JP2009047120A - Control device - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、制御対象の出力を目標値に追従させるべくフィードバック制御を行う制御装置に関する。 The present invention relates to a control device that performs feedback control so that an output of a controlled object follows a target value.
エンジンの可変動弁機構として、モータを駆動することにより作動する制御軸を有し、この制御軸をバルブスプリングの反力に抗して作動させることにより、バルブリフト特性を可変に制御し、かつモータの駆動力と制御軸の作動角との関係が非線形な特性を有するものが知られている。 As a variable valve mechanism of the engine, it has a control shaft that operates by driving a motor, and by operating this control shaft against the reaction force of the valve spring, the valve lift characteristic is variably controlled, and One having a relationship between the driving force of the motor and the operating angle of the control shaft having a non-linear characteristic is known.
このような可変動弁装置を制御対象として、制御軸作動角が目標値に一致するようにフィードバック制御を行う場合には、制御量である制御軸作動角の検出部にエンジン回転に同期した振動ノイズが入力される。このノイズが加わった制御軸作動角の検出値をフィードバック制御信号として用いると、フィードバック補正量がノイズ成分を増幅し、制御軸作動角が振動的になるため、フィードバックゲインを大きく設定できず、応答性を高めることに限界があるという問題があった。この問題を解消するために、振動ノイズに応じた周波数帯の出力ゲインを低下させるバンドエリミネーションフィルタを備え、制御軸の作動角信号としてバンドエリミネーションフィルタで演算処理した信号を入力する構成の制御装置が特許文献１に開示されている。
しかしながら、特許文献１に開示された制御装置の構成では、振動ノイズの周波数帯と制御周波数帯とが非常に近い場合、バンドエリミネーションフィルタによって出力ゲインが低下するため制御軸作動角の検出が遅れ、これにより制御性能が著しく悪化してしまうという問題があった。
However, in the configuration of the control device disclosed in
例えば、エンジン回転数が８００ｒｐｍのとき、ノイズの振動周波数は６．６Ｈｚであるが、制御の応答周波数は３Ｈｚから２０Ｈｚを要求する。この場合、特許文献１の構成でバンドエリミネーションフィルタのカットオフ周波数を６．６Ｈｚにすると、バンドエリミネーションフィルタを設けない場合に比べて、ゲイン余裕、位相余裕ともに小さくなり、安定余裕が確保できずに不安定な状態になってしまう。
For example, when the engine speed is 800 rpm, the vibration frequency of noise is 6.6 Hz, but the control response frequency requires 3 Hz to 20 Hz. In this case, when the cut-off frequency of the band elimination filter is 6.6 Hz in the configuration of
そこで、本発明では、振動ノイズの周波数帯と制御周波数帯とが非常に近い場合であっても、制御安定性を確保し、かつ制御対象へ入力する操作量の振動振幅を抑制することを目的とする。 Therefore, the present invention aims to ensure control stability and suppress the vibration amplitude of the operation amount input to the control target even when the vibration noise frequency band and the control frequency band are very close. And
本発明の制御装置は、制御対象の出力を目標値に追従させるべくフィードバック制御を行う制御装置であって、制御対象の出力を検出する応答検出手段と、制御対象へ入力する操作量に基づいて制御対象の出力を推定する制御対象モデルと、検出値に含まれる検出値揺動量（振動ノイズ）を応答検出手段が出力する検出値と制御対象モデルが出力する推定値との差に基づいて算出するためのバンドパスフィルタと、を備え、バンドパスフィルタの通過周波数を制御対象の状態に応じて決定するとともに、検出値から検出値揺動量を減算した値をフィードバック信号とする。 The control device of the present invention is a control device that performs feedback control so that the output of the control target follows the target value, and is based on response detection means that detects the output of the control target and the operation amount input to the control target. The control target model for estimating the output of the control target and the detection value fluctuation amount (vibration noise) included in the detection value are calculated based on the difference between the detection value output by the response detection means and the estimation value output by the control target model And a band pass filter for determining the pass frequency of the band pass filter according to the state of the control target, and a value obtained by subtracting the detected value fluctuation amount from the detected value as a feedback signal.
本発明によれば、出力ゲインを低下させることなく振動ノイズを除去することができるので、制御安定性を大きく低下させることなく、制御対象へ入力する操作量の振動振幅を抑制することができる。 According to the present invention, since vibration noise can be removed without reducing the output gain, the vibration amplitude of the operation amount input to the controlled object can be suppressed without greatly reducing the control stability.
以下本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
図１から図３は、吸気バルブが最大リフトを迎えるクランク角度位置を変えることなく、バルブリフト量及びバルブ作動角を変化させ得る可変動弁装置の一実施形態を示している。 FIG. 1 to FIG. 3 show an embodiment of a variable valve gear that can change the valve lift amount and the valve operating angle without changing the crank angle position at which the intake valve reaches the maximum lift.
図１は可変動弁装置の平面図、図２は可変動弁装置の要部断面図、図３は可変動弁装置の駆動部を示す構成図である。なお、図１では排気バルブ側（図１の下側）の構成を省略して示していない。 FIG. 1 is a plan view of the variable valve operating apparatus, FIG. 2 is a cross-sectional view of the main part of the variable valve operating apparatus, and FIG. 3 is a configuration diagram showing a drive unit of the variable valve operating apparatus. In FIG. 1, the configuration on the exhaust valve side (lower side in FIG. 1) is not shown.
シリンダヘッド１０の上部には、全気筒にわたって連続した駆動軸１１（カム軸）を設ける。この駆動軸１１は、図外の一端にスプロケットが取り付けられ、タイミングチェーン等を介して機関（エンジン）のクランクシャフトに連動して回転する。
A drive shaft 11 (cam shaft) that is continuous over all cylinders is provided on the upper portion of the
駆動軸１１の外周には、吸気バルブ（又は排気バルブ）１９を駆動する揺動カム１８の円筒状の軸受部１８ａが相対回転可能に外嵌している。この揺動カム１８は、先端部（カムノーズ）１８ｂを有する薄板状をなし、その外周に吸気バルブ１９の上端に設けられた伝達部材としてのバルブリフタ１９ａの上面１９ｂに摺接するカム面１８ｃが形成されている。
A cylindrical bearing portion 18 a of a
また、駆動軸１１の外周にはリング状の偏心カム１２が圧入等により固定されている。この偏心カム１２の中心（軸心）Ｃ2は、駆動軸１１の中心（軸心）Ｃ1に対して所定量偏心している。この偏心カム１２の外周には、リング状リンク１３の基部１３ａがベアリング等を介して相対回転可能に外嵌している。なお、揺動カム１８の揺動中心（軸心）は、駆動軸１１の中心Ｃ1と一致している。
A ring-shaped
駆動軸１１の斜め上方には、図１に示したように制御軸１４が駆動軸１１と略平行に気筒列方向に延設されている。この制御軸１４は、後述する駆動部２０によりエンジンの運転状態に応じて所定の回転速度範囲で回転、保持される。
As shown in FIG. 1, a
制御軸１４の外周には、リング状の制御カム１５が圧入等により固定されている。制御カム１５の中心（軸心）Ｃ4は、制御軸１４の中心（軸心）Ｃ3に対して所定量偏心している。この制御カム１５の外周には、ロッカーアーム１６の円筒状の中央基部が相対回転可能に外嵌している。このロッカーアーム１６の一端部１６ａと、リング状リンク１３の小径な先端部１３ｂとは、両者１６ａ、１３ｂを挿通する第１ピン２９ａを介して相対回転可能に連結されている。
A ring-
また、ロッカーアーム１６の他端部１６ｂと揺動カム１８とは、ロッド状リンク１７によって連携されている。より具体的には、ロッカーアーム１６の他端部１６ｂと、ロッド状リンク１７の一端部１７ａとは、両者１６ｂ、１７ａを挿通する第２ピン２９ｂを介して相対回転可能に連結されている。また、ロッド状リンク１７の他端部１７ｂと揺動カム１８とは、両者１７ｂ、１８を挿通する第３ピン２９ｃを介して相対回転可能に連結されている。
The
次に、制御軸１４を回動、保持する駆動部２０の構成を説明する。
Next, the configuration of the
図１に示すように、制御軸１４は、シリンダヘッド１０に固定されるケース２２内まで延びており、その一端にウォームホイール２１が固定されている。ケース２２には、制御軸位置決めコントローラ５０からの制御信号により駆動される直流モータ２６が取り付けられており、この直流モータ２６の出力軸２６ａは、ローラベアリング２５を介してケース２２内に回転可能に延在している。この出力軸２６ａに、ウォームホイール２１と噛合するウォームギヤ２４が固定されている。なお、ウォームギヤ２４とウォームホイール２１の間でモータトルクを増大させるために、ギヤ比を適宜に大きく設定してある。また、ケース２２には、制御軸１４（ウォームホイール２１）の回転角度（制御軸作動角）を検出する制御軸作動角センサ２３が取り付けられており、この制御軸作動角センサ２３の出力は、制御軸位置決めコントローラ５０に入力され、該制御軸作動角センサ２３で検出された制御軸１４の作動角に基づいて、直流モータ２６がフィードバック制御される。
As shown in FIG. 1, the
このような構成により、機関の回転に連動して駆動軸１１が回転すると、偏心カム１２を介してリング状リンク１３が並進移動し、これに応じてロッカーアーム１６が制御カム１５の中心Ｃ4を揺動中心として揺動し、かつ、ロッド状リンク１７を介して揺動カム１８が揺動する。このとき、揺動カム１８のカム面１８ｃが、吸気バルブ１９の上端に設けられた伝達部材としてのバルブリフタ１９ａの上面に摺接し、バルブリフタ１９ａを図外のバルブスプリングの反力に抗して押圧することにより、吸気バルブ１９がエンジンの回転に連動して開閉作動する。
With such a configuration, when the
また、エンジンの運転状態に応じて直流モータ２６の出力軸２６ａが所定の角度だけ回転駆動されると、ウォームギヤ２４、ウォームホイール２１を介して制御軸１４が所定の角度（作動角）回動して、ロッカーアーム１６の揺動中心となる制御カム１５の中心Ｃ4の位置が変化し、吸気バルブ１９のリフト特性が変化する。より具体的には、制御軸１４の作動角が大側に回動され、制御カム１５の中心Ｃ4と駆動軸１１の中心Ｃ1との距離を近づけるほど、バルブリフト特性の変位であるバルブリフト量及びバルブ作動角が大きくなる。
Further, when the
次に、可変動弁装置の動作特性を図４、図５を参照して考察する。 Next, the operating characteristics of the variable valve operating device will be discussed with reference to FIGS.
ロッカーアーム１６の他端部１６ｂには、吸気バルブ１９のバルブスプリング反力等によって生じる反力Ｆ１が、揺動カム１８、ロッド状リンク１７、第２ピン２９ｂ等を介して作用する。また、ロッカーアーム１６の一端部１６ａには、反作用として発生する反力Ｆ２が、偏心カム１２、リング状リンク１３、第１ピン２９ａ等を介して作用する。従って、ロッカーアーム１６の揺動中心Ｃ4には、実質的に反力Ｆ１、Ｆ２の合成反力Ｆ３が作用する。
A reaction force F1 generated by a valve spring reaction force of the
これにより、制御軸１４には、制御軸１４の中心Ｃ３から合成反力Ｆ３の方向線までの腕長さｒ１と合成反力Ｆ３との積であるトルクＴ１が作用する。従って、駆動部２０が制御軸１４を所定の角度に保持するためには、少なくとも上記のトルクＴ１に釣り合う逆向きのトルクを必要とする。
As a result, a torque T1 that is the product of the arm length r1 from the center C3 of the
制御軸１４が所定の回転角度（作動角）に保持された状態では、図４に示すように、揺動カム１８が最も高バルブリフト側へ押し下げられたとき、すなわち図４の反時計方向に最も揺動したときに、合成反力Ｆ３が最大となる。このときの合成反力Ｆ３の方向は、駆動軸１１の中心Ｃ1と制御軸１４の中心Ｃ3とを結ぶ第１の線Ｌ１と略平行となる。
In a state where the
ここで、図６に示すように、合成反力Ｆ３は、バルブリフト量（バルブ作動角）の増大に応じて増大する（図６左側：最小バルブ作動角、図６中央：中間バルブ位置、図６右側：最大バルブ作動角）が、腕長さｒ１は、偏心カム１２の回転にしたがって、最小バルブ作動角から中間位置までは増大するが、その後は減少する。しったがって、合成反力Ｆ３と腕長さとの積であるトルクＴ１は、制御軸作動角θに対して非線形ば特性を有する。
Here, as shown in FIG. 6, the combined reaction force F3 increases as the valve lift amount (valve operating angle) increases (left side in FIG. 6: minimum valve operating angle, middle in FIG. 6, middle valve position, FIG. 6 right side: maximum valve operating angle), the arm length r1 increases from the minimum valve operating angle to the intermediate position as the
図７は、制御軸１４の作動角θｃｓ（吸気バルブ１９のバルブリフト量、バルブ作動角と相関あり）と直流モータ２６を流れる駆動電流ｉｃｓ（トルクＴ１比例する）との関係を示す。図７において制御軸作動角θｃｓがゼロのときバルブリフト量（バルブ作動角）が最小となり、制御軸作動角θｃｓが６０度のときバルブリフト量（バルブ作動角）が最大となる。
FIG. 7 shows the relationship between the operating angle θcs of the control shaft 14 (the valve lift amount of the
また、駆動軸１１がエンジン回転に同期して回転する際に、反力トルクＴ１は駆動軸１１の回転に伴い変動する。そのため、制御軸１４の作動角は反力トルクＴ１の変動によって揺動する。揺動の周期はエンジン回転数、すなわち駆動軸１１の回転数に同期した周波数を有する。
Further, when the
ところで、制御軸作動角センサ２３が制御軸作動角を検知する際には、この反力トルクＴ１による揺動が重畳されて検出されるため、フィードバック制御を行うと直流モータ２６を駆動するための電流指令値が大きく振動していまい、電力消費が大きくなるとともに、直流モータ２６に不必要な負荷を与えるという問題がある。
By the way, when the control shaft
この問題を解決するための手段として、例えば前述したような、エンジン回転数の周波数に応じた周波数帯の出力ゲインを低下させるバンドエリミネーションフィルタを用いて、制御軸作動角信号としてバンドエリミネーションフィルタで演算処理した信号を入力する方法が考えられる。 As a means for solving this problem, for example, using a band elimination filter for reducing the output gain in the frequency band corresponding to the frequency of the engine speed as described above, a band elimination filter as a control shaft operating angle signal is used. A method of inputting a signal that has been subjected to arithmetic processing in (1) is conceivable.
しかしながら、前述したように、振動ノイズの周波数帯と制御周波数帯とが非常に近い場合、制御軸作動角の検出が遅れることから制御性能が著しく悪化してしまうという問題がある。 However, as described above, when the frequency band of vibration noise and the control frequency band are very close, the detection of the control shaft operating angle is delayed, so that there is a problem that the control performance is significantly deteriorated.
また、制御対象への入力と制御対象の応答とを用いて制御軸作動角を推定し、この制御軸作動角推定値と制御軸作動角検出値とから、ハイパスフィルタを用いて振動ノイズを検出し、制御軸作動角検出値からこの振動ノイズ分を減算することで振動ノイズを除去する方法も考えられる。 In addition, the control shaft operating angle is estimated using the input to the control target and the response of the control target, and vibration noise is detected from the estimated control shaft operating angle and the detected control shaft operating angle using a high-pass filter. A method of removing the vibration noise by subtracting the vibration noise from the detected control shaft operating angle is also conceivable.
しかしながら、ハイパスフィルタで制御軸作動角の反力トルクＴ１による揺動を推定する構成では、ノイズを正確に推定するためにはハイパスフィルタのカットオフ周波数を反力トルクＴ１による揺動の周波数の１／２〜１／３程度の遅い周波数に設定する必要がある。そのため、制御軸作動角検出値から除去したいノイズ分以外の、例えば電気的ノイズや動弁機構の潤滑状態による反力トルクの変化等といった、制御により抑制すべき外乱さえもノイズとして検出してしまうこととなって、図１５（ａ）、（ｂ）に示すように、直流モータ２６の駆動電流の振動は抑制できるものの、耐外乱性が悪化してしまう。図１５は制御軸作動角検出値をそのままＦ／Ｂ信号として用いた場合と、上記のハイパスフィルタを用いて推定する場合について、可変動弁装置を制御対象としてシミュレーションを行った結果を表したものであり、図１５（ａ）は制御軸作動角、図１５（ｂ）は駆動電流について表している。フィードバック補償器にはＰＩＤ補償器を用いており、エンジン回転数は８００ｒｐｍとし、１秒の時点で駆動電流３Ａ相当のステップ外乱を印加している。
However, in the configuration in which the fluctuation due to the reaction force torque T1 of the control shaft operating angle is estimated by the high-pass filter, the cutoff frequency of the high-pass filter is set to 1 of the fluctuation frequency due to the reaction force torque T1 in order to accurately estimate the noise. It is necessary to set to a slow frequency of about / 2 to 1/3. For this reason, even disturbances that should be suppressed by the control, such as changes in the reaction force torque due to the electrical noise or the lubrication state of the valve mechanism, other than the noise to be removed from the detected control shaft operating angle detection value, are detected as noise. Thus, as shown in FIGS. 15A and 15B, although the vibration of the drive current of the
そこで、本実施形態では、以下のような制御軸位置決め制御を行う。 Therefore, in the present embodiment, the following control axis positioning control is performed.
図８は、制御軸位置決めコントローラ５０が実行する、可変動弁機構の制御軸作動角θｃｓの位置決め制御の制御ブロック図である。制御軸位置決めコントローラ５０は、線形化補償器６１、フィードバック補償器６２、反力トルクＴ１による揺動分（ノイズ）を除去する揺動除去器６３を有している。
FIG. 8 is a control block diagram of positioning control of the control shaft operating angle θcs of the variable valve mechanism, which is executed by the control
図１〜図３に示した直流モータ２６を有する可変動弁装置が制御対象６０で、制御対象６０の入力は、直流モータ２６に与える電流指令値ｉｃｓｃ、出力（制御量）は制御軸作動角θｃｓである。この制御軸作動角θｃｓは、制御対象６０の出力を検出する応答検出手段としての制御軸作動角センサ２３により検出可能である。
The variable valve apparatus having the
線形化補償器６１について図９を参照して説明する。図９は線形化補償器６１と制御対象６０の詳細なブロック図である。Ｋｔはモータトルク定数、Ｊは直流モータ２６の軸周りイナーシャ、Ｄは潤滑油の粘性摩擦係数、Ｔ１は非線形な反力トルク、ｓはラプラス演算子である。制御対象６０は、非線形な反力トルクを有する２次の伝達関数で表される特性を有する。
The
線形化補償器６１は、直流モータ２６の電流値及び直流モータ２６が発生するトルクが、比例係数であるモータトルク定数Ｋｔで比例関係にあることを利用して、制御軸作動角θｃｓに応じて変化する非線形な反力トルクに相当する線形化補償量ＩLCを、予め計測して作成したマップを用いて出力する。ここで用いるマップを図１０に示す。図１０では、制御軸作動角がゼロ〜略６０度までは制御軸作動角の増大に伴って線形化補償量ＩLCも増大し、略６０度を超えると制御軸作動角の増大に伴って線形化補償量ＩLCは減少している。
The linearizing
このような線形化補償量ＩLCを電流指令値ＩCMDに加算して制御対象に与えることにより、非線形な反力トルクＴ１が打ち消される。結果として、制御対象６０の電流指令値ＩCMDから制御軸作動角θｃｓまでの線形化された伝達関数は式（１）のようになり、１次遅れと純積分とで表される特性となる。
By adding the linearization compensation amount I LC to the current command value I CMD and giving it to the control object, the nonlinear reaction force torque T1 is canceled. As a result, the linearized transfer function from the current command value I CMD of the controlled
フィードバック補償器６２について説明する。フィードバック補償器６２は、ＰＩＤ制御補償器で構成されている。ＰＩＤ補償器の出力である電流指令値ＩCMDは式（２）算出される。
The
なお、ＫPは比例ゲイン、ＫIは積分ゲイン、ＫDは微分ゲイン、ＴDは近似微分の時定数を表している。θＣＭＤは角度指令値であり、運転者の操作やエンジンの運転状態に応じて変化する。θｃｓ２は後述する揺動除去器６３によって演算されたフィードバック信号である。
K P is a proportional gain, K I is an integral gain, K D is a differential gain, and T D is a time constant of approximate differentiation. θCMD is an angle command value and changes according to the operation of the driver and the operating state of the engine. θcs2 is a feedback signal calculated by a
揺動除去器６３について図１１を参照して説明する。図１１は揺動除去器６３の構成を表すブロック図である。揺動除去器６３は、制御対象モデル６３ａ、ハイパスフィルタ６３ｂ、バンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅ、減算器６３ｆ、６３ｇ、６３ｈ、６３ｉ、から構成されている。
The
制御対象モデル６３ａは式（１）と同様の伝達関数ＧP（ｓ）を有している。ハイパスフィルタ６３ｂの伝達関数は式（３）で表される。
The controlled
ＴHはハイパスフィルタの時定数であり、その値は、後述するバンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅの通過周波数帯においてゲインがゼロｄＢとなるように設定する。
T H is a time constant of the high-pass filter, and its value is set so that the gain becomes zero dB in the pass frequency band of band-
バンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅに入力される信号θ１は、減算器６３ｆにて電流指令値ＩＣＭＤと制御作動角θｃｓを入力として式（４）により算出される。
The signal θ1 input to the
バンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅは式（５）の伝達関数を有する。 The bandpass filters 63c to 63e have a transfer function of Expression (5).
上式（５）のｎは、バンドパスフィルタ６３ｃの場合は１、バンドパスフィルタ６３ｄの場合は２、バンドパスフィルタ６３ｅの場合は３となる。ζは減衰係数、ωｎは固有振動数であり駆動軸回転数ＮCAMを用いて式（６）に基づいて可変調整される。なお、ここでωｎの単位はｒａｄ／ｓ、ＮCAMの単位はＨｚである。
In the above equation (5), n is 1 for the
すなわち、バンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅはそれぞれ、駆動軸回転数と同一、駆動軸回転数の２倍、３倍の周波数を通過させる設定となっている。
That is, each of the
また、これらバンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅは、駆動軸回転数ＮCAMが所定条件の場合には使用されず、不使用時にはバンドパスフィルタの出力はゼロになる。 Further, these band pass filters 63c to 63e are not used when the drive shaft rotational speed N CAM is in a predetermined condition, and the output of the band pass filter becomes zero when not in use.
不使用にする条件は、予め計測した各駆動軸回転数における制御軸作動角の揺動の周波数成分に応じて決定する。可変動弁装置の揺動の周波数分布は、可変動弁装置の機械的な構成（リンク機構や機械的な固有振動数）により、駆動軸（カムシャフト）回転数に応じて変化するものであるので、ここでは、一例としてＶ型６気筒エンジンに本実施形態を適用する場合について図１６を参照して説明する。 The non-use condition is determined according to the frequency component of the swing of the control shaft operating angle at each drive shaft rotational speed measured in advance. The frequency distribution of the oscillation of the variable valve system varies depending on the rotational speed of the drive shaft (camshaft) depending on the mechanical configuration (link mechanism and mechanical natural frequency) of the variable valve system. Therefore, here, as an example, a case where the present embodiment is applied to a V-type 6-cylinder engine will be described with reference to FIG.
図１６は駆動軸（カムシャフト）回転数が１００ｒｐｍ、１２００ｒｐｍの場合における揺動の周波数分布解析結果である。１００ｒｐｍおよび１２００ｒｐｍのいずれの場合にも、駆動軸（カムシャフト）回転数と同じ周波数及び３倍の周波数をもつ揺動が存在している。しかし、１２００ｒｐｍでは存在している駆動軸（カムシャフト）回転数の２倍の周波数成分が、１００ｒｐｍでは存在していない。すなわち、１００ｒｐｍの場合には、駆動軸（カムシャフト）回転数の２倍の周波数を通過させるバンドパスフィルタ６３ｄを使用しても、駆動電流の振動抑制に効果がない。
FIG. 16 shows the frequency distribution analysis result of the oscillation when the rotational speed of the drive shaft (camshaft) is 100 rpm and 1200 rpm. In both cases of 100 rpm and 1200 rpm, there is oscillation having the same frequency as the drive shaft (camshaft) rotation speed and a frequency three times as high. However, a frequency component that is twice the rotational speed of the drive shaft (camshaft) that exists at 1200 rpm does not exist at 100 rpm. That is, in the case of 100 rpm, even if the band-
そこで、１００ｒｐｍの場合にはバンドパスフィルタ６３ｄを不使用とすることとし、これにより制御性能（耐外乱性と安定性）の不必要な低下を抑制する。
Therefore, in the case of 100 rpm, the
このように、駆動軸（カムシャフト）回転数のある範囲において、いずれかのバンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅが通過させる制御軸作動角の揺動の分布が存在しない場合、または電力消費や直流モータ２６への負荷に影響を与えない程度に小さい場合には、当該駆動軸回転数をバンドパスフィルタを使用しない範囲として設定する。
As described above, when there is no distribution of fluctuation of the control shaft operating angle that any of the
上記のように構成されるバンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅを通過した作動角揺動量の総和であるθ２は式（７）で求められる。
Θ2 which is the sum total of the operating angle fluctuation amounts that have passed through the
θ２は制御軸作動角の揺動量であり、これを減算器６３ｉにて式（８）のように制御軸作動角θｃｓから減算することでフィードバック信号θｃｓ２は揺動が除去された信号となる。 θ2 is the swing amount of the control shaft operating angle, and this is subtracted from the control shaft operating angle θcs by the subtractor 63i as shown in Expression (8), so that the feedback signal θcs2 becomes a signal from which the swing is removed.
なお、揺動除去器６３は図１１の構成に限定されるものではなく、例えば、図１２に示すように、バンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅを直列に接続する構成であっても同様の効果を得ることができる。この場合、ハイパスフィルタ６３ｂ１〜６３ｂ３はそれぞれバンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅの通過周波数帯においてゲインがゼロｄＢとなるように時定数を設定する。
The
図１３は、本実施形態の位置決め制御を実行した場合と、制御軸作動角の検出値をそのままＦ／Ｂ信号として用いる場合（以下、揺動除去なしの場合という）とについてのシミュレーション結果であり、図１３（ａ）は制御軸作動角、図１３（ｂ）は駆動電流について示している。 FIG. 13 is a simulation result when the positioning control of the present embodiment is executed and when the detected value of the control shaft operating angle is used as it is as an F / B signal (hereinafter referred to as no swing removal). 13A shows the control shaft operating angle, and FIG. 13B shows the drive current.
このシミュレーションでは、図１５のシミュレーションと同じＦ／Ｂゲインに設定したＰＩＤ補償器を用いており、１秒の時点で駆動電流３Ａ相当のステップ外乱を印加している。 In this simulation, a PID compensator set to the same F / B gain as in the simulation of FIG. 15 is used, and a step disturbance equivalent to the driving current 3A is applied at the time of 1 second.
ハイパスフィルタで制御軸作動角の反力トルクＴ１による揺動を推定する場合には、駆動電流の振動は、図１５（ｂ）に示すように揺動除去なしの場合よりも小さくすることができるが、ステップ外乱が印加された後の制御軸作動角の変化は、図１５（ａ）に示すように、揺動除去なしの場合よりも大きくなっている。 When the fluctuation due to the reaction force torque T1 of the control shaft operating angle is estimated by the high-pass filter, the vibration of the drive current can be made smaller than that without the fluctuation removal as shown in FIG. However, the change of the control shaft operating angle after the step disturbance is applied is larger than that in the case of no swing removal as shown in FIG.
これに対して、本実施形態によれば、ステップ外乱が印加された後の制御作動角の変化は、図１３（ａ）に示すように揺動除去なしの場合とほぼ同等となっており、駆動電流の振動は図１３（ｂ）に示すように揺動除去なしの場合及びハイパスフィルタで制御軸作動角の反力トルクＴ１による揺動を推定する場合よりも小さくなっている。 On the other hand, according to the present embodiment, the change in the control operating angle after the step disturbance is applied is substantially the same as in the case of no swing removal as shown in FIG. As shown in FIG. 13B, the vibration of the drive current is smaller than that in the case where the oscillation is not removed and in the case where the oscillation due to the reaction force torque T1 of the control shaft operating angle is estimated by the high pass filter.
すなわち、本実施形態によれば、制御性能（耐外乱性と安定性）を悪化させることなく、制御対象に入力する操作量の振動振幅を抑制することができる。そのため、より大きなＦ／Ｂゲインを設定することが可能となり、電力消費を小さくするとともに、制御対象に不必要な負荷を与えることを回避できる。 That is, according to the present embodiment, it is possible to suppress the vibration amplitude of the operation amount input to the controlled object without deteriorating the control performance (disturbance resistance and stability). Therefore, a larger F / B gain can be set, power consumption can be reduced, and unnecessary load on the controlled object can be avoided.
図１４は、制御軸作動角を一定角度に保持している際の、制御軸作動角、駆動電流及び消費電力について、本実施形態の位置決め制御を実行した場合と、揺動除去なしの場合のシミュレーションを行った結果であり、図１４（ａ）は制御軸作動角、図１４（ｂ）は駆動電流、図１４（ｃ）は電力消費について示している。 FIG. 14 shows the case where the positioning control of the present embodiment is executed and the case where no oscillation is removed with respect to the control shaft operating angle, the drive current, and the power consumption when the control shaft operating angle is held at a constant angle. FIG. 14 (a) shows the control shaft operating angle, FIG. 14 (b) shows the drive current, and FIG. 14 (c) shows the power consumption.
図１４（ａ）に示すように、制御軸作動角の変化はいずれの場合もほぼ同等であるが、図１４（ｂ）に示すように、本実施形態によれば駆動電流の振動が抑制されている。そのため、図１４（ｃ）に示すように、電力消費を低減することができるとともに、直流モータ２６へ不必要な負荷を与えることがなく、直流モータ２６の耐久性を向上させることができる。
As shown in FIG. 14 (a), the change in the control shaft operating angle is almost the same in any case, but as shown in FIG. 14 (b), the vibration of the drive current is suppressed according to this embodiment. ing. Therefore, as shown in FIG. 14C, the power consumption can be reduced, and an unnecessary load is not applied to the
以上のように本実施形態によれば、次のような効果を得ることができる。 As described above, according to the present embodiment, the following effects can be obtained.
（１）可変動弁装置のフィードバック制御装置において、制御軸作動角を検出する制御軸作動角センサ２３と、入力する操作量に基づいて制御軸１４の出力を推定する制御対象モデルと、制御軸作動角に含まれる振動ノイズを制御軸作動角センサ２３の出力と制御対象モデルが出力する推定値との差に基づいて算出するためのバンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅと、を備え、バンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅの通過周波数を制御軸１４の状態に応じて決定するとともに、検出値から振動ノイズを減算した値をフィードバック信号とするので、耐外乱性、安定性の悪化を抑制しつつ、制御軸作動角の揺動が原因で大きくなる制御出力電流（電圧）の振動振幅を抑制できるので、電力消費を減少させるとともに、制御軸１４作動用のアクチュエータに不必要な負荷を与えることがなくなる。
(1) In a feedback control device for a variable valve apparatus, a control shaft
（２）バンドパスフィルタ６３を複数備えるので、振動ノイズの周波数成分が複数ある場合に、操作量の振動振幅を効果的に抑制することができる。また、各バンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅの使用・不使用を制御軸１４の状態に応じて切り替えるので、制御出力電流の振動振幅の抑制に関係のないバンドパスフィルタを使用することによる制御性能の不必要な低下を抑制することができる。
(2) Since a plurality of
（３）非線形な反力特性を補償する線形化補償器６１とフィードバック補償器６２とを備え、制御対象モデルは線形化補償器６１によって線形化された特性を有し、制御軸１４へ入力する操作量に線形化補償器６１の補償量を加算する前の操作量を制御対象モデルに入力するので、制御軸作動角が非線形な反力特性を有する場合にも、効果的に制御出力電流の振動振幅を抑制することができる。
(3) A
（４）制御軸作動角の特性は純積分を有し、制御対象モデル６３ａはハイパスフィルタＧHPF（ｓ）の特性を併せもち、ハイパスフィルタＧHPF（ｓ）と等しい伝達特性を有するハイパスフィルタ６３ｂを備え、制御対象モデル６３ａに操作量（制御出力電流）を入力して算出した信号とハイパスフィルタ６３ｂで算出した信号との差を、バンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅで処理することにより検出値揺動量θ２を演算するので、外乱やモデル化誤差があっても演算結果が無限大あるいは無限小になることがなく、演算可能な構成とすることができる。
(4) characteristics of the control shaft operating angle has a pure integral
（５）バンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅの通過周波数が、駆動軸１４の回転数の略整数倍であるので、例えばＶ型６気筒エンジンに適用する場合には、制御出力電流の振動振幅を効果的に抑制することができる。
(5) Since the pass frequency of the
（６）予め計測した各駆動軸回転数ごとの揺動の周波数成分に基づいて、駆動軸回転数ごとに各バンドパスフィルタの使用・不使用を切り替えるので、制御軸１４の駆動電流の振動抑制に効果のない駆動軸回転数では、バンドパスフィルタ６３ｃ〜６３ｅを使用しないようにすることができる。これにより制御性能（耐外乱性と安定性）の不必要な低下を抑制することができる。
(6) Since the use / nonuse of each band-pass filter is switched for each drive shaft rotational speed based on the frequency component of the swing for each drive shaft rotational speed measured in advance, vibration suppression of the drive current of the
なお、本実施形態では、エンジンの可変動弁装置の制御装置に適用する場合を例に挙げて説明したが、これに限られるわけではなく、制御周波数帯に近いノイズが発生するような機構の制御装置に広く適用することができる。 In the present embodiment, the case where the present invention is applied to a control device for a variable valve gear of an engine has been described as an example. However, the present invention is not limited to this, and a mechanism that generates noise close to the control frequency band is used. It can be widely applied to control devices.
また、本発明は上記の実施の形態に限定されるわけではなく、特許請求の範囲に記載の技術的思想の範囲内で様々な変更を成し得ることは言うまでもない。 The present invention is not limited to the above-described embodiment, and it goes without saying that various modifications can be made within the scope of the technical idea described in the claims.
１１ 駆動軸
１２ 偏心カム
１３ リング状リンク
１４ 制御軸
１５ 制御カム
１６ ロッカーアーム
１７ ロッド状リンク
１８ 揺動カム
１９ 吸気バルブ
２０ 駆動部
２３ 制御軸作動角センサ
２６ 直流モータ
５０ 制御軸位置決めコントローラ
６０ 制御対象
６１ 線形化補償器
６２ フィードバック補償器
６３ 揺動除去器
６３ｂ ハイパスフィルタ
６３ｃ バンドパスフィルタ
６３ｄ バンドパスフィルタ
６３ｅ バンドパスフィルタ
DESCRIPTION OF
Claims (7)
制御対象の出力を検出する応答検出手段と、
制御対象へ入力する操作量に基づいて制御対象の出力を推定する制御対象モデルと、
前記検出値に含まれる検出値揺動量を前記応答検出手段が出力する検出値と前記制御対象モデルが出力する推定値との差に基づいて算出するためのバンドパスフィルタと、
を備え、
前記バンドパスフィルタの通過周波数を前記制御対象の状態に応じて決定するとともに、前記検出値から前記検出値揺動量を減算した値をフィードバック信号とすることを特徴とする制御装置。 In a control device that performs feedback control to cause the output of the controlled object to follow the target value,
Response detection means for detecting the output of the controlled object;
A controlled object model that estimates an output of the controlled object based on an operation amount input to the controlled object;
A band-pass filter for calculating a detection value fluctuation amount included in the detection value based on a difference between a detection value output by the response detection unit and an estimation value output by the control target model;
With
A control device that determines a pass frequency of the band-pass filter according to a state of the control target and uses a value obtained by subtracting the detected value fluctuation amount from the detected value as a feedback signal.
前記制御対象モデルは前記線形化補償器によって線形化された特性を有し、
前記制御対象へ入力する操作量に前記線形化補償器の補償量を加算する前の操作量を前記制御対象モデルに入力することを特徴とする請求項１または２に記載の制御装置。 A linearization compensator that compensates for nonlinear reaction force characteristics and a feedback compensator are provided.
The controlled object model has characteristics linearized by the linearization compensator;
The control apparatus according to claim 1, wherein an operation amount before adding a compensation amount of the linearization compensator to an operation amount input to the control target is input to the control target model.
前記制御対象モデルはハイパスフィルタの特性を併せもち、
前記ハイパスフィルタと等しい伝達特性を有する検出値用ハイパスフィルタを備え、
前記ハイパスフィルタの特性を併せもつ制御対象モデルに操作量を入力して算出した信号と前記検出値用ハイパスフィルタで算出した信号との差を、前記バンドパスフィルタで処理することにより検出値揺動量を演算することを特徴とする請求項１から３のいずれか一つに記載の制御装置。 The characteristic of the controlled object has a pure integral,
The controlled object model has the characteristics of a high-pass filter,
A detection value high-pass filter having a transfer characteristic equal to that of the high-pass filter;
The detected value fluctuation amount is obtained by processing the difference between the signal calculated by inputting the operation amount into the controlled object model having the characteristics of the high-pass filter and the signal calculated by the detected-value high-pass filter by the band-pass filter. The control device according to any one of claims 1 to 3, wherein
前記応答検出手段は制御軸の作動角を検出し、
前記制御対象に入力する操作量は駆動電流あるいは電圧であり、
前記制御対象モデルは可変動弁装置の制御対象モデルであり、
前記検出値揺動量は前記制御軸の作動角揺動量であり、
前記バンドパスフィルタの通過周波数はエンジンの可変動弁装置の駆動軸の回転数に応じて決定することを特徴とする請求項１から４のいずれか一つに記載の制御装置。 A control device for a variable valve operating system of an engine,
The response detection means detects the operating angle of the control shaft,
The operation amount input to the control object is a drive current or a voltage,
The controlled object model is a controlled object model of a variable valve gear,
The detected value swing amount is the operating angle swing amount of the control shaft,
The control device according to any one of claims 1 to 4, wherein a pass frequency of the band-pass filter is determined according to a rotational speed of a drive shaft of a variable valve device of an engine.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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| JP2007215644A JP2009047120A (en) | 2007-08-22 | 2007-08-22 | Control device |
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| JP2009047120A true JP2009047120A (en) | 2009-03-05 |
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| JP (1) | JP2009047120A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN103982307A (en) * | 2013-02-07 | 2014-08-13 | 福特环球技术公司 | Feedforward dynamic slide valve |
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2007
- 2007-08-22 JP JP2007215644A patent/JP2009047120A/en active Pending
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