WO2018155624A1 - ハイブリッド車両の動力制御方法及び動力制御装置 - Google Patents
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Definitions
- the present invention relates to a power control method and a power control apparatus for a hybrid vehicle, and more particularly, to an internal combustion engine, a power transmission mechanism that transmits the power of the internal combustion engine to driving wheels, and outputs power to the power transmission mechanism connected to the internal combustion engine.
- the present invention relates to a power control method and a power control apparatus for a hybrid vehicle including a possible electric motor.
- an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine and a vehicle equipped with an automatic transmission
- the shift time by the automatic transmission can be shortened.
- engine inertia In order to reduce the inertia of the engine, it is necessary to absorb the torque fluctuation of the engine without using the inertia.
- a cylinder deactivation engine In order to improve the fuel efficiency of a multi-cylinder engine, a cylinder deactivation engine has been proposed in which combustion in some cylinders is stopped according to the operating load of the engine.
- a power output device that outputs torque to the motor so as to suppress engine torque fluctuation has been proposed as means for absorbing engine torque fluctuation.
- This conventional power output device outputs positive pulsation torque in conjunction with torque pulsation of the output shaft of the engine, and generates power by a generator using excess power output to the drive shaft, thereby The motor is controlled to suppress vibration associated with torque pulsation.
- Patent Document 1 in order to suppress vibration associated with engine torque pulsation, torque output by a motor and power generation by a generator are generated at a high frequency in conjunction with engine torque pulsation. Since it must be controlled, the loss accompanying the input / output of electric power is large, and the energy efficiency of the entire vehicle is lowered.
- the present invention has been made to solve the above-described problems of the prior art, and is capable of effectively absorbing engine torque fluctuations while suppressing a decrease in energy efficiency. And a power control device.
- a power control method for a hybrid vehicle includes an internal combustion engine, a power transmission mechanism that transmits the power of the internal combustion engine to drive wheels, and a power transmission mechanism that is connected to the internal combustion engine.
- a power control method for a hybrid vehicle including an outputable electric motor, the step of identifying a reduction ratio in a power transmission mechanism, the step of estimating an average torque output by the internal combustion engine, and the torque output by the internal combustion engine And a step of setting a counter torque for suppressing the estimated torque fluctuation component, and a step of controlling the electric motor so as to output the set counter torque.
- the reduction ratio is set when the average torque output from the internal combustion engine and the rotation speed of the internal combustion engine are constant.
- the absolute value of the difference as the counter torque comprising the step of setting the counter torque, characterized in that.
- the absolute value of the counter torque increases as the reduction ratio decreases. That is, the larger the reduction ratio, the smaller the absolute value of the counter torque.
- the larger the speed reduction ratio in the power transmission mechanism the lower the gear shift stage of the vehicle
- the greater the margin of driving force by the internal combustion engine so that the rotational speed of the internal combustion engine is likely to increase as the vehicle speed increases, and torque fluctuations of the internal combustion engine
- the frequency of the component is likely to increase, and the frequency of vibration accompanying the torque fluctuation of the internal combustion engine is likely to change.
- the step of setting the counter torque is a negative value so that the absolute value increases as the speed reduction ratio decreases when the average torque output from the internal combustion engine and the rotational speed of the internal combustion engine are constant. Setting a control gain, and setting a counter torque based on a product of the estimated torque fluctuation component and the control gain.
- the negative control gain set so that the absolute value increases as the reduction ratio decreases, and the internal combustion engine Since the counter torque is set based on the product of the torque fluctuation component of the engine, the smaller the reduction ratio, the larger the absolute value of the counter torque can be, and the counter torque can be generated while sufficiently absorbing the torque fluctuation of the internal combustion engine. The accompanying power consumption can be suppressed.
- the step of setting the counter torque includes the step of setting the counter torque so that the absolute value of the counter torque increases as the rotational speed of the internal combustion engine increases when the average torque is constant. Including.
- the absolute value of the counter torque increases as the rotational speed of the internal combustion engine increases.
- the driving force margin is increased, so that the rotational speed of the internal combustion engine is likely to increase as the vehicle speed increases, and the frequency of the torque fluctuation component of the internal combustion engine is likely to increase. The frequency of vibration accompanying torque fluctuation is likely to change.
- the step of setting the counter torque includes the step of setting the counter torque so that the absolute value of the counter torque decreases as the average torque output from the internal combustion engine increases when the rotational speed of the internal combustion engine is constant.
- the step of setting is included.
- the absolute value of the counter torque output from the electric motor decreases as the average torque output from the internal combustion engine increases when the rotational speed of the internal combustion engine is constant.
- a power control apparatus for a hybrid vehicle includes an internal combustion engine, a power transmission mechanism that transmits power of the internal combustion engine to drive wheels, and an electric motor that is connected to the internal combustion engine and can output power to the power transmission mechanism.
- a power control apparatus for a hybrid vehicle comprising: a reduction ratio specifying unit that specifies a reduction ratio in a power transmission mechanism; an average torque estimating unit that estimates an average torque output from the internal combustion engine; and a torque output from the internal combustion engine
- a torque fluctuation component estimation unit that estimates a torque fluctuation component, a counter torque setting unit that sets a counter torque that suppresses the estimated torque fluctuation component, and an electric motor that controls the electric motor to output the set counter torque
- a counter torque setting unit having a constant average torque output from the internal combustion engine and a constant rotational speed of the internal combustion engine.
- the counter torque setting unit has a negative control gain so that the absolute value increases as the reduction ratio decreases when the average torque output from the internal combustion engine and the rotation speed of the internal combustion engine are constant. And the counter torque is set based on the product of the estimated torque fluctuation component and the control gain.
- the counter torque setting unit sets the counter torque so that the absolute value of the counter torque increases as the rotational speed of the internal combustion engine increases when the average torque is constant.
- the counter torque setting unit sets the counter torque so that the absolute value of the counter torque decreases as the average torque output from the internal combustion engine increases when the rotational speed of the internal combustion engine is constant. To do.
- 1 is a schematic diagram illustrating an overall configuration of a vehicle to which a power control device according to an embodiment of the present invention is applied.
- 1 is a block diagram showing an electrical configuration of a vehicle to which a power control device according to an embodiment of the present invention is applied.
- It is a flowchart of the power control process which the power control apparatus by embodiment of this invention performs.
- It is the control block diagram which showed the method in which the power control apparatus by embodiment of this invention determines motor command torque.
- It is a diagram which shows the fluctuation component of the torque in the output shaft of an engine.
- It is a diagram which shows the relationship between an engine average torque and a counter torque in case an engine speed is constant.
- FIG. 1 is a schematic diagram showing an overall configuration of a vehicle to which a power control apparatus according to an embodiment of the present invention is applied
- FIG. 2 is an electrical configuration of the vehicle to which a power control apparatus according to an embodiment of the present invention is applied.
- a vehicle 1 to which a power control device according to an embodiment of the present invention is applied is a hybrid vehicle including an engine 2 and a motor 4 as driving force sources.
- the engine 2 and the motor 4 are connected via a clutch (not shown) that connects and disconnects power transmission.
- An automatic transmission 6 is provided on the downstream side of the motor 4 in the power transmission path.
- the output of the automatic transmission 6 is transmitted to the left and right drive wheels via the differential device 8.
- the vehicle 1 includes a battery 10 (secondary battery) and an inverter 12 that controls input / output of electric power between the motor 4 and the battery 10.
- the inverter 12 converts the DC power supplied from the battery 10 into AC power and supplies it to the motor 4, and converts the regenerative power generated by the motor 4 into DC power and supplies it to the battery 10. Charge. Further, the vehicle 1 includes a PCM 14 (power control device) that controls the engine 2 and controls the motor 4 via the inverter 12, and a TCM 16 (Transmission Control Module) that controls the automatic transmission 6.
- PCM 14 power control device
- TCM 16 Transmission Control Module
- the vehicle 1 is provided with sensors that detect various driving states related to the vehicle 1. Specifically, these sensors are as follows.
- the accelerator opening sensor 18 detects an accelerator opening which is an accelerator pedal opening (corresponding to an amount by which the driver has depressed the accelerator pedal).
- the vehicle speed sensor 20 detects the speed (vehicle speed) of the vehicle 1.
- the crank angle sensor 22 detects the crank angle of the crankshaft of the engine 2.
- the air flow sensor 24 detects an intake air amount corresponding to the flow rate of intake air that passes through the intake passage of the engine 2.
- the motor angle sensor 26 detects the rotation angle of the rotor of the motor 4.
- Each of these various sensors outputs detection signals S118 to S126 corresponding to the detected parameters to the PCM.
- the PCM 14 shifts the various information related to the automatic transmission 6 from the TCM 16 that controls the automatic transmission 6 of the vehicle 1 (for example, whether or not the current shift stage, the shift point at which the shift is performed has been reached, and the shift to the next shift stage. When the engine speed is input).
- the PCM 14 controls the engine 2 and the inverter 12 based on the detection signals S118 to S126 input from the various sensors described above and various information related to the automatic transmission 6 input from the TCM 16. Specifically, as shown in FIG. 2, the PCM 14 supplies a control signal S128 to the throttle valve 28 to control the opening / closing timing and throttle opening of the throttle valve 28, and sends the control signal S130 to the fuel injection valve 30. The fuel injection amount and the fuel injection timing are controlled, the control signal S132 is supplied to the spark plug 32, the ignition timing is controlled, and the control signal S134 is supplied to the intake / exhaust valve mechanism 34. The operation timing of the intake valve and the exhaust valve is controlled, and the control signal S112 is supplied to the inverter 12 to control the input / output of electric power between the motor 4 and the battery 10.
- the PCM 14 stores a CPU, various programs that are interpreted and executed on the CPU (including basic control programs such as an OS and application programs that are activated on the OS to realize specific functions), programs, and various data. And a computer having an internal memory such as a ROM and a RAM.
- the PCM 14 configured in this manner corresponds to the “power control device” in the present invention, and in the present invention “reduction ratio specifying unit”, “average torque estimation unit”, “torque fluctuation component estimation unit”, “counter torque setting” Section "and” electric motor control section ".
- FIG. 3 is a flowchart of power control processing executed by the power control apparatus according to the embodiment of the present invention.
- the PCM 14 acquires various types of information regarding the driving state of the vehicle 1 in step S1. Specifically, the PCM 14 determines the accelerator opening detected by the accelerator opening sensor 18, the vehicle speed detected by the vehicle speed sensor 20, the crank angle detected by the crank angle sensor 22, the intake air amount detected by the airflow sensor 24, and the motor angle. The rotation angle of the rotor of the motor 4 detected by the sensor 26, the current gear position of the automatic transmission 6 input from the TCM 16, and the like are acquired.
- the PCM 14 sets a target acceleration based on the driving state of the vehicle 1 acquired in step S1.
- the PCM 14 has a plurality of acceleration characteristic maps (created in advance and stored in a memory or the like) that define the relationship between the accelerator opening and the acceleration for various vehicle speeds and various shift speeds.
- An acceleration characteristic map corresponding to the current vehicle speed and gear position is selected.
- the acceleration corresponding to the accelerator opening detected by the accelerator opening sensor 18 is set as a target acceleration with reference to the selected acceleration characteristic map.
- step S3 the PCM 14 sets a target engine torque and a target motor torque for realizing the target acceleration set in step S2, based on the driving state acquired in step S1.
- the PCM 14 sets a target value for the total torque of the engine 2 and the motor 4 based on the current vehicle speed, shift speed, road surface gradient, road surface ⁇ , and the like. Further, referring to a fuel consumption rate characteristic map (created in advance and stored in a memory or the like) that defines the relationship between the engine torque and the engine speed at which the fuel consumption rate (g / kWh) is minimized, step S1
- the engine torque corresponding to the current engine speed calculated based on the crank angle acquired in is set as the target engine torque.
- a value obtained by subtracting the target engine torque from the target value of the total torque is set as the target motor torque.
- a positive target motor torque is set. That is, while the engine 2 is operated in a region where the fuel consumption rate is small, the motor 4 compensates for the insufficient torque, so that the torque necessary for realizing the target acceleration is output.
- a negative target motor torque is set. That is, while operating the engine 2 in a region where the fuel consumption rate is small, the surplus torque is used for power generation by the motor 4 to charge the battery 10, thereby realizing the target acceleration while charging the battery 10 efficiently. Therefore, it is possible to output a necessary torque.
- step S4 the PCM 14 performs each actuator (for example, spark plug 32, throttle valve 28, etc.) of the engine 2 for realizing the target engine torque set in step S3 based on the operation state acquired in step S1.
- the control value of the intake / exhaust valve mechanism 34 is determined.
- the PCM 14 calculates a target indicated torque by adding a loss loss due to friction loss or pumping loss to the target engine torque, and shows the relationship between the ignition timing and the indicated torque for various charging efficiencies and various engine speeds.
- the ignition timing corresponding to the target indicated torque is set as the ignition timing.
- the PCM 14 obtains a heat amount (required heat amount) necessary for outputting the target indicated torque, and sets the charging efficiency necessary for generating the required heat amount as the target charging efficiency.
- the PCM 14 considers the amount of air detected by the air flow sensor 24 so that air corresponding to the set target charging efficiency is introduced into the engine 2, and the opening degree of the throttle valve 28 and the intake / exhaust valve mechanism 34.
- the opening and closing timing of the intake valve via the is set.
- step S5 the PCM 14 outputs to the motor 4 based on the operation state acquired in step S1, the target motor torque set in step S3, and the control amount of each actuator of the engine 2 set in step S4.
- Torque to be performed (motor command torque), specifically, an input / output control value of power between the motor 4 and the battery 10 by the inverter 12 is determined.
- FIG. 4 is a control block diagram illustrating a method for determining the motor command torque by the power control apparatus according to the embodiment of the present invention.
- FIG. 5 is a diagram showing a torque fluctuation component on the output shaft of the engine 2.
- Chart (a) shows a torque fluctuation on the output shaft of the engine 2.
- Chart (b) shows a torque fluctuation component.
- chart (c) is a diagram showing components due to inertia of reciprocating mass inside the engine 2 among torque fluctuation components, and
- chart (d) is a diagram (d).
- FIG. 1 is a control block diagram illustrating a method for determining the motor command torque by the power control apparatus according to the embodiment of the present invention.
- FIG. 5 is a diagram showing a torque fluctuation component on the output shaft of the engine 2.
- Chart (a) shows a torque fluctuation on the output shaft of the engine 2.
- Chart (b) shows a torque fluctuation component.
- FIG. 5 is a diagram showing a torque fluctuation component obtained by synthesizing a component caused by pressure change of combustion gas in a cylinder and a component caused by inertia of reciprocating mass inside the engine 2.
- the horizontal axis in each chart of FIG. 5 indicates the crank angle (deg), and the vertical axis indicates the torque (Nm).
- the PCM 14 includes an engine average torque estimation unit 36 that estimates an average torque (engine average torque) generated by the engine 2 in one cycle, and a torque fluctuation component (torque fluctuation component) on the output shaft of the engine 2. ) And a motor command torque determining unit 40 for determining a torque (motor command torque) to be output to the motor 4.
- the engine average torque estimation unit 36 receives the intake air amount and crank angle acquired in step S1 as inputs.
- the engine average torque estimation unit 36 estimates the charging efficiency based on the intake air amount acquired in step S1, and obtains the indicated torque corresponding to the amount of heat generated when air is introduced into the engine 2 with the estimated charging efficiency.
- the average engine torque is estimated by subtracting the torque loss due to friction loss and pumping loss.
- the engine average torque estimation part 36 calculates an engine speed based on the crank angle acquired in step S1.
- the torque fluctuation component estimator 38 is based on the engine average torque estimated by the engine average torque estimator 36, the engine speed calculated by the engine average torque estimator 36, and the crank angle acquired in step S1. Estimate torque fluctuation components.
- the torque at the output shaft of the engine 2 is a torque (a finger pressure torque, a broken line in FIG. 5) resulting from the pressure change of the combustion gas in the cylinder.
- torque inertia torque, indicated by a one-dot chain line in FIG. 5 due to the inertia of the reciprocating mass (piston, connecting rod, etc.) inside the engine 2 can be separated.
- the torque fluctuation component (inertia torque fluctuation component) resulting from the fluctuation of the inertia torque is expressed as a sinusoidal vibration having an opposite phase to the acupressure torque fluctuation component shown in the chart (b).
- the amplitude of the inertia torque fluctuation component can be expressed as a function of the engine speed, and increases as the engine speed increases.
- the torque fluctuation component of the engine 2 is a crank angle of 180 deg, which is a combination of the acupressure torque fluctuation component shown in the chart (b) and the inertia torque fluctuation component shown in the chart (c). It is expressed as sinusoidal vibration with one period.
- the amplitude of the acupressure torque fluctuation component is expressed as a function of the engine average torque
- the amplitude of the inertia torque fluctuation component is expressed as a function of the engine speed.
- the amplitude can be expressed as a function A tr (Te, Ne) of the engine average torque Te and the engine speed Ne. Therefore, the torque fluctuation component of the engine 2 is expressed as a sine function A tr (Te, Ne) Sin (CA) having a crank angle CA as a variable and an amplitude of A tr (Te, Ne).
- the torque fluctuation component estimation unit 38 calculates the crank angle CA acquired in step S1, the engine average torque Te estimated by the engine average torque estimation unit 36, and the engine speed Ne calculated by the engine average torque estimation unit 36.
- the torque fluctuation component is estimated by substituting it into the sine function A tr (Te, Ne) ⁇ Sin (CA) shown in the chart (d).
- the motor command torque determination unit 40 includes the torque fluctuation estimated by the torque fluctuation component estimation unit 38.
- a value obtained by multiplying the component by a predetermined control gain (“K” in FIG. 4) is input as the counter torque.
- the control gain K is a gain (counter torque control gain) set so that the motor 4 outputs a counter torque that can effectively absorb the torque fluctuation of the engine 2 while suppressing a decrease in energy efficiency.
- the range is set in the range of ⁇ 1 ⁇ K ⁇ 0 according to the operating state acquired in step S1 and the target engine torque set in step S3.
- the motor command torque determination unit 40 determines the motor command torque based on the motor angle acquired in step S1, the target motor torque set in step S3, and the counter torque. Specifically, the motor command torque determination unit 40 uses the total value of the target motor torque and the counter torque set in step S3 as the motor command torque at the motor angle corresponding to the crank angle CA acquired in step S1. Determine and output to the inverter 12.
- step S6 controls the throttle valve 28 and the intake / exhaust valve mechanism 34 based on the engine actuator control value determined in step S4.
- the fuel injection valve 30 is controlled based on the target equivalence ratio determined according to the operating state of the engine 2 and the actual air amount estimated based on the detection signal S124 of the airflow sensor 24 and the like.
- the PCM 14 controls input / output of electric power between the motor 4 and the battery 10 by the inverter 12 so that the motor 4 outputs the motor command torque determined in step S5.
- step S6 the PCM 14 ends one cycle of the power control process.
- FIGS. 6A-6C are graphs showing the relationship between the engine average torque estimated by the engine average torque estimating unit 36 and the counter torque when the engine speed is constant.
- FIG. 6A is a graph showing the relationship between the engine average torque estimating unit 36 and FIG.
- FIG. 6B is a diagram showing the relationship between the estimated engine average torque and the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2.
- FIG. 6B shows the engine average torque and the control gain (“K” in FIG. 4) estimated by the engine average torque estimation unit 36.
- FIG. 6C is a diagram showing the relationship between the engine average torque estimated by the engine average torque estimating unit 36 and the absolute value of the amplitude of the counter torque.
- the torque fluctuation component on the output shaft of the engine 2 is obtained by combining the acupressure torque fluctuation component and the inertia torque fluctuation component.
- the amplitude of the acupressure torque variation component can be expressed as a function of engine average torque, and increases in proportion to the increase in engine average torque.
- the amplitude of the inertia torque fluctuation component can be expressed as a function of the engine speed, and increases as the engine speed increases. Therefore, as shown in FIG. 6A, when the engine speed is constant, the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2 increases in proportion to the increase in the engine average torque estimated by the engine average torque estimation unit 36. . In this case, as shown in FIG.
- the absolute value of the control gain (“K” in FIG. 4) is a constant value (specifically) when the engine average torque estimated by the engine average torque estimating unit 36 is less than the predetermined value Te1.
- the absolute value of the control gain is set to be smaller as the engine average torque is larger in the range where the engine average torque is equal to or greater than the predetermined value Te1. Therefore, as shown in FIG. 6C, in the range where the engine average torque estimated by the engine average torque estimation unit 36 is equal to or smaller than the predetermined value Te1, the absolute value of the amplitude of the counter torque increases as the engine average torque increases.
- the absolute value of the control gain (K" in FIG. 4) decreases as the engine average torque increases, The increase rate of the absolute value of the counter torque amplitude becomes moderate, and the absolute value of the counter torque amplitude becomes maximum when the engine average torque is the predetermined value Te2. Further, in the range where the engine average torque estimated by the engine average torque estimating unit 36 is larger than Te2, the absolute value of the amplitude of the counter torque decreases as the engine average torque increases.
- the larger the engine average torque the larger the amplitude of the torque fluctuation component.
- the larger the engine average torque estimated by the engine average torque estimating unit 36 the larger the amplitude of the counter torque. Therefore, the torque fluctuation component of the engine 2 can be reliably absorbed by the counter torque, and the vibration accompanying the torque fluctuation of the engine 2 can be suppressed.
- the engine average torque estimated by the engine average torque estimating unit 36 is in the vicinity of the predetermined value Te2
- the vehicle speed is unlikely to change due to antagonism between the driving force of the engine 2 and the running resistance of the vehicle 1. Of the torque fluctuation component of the engine 2 is difficult to change.
- the frequency of vibration associated with torque fluctuations of the engine 2 is difficult to change, resonance is likely to occur in the vibration transmission path from the engine 2 to the vehicle compartment floor, and vibration of the vehicle compartment floor tends to increase. Therefore, by setting the absolute value of the amplitude of the counter torque to a maximum, the torque fluctuation component of the engine 2 can be reliably absorbed by the counter torque, and the vibration accompanying the torque fluctuation of the engine 2 can be suppressed. Further, in the range where the engine average torque is larger than the predetermined value Te2, the larger the engine average torque, the greater the driving force margin by the engine 2 and the higher the vehicle speed, so the engine speed increases as the vehicle speed increases. As a result, the frequency of the torque fluctuation component of the engine 2 tends to increase.
- FIG. 7A-7C are graphs showing the relationship between the engine speed calculated by the engine average torque estimating unit 36 and the counter torque when the engine average torque is constant.
- FIG. 7A is a graph showing the relationship between the engine average torque estimating unit 36 and
- FIG. 7B is a diagram showing the relationship between the calculated engine speed and the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2.
- FIG. 7B shows the engine speed and control gain (“K” in FIG. 4) calculated by the engine average torque estimating unit 36.
- FIG. 7C is a diagram illustrating the relationship between the engine speed calculated by the engine average torque estimating unit 36 and the absolute value of the amplitude of the counter torque.
- the torque fluctuation component on the output shaft of the engine 2 is obtained by combining the acupressure torque fluctuation component and the inertial torque fluctuation component having a phase opposite to that of the acupressure torque fluctuation component.
- the amplitude of the acupressure torque variation component can be expressed as a function of engine average torque, and increases in proportion to the increase in engine average torque.
- the amplitude of the inertia torque fluctuation component can be expressed as a function of the engine speed, and increases as the engine speed increases. Therefore, as shown in FIG.
- the amplitude of the finger pressure torque fluctuation component and the amplitude of the inertia torque fluctuation component are less than the engine speed Ne1.
- the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2 increases as the engine speed calculated by the engine average torque estimation unit 36 increases. In this case, as shown in FIG.
- the absolute value of the amplitude of the counter torque is maximized when the engine speed calculated by the engine average torque estimating unit 36 is in the vicinity of the predetermined value Ne2. Further, in the range where the engine speed calculated by the engine average torque estimating unit 36 is higher than Ne2, the absolute value of the amplitude of the counter torque becomes smaller as the engine speed is higher.
- the driving force margin of the engine 2 is large and the vehicle speed is likely to increase. Therefore, the torque fluctuation component of the engine 2 increases as the engine speed increases as the vehicle speed increases. The frequency tends to increase. In this case, since the frequency of vibration associated with torque fluctuations of the engine 2 is likely to change, resonance is unlikely to occur in the vibration transmission path from the engine 2 to the passenger compartment floor, and vibration of the passenger compartment floor is unlikely to increase. That is, even if the absolute value of the amplitude of the counter torque is reduced, vibration and noise on the passenger compartment floor are sufficiently suppressed.
- the lower the engine speed calculated by the engine average torque estimating unit 36 the smaller the absolute value of the amplitude of the counter torque, thereby sufficiently absorbing the torque fluctuation of the engine 2 and the power associated with the generation of the counter torque. Consumption can be suppressed.
- the engine speed calculated by the engine average torque estimating unit 36 is close to the predetermined value Ne2
- the engine speed is close to the resonance frequency in the vibration transmission path from the engine 2 to the vehicle compartment floor. Resonance is likely to occur in the vibration transmission path that reaches the passenger compartment floor, and the vibration of the passenger compartment floor is likely to increase.
- the torque fluctuation component of the engine 2 can be reliably absorbed by the counter torque, and the vibration accompanying the torque fluctuation of the engine 2 can be suppressed. Further, in the range where the engine speed is higher than the predetermined value Ne2, the vibration is more likely to be attenuated in the vibration transmission path from the engine 2 to the passenger compartment floor as the engine rotational speed is higher. . That is, even if the absolute value of the amplitude of the counter torque is reduced, vibration and noise on the passenger compartment floor are sufficiently suppressed.
- FIG. 8A-8C are graphs showing the relationship between the reduction ratio of the automatic transmission 6 of the vehicle 1 and the counter torque when the engine average torque and the engine speed are constant, and FIG. FIG. 8B shows the relationship between the amplitude of the torque fluctuation component, FIG. 8B shows the relationship between the reduction ratio and the absolute value of the control gain (“K” in FIG. 4), and FIG. 8C shows the absolute value of the reduction ratio and the amplitude of the counter torque. It is a figure which shows the relationship with a value.
- the reduction ratio of the vehicle 1 is input from the TCM 16 to the PCM 14 or is calculated by the PCM 14 based on the engine speed calculated by the engine average torque estimating unit 36 and the vehicle speed input from the vehicle speed sensor 20.
- the torque fluctuation component on the output shaft of the engine 2 is obtained by combining the acupressure torque fluctuation component and the inertial torque fluctuation component having a phase opposite to that of the acupressure torque fluctuation component. Therefore, as shown in FIG. 8A, when the engine average torque and the engine speed are constant, the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2 does not depend on the magnitude of the reduction ratio input from the TCM 16 to the PCM 14 or calculated by the PCM 14. It is constant. In this case, as shown in FIG. 8B, the absolute value of the control gain (“K” in FIG. 4) is set to be larger as the reduction ratio of the vehicle 1 input from the TCM 16 to the PCM 14 or calculated by the PCM 14 is smaller. Has been.
- the absolute value of the amplitude of the counter torque increases as the reduction ratio of the vehicle 1 input from the TCM 16 to the PCM 14 or calculated by the PCM 14 is increased, and input from the TCM 16 to the PCM 14 or by the PCM 14.
- the frequency of the torque fluctuation component of the engine 2 increases as the engine speed increases as the vehicle speed increases. Easy to rise.
- the frequency of vibration associated with torque fluctuations of the engine 2 is likely to change, resonance is unlikely to occur in the vibration transmission path from the engine 2 to the passenger compartment floor, and vibration of the passenger compartment floor is unlikely to increase. That is, even if the absolute value of the amplitude of the counter torque is reduced, vibration and noise on the passenger compartment floor are sufficiently suppressed.
- FIGS. 9A-9C are diagrams showing the relationship between the acceleration of the vehicle 1 and the counter torque when the engine average torque and the engine speed are constant, and FIG. 9A shows the relationship between the acceleration and the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2.
- FIG. 9B is a diagram showing the relationship between acceleration and the absolute value of the control gain (“K” in FIG. 4).
- FIG. 9C is a diagram showing the relationship between acceleration and the absolute value of the amplitude of the counter torque. .
- the acceleration of the vehicle 1 is set by the PCM 14 as the target acceleration in step S2 of the power control process in FIG. 3 or calculated based on the vehicle speed input from the vehicle speed sensor 20.
- the torque fluctuation component on the output shaft of the engine 2 is obtained by combining the acupressure torque fluctuation component and the inertial torque fluctuation component having a phase opposite to that of the acupressure torque fluctuation component. Therefore, as shown in FIG. 9A, when the engine average torque and the engine speed are constant, the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2 is constant regardless of the magnitude of the acceleration set or calculated by the PCM 14. In this case, as shown in FIG. 9B, the absolute value of the control gain (“K” in FIG. 4) is set larger as the acceleration of the vehicle 1 set or calculated by the PCM 14 is closer to zero. Therefore, as shown in FIG. 9C, the absolute value of the amplitude of the counter torque increases as the acceleration of the vehicle 1 set or calculated by the PCM 14 is closer to zero.
- the frequency of vibration associated with torque fluctuations of the engine 2 is difficult to change, resonance is likely to occur in the vibration transmission path from the engine 2 to the vehicle compartment floor, and vibration of the vehicle compartment floor tends to increase.
- the frequency of the vibration of the passenger compartment floor is constant, it is easy for the passenger to feel the vibration. Therefore, as the acceleration of the vehicle 1 set or calculated by the PCM 14 is closer to 0, the absolute value of the amplitude of the counter torque is increased so that the torque fluctuation component of the engine 2 is reliably absorbed by the counter torque. Vibration associated with torque fluctuation can be suppressed.
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Abstract
エネルギー効率の低下を抑制しながらエンジンのトルク変動を効果的に吸収することができる、ハイブリッド車両の動力制御方法及び動力制御装置を提供する。ハイブリッド車両の動力制御装置は、動力伝達機構における減速比を特定し、エンジン(2)が出力する平均トルクを推定し、エンジンが出力するトルクにおけるトルク変動成分を推定し、推定されたトルク変動成分を抑制するカウンタートルクを設定し、設定されたカウンタートルクを出力するように電動モータを制御するPCM(14)を有し、PCMは、エンジンが出力する平均トルク及びエンジン回転数が一定の場合に減速比が小さいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなるように、カウンタートルクを設定する。
Description
本発明は、ハイブリッド車両の動力制御方法及び動力制御装置に係わり、特に、内燃機関と、内燃機関の動力を駆動輪に伝達する動力伝達機構と、内燃機関に連結され動力伝達機構に動力を出力可能な電動モータとを備えたハイブリッド車両の動力制御方法及び動力制御装置に関する。
従来、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関(以下、「エンジン」と呼ぶ)及び自動変速機を搭載した車両の操作性や乗り心地を向上させるため、自動変速機による変速時間を短縮することが求められているが、そのために必要なことの一つとしてエンジンのイナーシャを低減することが挙げられる。エンジンのイナーシャを低減するためには、イナーシャを利用せずにエンジンのトルク変動を吸収できるようにする必要がある。
また、多気筒エンジンの燃費を向上させるために、エンジンの運転負荷に応じて一部の気筒における燃焼を停止させる気筒休止エンジンが提案されている。気筒休止時のエンジンのトルク変動は全気筒において燃焼が行われる全筒運転時のトルク変動と比べて大きいので、燃費性能の更なる向上を目的として気筒休止を行う運転領域を拡大するためには、増大するエンジンのトルク変動を吸収できるようにする必要がある。
さらに、エンジンのトルク変動はエンジンマウントやトランスミッションからドライブシャフトに至るパワートレインを介して車室フロアに伝達され、車室内の騒音の原因となる。したがって、車室内の静粛性を向上させるためには、エンジンのトルク変動の吸収性能を向上させる必要がある。
また、多気筒エンジンの燃費を向上させるために、エンジンの運転負荷に応じて一部の気筒における燃焼を停止させる気筒休止エンジンが提案されている。気筒休止時のエンジンのトルク変動は全気筒において燃焼が行われる全筒運転時のトルク変動と比べて大きいので、燃費性能の更なる向上を目的として気筒休止を行う運転領域を拡大するためには、増大するエンジンのトルク変動を吸収できるようにする必要がある。
さらに、エンジンのトルク変動はエンジンマウントやトランスミッションからドライブシャフトに至るパワートレインを介して車室フロアに伝達され、車室内の騒音の原因となる。したがって、車室内の静粛性を向上させるためには、エンジンのトルク変動の吸収性能を向上させる必要がある。
エンジンの他に動力源として電動モータを搭載したハイブリッド自動車においては、エンジンのトルク変動を吸収する手段として、エンジンのトルク変動を抑制するようにモータにトルクを出力させる動力出力装置が提案されている(例えば、特許文献1参照)。この従来の動力出力装置は、エンジンの出力軸のトルク脈動に連動して正の脈動トルクを出力すると共に、駆動軸に出力される過剰な動力を用いて発電機により発電することにより、エンジンのトルク脈動に伴う振動を抑制するようにモータを制御する。
しかしながら、特許文献1に記載されているような従来技術では、エンジンのトルク脈動に伴う振動を抑制するために、エンジンのトルク脈動に連動してモータによるトルク出力と発電機による発電とを高周波で制御しなければならないので、電力の入出力に伴う損失が大きく、車両全体としてのエネルギー効率が低下する。
本発明は、上述した従来技術の問題点を解決するためになされたものであり、エネルギー効率の低下を抑制しながらエンジンのトルク変動を効果的に吸収することができる、ハイブリッド車両の動力制御方法及び動力制御装置を提供することを目的とする。
上記の目的を達成するために、本発明のハイブリッド車両の動力制御方法は、内燃機関と、内燃機関の動力を駆動輪に伝達する動力伝達機構と、内燃機関に連結され動力伝達機構に動力を出力可能な電動モータとを備えたハイブリッド車両の動力制御方法であって、動力伝達機構における減速比を特定するステップと、内燃機関が出力する平均トルクを推定するステップと、内燃機関が出力するトルクにおけるトルク変動成分を推定するステップと、推定されたトルク変動成分を抑制するカウンタートルクを設定するステップと、設定されたカウンタートルクを出力するように電動モータを制御するステップと、を有し、カウンタートルクを設定するステップは、内燃機関が出力する平均トルク及び内燃機関の回転数が一定の場合に減速比が小さいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなるように、カウンタートルクを設定するステップを含む、ことを特徴とする。
このように構成された本発明においては、内燃機関が出力する平均トルク及び内燃機関の回転数が一定の場合に減速比が小さいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなる。即ち、減速比が大きいほどカウンタートルクの絶対値は小さくなる。動力伝達機構における減速比が大きい(車両の変速段が低い)ほど、内燃機関による駆動力の余裕が大きくなることにより車速の上昇と共に内燃機関の回転数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動成分の周波数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易くなる。この場合、内燃機関から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。このように、減速比が大きいほどカウンタートルクの絶対値を小さくする(減速比が小さいほどカウンタートルクの絶対値を大きくする)ことにより、内燃機関のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
このように構成された本発明においては、内燃機関が出力する平均トルク及び内燃機関の回転数が一定の場合に減速比が小さいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなる。即ち、減速比が大きいほどカウンタートルクの絶対値は小さくなる。動力伝達機構における減速比が大きい(車両の変速段が低い)ほど、内燃機関による駆動力の余裕が大きくなることにより車速の上昇と共に内燃機関の回転数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動成分の周波数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易くなる。この場合、内燃機関から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。このように、減速比が大きいほどカウンタートルクの絶対値を小さくする(減速比が小さいほどカウンタートルクの絶対値を大きくする)ことにより、内燃機関のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
また、本発明において、好ましくは、カウンタートルクを設定するステップは、内燃機関が出力する平均トルク及び内燃機関の回転数が一定の場合に減速比が小さいほど絶対値が大きくなるように、負の制御ゲインを設定するステップと、推定されたトルク変動成分と制御ゲインとの積に基づきカウンタートルクを設定するステップとを含む。
このように構成された本発明においては、内燃機関が出力する平均トルク及び内燃機関の回転数が一定の場合に減速比が小さいほど絶対値が大きくなるように設定した負の制御ゲインと、内燃機関のトルク変動成分との積に基づきカウンタートルクを設定するので、減速比が小さいほどカウンタートルクの絶対値を大きくすることができ、内燃機関のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
このように構成された本発明においては、内燃機関が出力する平均トルク及び内燃機関の回転数が一定の場合に減速比が小さいほど絶対値が大きくなるように設定した負の制御ゲインと、内燃機関のトルク変動成分との積に基づきカウンタートルクを設定するので、減速比が小さいほどカウンタートルクの絶対値を大きくすることができ、内燃機関のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
また、本発明において、好ましくは、カウンタートルクを設定するステップは、平均トルクが一定の場合に内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなるように、カウンタートルクを設定するステップを含む。
このように構成された本発明においては、内燃機関が出力する平均トルクが一定の場合に内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなる。内燃機関の回転数が小さくなると、駆動力の余裕が大きくなることにより車速の上昇と共に内燃機関の回転数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動成分の周波数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易くなる。この場合、内燃機関から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。このように、内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値を大きくする(内燃機関の回転数が小さいほど、カウンタートルクの絶対値を小さくする)ことにより、内燃機関のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
このように構成された本発明においては、内燃機関が出力する平均トルクが一定の場合に内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなる。内燃機関の回転数が小さくなると、駆動力の余裕が大きくなることにより車速の上昇と共に内燃機関の回転数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動成分の周波数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易くなる。この場合、内燃機関から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。このように、内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値を大きくする(内燃機関の回転数が小さいほど、カウンタートルクの絶対値を小さくする)ことにより、内燃機関のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
また、本発明において、好ましくは、カウンタートルクを設定するステップは、内燃機関の回転数が一定の場合に内燃機関が出力する平均トルクが大きいほどカウンタートルクの絶対値が小さくなるように、カウンタートルクを設定するステップを含む。
このように構成された本発明においては、内燃機関の回転数が一定の場合に内燃機関が出力する平均トルクが大きいほど、電動モータに出力させるカウンタートルクの絶対値が小さくなる。内燃機関が出力する平均トルクが大きくなると、駆動力の余裕が大きくなることにより車速の上昇と共に内燃機関の回転数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動成分の周波数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易くなる。この場合、内燃機関から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。このように、内燃機関が出力する平均トルクが大きいほど、カウンタートルクの絶対値を小さくすることにより、内燃機関のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
このように構成された本発明においては、内燃機関の回転数が一定の場合に内燃機関が出力する平均トルクが大きいほど、電動モータに出力させるカウンタートルクの絶対値が小さくなる。内燃機関が出力する平均トルクが大きくなると、駆動力の余裕が大きくなることにより車速の上昇と共に内燃機関の回転数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動成分の周波数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易くなる。この場合、内燃機関から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。このように、内燃機関が出力する平均トルクが大きいほど、カウンタートルクの絶対値を小さくすることにより、内燃機関のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
また、本発明のハイブリッド車両の動力制御装置は、内燃機関と、内燃機関の動力を駆動輪に伝達する動力伝達機構と、内燃機関に連結され動力伝達機構に動力を出力可能な電動モータとを備えたハイブリッド車両の動力制御装置であって、動力伝達機構における減速比を特定する減速比特定部と、内燃機関が出力する平均トルクを推定する平均トルク推定部と、内燃機関が出力するトルクにおけるトルク変動成分を推定するトルク変動成分推定部と、推定されたトルク変動成分を抑制するカウンタートルクを設定するカウンタートルク設定部と、設定されたカウンタートルクを出力するように電動モータを制御する電動モータ制御部と、を有し、カウンタートルク設定部は、内燃機関が出力する平均トルク及び内燃機関の回転数が一定の場合に減速比が小さいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなるように、カウンタートルクを設定する、ことを特徴とする。
また、本発明において、好ましくは、カウンタートルク設定部は、内燃機関が出力する平均トルク及び内燃機関の回転数が一定の場合に減速比が小さいほど絶対値が大きくなるように、負の制御ゲインを設定し、推定されたトルク変動成分と制御ゲインとの積に基づきカウンタートルクを設定する。
また、本発明において、好ましくは、カウンタートルク設定部は、平均トルクが一定の場合に内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなるように、カウンタートルクを設定する。
また、本発明において、好ましくは、カウンタートルク設定部は、内燃機関の回転数が一定の場合に内燃機関が出力する平均トルクが大きいほどカウンタートルクの絶対値が小さくなるように、カウンタートルクを設定する。
本発明による車両の動力制御方法及び動力制御装置によれば、エネルギー効率の低下を抑制しながらエンジンのトルク変動を効果的に吸収することができる。
以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態による車両の動力制御方法及び動力制御装置について説明する。
<システム構成>
まず、図1及び図2を参照して、本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両の構成について説明する。図1は、本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両の全体構成を示す概略図であり、図2は、本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両の電気的構成を示すブロック図である。
まず、図1及び図2を参照して、本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両の構成について説明する。図1は、本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両の全体構成を示す概略図であり、図2は、本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両の電気的構成を示すブロック図である。
図1に示すように、本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両1は、駆動力源としてエンジン2及びモータ4を備えるハイブリッド車両である。エンジン2とモータ4とは、動力伝達の断接を行う図外のクラッチを介して連結されている。動力伝達経路におけるモータ4の下流側には、自動変速機6が設けられている。自動変速機6の出力は、デファレンシャル装置8を介して左右の駆動輪に伝達される。
また、車両1には、バッテリ10(二次電池)と、モータ4とバッテリ10との間の電力の入出力を制御するインバータ12とが搭載されている。インバータ12は、バッテリ10から供給された直流電力を交流電力に変換してモータ4に供給すると共に、モータ4が発生させる回生電力を直流電力に変換してバッテリ10に供給することによりバッテリ10を充電する。
更に、車両1は、エンジン2を制御すると共にインバータ12を介してモータ4を制御するPCM14(動力制御装置)と、自動変速機6を制御するTCM16(Transmission Control Module)とを有する。
また、車両1には、バッテリ10(二次電池)と、モータ4とバッテリ10との間の電力の入出力を制御するインバータ12とが搭載されている。インバータ12は、バッテリ10から供給された直流電力を交流電力に変換してモータ4に供給すると共に、モータ4が発生させる回生電力を直流電力に変換してバッテリ10に供給することによりバッテリ10を充電する。
更に、車両1は、エンジン2を制御すると共にインバータ12を介してモータ4を制御するPCM14(動力制御装置)と、自動変速機6を制御するTCM16(Transmission Control Module)とを有する。
図2に示すように、車両1には、車両1に関する各種の運転状態を検出するセンサが設けられている。これらセンサは、具体的には以下の通りである。アクセル開度センサ18は、アクセルペダルの開度(ドライバがアクセルペダルを踏み込んだ量に相当する)であるアクセル開度を検出する。車速センサ20は、車両1の速度(車速)を検出する。クランク角センサ22は、エンジン2のクランクシャフトにおけるクランク角を検出する。エアフローセンサ24は、エンジン2の吸気通路を通過する吸気の流量に相当する吸入空気量を検出する。モータ角センサ26は、モータ4の回転子の回転角を検出する。これらの各種センサは、それぞれ、検出したパラメータに対応する検出信号S118~S126をPCM14に出力する。
また、PCM14には、車両1の自動変速機6を制御するTCM16から自動変速機6に関する各種情報(例えば現在の変速段、変速を行う変速点に達したか否か、次変速段に変速したときのエンジン回転数など)が入力される。
PCM14は、上述した各種センサから入力された検出信号S118~S126、及び、TCM16ら入力された自動変速機6に関する各種情報に基づき、エンジン2及びインバータ12に対する制御を行う。具体的には、図2に示すように、PCM14は、スロットルバルブ28に制御信号S128を供給して、スロットルバルブ28の開閉時期やスロットル開度を制御し、燃料噴射弁30に制御信号S130を供給して、燃料噴射量や燃料噴射タイミングを制御し、点火プラグ32に制御信号S132を供給して、点火時期を制御し、吸排気バルブ機構34に制御信号S134を供給して、エンジン2の吸気バルブ及び排気バルブの動作タイミングを制御し、インバータ12に制御信号S112を供給して、モータ4とバッテリ10との間の電力の入出力を制御する。
PCM14は、CPU、当該CPU上で解釈実行される各種のプログラム(OSなどの基本制御プログラムや、OS上で起動され特定機能を実現するアプリケーションプログラムを含む)、及びプログラムや各種のデータを記憶するためのROMやRAMの如き内部メモリを備えるコンピュータにより構成される。
このように構成されたPCM14は、本発明における「動力制御装置」に相当し、本発明における「減速比特定部」、「平均トルク推定部」、「トルク変動成分推定部」、「カウンタートルク設定部」、及び「電動モータ制御部」として機能する。
このように構成されたPCM14は、本発明における「動力制御装置」に相当し、本発明における「減速比特定部」、「平均トルク推定部」、「トルク変動成分推定部」、「カウンタートルク設定部」、及び「電動モータ制御部」として機能する。
<動力制御>
次に、図3を参照して、本発明の実施形態において実行される動力制御について説明する。図3は、本発明の実施形態による動力制御装置が実行する動力制御処理のフローチャートである。
次に、図3を参照して、本発明の実施形態において実行される動力制御について説明する。図3は、本発明の実施形態による動力制御装置が実行する動力制御処理のフローチャートである。
図3に示す動力制御処理は、車両1のイグニッションがオンにされ、PCM14に電源が投入された場合に起動され、所定の周期で繰り返し実行される。動力制御処理が開始されると、ステップS1において、PCM14は車両1の運転状態に関する各種情報を取得する。具体的には、PCM14は、アクセル開度センサ18が検出したアクセル開度、車速センサ20が検出した車速、クランク角センサ22が検出したクランク角、エアフローセンサ24が検出した吸入空気量、モータ角センサ26が検出したモータ4の回転子の回転角、TCM16から入力された自動変速機6の現在の変速段等を取得する。
次に、ステップS2において、PCM14は、ステップS1において取得された車両1の運転状態に基づき、目標加速度を設定する。具体的には、PCM14は、種々の車速及び種々の変速段についてアクセル開度と加速度との関係を規定した複数の加速度特性マップ(予め作成されてメモリなどに記憶されている)の中から、現在の車速及び変速段に対応する加速度特性マップを選択する。そして、選択した加速度特性マップを参照し、アクセル開度センサ18によって検出されたアクセル開度に対応する加速度を目標加速度として設定する。
次に、ステップS3において、PCM14は、ステップS1において取得された運転状態に基づき、ステップS2において設定した目標加速度を実現するための目標エンジントルク及び目標モータトルクを設定する。
PCM14は、現在の車速、変速段、路面勾配、路面μなどに基づき、エンジン2とモータ4の合計トルクの目標値を設定する。更に、燃料消費率(g/kWh)が最小となるエンジントルクとエンジン回転数との関係を規定した燃料消費率特性マップ(予め作成されてメモリなどに記憶されている)を参照し、ステップS1において取得したクランク角に基づき算出される現在のエンジン回転数に対応するエンジントルクを、目標エンジントルクとして設定する。また、目標エンジントルクを合計トルクの目標値から減算した値を、目標モータトルクとして設定する。
例えば、合計トルクの目標値が目標エンジントルクよりも大きい場合は、正値の目標モータトルクが設定される。即ち、燃料消費率の小さい領域でエンジン2を運転しつつ、不足するトルクはモータ4が補うことにより、目標加速度を実現するために必要なトルクが出力される。
一方、合計トルクの目標値が目標エンジントルクよりも小さい場合は、負値の目標モータトルクが設定される。即ち、燃料消費率の小さい領域でエンジン2を運転しつつ、余剰トルクはモータ4による発電に利用してバッテリ10を充電することにより、効率よくバッテリ10の充電を行いながら、目標加速度を実現するために必要なトルクを出力することができる。
PCM14は、現在の車速、変速段、路面勾配、路面μなどに基づき、エンジン2とモータ4の合計トルクの目標値を設定する。更に、燃料消費率(g/kWh)が最小となるエンジントルクとエンジン回転数との関係を規定した燃料消費率特性マップ(予め作成されてメモリなどに記憶されている)を参照し、ステップS1において取得したクランク角に基づき算出される現在のエンジン回転数に対応するエンジントルクを、目標エンジントルクとして設定する。また、目標エンジントルクを合計トルクの目標値から減算した値を、目標モータトルクとして設定する。
例えば、合計トルクの目標値が目標エンジントルクよりも大きい場合は、正値の目標モータトルクが設定される。即ち、燃料消費率の小さい領域でエンジン2を運転しつつ、不足するトルクはモータ4が補うことにより、目標加速度を実現するために必要なトルクが出力される。
一方、合計トルクの目標値が目標エンジントルクよりも小さい場合は、負値の目標モータトルクが設定される。即ち、燃料消費率の小さい領域でエンジン2を運転しつつ、余剰トルクはモータ4による発電に利用してバッテリ10を充電することにより、効率よくバッテリ10の充電を行いながら、目標加速度を実現するために必要なトルクを出力することができる。
次に、ステップS4において、PCM14は、ステップS1において取得された運転状態に基づき、ステップS3において設定した目標エンジントルクを実現するためのエンジン2の各アクチュエータ(例えば、点火プラグ32、スロットルバルブ28、吸排気バルブ機構34)の制御値を決定する。
具体的には、PCM14は、目標エンジントルクにフリクションロスやポンピングロスによる損失トルクを加味した目標図示トルクを算出し、種々の充填効率及び種々のエンジン回転数について点火時期と図示トルクとの関係を規定した点火進角マップ(予め作成されてメモリなどに記憶されている)の中から、現在のエンジン回転数に対応し且つノッキングが発生しない範囲(各点火進角マップにおいて予め設定されたノック限界点火時期よりも遅角側の範囲)で可能な限りMBT(Minimum Advance for Best Torque)に近い点火時期の場合に目標図示トルクが得られる点火進角マップを選択し、選択した点火進角マップを参照して、目標図示トルクに対応する点火時期を点火時期として設定する。
また、PCM14は、目標図示トルクを出力するために必要な熱量(要求熱量)を求め、この要求熱量を発生させるために必要な充填効率を、目標充填効率として設定する。そして、PCM14は、設定した目標充填効率に相当する空気がエンジン2に導入されるように、エアフローセンサ24が検出した空気量を考慮して、スロットルバルブ28の開度と、吸排気バルブ機構34を介した吸気バルブの開閉時期とを設定する。
具体的には、PCM14は、目標エンジントルクにフリクションロスやポンピングロスによる損失トルクを加味した目標図示トルクを算出し、種々の充填効率及び種々のエンジン回転数について点火時期と図示トルクとの関係を規定した点火進角マップ(予め作成されてメモリなどに記憶されている)の中から、現在のエンジン回転数に対応し且つノッキングが発生しない範囲(各点火進角マップにおいて予め設定されたノック限界点火時期よりも遅角側の範囲)で可能な限りMBT(Minimum Advance for Best Torque)に近い点火時期の場合に目標図示トルクが得られる点火進角マップを選択し、選択した点火進角マップを参照して、目標図示トルクに対応する点火時期を点火時期として設定する。
また、PCM14は、目標図示トルクを出力するために必要な熱量(要求熱量)を求め、この要求熱量を発生させるために必要な充填効率を、目標充填効率として設定する。そして、PCM14は、設定した目標充填効率に相当する空気がエンジン2に導入されるように、エアフローセンサ24が検出した空気量を考慮して、スロットルバルブ28の開度と、吸排気バルブ機構34を介した吸気バルブの開閉時期とを設定する。
次に、ステップS5において、PCM14は、ステップS1において取得された運転状態、ステップS3において設定した目標モータトルク、及び、ステップS4において設定したエンジン2の各アクチュエータの制御量に基づき、モータ4に出力させるトルク(モータ指令トルク)、具体的にはインバータ12によるモータ4とバッテリ10との間の電力の入出力の制御値を決定する。
ここで、図4及び図5を参照して、PCM14によるモータ指令トルクの決定方法を説明する。図4は、本発明の実施形態による動力制御装置がモータ指令トルクを決定する方法を示した制御ブロック図である。図5は、エンジン2の出力軸におけるトルクの変動成分を示す線図であり、チャート(a)はエンジン2の出力軸におけるトルクの変動を示す線図、チャート(b)はトルク変動成分のうち気筒内の燃焼ガスの圧力変化に起因する成分を示す線図、チャート(c)はトルク変動成分のうちエンジン2内部の往復運動質量の慣性に起因する成分を示す線図、チャート(d)は気筒内の燃焼ガスの圧力変化に起因する成分とエンジン2内部の往復運動質量の慣性に起因する成分とを合成したトルク変動成分を示す線図である。図5の各チャートにおける横軸はクランク角(deg)を示し、縦軸はトルク(Nm)を示す。
図4に示すように、PCM14は、エンジン2が1サイクルで発生する平均トルク(エンジン平均トルク)を推定するエンジン平均トルク推定部36と、エンジン2の出力軸におけるトルクの変動成分(トルク変動成分)を推定するトルク変動成分推定部38と、モータ4に出力させるトルク(モータ指令トルク)を決定するモータ指令トルク決定部40とを備える。
エンジン平均トルク推定部36は、ステップS1において取得された吸入空気量及びクランク角を入力とする。エンジン平均トルク推定部36は、ステップS1において取得された吸入空気量に基づき充填効率を推定し、推定した充填効率で空気がエンジン2に導入されたときに発生する熱量に対応する図示トルクを求め、フリクションロスやポンピングロスによる損失トルクを差し引くことによりエンジン平均トルクを推定する。また、エンジン平均トルク推定部36は、ステップS1において取得されたクランク角に基づきエンジン回転数を算出する。
トルク変動成分推定部38は、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクと、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数と、ステップS1において取得されたクランク角とに基づき、トルク変動成分を推定する。
図5のチャート(a)に示すように、エンジン2の出力軸におけるトルク(図5において実線により示す)は、気筒内の燃焼ガスの圧力変化に起因するトルク(指圧トルク、図5において破線により示す)と、エンジン2内部の往復運動質量(ピストン、コンロッド等)の慣性に起因するトルク(慣性トルク、図5において一点鎖線により示す)とに分離することができる。
これらの内、指圧トルクの変動は、クランク角180degを1周期とする正弦振動(いわゆる二次振動)及び更に高次の振動を合成した振動として表されるが、車室フロアへの振動伝達等において最も問題となるのは二次振動である。そこで、チャート(b)に示すように、エンジン平均トルクを基準とした指圧トルクの変動における二次振動成分を抽出すると、指圧トルクの変動に起因するトルク変動成分(指圧トルク変動成分)として、クランク角180degを1周期とする正弦振動が得られる。この指圧トルク変動成分の振幅は、エンジン平均トルクの関数として表すことができ、エンジン平均トルクの増大に比例して増大する。
また、チャート(c)に示すように、慣性トルクの変動に起因するトルク変動成分(慣性トルク変動成分)は、チャート(b)に示した指圧トルク変動成分と逆位相の正弦振動として表される。この慣性トルク変動成分の振幅は、エンジン回転数の関数として表すことができ、エンジン回転数が高いほど大きくなる。
チャート(d)に示すように、エンジン2のトルク変動成分は、チャート(b)に示した指圧トルク変動成分と、チャート(c)に示した慣性トルク変動成分とを合成した、クランク角180degを1周期とする正弦振動として表される。上述したように、指圧トルク変動成分の振幅はエンジン平均トルクの関数として表され、慣性トルク変動成分の振幅はエンジン回転数の関数として表されるので、これらを合成したエンジン2のトルク変動成分の振幅は、エンジン平均トルクTe及びエンジン回転数Neの関数Atr(Te,Ne)として表すことができる。したがって、エンジン2のトルク変動成分は、クランク角CAを変数とし、振幅がAtr(Te,Ne)の正弦関数Atr(Te,Ne)Sin(CA)として表される。
トルク変動成分推定部38は、ステップS1において取得されたクランク角CAと、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクTe及びエンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数Neとを、チャート(d)に示した正弦関数Atr(Te,Ne)×Sin(CA)に代入することにより、トルク変動成分を推定する。
図4に示すように、モータ指令トルク決定部40には、ステップS1において取得されたモータ角、ステップS3において設定された目標モータトルクに加えて、トルク変動成分推定部38により推定されたトルク変動成分に所定の制御ゲイン(図4における「K」)を乗算した値がカウンタートルクとして入力される。この制御ゲインKは、エネルギー効率の低下を抑制しながらエンジン2のトルク変動を効果的に吸収可能なカウンタートルクをモータ4に出力させるように設定されるゲイン(カウンタートルク制御ゲイン)であり、PCM14により、ステップS1において取得された運転状態及びステップS3において設定された目標エンジントルクに応じて-1≦K≦0の範囲で設定される。即ち、カウンタートルクとして、エンジン2のトルク変動成分と逆位相且つ変位がトルク変動成分の変位以下の値がモータ指令トルク決定部40に入力される。カウンタートルク制御ゲインの設定の詳細は後述する。
モータ指令トルク決定部40は、ステップS1において取得されたモータ角、ステップS3において設定された目標モータトルク、及び、カウンタートルクに基づき、モータ指令トルクを決定する。具体的には、モータ指令トルク決定部40は、ステップS3において設定された目標モータトルクとカウンタートルクとの合計値を、ステップS1において取得されたクランク角CAに対応するモータ角におけるモータ指令トルクとして決定し、インバータ12に出力する。
モータ指令トルク決定部40は、ステップS1において取得されたモータ角、ステップS3において設定された目標モータトルク、及び、カウンタートルクに基づき、モータ指令トルクを決定する。具体的には、モータ指令トルク決定部40は、ステップS3において設定された目標モータトルクとカウンタートルクとの合計値を、ステップS1において取得されたクランク角CAに対応するモータ角におけるモータ指令トルクとして決定し、インバータ12に出力する。
図3に戻り、PCM14は、ステップS5においてモータ指令トルクを決定した後、ステップS6に進み、ステップS4において決定したエンジンアクチュエータ制御値に基づき、スロットルバルブ28及び吸排気バルブ機構34を制御するとともに、エンジン2の運転状態等に応じて決定された目標当量比と、エアフローセンサ24の検出信号S124等に基づき推定した実空気量とに基づき、燃料噴射弁30を制御する。また、PCM14は、ステップS5において決定したモータ指令トルクをモータ4に出力させるように、インバータ12によるモータ4とバッテリ10との間の電力の入出力を制御する。ステップS6の後、PCM14は、動力制御処理の1サイクルを終了する。
<カウンタートルク制御ゲインの設定>
次に、図6乃至図9により、PCM14によるカウンタートルク制御ゲインの設定について説明する。
図6A-6Cは、エンジン回転数が一定の場合におけるエンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクとカウンタートルクとの関係を示す線図であり、図6Aはエンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクとエンジン2のトルク変動成分の振幅との関係を示す図、図6Bはエンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクと制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値との関係を示す図、図6Cはエンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクとカウンタートルクの振幅の絶対値との関係を示す図である。
次に、図6乃至図9により、PCM14によるカウンタートルク制御ゲインの設定について説明する。
図6A-6Cは、エンジン回転数が一定の場合におけるエンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクとカウンタートルクとの関係を示す線図であり、図6Aはエンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクとエンジン2のトルク変動成分の振幅との関係を示す図、図6Bはエンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクと制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値との関係を示す図、図6Cはエンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクとカウンタートルクの振幅の絶対値との関係を示す図である。
上述したように、エンジン2の出力軸におけるトルク変動成分は、指圧トルク変動成分と慣性トルク変動成分とを合成することにより得られる。指圧トルク変動成分の振幅は、エンジン平均トルクの関数として表すことができ、エンジン平均トルクの増大に比例して増大する。また、慣性トルク変動成分の振幅は、エンジン回転数の関数として表すことができ、エンジン回転数が高いほど大きくなる。したがって、図6Aに示すように、エンジン回転数が一定の場合には、エンジン2のトルク変動成分の振幅は、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクの増大に比例して増大する。
この場合、図6Bに示すように、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが所定値Te1未満の範囲では、制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値は一定値(具体的には1)に設定され、エンジン平均トルクが所定値Te1以上の範囲ではエンジン平均トルクが大きいほど制御ゲインの絶対値が小さくなるように設定されている。
したがって、図6Cに示すように、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが所定値Te1以下の範囲では、エンジン平均トルクが大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなる。また、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが所定値Te1より大きい範囲では、エンジン平均トルクの増大に応じて制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値が小さくなるに従って、カウンタートルクの振幅の絶対値の増加割合が緩やかになり、エンジン平均トルクが所定値Te2のときにカウンタートルクの振幅の絶対値が極大となる。さらに、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクがTe2より大きい範囲では、エンジン平均トルクが大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は小さくなる。
この場合、図6Bに示すように、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが所定値Te1未満の範囲では、制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値は一定値(具体的には1)に設定され、エンジン平均トルクが所定値Te1以上の範囲ではエンジン平均トルクが大きいほど制御ゲインの絶対値が小さくなるように設定されている。
したがって、図6Cに示すように、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが所定値Te1以下の範囲では、エンジン平均トルクが大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなる。また、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが所定値Te1より大きい範囲では、エンジン平均トルクの増大に応じて制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値が小さくなるに従って、カウンタートルクの振幅の絶対値の増加割合が緩やかになり、エンジン平均トルクが所定値Te2のときにカウンタートルクの振幅の絶対値が極大となる。さらに、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクがTe2より大きい範囲では、エンジン平均トルクが大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は小さくなる。
即ち、エンジン平均トルクが大きいほどトルク変動成分の振幅は大きくなるが、エンジン平均トルクが所定値Te1以下の範囲では、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが大きいほどカウンタートルクの振幅の絶対値も大きくなるので、カウンタートルクによりエンジン2のトルク変動成分を確実に吸収し、エンジン2のトルク変動に伴う振動を抑制することができる。
また、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが所定値Te2の近傍では、エンジン2による駆動力と車両1の走行抵抗とが拮抗することにより車速が変化し難いので、エンジン回転数の変化が小さくエンジン2のトルク変動成分の周波数が変化し難い。この場合、エンジン2のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し難いので、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し易く、車室フロアの振動が大きくなり易い。そこで、カウンタートルクの振幅の絶対値を極大とすることにより、カウンタートルクによってエンジン2のトルク変動成分を確実に吸収し、エンジン2のトルク変動に伴う振動を抑制することができる。
また、エンジン平均トルクが所定値Te2より大きい範囲では、エンジン平均トルクが大きいほど、エンジン2による駆動力の余裕が大きく車速が上昇し易いので、車速の上昇に応じてエンジン回転数が上昇することによりエンジン2のトルク変動成分の周波数が上昇し易い。この場合、エンジン2のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易いので、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。そこで、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくすることにより、エンジン2のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
また、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが所定値Te2の近傍では、エンジン2による駆動力と車両1の走行抵抗とが拮抗することにより車速が変化し難いので、エンジン回転数の変化が小さくエンジン2のトルク変動成分の周波数が変化し難い。この場合、エンジン2のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し難いので、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し易く、車室フロアの振動が大きくなり易い。そこで、カウンタートルクの振幅の絶対値を極大とすることにより、カウンタートルクによってエンジン2のトルク変動成分を確実に吸収し、エンジン2のトルク変動に伴う振動を抑制することができる。
また、エンジン平均トルクが所定値Te2より大きい範囲では、エンジン平均トルクが大きいほど、エンジン2による駆動力の余裕が大きく車速が上昇し易いので、車速の上昇に応じてエンジン回転数が上昇することによりエンジン2のトルク変動成分の周波数が上昇し易い。この場合、エンジン2のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易いので、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。そこで、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくすることにより、エンジン2のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
図7A-7Cは、エンジン平均トルクが一定の場合におけるエンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数とカウンタートルクとの関係を示す線図であり、図7Aはエンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数とエンジン2のトルク変動成分の振幅との関係を示す図、図7Bはエンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数と制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値との関係を示す図、図7Cはエンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数とカウンタートルクの振幅の絶対値との関係を示す図である。
上述したように、エンジン2の出力軸におけるトルク変動成分は、指圧トルク変動成分と、指圧トルク変動成分と逆位相の慣性トルク変動成分とを合成することにより得られる。指圧トルク変動成分の振幅は、エンジン平均トルクの関数として表すことができ、エンジン平均トルクの増大に比例して増大する。また、慣性トルク変動成分の振幅は、エンジン回転数の関数として表すことができ、エンジン回転数が高いほど大きくなる。したがって、図7Aに示すように、エンジン平均トルク推定部36により推定されたエンジン平均トルクが一定の場合、指圧トルク変動成分の振幅と慣性トルク変動成分の振幅とが一致するエンジン回転数Ne1未満の範囲では、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が高いほどエンジン2のトルク変動成分の振幅は小さく、指圧トルク変動成分の振幅と慣性トルク変動成分の振幅とが一致するエンジン回転数Ne1以上の範囲では、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が高いほどエンジン2のトルク変動成分の振幅は大きい。
この場合、図7Bに示すように、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路における共振周波数に近い所定値Ne2未満の範囲では、エンジン回転数が高いほど制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値が大きくなるように設定され、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が所定値Ne2以上の範囲では、エンジン回転数が高いほど制御ゲインの絶対値が小さくなるように設定されている。
したがって、図7Cに示すように、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が所定値Ne2未満の範囲では、エンジン回転数が高いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなる。また、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が所定値Ne2の近傍においてカウンタートルクの振幅の絶対値が極大となる。さらに、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数がNe2より高い範囲では、エンジン回転数が高いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は小さくなる。
この場合、図7Bに示すように、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路における共振周波数に近い所定値Ne2未満の範囲では、エンジン回転数が高いほど制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値が大きくなるように設定され、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が所定値Ne2以上の範囲では、エンジン回転数が高いほど制御ゲインの絶対値が小さくなるように設定されている。
したがって、図7Cに示すように、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が所定値Ne2未満の範囲では、エンジン回転数が高いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなる。また、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が所定値Ne2の近傍においてカウンタートルクの振幅の絶対値が極大となる。さらに、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数がNe2より高い範囲では、エンジン回転数が高いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は小さくなる。
即ち、エンジン回転数が所定値Ne2未満の範囲では、エンジン2による駆動力の余裕が大きく車速が上昇し易いので、車速の上昇に応じてエンジン回転数が上昇することによりエンジン2のトルク変動成分の周波数が上昇し易い。この場合、エンジン2のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易いので、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。そこで、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が低いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくすることにより、エンジン2のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
また、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が所定値Ne2の近傍では、エンジン回転数が、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路における共振周波数に近いので、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し易く、車室フロアの振動が大きくなり易い。そこで、カウンタートルクの振幅の絶対値を極大とすることにより、カウンタートルクによってエンジン2のトルク変動成分を確実に吸収し、エンジン2のトルク変動に伴う振動を抑制することができる。
また、エンジン回転数が所定値Ne2より高い範囲では、エンジン回転数が高いほどエンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路において振動が減衰し易いので、車室フロアの振動や騒音が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。そこで、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が高いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくすることにより、エンジン2のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
また、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が所定値Ne2の近傍では、エンジン回転数が、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路における共振周波数に近いので、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し易く、車室フロアの振動が大きくなり易い。そこで、カウンタートルクの振幅の絶対値を極大とすることにより、カウンタートルクによってエンジン2のトルク変動成分を確実に吸収し、エンジン2のトルク変動に伴う振動を抑制することができる。
また、エンジン回転数が所定値Ne2より高い範囲では、エンジン回転数が高いほどエンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路において振動が減衰し易いので、車室フロアの振動や騒音が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。そこで、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数が高いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくすることにより、エンジン2のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
図8A-8Cは、エンジン平均トルク及びエンジン回転数が一定の場合における車両1の自動変速機6の減速比とカウンタートルクとの関係を示す線図であり、図8Aは減速比とエンジン2のトルク変動成分の振幅との関係を示す図、図8Bは減速比と制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値との関係を示す図、図8Cは減速比とカウンタートルクの振幅の絶対値との関係を示す図である。車両1の減速比は、TCM16からPCM14に入力され、あるいは、エンジン平均トルク推定部36により算出されたエンジン回転数と車速センサ20から入力された車速とに基づきPCM14により算出される。
上述したように、エンジン2の出力軸におけるトルク変動成分は、指圧トルク変動成分と、指圧トルク変動成分と逆位相の慣性トルク変動成分とを合成することにより得られる。したがって、図8Aに示すように、エンジン平均トルク及びエンジン回転数が一定の場合、エンジン2のトルク変動成分の振幅は、TCM16からPCM14に入力されあるいはPCM14により算出された減速比の大小によらず一定である。
この場合、図8Bに示すように、TCM16からPCM14に入力されあるいはPCM14により算出された車両1の減速比が小さいほど、制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値が大きくなるように設定されている。
したがって、図8Cに示すように、TCM16からPCM14に入力されあるいはPCM14により算出された車両1の減速比が小さいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなり、TCM16からPCM14に入力されあるいはPCM14により算出された車両1の減速比が大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくなる。
この場合、図8Bに示すように、TCM16からPCM14に入力されあるいはPCM14により算出された車両1の減速比が小さいほど、制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値が大きくなるように設定されている。
したがって、図8Cに示すように、TCM16からPCM14に入力されあるいはPCM14により算出された車両1の減速比が小さいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなり、TCM16からPCM14に入力されあるいはPCM14により算出された車両1の減速比が大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくなる。
即ち、車両1の減速比が大きいほど、エンジン2による駆動力の余裕が大きく車速が上昇し易いので、車速の上昇に応じてエンジン回転数が上昇することによりエンジン2のトルク変動成分の周波数が上昇し易い。この場合、エンジン2のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易いので、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。そこで、TCM16からPCM14に入力されあるいはPCM14により算出された車両1の減速比が大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくすることにより、エンジン2のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
図9A-9Cは、エンジン平均トルク及びエンジン回転数が一定の場合における車両1の加速度とカウンタートルクとの関係を示す線図であり、図9Aは加速度とエンジン2のトルク変動成分の振幅との関係を示す図、図9Bは加速度と制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値との関係を示す図、図9Cは加速度とカウンタートルクの振幅の絶対値との関係を示す図である。車両1の加速度は、PCM14により、図3の動力制御処理のステップS2において目標加速度として設定され、あるいは、車速センサ20から入力された車速に基づき算出される。
上述したように、エンジン2の出力軸におけるトルク変動成分は、指圧トルク変動成分と、指圧トルク変動成分と逆位相の慣性トルク変動成分とを合成することにより得られる。したがって、図9Aに示すように、エンジン平均トルク及びエンジン回転数が一定の場合、エンジン2のトルク変動成分の振幅はPCM14により設定あるいは算出された加速度の大小によらず一定である。
この場合、図9Bに示すように、PCM14により設定あるいは算出された車両1の加速度が0に近いほど、制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値が大きくなるように設定されている。
したがって、図9Cに示すように、PCM14により設定あるいは算出された車両1の加速度が0に近いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなる。
この場合、図9Bに示すように、PCM14により設定あるいは算出された車両1の加速度が0に近いほど、制御ゲイン(図4における「K」)の絶対値が大きくなるように設定されている。
したがって、図9Cに示すように、PCM14により設定あるいは算出された車両1の加速度が0に近いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなる。
即ち、車両1の加速度が0に近いほど、即ち車速の変化が小さいほど、エンジン回転数の変化が小さくエンジン2のトルク変動成分の周波数が変化し難い。この場合、エンジン2のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し難いので、エンジン2から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し易く、車室フロアの振動が大きくなり易い。また、車室フロアの振動の周波数が一定の場合、乗員が振動を感じ易くなる。そこで、PCM14により設定あるいは算出された車両1の加速度が0に近いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を大きくすることにより、カウンタートルクによってエンジン2のトルク変動成分を確実に吸収し、エンジン2のトルク変動に伴う振動を抑制することができる。
1 車両
2 エンジン
4 モータ
6 自動変速機
8 デファレンシャル装置
10 バッテリ
12 インバータ
14 PCM
16 TCM
18 アクセル開度センサ
20 車速センサ
22 クランク角センサ
24 エアフローセンサ
26 モータ角センサ
28 スロットルバルブ
30 燃料噴射弁
32 点火プラグ
34 吸排気バルブ機構
36 エンジン平均トルク推定部
38 トルク変動成分推定部
40 モータ指令トルク決定部
2 エンジン
4 モータ
6 自動変速機
8 デファレンシャル装置
10 バッテリ
12 インバータ
14 PCM
16 TCM
18 アクセル開度センサ
20 車速センサ
22 クランク角センサ
24 エアフローセンサ
26 モータ角センサ
28 スロットルバルブ
30 燃料噴射弁
32 点火プラグ
34 吸排気バルブ機構
36 エンジン平均トルク推定部
38 トルク変動成分推定部
40 モータ指令トルク決定部
Claims (8)
- 内燃機関と、前記内燃機関の動力を駆動輪に伝達する動力伝達機構と、前記内燃機関に連結され前記動力伝達機構に動力を出力可能な電動モータとを備えたハイブリッド車両の動力制御方法であって、
前記動力伝達機構における減速比を特定するステップと、
前記内燃機関が出力する平均トルクを推定するステップと、
前記内燃機関が出力するトルクにおけるトルク変動成分を推定するステップと、
前記推定されたトルク変動成分を抑制するカウンタートルクを設定するステップと、
前記設定されたカウンタートルクを出力するように前記電動モータを制御するステップと、を有し、
前記カウンタートルクを設定するステップは、前記内燃機関が出力する平均トルク及び前記内燃機関の回転数が一定の場合に前記減速比が小さいほど前記カウンタートルクの絶対値が大きくなるように、前記カウンタートルクを設定するステップを含む、
ことを特徴とするハイブリッド車両の動力制御方法。 - 前記カウンタートルクを設定するステップは、
前記内燃機関が出力する平均トルク及び前記内燃機関の回転数が一定の場合に前記減速比が小さいほど絶対値が大きくなるように、負の制御ゲインを設定するステップと、
前記推定されたトルク変動成分と前記制御ゲインとの積に基づき前記カウンタートルクを設定するステップとを含む、請求項1に記載のハイブリッド車両の動力制御方法。 - 前記カウンタートルクを設定するステップは、前記平均トルクが一定の場合に前記内燃機関の回転数が大きいほど前記カウンタートルクの絶対値が大きくなるように、前記カウンタートルクを設定するステップを含む、請求項1又は2に記載のハイブリッド車両の動力制御方法。
- 前記カウンタートルクを設定するステップは、前記内燃機関の回転数が一定の場合に前記内燃機関が出力する前記平均トルクが大きいほど前記カウンタートルクの絶対値が小さくなるように、前記カウンタートルクを設定するステップを含む、請求項1又は2に記載のハイブリッド車両の動力制御方法。
- 内燃機関と、前記内燃機関の動力を駆動輪に伝達する動力伝達機構と、前記内燃機関に連結され前記動力伝達機構に動力を出力可能な電動モータとを備えたハイブリッド車両の動力制御装置であって、
前記動力伝達機構における減速比を特定する減速比特定部と、
前記内燃機関が出力する平均トルクを推定する平均トルク推定部と、
前記内燃機関が出力するトルクにおけるトルク変動成分を推定するトルク変動成分推定部と、
前記推定されたトルク変動成分を抑制するカウンタートルクを設定するカウンタートルク設定部と、
前記設定されたカウンタートルクを出力するように前記電動モータを制御する電動モータ制御部と、を有し、
前記カウンタートルク設定部は、前記内燃機関が出力する平均トルク及び前記内燃機関の回転数が一定の場合に前記減速比が小さいほど前記カウンタートルクの絶対値が大きくなるように、前記カウンタートルクを設定する、
ことを特徴とするハイブリッド車両の動力制御装置。 - 前記カウンタートルク設定部は、
前記内燃機関が出力する平均トルク及び前記内燃機関の回転数が一定の場合に前記減速比が小さいほど絶対値が大きくなるように、負の制御ゲインを設定し、
前記推定されたトルク変動成分と前記制御ゲインとの積に基づき前記カウンタートルクを設定する、請求項5に記載のハイブリッド車両の動力制御装置。 - 前記カウンタートルク設定部は、前記平均トルクが一定の場合に前記内燃機関の回転数が大きいほど前記カウンタートルクの絶対値が大きくなるように、前記カウンタートルクを設定する、請求項5又は6に記載のハイブリッド車両の動力制御装置。
- 前記カウンタートルク設定部は、前記内燃機関の回転数が一定の場合に前記内燃機関が出力する前記平均トルクが大きいほど前記カウンタートルクの絶対値が小さくなるように、前記カウンタートルクを設定する、請求項5又は6に記載のハイブリッド車両の動力制御装置。
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