態のようにドライブシャフト3の回転速度を推定の対象にした場合の結果であり、図9は、エンジン回転速度を推定の対象にした場合の結果である。これらの図において、上段のグラフの実線の波形は、現実のエンジン回転速度を表しており、1点鎖線の波形は、モデル上でのエンジン回転速度の推定値を表している。なお、図8(ドライブシャフト3の回転速度を推定の対象とした場合)におけるモデル上のエンジン回転速度とは、推定により求めたドライブシャフト3の回転速度から変速機2の減速比を用いてエンジンの回転速度に換算した値のことである。また、図8および図9の中段のグラフにおいて、実線の波形は、変速機2のシフトポジションに基づく減速比を表しており、2点鎖線の波形は、現実のエンジン回転速度と車輪速とに比に基づく計算上の減速比を表しており、1点鎖線の波形は、モデル上の減速比を表している。さらに、図8および図9の下段のグラフの波形は、クラッチのON/OFFを表している。
FIG. 8 and FIG. 9 show the results of experiments conducted to confirm the above-described effects. FIG. 8 shows the results when the rotational speed of the
ここで、図8、図9の各中段のグラフでは、シフトポジションが変化しても、その時点t0では計算上の減速比が変化していないが、これは、クラッチがOFFのままで動力の伝達が切断されているからである。計算上の減速比は、クラッチがOFFからONに切り替わり始めた時点で初めて変化しており、モデル上では、この計算値の変化をきっかに、実質的にシフトチェンジが行われたと判断され、その時点tで、モデル上の減速比(オブザーバ方程式におけるηの値)が変化している。 Here, in the middle graphs of FIGS. 8 and 9, even if the shift position changes, the calculated reduction ratio does not change at that time t0. This is because the transmission is cut off. The calculated reduction ratio changes for the first time when the clutch starts to be switched from OFF to ON, and on the model, it is determined that the shift change has been substantially made based on this change in the calculated value. At that time t, the reduction ratio (value of η in the observer equation) on the model changes.
図9に示すように、エンジン回転速度を推定の対象にした場合には、実質的にシフトチェンジが行われた時点tの直後から、モデル上の回転速度の推定値が現実の値から大きく乖離しており(上段のグラフ参照)、その誤差が収束するのにかなりの時間がかかっている。これに対し、図8に示すように、ドライブシャフト3の回転速度を推定の対象にした場合(つまり上記実施形態の方法を採用した場合)には、シフトチェンジの時点tの直後であっても、モデル上の推定値が現実の値によく追従している。
As shown in FIG. 9, when the engine speed is the target of estimation, the estimated value of the rotational speed on the model is significantly different from the actual value immediately after the time t when the shift change is substantially performed. (Refer to the upper graph), and it takes a long time for the error to converge. On the other hand, as shown in FIG. 8, when the rotational speed of the
以上のとおり、上記実施形態では、ドライブシャフト3の回転速度を推定の対象とし、ドライブシャフト3の車輪側推定速度ωb’とエンジン側推定速度ωe’とを求めるようにしたため、シフトチェンジが行われても、その直後から精度よく推定速度ωb’,ωe’を求めることができる。そして、両推定速度ωb’,ωe’の差に基づき適切なトルク補正量TQを加えることにより、シフトチェンジに伴い生じるドライブシャフトのねじれ振動を効果的に抑制することができる。
As described above, in the above embodiment, the rotational speed of the
また、上記実施形態では、ドライブシャフト3のエンジン側推定速度ωe’および車輪側推定速度ωb’を求めるためのオブザーバ方程式(2)において、推定値の誤差の収束速度を左右する係数として用いられるオブザーバゲインKの大きさを、エンジン回転速度が遅いほど小さくなるように設定したため、燃焼によるトルクの発生間隔(点火間隔)が長くなる低回転側ほどモデル外のノイズ成分の影響を弱めることができる。これにより、エンジン1の低回転域で推定値が微視的に乱高下して制御が不安定化するような事態を確実に回避できるとともに、低回転域以外では、推定値の誤差の収束速度を高めて推定精度をより向上させることができる。
In the above embodiment, the observer equation (2) for obtaining the engine-side estimated speed ω e ′ and the wheel-side estimated speed ω b ′ of the
また、上記実施形態のように、ドライブシャフト3の推定速度差(ωb’−ωe’)に基づき求められたトルク補正量TQの絶対値が所定の閾値XTを上回ったときにのみエンジントルクを補正するようにした場合には、ドライブシャフト3のねじれ振動が小さいときにはトルク補正を行わずに済むので、乗員の快適性を必要充分なレベルで確保しながら、トルク補正のために必要な制御(例えば点火タイミングのリタード等)が頻繁に行われてエンジン1の性能が低下すること等を効果的に防止することができる。
Further, as described in the above embodiment, only when the absolute value of the drive estimated speed difference of the shaft 3 (ω b '-ω e' ) the basis the obtained torque correction amount T Q exceeds the predetermined threshold X T When the engine torque is corrected, it is not necessary to perform the torque correction when the torsional vibration of the
すなわち、トルク補正量TQの絶対値が閾値XTを上回るということは、ドライブシャフト3の推定速度差(ωb’−ωe’)が大きいということであり、このことは、ドライブシャフト3から車室に伝達される振動が乗員に感知される程度に増大するおそれがあることを意味する。上記実施形態では、このような場合に点火タイミングのリタード等によってエンジントルクが補正されるので、ドライブシャフト3のねじれ振動が収束して乗員の快適性が確保される。
In other words, the fact that the absolute value of the torque correction amount T Q exceeds the threshold X T, the estimated speed difference between the drive shaft 3 (ω b '-ω e' ) it means that large, this
一方、トルク補正量TQの絶対値が閾値XT以下である場合には、ドライブシャフト3の推定速度差(ωb’−ωe’)も小さく、それを放置したとしても乗員には不快な振動が伝わることはないと考えられる。上記実施形態では、このような場合にトルク補正が禁止されるので、点火タイミングのリタード等の制御が無駄に行われることがなく、エンジン1の性能が充分に引き出される。 On the other hand, when the absolute value of the torque correction amount T Q is equal to or less than the threshold X T, the estimated speed difference between the drive shaft 3 (ω b '-ω e' ) is small, even uncomfortable to the passenger as to leave it It is thought that no vibration is transmitted. In the above-described embodiment, torque correction is prohibited in such a case, so that control such as ignition timing retard is not performed wastefully, and the performance of the engine 1 is sufficiently extracted.
また、上記実施形態では、式(4)に示したように、現時点におけるドライブシャフト3の推定速度差:f(t)=ωb’−ωe’から、ドライブシャフト3の共振周波数を利用した所定の演算式により、点火間隔に基づくトルク発生の遅れ時間dだけ経過した時点での推定速度差:f(t+d)を求め、この遅れ時間d経過後の推定速度差に基づいて、上記トルク補正量TQを求めるようにしたため、実際にトルクが発生する時点での速度差に応じて適切な量だけエンジントルクを補正することができ、ドライブシャフト3のねじれ振動をより確実に収束させることができる。
Moreover, in the said embodiment, as shown in Formula (4), the resonant frequency of the
なお、上記実施形態では、ドライブシャフト3の推定速度差(ωb’−ωe’)に応じてマイナスのトルク補正量TQが算出されたときに、点火リタードによってエンジントルクを減少方向に補正する一方、プラスのトルク補正量TQが算出されたときには、オルタネータ15の発電量を減少させることで、エンジントルクを実質的に増大方向に補正するものとしたが、エンジントルクを応答性よく補正できる方法であれば、これに限らず種々の方法を採用することが可能である。また、トルク補正量TQがマイナスで且つその絶対値が閾値XTを超えるときに最低限トルク補正を行うことができればよく、トルク補正量TQがプラスのときにはトルク補正を一律に取り止めてもよい。このようにした場合でも、ドライブシャフト3のねじれ振動をある程度効果的に収束させることができ、何より、トルク補正に要する制御を簡素化することができる。
In the above embodiment, when the negative torque correction amount TQ is calculated according to the estimated speed difference (ω b ′ −ω e ′) of the
その他、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々の変更が可能であることは言うまでもない。 Needless to say, various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention.
1 エンジン
2 変速機
3 ドライブシャフト
4 車輪
10 クランク軸(エンジンの出力軸)
22 フィードバック部
23 トルクコントロール部
27 挙動推定部
1
22
Claims (4)
指定されたトルクが発生するようにエンジンの各部の制御目標値を設定するトルクコントロール部と、
上記ドライブシャフトを含む車両の動力伝達系をモデル化した制御対象モデルの挙動を記述したオブザーバ方程式を用いて、車両の挙動に関する既知の値から、ドライブシャフトの車輪側の端部の回転速度の推定値である車輪側推定速度と、ドライブシャフトのエンジン側の端部の回転速度の推定値であるエンジン側推定速度とを含む各種状態量を推定する挙動推定部と、
上記挙動推定部で求められたドライブシャフトの車輪側推定速度およびエンジン側推定速度の差である推定速度差に基づいて、ドライバーの操作に応じたエンジンの要求トルクに対する補正量であるトルク補正量を算出するとともに、算出したトルク補正量を上記トルクコントロール部に出力するフィードバック部とを備え、
上記トルクコントロール部は、上記フィードバック部から入力されたトルク補正量を上記要求トルクに付加した値である補正済目標トルクがエンジンで発生するようにエンジンの各部を制御する、ことを特徴とする車両用制御装置。 An apparatus for controlling a vehicle including an engine, a drive shaft connected to an output shaft of the engine via a transmission, and a wheel attached to an end of the drive shaft,
A torque control unit that sets a control target value of each part of the engine so that a specified torque is generated;
Using the observer equation describing the behavior of the controlled model that models the power transmission system of the vehicle including the drive shaft, the rotational speed of the end of the drive shaft on the wheel side is estimated from known values related to the behavior of the vehicle. A behavior estimation unit that estimates various state quantities including a wheel-side estimated speed that is a value and an engine-side estimated speed that is an estimated value of the rotational speed of the engine-side end of the drive shaft;
Based on the estimated speed difference, which is the difference between the estimated wheel speed of the drive shaft and the estimated engine speed determined by the behavior estimation unit, a torque correction amount that is a correction amount for the required torque of the engine according to the driver's operation is calculated. A feedback unit that calculates and outputs the calculated torque correction amount to the torque control unit;
The torque control unit controls each part of the engine so that a corrected target torque, which is a value obtained by adding the torque correction amount input from the feedback unit to the required torque, is generated in the engine. Control device.
指定されたトルクが発生するようにエンジンの各部の制御目標値を設定するトルクコントロール部と、
上記ドライブシャフトを含む車両の動力伝達系をモデル化した制御対象モデルの挙動を記述したオブザーバ方程式を用いて、車両の挙動に関する既知の値から、ドライブシャフトの車輪側の回転速度の推定値である車輪側推定速度と、ドライブシャフトのエンジン側の回転速度の推定値であるエンジン側推定速度とを含む各種状態量を推定する挙動推定部と、
上記挙動推定部で求められたドライブシャフトの車輪側推定速度およびエンジン側推定速度の差である推定速度差に基づいて、ドライバーの操作に応じたエンジンの要求トルクに対する補正量であるトルク補正量を算出するとともに、算出したトルク補正量を上記トルクコントロール部に出力するフィードバック部とを備え、
上記トルクコントロール部は、上記フィードバック部から入力されたトルク補正量を上記要求トルクに付加した値である補正済目標トルクがエンジンで発生するようにエンジンの各部を制御し、
上記オブザーバ方程式には、推定された状態量の誤差の収束速度を左右する係数であるオブザーバゲインが含まれ、
上記挙動推定部は、上記オブザーバゲインの大きさを、エンジンの回転速度が遅いほど小さく設定する、ことを特徴とする車両用制御装置。 An apparatus for controlling a vehicle including an engine, a drive shaft connected to an output shaft of the engine via a transmission, and a wheel attached to an end of the drive shaft,
A torque control unit that sets a control target value of each part of the engine so that a specified torque is generated;
The estimated value of the rotational speed on the wheel side of the drive shaft from the known value related to the behavior of the vehicle, using the observer equation describing the behavior of the model to be controlled that models the power transmission system of the vehicle including the drive shaft. A behavior estimation unit that estimates various state quantities including a wheel side estimated speed and an engine side estimated speed that is an estimated value of the engine speed of the drive shaft;
Based on the estimated speed difference, which is the difference between the estimated wheel speed of the drive shaft and the estimated engine speed determined by the behavior estimation unit, a torque correction amount that is a correction amount for the required torque of the engine according to the driver's operation is calculated. A feedback unit that calculates and outputs the calculated torque correction amount to the torque control unit;
The torque control unit controls each part of the engine such that a corrected target torque, which is a value obtained by adding the torque correction amount input from the feedback unit to the required torque, is generated in the engine,
The observer equation includes an observer gain, which is a coefficient that affects the convergence speed of the estimated state quantity error.
The vehicle control device, wherein the behavior estimation unit sets the magnitude of the observer gain to be smaller as the engine speed is slower.
指定されたトルクが発生するようにエンジンの各部の制御目標値を設定するトルクコントロール部と、
上記ドライブシャフトを含む車両の動力伝達系をモデル化した制御対象モデルの挙動を記述したオブザーバ方程式を用いて、車両の挙動に関する既知の値から、ドライブシャフトの車輪側の回転速度の推定値である車輪側推定速度と、ドライブシャフトのエンジン側の回転速度の推定値であるエンジン側推定速度とを含む各種状態量を推定する挙動推定部と、
上記挙動推定部で求められたドライブシャフトの車輪側推定速度およびエンジン側推定速度の差である推定速度差に基づいて、ドライバーの操作に応じたエンジンの要求トルクに対する補正量であるトルク補正量を算出するとともに、算出したトルク補正量を上記トルクコントロール部に出力するフィードバック部とを備え、
上記トルクコントロール部は、上記フィードバック部から入力されたトルク補正量を上記要求トルクに付加した値である補正済目標トルクがエンジンで発生するようにエンジンの各部を制御し、
上記フィードバック部は、上記ドライブシャフトの推定速度差から、ドライブシャフトの共振周波数を利用した所定の演算式により、点火間隔に基づくトルク発生の遅れ時間だけ経過した時点での推定速度差を求め、この遅れ時間経過後の推定速度差に基づいて上記トルク補正量を算出する、ことを特徴とする車両用制御装置。 An apparatus for controlling a vehicle including an engine, a drive shaft connected to an output shaft of the engine via a transmission, and a wheel attached to an end of the drive shaft,
A torque control unit that sets a control target value of each part of the engine so that a specified torque is generated;
The estimated value of the rotational speed on the wheel side of the drive shaft from the known value related to the behavior of the vehicle, using the observer equation describing the behavior of the model to be controlled that models the power transmission system of the vehicle including the drive shaft. A behavior estimation unit that estimates various state quantities including a wheel side estimated speed and an engine side estimated speed that is an estimated value of the engine speed of the drive shaft;
Based on the estimated speed difference, which is the difference between the estimated wheel speed of the drive shaft and the estimated engine speed determined by the behavior estimation unit, a torque correction amount that is a correction amount for the required torque of the engine according to the driver's operation is calculated. A feedback unit that calculates and outputs the calculated torque correction amount to the torque control unit;
The torque control unit controls each part of the engine such that a corrected target torque, which is a value obtained by adding the torque correction amount input from the feedback unit to the required torque, is generated in the engine,
The feedback unit obtains an estimated speed difference at the time when a delay time of torque generation based on the ignition interval has elapsed from a predetermined calculation formula using the resonance frequency of the drive shaft from the estimated speed difference of the drive shaft. A vehicle control device characterized in that the torque correction amount is calculated based on an estimated speed difference after the delay time has elapsed .
上記トルクコントロール部は、上記フィードバック部から入力されるトルク補正量の絶対値が所定の閾値を上回ったときにのみエンジントルクを補正する、ことを特徴とする車両用制御装置。 The vehicle control device, wherein the torque control unit corrects the engine torque only when the absolute value of the torque correction amount input from the feedback unit exceeds a predetermined threshold value.
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