JP3796959B2

JP3796959B2 - Vehicle speed control device for vehicles with continuously variable transmission

Info

Publication number: JP3796959B2
Application number: JP13059198A
Authority: JP
Inventors: 裕之芦沢; 英夫中村
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1998-05-13
Filing date: 1998-05-13
Publication date: 2006-07-12
Anticipated expiration: 2018-05-13
Also published as: JPH11321387A

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To stably control the vehicle speed even in the state where the engine torque is saturated in an uphill road or downhill road by changing the time contact of a filter processing applied to the target driving force and actual vehicle speed by a disturbance estimating means, when the saturated state of the engine torque is detected by an engine torque saturation detecting means. SOLUTION: A disturbance estimating device can precisely estimate a disturbance such as traveling resistance on the basis of the difference between the output of a model to be controlled and the output of an actual subject to be controlled. The cutoff frequency (time constant) of a low pass filter in a compensator is set according to saturation or non-saturation of engine torque. The engine torque of an engine 10 can be regulated by controlling the intake air by a throttle actuator, the fuel injection by an injector and the ignition timing by an ignition plug. The change gear ratio of a belt type continuously variable transmission 11 can be regulated in non-stage by varying the radiuses of a primary pulley and a secondary pulley by a hydraulic mechanism.

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は車両の走行速度を制御する装置に関し、特に、無段変速機付き車両の車速制御性能を改善するものである。
【０００２】
【従来の技術とその問題点】
目標駆動力を入力とし実車速を出力とする制御対象の車両を、積分要素とむだ時間要素の積の形の数式化モデルで表し、この数式化モデルにより実車速から実駆動力を逆算し、目標駆動力から実駆動力を減じて走行抵抗などの外乱を推定し、この外乱推定値により次の目標駆動力を補正するようにした車速制御装置が知られている（例えば、特開平８−２０７６１９号公報参照）。
この装置では、目標駆動力と実駆動力にローパスフィルター処理を施して外乱推定値を求めている。
【０００３】
また、無段変速機付き車両に対して、目標車速を維持するために必要な駆動力を達成するエンジントルクと変速比の組み合わせの中から、最適燃費を達成できる組み合わせを算出してエンジンと無段変速機を制御するようにした制御アルゴリズムが提案されている（例えば、自動車技術学会誌 vol.48,No.10,1994）。
この制御アルゴリズムによれば、目標駆動力と車速とに基づいてエンジンの出力を求め、予め設定されたエンジン定常特性マップ上において、エンジン回転速度およびエンジントルクに対する最適燃費運転線と等出力線との交点により、エンジン回転速度とエンジントルクを決定するとともに、無段変速機の変速比を決定している。
【０００４】
しかしながら、後者の制御アルゴリズムによれば、エンジンの定常特性マップによりエンジントルクと変速比を求めて駆動軸トルクを制御しており、エンジンの過渡特性がまったく考慮されていない。そのため、例えば急な登坂路や降坂路での定速走行時のように、すでにエンジントルクが飽和している状況では、駆動軸トルクが変速比によって達成されるので、駆動軸トルクの過渡特性は変速比の過渡特性に依存する。この変速比の過渡特性はエンジンの過渡特性に比べて遅いため、登坂路や降坂路の定速走行では目標駆動軸トルクに対する実駆動軸トルクの遅れが大きくなる。
【０００５】
図８および図９は、加速時に無段変速機をダウンシフトした時の、駆動力（駆動軸トルク）、エンジントルクおよび変速比の指令値に対する実際値の変化を示す図であり、図８はエンジントルクが飽和していない場合を、図９はエンジントルクがすでに飽和している場合の特性を示す。
加速時に無段変速機をダウンシフトすると、エンジン側の等価イナーシャの変化によって見かけ上のトルク（イナーシャトルク）が発生し、駆動軸トルクの立ち上がりが遅れて変速中に加速力不足となる。このような場合に、イナーシャトルクの影響を打ち消すためにエンジントルク指令値にイナーシャトルク分の補正値を加えても、すでにエンジントルクが飽和しているので効果がない。
【０００６】
一方、前者の車速制御装置では、有段式変速機を前提としたものであり、駆動軸トルクの遅れはエンジンの遅れのみと仮定して車速制御系（車両モデル）を設計している。このため、駆動軸トルクの遅れが制御系設計の際に仮定した値よりも著しく大きくなった場合には、車速制御系における安定余裕がなくなって車速ハンチングなどが発生するという問題がある。
【０００７】
本発明の目的は、登坂路や降坂路などでエンジントルクが飽和した状態でも車速を安定に制御することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
本願発明は、目標車速を設定する車速設定手段と、実車速を検出する車速検出手段と、実車速を目標車速に一致させるための目標駆動力を演算する駆動力演算手段と、目標駆動力を入力とし実車速を出力とする制御対象の車両の数式化モデルを用いて、実車速に数式化モデルの逆系とローパスフィルターを乗じた値から目標駆動力にローパスフィルターを乗じた値を差し引いて制御対象の車両に加わる外乱を推定する外乱推定手段と、外乱推定値により目標駆動力を補正する駆動力補正手段と、目標駆動力補正値を達成するための目標エンジントルクと目標エンジン回転速度とを演算するエンジン制御指令値演算手段と、目標エンジントルクに応じてエンジントルクを制御するエンジントルク制御手段と、エンジン回転速度が目標エンジン回転速度に一致するように無段変速機の変速比を制御する変速比制御手段とを備えた無段変速機付き車両の車速制御装置に適用される。
そして、エンジントルクの飽和状態を検出するエンジントルク飽和検出手段を備え、外乱推定手段は、エンジントルク飽和検出手段でエンジントルクの飽和状態が検出されると、車速を安定に制御することができるように前記ローパスフィルターの時定数を大きくしてカットオフ周波数を下げることにより、上記目的を達成する。
【０００９】
【発明の効果】
本発明によれば、登坂路や降坂路などでエンジントルクが飽和した状態で変速比を変えても、車速を安定に制御することができる。
【００１０】
【発明の実施の形態】
図１は一実施の形態の構成を示す図である。
車速制御コントローラーＡは車速制御を行い、エンジントルクコントローラーＢはエンジン１０のトルクを制御する。また、変速比コントローラーＣはベルト式無段変速機１１の変速比を制御する。コントローラーＡ、Ｂ、Ｃはそれぞれマイクロコンピューターと通信回路などを備え、相互に通信を行いながら目標車速を達成するための目標駆動軸トルクを求め、目標駆動軸トルクに基づいてエンジン１０のトルクと無段変速機１１の変速比を制御する。
【００１１】
車速制御コントローラーＡにはセットスイッチ１、アクセラレートスイッチ２、コーストスイッチ３、キャンセルスイッチ４、ブレーキスイッチ５、クランク角センサー６などが接続される。セットスイッチ１は、現在の車速を目標車速に設定して車速制御を開始するためのスイッチである。アクセラレートスイッチ２は設定車速を増加するためのスイッチ、コーストスイッチ３は設定車速を低減するためのスイッチである。キャンセルスイッチ４は定速走行制御を解除するためのスイッチ、ブレーキスイッチ５はフットブレーキが操作された時に作動するスイッチである。このブレーキスイッチ５が作動したら、キャンセルスイッチ４が操作された場合と同様に定速走行制御を解除する。クランク角センサー６はエンジン回転速度に応じた周期のパルス列信号を出力する。車速コントローラーＡは、クランク角センサー６からのパルス列信号の周期とパルス数を計測して、エンジン１０の回転速度を検出する。
【００１２】
エンジントルクコントローラーＢには車速センサー７、アクセルセンサー８などが接続される。車速センサー７は無段変速機１１の出力軸に取り付けられ、車速に応じた周期のパルス列信号を出力する。エンジンコントローラーＢは、車速センサー７からのパルス列信号の周期とパルス数を計測して、車速（出力軸回転速度）を検出する。アクセルセンサー８はポテンショ型センサーであり、乗員の加速意志としてアクセルペダルの踏み込み量を検出する。
【００１３】
変速比コントローラーＣには上述した車速センサー７とアクセルセンサー８の他に、プライマリー回転速度センサー９が接続される。プライマリー回転速度センサー９は、ベルト式無段変速機１１のプライマリー・プーリーの回転速度を検出する。
【００１４】
エンジン１０は、スロットルアクチュエーターによる吸入空気と、インジェクターによる燃料噴射と、点火プラグによる点火時期の制御によって、エンジントルクを調節することができる。ベルト式無段変速機１１は、プライマリー・プーリーとセカンダリー・プーリーの半径を油圧機構で可変することによって変速比を無段階に調節することができる。
【００１５】
図２は、車速制御コントローラーＡの車速制御を示すフローチャートである。このフローチャートにより、一実施の形態の動作を説明する。
車速制御コントローラーＡは所定の周期、例えば１０ｍＳごとにこの制御プログラムを実行する。ステップ１において、マイクロコンピューターのインプットキャプチャー機能により計測した車速パルス幅（ｎ周期）の逆数から実車速を求める。続くステップ２では、キャンセルスイッチ４とブレーキスイッチ５の操作を確認し、いずれかのスイッチが操作されてON状態にある時は自動車速制御ＡＳＣＤがキャンセルされたと判断してステップ６へ進み、そうでなければステップ３へ進む。ステップ６では、ＡＳＣＤのキャンセルにともなって各種のフラグや変数などを初期化し、処理を終了する。
【００１６】
一方、ＡＳＣＤがキャンセルされていない時は、ステップ３でセットスイッチ１の操作を確認する。セットスイッチ１が操作されてON状態にある時は、乗員に目標車速Ｖsprの設定意志があると判断してステップ４へ進み、そうでなければステップ７へ進む。ステップ４では目標車速Ｖsprに現在の車速Ｖspを設定し、続くステップ５でＡＳＣＤ作動フラグをセットし処理を終了する。
【００１７】
ＡＳＣＤのキャンセル操作および目標車速Ｖsprの設定操作がない時は、ステップ７でＡＳＣＤ作動フラグを確認し、セットされている時は自動車速制御中（ＡＳＣＤ作動中）であると判断してステップ８へ進み、そうでなければステップ６へ進む。ステップ６では、上述したように各種のフラグや変数などを初期化して処理を終了する。
【００１８】
ＡＳＣＤ作動中の時は、ステップ８でアクセラレートスイッチ２の操作を確認する。アクセラレートスイッチ２がON状態にある時は加速制御モードと判断し、現在の目標車速Ｖsprに所定値ΔＶを加算して車両を加速する。そして、アクセラレートスイッチ２がOFF状態になった直後の実車速Ｖspを目標車速Ｖsprに設定する。続くステップ９ではコーストスイッチ３の操作を確認する。コーストスイッチ３がON状態にある時は減速モードと判断し、現在の目標車速Ｖsprから所定値ΔＶを減算して車両を減速する。そして、コーストスイッチ３がOFF状態になった直後の実車速Ｖspを目標車速Ｖsprに設定する。
【００１９】
ステップ１０において、エンジントルクコントローラーＢと通信を行い、エンジントルク飽和フラグを確認する。エンジントルクコントローラーＢは、スロットル開度、エンジン回転速度、燃焼モード、エンジン冷却水温、燃料カット状況などに基づいて、エンジントルクの飽和と、正トルクか負トルクかを判断し、エンジントルク飽和フラグのセット、リセットを行う。
【００２０】
ステップ１１において、変速比を変えた時にエンジン側の等価イナーシャ変化に起因して発生するイナーシャトルクＩ_Ｔeを、次式により求める。
【数１】
Ｉ_Ｔe＝Ｊ１＊Ｇw＊Ｇf＊（dＧcvtr/dt）
ここで、Ｊ１はエンジン１０および無段変速機１１の入力側の慣性モーメント、Ｇwは駆動輪の角速度、Ｇfは最終減速機の減速比、Ｇcvtrは後述する変速比指令値である。なお、イナーシャトルクＩ_Ｔeの算出方法は上記数式１の方法に限定されない。
【００２１】
ステップ１２では、実車速Ｖspを目標車速Ｖsprに一致させるための最終目標駆動力ｙ１を演算する。最終目標駆動力ｙ１の演算は、図３に示すように、線形制御手法であるモデルマッチング手法と近似ゼロイング手法による車速フィードバック補償器を用いて行なう。車速フィードバック補償器に組み込まれた制御対象の数式化モデルは、目標駆動力を操作量とし車速を制御量として車両をモデル化することにより、相対的に応答性の速いエンジンやトルクコンバータの過渡特性、およびトルクコンバータの非線形定常特性を省略することができる。そして、予め計測されたエンジン非線形特性データマップを用いて目標駆動力に実駆動力が一致するような目標スロットル開度を算出し、スロットル開度をサーボコントロールすることにより、エンジンの非線形な特性を線形化することができる。したがって、目標駆動力を入力とし車速を出力とする数式化モデルは積分特性となり、補償器ではこの車両モデルの伝達特性をパルス伝達関数Ｐ(ｚ-1)とおくことができる。
【００２２】
(ｚ-1)は遅延演算子であり、(ｚ-1)を乗ずると１サンプリング周期前の値となる。同様に、(ｚ-n)は遅延演算子の一般的な表現であり、(ｚ-n)を乗ずるとｎサンプリング周期前の値となる。なお、”-1”、”-n”は代数学における”乗べき”のべき数であり、厳密には上付文字で表すべきであるが、この明細書では上付文字の見づらさをなくすためにそれぞれ(ｚ-1)、(ｚ-n)と表現する。
【００２３】
図３は、離散時間系で表した一実施の形態の車速フィードバック補償器を示す。Ｃ１(ｚ-1)、Ｃ２(ｚ-1)は近似ゼロイング手法による外乱推定器であり、外乱やモデル化誤差による影響を抑制する。さらに、Ｃ３(ｚ-1)はモデルマッチング手法による補償器であり、目標車速Ｖsprを入力とし実車速Ｖspを出力とした場合の制御対象の応答特性を、予め定めた一次遅れとむだ時間要素を持つ規範モデルＨ(ｚ-1)の特性に一致させる。
【００２４】
制御対象の伝達特性は、パワートレインの遅れであるむだ時間を考慮する必要がある。目標駆動力を入力とし実車速を出力とする制御対象のパルス伝達関数Ｐ(ｚ-1)は、次式に示す積分要素Ｐ１(ｚ-1)とむだ時間要素Ｐ２(ｚ-1)（＝ｚ-n）の積で表わすことができる。
【数２】
Ｐ１(ｚ-1)＝Ｔ・(ｚ-1)／｛Ｍ・（１−(ｚ-1)）｝
ここで、Ｔはサンプリング周期（この実施形態では１０msec）、Ｍは平均車重である。
【００２５】
この時、補償器Ｃ１(ｚ-1)は次式で表わされる。
【数３】
Ｃ１(ｚ-1)＝（１−γ）・(ｚ-1)／｛１−γ・(ｚ-1)｝，
すなわち、補償器Ｃ１(ｚ-1)はローパスフィルタである。
【００２６】
さらに、補償器Ｃ２(ｚ-1)はＣ１／Ｐ１として次式で表わされる。
【数４】
Ｃ２(ｚ-1)＝Ｍ・（１−γ）・（１−(ｚ-1)）／｛Ｔ・（１−γ・(ｚ-1)）｝
なお、補償器Ｃ２は車両モデルの逆系にローパスフィルタをかけたものであり、この補償器Ｃ２に実車速Ｖspを入力することによって実車速Ｖspに応じた駆動力、すなわちパワートレインの駆動力から走行抵抗などの外乱を差し引いた駆動力を逆算することができる。
【００２７】
補償器Ｃ１(ｚ-1)におけるローパスフィルタのカットオフ周波数（時定数）は、エンジントルクの飽和、非飽和により設定する。すなわち、エンジントルクが飽和していない場合には、
【数５】
γ＝exp（−Ｔ／Ｔb1）
一方、エンジントルクが飽和している場合には、
【数６】
γ＝exp（−Ｔ／Ｔb2）
ここで、Ｔb1、Ｔb2は時定数であり、Ｔb1＜Ｔb2である。
【００２８】
制御対象のむだ時間を無視して、規範モデルＨ（ｚ-1）を時定数Ｔａの１次ローパスフィルタと仮定すると、補償器Ｃ３は次のような定数となる。
【数７】
Ｃ３＝Ｋ＝｛１−exp（−Ｔ／Ｔa）｝・Ｍ／Ｔ
【００２９】
モデルマッチング補償器Ｃ３(ｚ-1)に相当する部分の演算を行ない、実車速Ｖspから目標車速Ｖsprまで加速するための目標駆動力ｙ４を求める。データｙ(k)は今回のサンプリング時点における駆動力、データｙ(k-1)は１サンプリング周期前の駆動力を表わすものとすると、
【数８】
ｙ４(k)＝Ｋ・｛Ｖspr(k)−Ｖsp(k)｝
【００３０】
次に、外乱推定器の一部のロバスト補償器Ｃ２(ｚ-1)に相当する部分の演算を行ない、実車速Ｖspに応じた駆動力、すなわちパワートレインの駆動力から走行抵抗などの外乱を差し引いた駆動力ｙ３を逆算する。
【数９】
ｙ３(k)＝γ・ｙ３(k-1)＋（１−γ）・Ｍ・｛Ｖsp(k)−Ｖsp(k-1)｝／Ｔ
【００３１】
上述したように、駆動力ｙ３(k)は実車速Ｖspに応じた駆動力、すなわちパワートレインの駆動力から走行抵抗などの外乱を差し引いた駆動力である。一方、補償器Ｃ１はローパスフィルターであるから、駆動力ｙ２(k)は目標駆動力ｙ１をローパスフィルター処理した駆動力である。この駆動力ｙ２(k)に遅延演算子(ｚ-n)を乗じた駆動力ｙ２(k-n)は駆動力ｙ２(k)のｎサンプリング周期前の値であり、パワートレインの遅れ（むだ時間）を考慮したパワートレインの現在の実駆動力と見なすことができる。したがって、現在のパワートレインの駆動力ｙ２(k-n)から、走行抵抗などの外乱を差し引いた実車速分の駆動力ｙ３(k)を減じれば、走行抵抗などの外乱Ｆｒを推定することができる。
【００３２】
次に、目標駆動力ｙ４(k)を走行抵抗推定値Ｆｒで補正し、外乱混入による駆動力不足を補償するための最終目標駆動力ｙ１(k)を求める。
【数１０】

このように、近似ゼロイング手法で構成された外乱推定器は、制御対象モデルの出力と実際の制御対象の出力との差に基づいて走行抵抗などの外乱を正確に推定することができる。
【００３３】
さらに、外乱推定器の一部であるローパスフィルタとしての補償器Ｃ１(ｚ-1)に相当する部分の演算を行なう。
【数１１】
ｙ２(k)＝γ・ｙ２(k-1)＋（１−γ）・ｙ１(k-1)
【００３４】
最終目標駆動力ｙ１(k)に基づいて目標駆動トルクＴorを演算する。
【数１２】
Ｔor＝ｙ１・Ｒt
ここで、Ｒtはタイヤの有効半径である。
【００３５】
ふたたび図２へ戻って車速制御の説明を続けると、ステップ１３で目標駆動軸トルクＴorの符号を判定し、正の時はステップ１４へ進み、負の時はステップ１５へ進む。目標駆動軸トルクＴorが正の時は、ステップ１４で、目標駆動軸トルクＴorと最適燃費とを両立させるためのエンジン１０の運転点を求める。まず、次式により目標出力Ｌを算出する。
【数１３】
Ｌ＝Ｔor・Ｖspr／Ｒt またはＬ＝ｙ１／Ｖspr
【００３６】
次に、図４に示すエンジン特性図を用いて、目標出力Ｌ（正値）を達成しつつ燃料消費率が最低となる運転点、すなわち等出力線と等燃費線との交点を連ねた最適燃費線上にある点を検索する。実際には、出力値（正値）に対応した目標とするエンジン運転点、すなわち等出力線と最適燃費線との交点で決まる目標エンジン回転速度Ｎerを予めマップに記憶しておき、目標出力Ｌ（正値）により表引き演算する。
【００３７】
一方、目標駆動トルクＴorの値が負の時は、ステップ１５で、負の目標駆動軸トルク指令値Ｔorを、スロットル全閉且つ燃料カット状態で実現するエンジン１０の運転点を求める。まず、次式により目標出力Ｌを求める。
【数１４】
Ｌ＝Ｔor・Ｖspr／ＲｔまたはＬ＝ｙ１・Ｖspr
【００３８】
次に、図５に示すエンジン特性図を用いて、目標出力Ｌ（負値）を、燃料カット且つスロットル全閉状態で実現するエンジン運転点を求める。実際には、出力値（負値）に対応した目標とするエンジン運転点、すなわち等出力線と、燃料カット且つスロットル全閉時のエンジントルク線との交点で決まる目標エンジン回転速度Ｎerを予めマップに記憶しておき、目標出力Ｌ（負値）により表引き演算する。
【００３９】
ステップ１６では、無段変速機１１が取り得る変速比範囲や、エンジンなどで決まるエンジン回転速度制限を、目標エンジン回転速度Ｎerに施す。ステップ１７で、目標変速比Ｇcvtrと目標エンジントルクＴer1を求める。
【数１５】
Ｇcvtr＝Ｎer・Ｒt／Ｖsp／Ｇf，
Ｔer1＝Ｔor／Ｇcvt／Ｇf
ここで、Ｇfはファイナル減速比、Ｇcvtは実変速比である。
【００４０】
ステップ１８で、目標エンジントルクＴer1とイナーシャトルクＩ_Ｔeに基づいて最終目標エンジントルクＴer2を求める。
【数１６】
Ｔer2＝Ｔer1＋Ｉ_Ｔe
【００４１】
ステップ１９では、エンジントルクコントローラーＢへ最終目標エンジントルクＴer2を出力し、変速比コントローラーＣへ目標変速比Ｇcvtrを出力する。エンジントルクコントローラーＢは、エンジン１０のトルクが最終目標値Ｔer2となるように、スロットルアクチュエーターと燃料噴射装置を制御する。また、変速比コントローラーＣは、変速比が目標値Ｇcvtrとなるように無段変速機１１を制御する。
【００４２】
図６は従来の車速制御装置によるシュミレーション結果を示すタイムチャート、図７は本発明の一実施の形態によるシュミレーション結果を示すタイムチャートである。これらの図は、エンジントルクが飽和状態にあるような急な勾配の下り坂を車速１００ｋｍ／ｈで定速走行する場合の、目標駆動トルクＴorと実駆動トルクＴo、目標エンジントルクＴerと実エンジントルクＴe、目標変速比Ｇcvtrと実変速比Ｇcvt、目標車速Ｖsprと実車速Ｖsp、道路勾配koubai、ローパスフィルターの時定数Ｔbなどを示す。なお、ローパスフィルターの時定数Ｔbは、従来装置が０.４［sec］で固定、一実施の形態が０.４［sec］から０.８［sec］へ切り換えるものとする。
【００４３】
従来の車速制御装置においては、エンジントルクの飽和により駆動軸トルクの遅れが大きくなり、さらに変速によるイナーシャトルクが発生すると、車速制御系における安定余裕が損なわれ、その結果、車速などにハンチングが発生してしまう。これに対し一実施の形態では、エンジントルクが飽和し、イナーシャトルクが補正できない場合には、時定数を０.８［sec］に切り換えるので、車速制御の安定性が確保され、車速ハンチングが改善される。
【００４４】
このように、急な登坂路、降坂路での定速走行時に、エンジントルクがすでに飽和しており、イナーシャトルクの影響を打ち消すことができない場合には、外乱補償器におけるローパスフィルターの時定数を大きくしてカットオフ周波数を下げるようにしたので、目標駆動軸トルクに対する実駆動軸トルクの遅れが大きくなり、さらにイナーシャトルクが発生した場合でも、車速制御系は外乱補償器による補正を弱めているため、車速制御の安定性を確保することができ、車速などのハンチングを改善することができる。
【００４５】
以上の一実施の形態の構成において、セットスイッチ１および車速制御コントローラーＡが車速設定手段を、車速センサー７が車速検出手段を、車速制御コントローラーＡが駆動力演算手段、外乱推定手段、駆動力補正手段およびエンジン制御指令値演算手段を、エンジントルクコントローラーＢがエンジントルク制御手段およびエンジントルク飽和検出手段を、変速比コントローラーＣが変速比制御手段をそれぞれ構成する。
【図面の簡単な説明】
【図１】一実施の形態の構成を示す図である。
【図２】一実施の形態の車速制御を示すフローチャートである。
【図３】離散時間系で表した一実施の形態の車速フィードバック補償器を示す図である。
【図４】エンジントルクが正の場合のエンジン特性図である。
【図５】エンジントルクが負の場合のエンジン特性図である。
【図６】従来の車速制御装置によるシュミレーション御結果を示す図である。
【図７】一実施の形態のシュミレーション結果を示す図である。
【図８】従来の車速制御装置によるエンジントルクが飽和していない時の駆動軸トルクと変速比の応答特性を示す図である。
【図９】従来の車速制御装置によるエンジントルクが飽和している時の駆動軸トルクと変速比の応答特性を示す図である。
【符号の説明】
Ａ車速制御コントローラー
Ｂエンジントルクコントローラー
Ｃ変速比コントローラー
１セットスイッチ
２アクセラレートスイッチ
３コーストスイッチ
４キャンセルスイッチ
５ブレーキスイッチ
６クランク角センサー
７車速センサー
８アクセルセンサー
９プライマリー回転速度センサー
１０エンジン
１１ベルト式無段変速機[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an apparatus for controlling the traveling speed of a vehicle, and more particularly to improving the vehicle speed control performance of a vehicle with a continuously variable transmission.
[0002]
[Prior art and its problems]
The vehicle to be controlled that has the target driving force as input and the actual vehicle speed as output is represented by a mathematical model in the form of the product of the integral element and the dead time element. With this mathematical model, the actual driving force is calculated back from the actual vehicle speed. There is known a vehicle speed control device that estimates a disturbance such as a running resistance by subtracting an actual driving force from a target driving force, and corrects the next target driving force based on the estimated disturbance value (for example, Japanese Patent Laid-Open No. Hei 8- No. 207619).
In this apparatus, the estimated disturbance value is obtained by subjecting the target driving force and the actual driving force to low-pass filter processing.
[0003]
Also, for a vehicle with a continuously variable transmission, the combination of engine torque and gear ratio that achieves the driving force necessary to maintain the target vehicle speed is calculated to calculate the combination that can achieve the optimum fuel efficiency and A control algorithm for controlling a step transmission has been proposed (for example, Journal of the Society of Automotive Engineers of Japan, vol. 48, No. 10, 1994).
According to this control algorithm, the engine output is obtained based on the target driving force and the vehicle speed, and the optimal fuel consumption driving line and the iso-output line for the engine speed and the engine torque are set on the engine steady characteristic map set in advance. The engine speed and engine torque are determined by the intersection point, and the gear ratio of the continuously variable transmission is determined.
[0004]
However, according to the latter control algorithm, the engine torque and the gear ratio are obtained from the engine steady characteristic map to control the drive shaft torque, and the transient characteristics of the engine are not considered at all. Therefore, for example, when the engine torque is already saturated, such as when driving at a constant speed on a steep uphill or downhill road, the drive shaft torque is achieved by the gear ratio. It depends on the transient characteristics of the gear ratio. Since the transient characteristic of the gear ratio is slower than the transient characteristic of the engine, the delay of the actual drive shaft torque with respect to the target drive shaft torque becomes large in constant speed traveling on an uphill road or downhill road.
[0005]
FIGS. 8 and 9 are diagrams showing changes in actual values with respect to command values of driving force (drive shaft torque), engine torque, and gear ratio when the continuously variable transmission is downshifted during acceleration. FIG. 9 shows the characteristics when the engine torque is already saturated, when the engine torque is not saturated.
When the continuously variable transmission is downshifted during acceleration, an apparent torque (inert torque) is generated due to a change in the equivalent inertia on the engine side, and the rising of the drive shaft torque is delayed, resulting in insufficient acceleration force during shifting. In such a case, even if the correction value for the inertia torque is added to the engine torque command value in order to cancel the influence of the inertia torque, there is no effect because the engine torque is already saturated.
[0006]
On the other hand, the former vehicle speed control device is premised on a stepped transmission, and the vehicle speed control system (vehicle model) is designed on the assumption that the drive shaft torque delay is only the engine delay. For this reason, when the delay of the drive shaft torque becomes significantly larger than the value assumed in the control system design, there is a problem that the stability margin in the vehicle speed control system is lost and vehicle speed hunting occurs.
[0007]
An object of the present invention is to stably control the vehicle speed even when the engine torque is saturated on an uphill road or a downhill road.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
The present invention comprises a vehicle speed setting means for setting a target vehicle speed, a vehicle speed detection means for detecting an actual vehicle speed, a driving force calculation means for calculating a target driving force for making the actual vehicle speed coincide with the target vehicle speed, and a target driving force. using equation model of the controlled system of the vehicle to output the actual vehicle speed as an input, by subtracting the value obtained by multiplying a low-pass filter from the value obtained by multiplying an inverse system and a low-pass filter equation model of the target driving force to the actual vehicle speed Disturbance estimating means for estimating disturbance applied to the vehicle to be controlled, driving force correcting means for correcting the target driving force based on the estimated disturbance value, target engine torque and target engine speed for achieving the target driving force correction value, Engine control command value calculation means for calculating the engine torque, engine torque control means for controlling the engine torque in accordance with the target engine torque, and the engine speed is the target engine speed. It applied to the vehicle speed control system for a continuously variable transmission with a vehicle having a gear ratio control means for controlling the transmission ratio of the continuously variable transmission so as to match the speed.
An engine torque saturation detecting means for detecting a saturation state of the engine torque is provided, and the disturbance estimating means is capable of stably controlling the vehicle speed when the engine torque saturation detecting means detects the engine torque saturation state. The above object is achieved by increasing the time constant of the low-pass filter to lower the cutoff frequency .
[0009]
【The invention's effect】
According to the present invention, the vehicle speed can be stably controlled even if the gear ratio is changed while the engine torque is saturated on an uphill road or a downhill road.
[0010]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an embodiment.
The vehicle speed controller A performs vehicle speed control, and the engine torque controller B controls the torque of the engine 10. The gear ratio controller C controls the gear ratio of the belt type continuously variable transmission 11. Each of the controllers A, B, and C includes a microcomputer and a communication circuit, and obtains a target drive shaft torque for achieving the target vehicle speed while communicating with each other, and determines the torque of the engine 10 based on the target drive shaft torque. The gear ratio of the step transmission 11 is controlled.
[0011]
A set switch 1, an acceleration switch 2, a coast switch 3, a cancel switch 4, a brake switch 5, a crank angle sensor 6 and the like are connected to the vehicle speed controller A. The set switch 1 is a switch for setting the current vehicle speed to the target vehicle speed and starting vehicle speed control. The acceleration switch 2 is a switch for increasing the set vehicle speed, and the coast switch 3 is a switch for reducing the set vehicle speed. The cancel switch 4 is a switch for releasing the constant speed traveling control, and the brake switch 5 is a switch that operates when the foot brake is operated. When the brake switch 5 is actuated, the constant speed traveling control is canceled as in the case where the cancel switch 4 is operated. The crank angle sensor 6 outputs a pulse train signal having a cycle corresponding to the engine speed. The vehicle speed controller A detects the rotational speed of the engine 10 by measuring the period and the number of pulses of the pulse train signal from the crank angle sensor 6.
[0012]
The engine torque controller B is connected to a vehicle speed sensor 7, an accelerator sensor 8, and the like. The vehicle speed sensor 7 is attached to the output shaft of the continuously variable transmission 11 and outputs a pulse train signal having a period corresponding to the vehicle speed. The engine controller B measures the period and the number of pulses of the pulse train signal from the vehicle speed sensor 7 and detects the vehicle speed (output shaft rotation speed). The accelerator sensor 8 is a potentiometric sensor and detects the amount of depression of the accelerator pedal as an occupant's intention to accelerate.
[0013]
In addition to the vehicle speed sensor 7 and the accelerator sensor 8 described above, a primary rotation speed sensor 9 is connected to the gear ratio controller C. The primary rotational speed sensor 9 detects the rotational speed of the primary pulley of the belt type continuously variable transmission 11.
[0014]
The engine 10 can adjust the engine torque by controlling the intake air by the throttle actuator, the fuel injection by the injector, and the ignition timing by the spark plug. The belt-type continuously variable transmission 11 can adjust the gear ratio steplessly by changing the radii of the primary pulley and the secondary pulley with a hydraulic mechanism.
[0015]
FIG. 2 is a flowchart showing the vehicle speed control of the vehicle speed controller A. The operation of the embodiment will be described with reference to this flowchart.
The vehicle speed controller A executes this control program every predetermined cycle, for example, 10 mS. In step 1, the actual vehicle speed is obtained from the reciprocal of the vehicle speed pulse width (n cycle) measured by the input capture function of the microcomputer. In the following step 2, the operation of the cancel switch 4 and the brake switch 5 is confirmed, and when either switch is operated and is in the ON state, it is determined that the vehicle speed control ASCD is canceled, and the process proceeds to step 6. If not, go to Step 3. In step 6, various flags and variables are initialized in accordance with the cancellation of the ASCD, and the process ends.
[0016]
On the other hand, when the ASCD has not been canceled, the operation of the set switch 1 is confirmed in step 3. When the set switch 1 is operated and is in the ON state, it is determined that the occupant has a willingness to set the target vehicle speed Vspr, and the process proceeds to step 4; In step 4, the current vehicle speed Vsp is set as the target vehicle speed Vspr, and in the following step 5, the ASCD operation flag is set, and the process ends.
[0017]
If there is no ASCD canceling operation or target vehicle speed Vspr setting operation, the ASCD operation flag is confirmed in step 7, and if it is set, it is determined that the vehicle speed is being controlled (ASCD is operating), and the process proceeds to step 8. If not, go to Step 6. In step 6, as described above, various flags and variables are initialized and the process is terminated.
[0018]
When the ASCD is in operation, the operation of the acceleration switch 2 is confirmed at step 8. When the acceleration switch 2 is in the ON state, the acceleration control mode is determined, and the vehicle is accelerated by adding a predetermined value ΔV to the current target vehicle speed Vspr. Then, the actual vehicle speed Vsp immediately after the acceleration switch 2 is turned off is set to the target vehicle speed Vspr. In the subsequent step 9, the operation of the coast switch 3 is confirmed. When the coast switch 3 is in the ON state, it is determined that the vehicle is in the deceleration mode, and the vehicle is decelerated by subtracting a predetermined value ΔV from the current target vehicle speed Vspr. Then, the actual vehicle speed Vsp immediately after the coast switch 3 is turned off is set to the target vehicle speed Vspr.
[0019]
In step 10, communication with the engine torque controller B is performed to check the engine torque saturation flag. The engine torque controller B determines whether the engine torque is saturated and whether it is positive torque or negative torque based on the throttle opening, engine speed, combustion mode, engine coolant temperature, fuel cut condition, and the like. Set and reset.
[0020]
In step 11, the inertia torque I_Te generated due to the change of the equivalent inertia on the engine side when the speed ratio is changed is obtained by the following equation.
[Expression 1]
I_Te = J1 * Gw * Gf * (dGcvtr / dt)
Here, J1 is the moment of inertia on the input side of the engine 10 and the continuously variable transmission 11, Gw is the angular velocity of the drive wheels, Gf is the speed reduction ratio of the final reduction gear, and Gcvtr is the speed ratio command value described later. Note that the method of calculating the inertia torque I_Te is not limited to the method of Equation 1 above.
[0021]
In step 12, the final target driving force y1 for making the actual vehicle speed Vsp coincide with the target vehicle speed Vspr is calculated. As shown in FIG. 3, the final target driving force y1 is calculated using a vehicle speed feedback compensator using a model matching method and an approximate zeroing method, which are linear control methods. The numerical model of the control target incorporated in the vehicle speed feedback compensator is a transient characteristic of a relatively fast engine or torque converter by modeling the vehicle with the target driving force as the manipulated variable and the vehicle speed as the controlled variable. And the non-linear steady state characteristic of the torque converter can be omitted. Then, using the engine nonlinear characteristic data map measured in advance, the target throttle opening is calculated so that the actual driving force matches the target driving force. Can be linearized. Therefore, a mathematical model having the target driving force as an input and the vehicle speed as an output has an integral characteristic, and the compensator can set the transfer characteristic of the vehicle model as a pulse transfer function P (z-1).
[0022]
(z-1) is a delay operator. When (z-1) is multiplied, the value is one sampling period before. Similarly, (z−n) is a general expression of a delay operator, and when multiplied by (z−n), a value before n sampling periods is obtained. Note that “-1” and “-n” are powers of “power” in algebra, and should be expressed in superscript, but in this specification, the superscript is difficult to see. Therefore, they are expressed as (z-1) and (z-n), respectively.
[0023]
FIG. 3 shows a vehicle speed feedback compensator of an embodiment expressed in a discrete time system. C1 (z-1) and C2 (z-1) are disturbance estimators using an approximate zeroing method, and suppress the influence of disturbances and modeling errors. Further, C3 (z-1) is a compensator based on the model matching method, and the response characteristics of the control target when the target vehicle speed Vspr is input and the actual vehicle speed Vsp is output are defined as a predetermined primary delay and a time delay element. Match the characteristics of the reference model H (z-1).
[0024]
It is necessary to consider the dead time, which is the delay of the power train, in the transfer characteristics of the controlled object. The pulse transfer function P (z-1) to be controlled with the target driving force as input and the actual vehicle speed as output is an integral element P1 (z-1) and dead time element P2 (z-1) (= z-n).
[Expression 2]
P1 (z-1) = T. (Z-1) / {M. (1- (z-1))}
Here, T is a sampling period (10 msec in this embodiment), and M is an average vehicle weight.
[0025]
At this time, the compensator C1 (z-1) is expressed by the following equation.
[Equation 3]
C1 (z-1) = (1- [gamma]). (Z-1) / {1- [gamma]. (Z-1)},
That is, the compensator C1 (z-1) is a low-pass filter.
[0026]
Further, the compensator C2 (z-1) is expressed by the following equation as C1 / P1.
[Expression 4]
C2 (z-1) = M. (1-.gamma.). (1- (z-1)) / {T. (1-.gamma .. (z-1))}
The compensator C2 is obtained by applying a low-pass filter to the inverse system of the vehicle model. By inputting the actual vehicle speed Vsp to the compensator C2, the driving force corresponding to the actual vehicle speed Vsp, that is, the driving force of the power train is obtained. The driving force minus the disturbance such as running resistance can be calculated backward.
[0027]
The cut-off frequency (time constant) of the low-pass filter in the compensator C1 (z-1) is set by engine torque saturation or non-saturation. That is, if the engine torque is not saturated,
[Equation 5]
γ = exp (-T / Tb1)
On the other hand, if the engine torque is saturated,
[Formula 6]
γ = exp (-T / Tb2)
Here, Tb1 and Tb2 are time constants, and Tb1 <Tb2.
[0028]
If the reference model H (z-1) is assumed to be a first-order low-pass filter with a time constant Ta, ignoring the dead time of the controlled object, the compensator C3 has the following constants.
[Expression 7]
C3 = K = {1-exp (-T / Ta)}. M / T
[0029]
A portion corresponding to the model matching compensator C3 (z-1) is calculated to obtain a target driving force y4 for accelerating from the actual vehicle speed Vsp to the target vehicle speed Vspr. The data y (k) represents the driving force at the time of this sampling, and the data y (k-1) represents the driving force before one sampling period.
[Equation 8]
y4 (k) = K · {Vspr (k) −Vsp (k)}
[0030]
Next, a part of the disturbance estimator corresponding to the robust compensator C2 (z-1) is calculated, and the driving force according to the actual vehicle speed Vsp, that is, the driving force of the power train is used to reduce disturbance such as running resistance. The calculated driving force y3 is calculated backward.
[Equation 9]
y3 (k) = [gamma] .y3 (k-1) + (1- [gamma]). M. {Vsp (k) -Vsp (k-1)} / T
[0031]
As described above, the driving force y3 (k) is a driving force corresponding to the actual vehicle speed Vsp, that is, a driving force obtained by subtracting disturbance such as running resistance from the driving force of the power train. On the other hand, since the compensator C1 is a low-pass filter, the driving force y2 (k) is a driving force obtained by subjecting the target driving force y1 to low-pass filtering. The driving force y2 (kn) obtained by multiplying the driving force y2 (k) by the delay operator (z-n) is a value before the n sampling period of the driving force y2 (k), and the delay of the power train (dead time). Can be regarded as the current actual driving force of the powertrain. Therefore, if the driving force y3 (k) for the actual vehicle speed obtained by subtracting disturbance such as traveling resistance is subtracted from the driving force y2 (kn) of the current power train, the disturbance Fr such as traveling resistance can be estimated. .
[0032]
Next, the target driving force y4 (k) is corrected with the running resistance estimation value Fr, and the final target driving force y1 (k) for compensating for the driving force shortage due to the disturbance mixing is obtained.
[Expression 10]

As described above, the disturbance estimator configured by the approximate zeroing method can accurately estimate disturbance such as running resistance based on the difference between the output of the controlled object model and the actual output of the controlled object.
[0033]
Further, a part corresponding to the compensator C1 (z-1) as a low-pass filter that is a part of the disturbance estimator is calculated.
[Expression 11]
y2 (k) = γ · y2 (k-1) + (1-γ) · y1 (k-1)
[0034]
A target driving torque Tor is calculated based on the final target driving force y1 (k).
[Expression 12]
Tor = y1 ・ Rt
Here, Rt is the effective radius of the tire.
[0035]
Returning to FIG. 2 again, the description of the vehicle speed control is continued. In step 13, the sign of the target drive shaft torque Tor is determined. If positive, the process proceeds to step 14, and if negative, the process proceeds to step 15. When the target drive shaft torque Tor is positive, at step 14, the operating point of the engine 10 for achieving both the target drive shaft torque Tor and the optimum fuel consumption is obtained. First, the target output L is calculated by the following equation.
[Formula 13]
L = Tor · Vspr / Rt or L = y1 / Vspr
[0036]
Next, the engine characteristic diagram shown in FIG. 4 is used, and the optimum operating point where the fuel consumption rate is the lowest while achieving the target output L (positive value), that is, the intersection of the iso-output line and the iso-fuel consumption line is connected. Search for points on the fuel economy line. In practice, the target engine operating point corresponding to the output value (positive value), that is, the target engine speed Ner determined by the intersection of the iso-output line and the optimum fuel consumption line is stored in advance in the map, and the target output L The table is calculated by (positive value).
[0037]
On the other hand, when the value of the target drive torque Tor is negative, in step 15, the operating point of the engine 10 that realizes the negative target drive shaft torque command value Tor in the fully closed throttle and fuel cut state is obtained. First, the target output L is obtained by the following equation.
[Expression 14]
L = Tor · Vspr / Rt or L = y1 · Vspr
[0038]
Next, an engine operating point at which the target output L (negative value) is realized with the fuel cut and the throttle fully closed is obtained using the engine characteristic diagram shown in FIG. Actually, the target engine speed Ner determined by the intersection of the target engine operating point corresponding to the output value (negative value), that is, the iso-output line, and the engine torque line when the fuel is cut and the throttle is fully closed is previously mapped. And the table is calculated by the target output L (negative value).
[0039]
In step 16, a speed ratio range that can be taken by the continuously variable transmission 11 and an engine speed limit determined by the engine or the like are applied to the target engine speed Ner. In step 17, the target gear ratio Gcvtr and the target engine torque Ter1 are obtained.
[Expression 15]
Gcvtr = Ner · Rt / Vsp / Gf,
Ter1 = Tor / Gcvt / Gf
Here, Gf is the final reduction ratio, and Gcvt is the actual transmission ratio.
[0040]
In step 18, the final target engine torque Ter2 is obtained based on the target engine torque Ter1 and the inertia torque I_Te.
[Expression 16]
Ter2 = Ter1 + I_Te
[0041]
In step 19, the final target engine torque Ter2 is output to the engine torque controller B, and the target speed ratio Gcvtr is output to the speed ratio controller C. The engine torque controller B controls the throttle actuator and the fuel injection device so that the torque of the engine 10 becomes the final target value Ter2. Further, the gear ratio controller C controls the continuously variable transmission 11 so that the gear ratio becomes the target value Gcvtr.
[0042]
FIG. 6 is a time chart showing a simulation result by a conventional vehicle speed control device, and FIG. 7 is a time chart showing a simulation result according to one embodiment of the present invention. These figures show the target drive torque Tor, the actual drive torque To, the target engine torque Ter, and the actual engine when traveling at a constant speed at a vehicle speed of 100 km / h on a steep downhill where the engine torque is saturated. The torque Te, the target gear ratio Gcvtr and the actual gear ratio Gcvt, the target vehicle speed Vspr and the actual vehicle speed Vsp, the road gradient koubai, the time constant Tb of the low-pass filter, and the like are shown. Note that the time constant Tb of the low-pass filter is fixed at 0.4 [sec] in the conventional apparatus, and is switched from 0.4 [sec] to 0.8 [sec] in one embodiment.
[0043]
In the conventional vehicle speed control device, if the engine torque is saturated, the delay of the drive shaft torque increases, and if an inertia torque is generated due to gear shifting, the stability margin in the vehicle speed control system is impaired, resulting in hunting in the vehicle speed, etc. Resulting in. In contrast, in one embodiment, when the engine torque is saturated and the inertia torque cannot be corrected, the time constant is switched to 0.8 [sec], so that the stability of the vehicle speed control is ensured and the vehicle speed hunting is improved. Is done.
[0044]
In this way, when the engine torque is already saturated during constant speed driving on steep uphill and downhill roads, and the influence of inertia torque cannot be canceled, the time constant of the low pass filter in the disturbance compensator is set. Since the cut-off frequency is lowered by increasing it, the delay of the actual drive shaft torque increases with respect to the target drive shaft torque, and even if an inertia torque occurs, the vehicle speed control system weakens the correction by the disturbance compensator Therefore, stability of vehicle speed control can be ensured, and hunting such as vehicle speed can be improved.
[0045]
In the configuration of the above embodiment, the set switch 1 and the vehicle speed control controller A are vehicle speed setting means, the vehicle speed sensor 7 is vehicle speed detection means, the vehicle speed control controller A is driving force calculation means, disturbance estimation means, driving force correction. And engine control command value calculation means, engine torque controller B constitutes engine torque control means and engine torque saturation detection means, and gear ratio controller C constitutes gear ratio control means.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an embodiment.
FIG. 2 is a flowchart showing vehicle speed control according to one embodiment.
FIG. 3 is a diagram showing a vehicle speed feedback compensator according to an embodiment expressed in a discrete time system.
FIG. 4 is an engine characteristic diagram when the engine torque is positive.
FIG. 5 is an engine characteristic diagram when the engine torque is negative.
FIG. 6 is a diagram showing a simulation control result by a conventional vehicle speed control device.
FIG. 7 is a diagram illustrating a simulation result according to one embodiment.
FIG. 8 is a diagram showing response characteristics of drive shaft torque and gear ratio when engine torque is not saturated by a conventional vehicle speed control device.
FIG. 9 is a diagram showing response characteristics of drive shaft torque and gear ratio when engine torque is saturated by a conventional vehicle speed control device.
[Explanation of symbols]
A Vehicle speed control controller B Engine torque controller C Gear ratio controller 1 Set switch 2 Acceleration switch 3 Coast switch 4 Cancel switch 5 Brake switch 6 Crank angle sensor 7 Vehicle speed sensor 8 Acceleration sensor 9 Primary rotational speed sensor 10 Engine 11 Belt type continuously variable transmission

Claims

目標車速を設定する車速設定手段と、
実車速を検出する車速検出手段と、
前記実車速を前記目標車速に一致させるための目標駆動力を演算する駆動力演算手段と、
前記目標駆動力を入力とし前記実車速を出力とする制御対象の車両の数式化モデルを用いて、前記実車速に前記数式化モデルの逆系とローパスフィルターを乗じた値から前記目標駆動力に前記ローパスフィルターを乗じた値を差し引いて制御対象の車両に加わる外乱を推定する外乱推定手段と、
前記外乱推定値により前記目標駆動力を補正する駆動力補正手段と、
前記目標駆動力補正値を達成するための目標エンジントルクと目標エンジン回転速度とを演算するエンジン制御指令値演算手段と、
前記目標エンジントルクに応じてエンジントルクを制御するエンジントルク制御手段と、
エンジン回転速度が前記目標エンジン回転速度に一致するように無段変速機の変速比を制御する変速比制御手段とを備えた無段変速機付き車両の車速制御装置において、
エンジントルクの飽和状態を検出するエンジントルク飽和検出手段を備え、
前記外乱推定手段は、前記エンジントルク飽和検出手段でエンジントルクの飽和状態が検出されると、車速を安定に制御することができるように前記ローパスフィルターの時定数を大きくしてカットオフ周波数を下げることを特徴とする無段変速機付き車両の車速制御装置。Vehicle speed setting means for setting a target vehicle speed;
Vehicle speed detection means for detecting the actual vehicle speed;
Driving force calculating means for calculating a target driving force for making the actual vehicle speed coincide with the target vehicle speed;
Using Equation model of the controlled system of the vehicle to output the actual vehicle speed as input the target driving force, the target driving force from the value obtained by multiplying an inverse system and a low-pass filter of the equation model to the actual vehicle speed Disturbance estimation means for subtracting the value multiplied by the low-pass filter to estimate disturbance applied to the vehicle to be controlled ;
Driving force correction means for correcting the target driving force by the estimated disturbance value;
Engine control command value calculating means for calculating a target engine torque and a target engine rotation speed for achieving the target driving force correction value;
Engine torque control means for controlling engine torque in accordance with the target engine torque;
In a vehicle speed control device for a vehicle with a continuously variable transmission, comprising a gear ratio control means for controlling a gear ratio of the continuously variable transmission so that an engine rotational speed matches the target engine rotational speed,
Engine torque saturation detecting means for detecting the saturation state of the engine torque,
The disturbance estimation means increases the time constant of the low-pass filter and lowers the cutoff frequency so that the vehicle speed can be stably controlled when the engine torque saturation detection means detects the engine torque saturation state. A vehicle speed control device for a vehicle with a continuously variable transmission.