JP4458252B2 - Output control device for internal combustion engine - Google Patents

Description

本発明は内燃機関の出力制御装置に係り、詳しくは車両のアクセル操作時における振動（加減速ショック）を低減する技術に関する。   The present invention relates to an output control device for an internal combustion engine, and more particularly to a technique for reducing vibration (acceleration / deceleration shock) during accelerator operation of a vehicle.

一般に、車両のアクセル踏み込み時や戻し操作時（特に、急激なアクセルの踏み込み時）には振動（加減速ショック）が生じる。このような、加減速ショックは、急激なアクセルの踏み込みや戻し操作によりエンジントルクが急変し、その結果駆動系に捩り振動が発生することに起因している。そして、このような駆動系の捩り振動が車体前後方向の振動現象として現れる。   Generally, vibration (acceleration / deceleration shock) occurs when the accelerator of the vehicle is depressed or returned (particularly when the accelerator is depressed suddenly). Such acceleration / deceleration shock is caused by a sudden change in engine torque due to a sudden accelerator depression or return operation, resulting in torsional vibration in the drive system. Such torsional vibration of the drive system appears as a vibration phenomenon in the longitudinal direction of the vehicle body.

このようなアクセル操作に伴って発生する駆動系の振動を抑制するには、スロットルをゆっくり開く手法が広く知られているが、このような手法では加速感を損なう。
このようなことから、本出願のうちの一の出願人より、電子スロットルバルブ（ＥＴＶ）の制御入力上流に補償器を介装し、駆動系の共振をキャンセルするようなトルク（トルク立ち上がりの途中で一度トルクが減少するようなもの）を発生させることで駆動系の振動を抑制する手法が提案されている（特許文献１等）。
特開２００４−６８７０２号公報 A method of slowly opening the throttle is widely known in order to suppress the vibration of the drive system that occurs due to such an accelerator operation. However, such a method impairs the feeling of acceleration.
For this reason, one of the applicants of the present application has proposed that a compensator is interposed upstream of the control input of the electronic throttle valve (ETV) to cancel the resonance of the drive system (in the middle of the torque rise). Has been proposed (Patent Document 1 and the like).
JP 2004-68702 A

しかしながら、上記特許文献１に開示の技術においても、ＥＴＶの開度が低開度の領域では良好な補償効果が得られる一方、高開度となる領域では十分に振動を抑制できないという現象が確認された。
この現象は、その後の研究により、ＥＴＶと吸気管の特性に深く関係しており、低吸気管圧からＥＴＶを大きく開いた直後に大量の空気がＥＴＶを通過することの他、特に吸気管圧が臨界圧以上になるとＥＴＶ開口面積と通過空気量とが比例せずに非線形性を示すことが原因であることが判ってきた。即ち、吸気マニホールド内のブースト圧（Ｐb）が大気圧（Ｐa）を超えられないことが障害となって振動を十分に抑制できないことが明らかになってきた。 However, even in the technique disclosed in Patent Document 1 above, it has been confirmed that a good compensation effect can be obtained in a region where the opening of the ETV is low, but vibration cannot be sufficiently suppressed in a region where the opening is high. It was done.
This phenomenon is deeply related to the characteristics of the ETV and the intake pipe through subsequent studies. In addition to the fact that a large amount of air passes through the ETV immediately after the ETV is greatly opened from the low intake pipe pressure, in particular, the intake pipe pressure It has been found that when the pressure exceeds the critical pressure, the ETV opening area and the passing air amount are not proportional and show non-linearity. In other words, it has become clear that the boost pressure (Pb) in the intake manifold cannot exceed the atmospheric pressure (Pa), which makes it difficult to sufficiently suppress vibration.

これより、振動を確実に抑制するために、ＥＴＶと吸気管の特性を如何に補償するかが課題となる。
本発明はこのような問題点を解決するためになされたもので、その目的とするところは、簡単な構成でアクセル踏み込み時や戻し操作時の振動を確実に抑制可能な内燃機関の出力制御装置を提供することにある。 Thus, how to compensate the characteristics of the ETV and the intake pipe in order to surely suppress the vibration becomes a problem.
The present invention has been made to solve such problems, and an object of the present invention is to provide an output control device for an internal combustion engine that can reliably suppress vibrations when the accelerator is depressed or returned by a simple configuration. Is to provide.

上記した目的を達成するために、請求項１の内燃機関の出力制御装置では、アクセル開度変化に対して車両に発生する二次共振系の振動を補償すべく設定された内燃機関から車両までの系の共振周波数要素と減衰係数要素とを含んでなる所定の伝達関数を用いてスロットル開度を制御する内燃機関の出力制御装置において、アクセル開度を検出するアクセル開度検出手段と、前記アクセル開度検出手段により検出されたアクセル開度に基づき、前記所定の伝達関数を介して目標スロットル開度を算出する目標スロットル開度算出手段と、前記目標スロットル開度算出手段により算出された目標スロットル開度に基づきスロットル開度を調整するスロットル開度調整手段とを備え、前記所定の伝達関数の共振周波数要素と減衰係数要素とはアクセル開度により可変であって、前記スロットル開度調整手段の開口面積と通過空気量とが比例しない非線形領域にて、前記目標スロットル開度算出手段は、前記アクセル開度検出手段により検出されたアクセル開度が大になるほど前記所定の伝達関数の共振周波数要素を小さく及び減衰係数要素を大きくすることで目標スロットル開度を算出することを特徴とする。 In order to achieve the above-described object, in the output control device for an internal combustion engine according to claim 1, from the internal combustion engine set to compensate for the vibration of the secondary resonance system generated in the vehicle to the change in the accelerator opening, In an output control device for an internal combustion engine that controls a throttle opening using a predetermined transfer function including a resonance frequency element and a damping coefficient element of the system, an accelerator opening detecting means for detecting an accelerator opening; Based on the accelerator opening detected by the accelerator opening detecting means, the target throttle opening calculating means for calculating the target throttle opening via the predetermined transfer function, and the target calculated by the target throttle opening calculating means and a throttle opening adjustment means for adjusting the throttle opening based on the throttle opening, Accession the damping coefficient element and the resonance frequency component of the predetermined transfer function A variable by Le opening at non-linear region where the opening area and the airflow rate of the throttle opening degree adjusting means is not proportional, the target throttle opening degree calculation means, detected by said accelerator opening detection means The target throttle opening is calculated by decreasing the resonance frequency element of the predetermined transfer function and increasing the damping coefficient element as the accelerator opening increases.

即ち、アクセル開度に基づき所定の伝達関数を介して目標スロットル開度が算出されるが、この際、所定の伝達関数の共振周波数要素及び減衰係数要素がアクセル開度に応じて可変させられ、目標スロットル開度が駆動系の捩り振動を効果的に抑制すべく適正に算出される。
また、請求項２の内燃機関の出力制御装置では、前記共振周波数要素は、前記目標スロットル開度算出手段における共振周波数ω _ｍ であり、前記減衰係数要素は、前記目標スロットル開度算出手段における減衰係数ζ _ｍ であり、ｓをラプラス演算子、Ａを定数としたとき、前記所定の伝達関数が （ｓ^２＋Ａω_ｍｓ＋ω_ｍ ^２）／（ｓ^２＋２ζ_ｍω_ｍｓ＋ω_ｍ ^２）であって、前記目標スロットル開度算出手段は、アクセル開度が大になるほど共振周波数ω_ｍを小さく、減衰係数ζ_ｍを大きくすることを特徴とする。 That is, the target throttle opening is calculated through a predetermined transfer function based on the accelerator opening, and at this time, the resonance frequency element and the damping coefficient element of the predetermined transfer function are varied according to the accelerator opening, The target throttle opening is appropriately calculated so as to effectively suppress the torsional vibration of the drive system.
Further, the output control device for an internal combustion engine according to claim 2, wherein the resonant frequency element, the resonance frequency omega _m of the target throttle opening degree calculation means, the damping coefficient element, the attenuation in the target throttle opening degree calculation means a coefficient zeta _m, s Laplace operator, when the constant a, the predetermined transfer function a _{^{(s 2 + Aω m s +}} ω m 2) / (s 2 + 2ζ m ω m s + ω m 2), The target throttle opening calculation means is characterized in that the resonance frequency ω _m is decreased and the damping coefficient ζ _m is increased as the accelerator opening is increased.

即ち、アクセル開度が大になるほど（ｓ^２＋Ａω_ｍｓ＋ω_ｍ ^２）／（ｓ^２＋２ζ_ｍω_ｍｓ＋ω_ｍ ^２）からなる伝達関数の共振周波数ω_ｍを小さく、減衰係数ζ_ｍを大きくすることにより、目標スロットル開度が駆動系の捩り振動をより効果的に抑制すべく適正に算出される。
また、請求項３の内燃機関の出力制御装置では、前記共振周波数要素は、第１の一次遅れ要素の共振周波数ω _１ と、第２の一次遅れ要素の共振周波数ω _２ であり、Ｋnを比例係数、ｓをラプラス演算子としたとき、前記所定の伝達関数が｛ｓ^２＋(ω_１＋ω_２−ω_１×ω_２×Ｋn)ｓ＋ω_１×ω_２｝／｛ｓ^２＋(ω_１＋ω_２)ｓ＋ω_１×ω_２｝であって、前記目標スロットル開度算出手段は、アクセル開度が大になるほどω_１×ω_２を小さく、Ｋnを大きくすることを特徴とする。 That is, the resonance frequency ω _m of the transfer function consisting of (s ² + Aω _m s + ω _m ² ) / (s ² + 2ζ _m ω _m s + ω _m ² ) is decreased and the damping coefficient ζ _m is increased as the accelerator opening increases. Thus, the target throttle opening is appropriately calculated to more effectively suppress the torsional vibration of the drive system.
Further, the output control device for an internal combustion engine according to claim 3, wherein the resonant frequency element, the resonance frequency omega ₁ of the first primary delay element, the resonance frequency omega ₂ of the second primary delay element, proportional to Kn When the coefficient s is a Laplace operator, the predetermined transfer function is {s ² + (ω ₁ + ω ₂ −ω ₁ × ω ₂ × Kn) s + ω ₁ × ω ₂ } / {s ² + (ω ₁ + ω ₂ ) s + ω ₁ × ω ₂ }, wherein the target throttle opening calculating means decreases ω ₁ × ω ₂ and increases Kn as the accelerator opening increases.

即ち、アクセル開度が大になるほど｛ｓ²＋(ω₁＋ω₂−ω₁×ω₂×Ｋn)ｓ＋ω₁×ω₂｝／｛ｓ²＋(ω₁＋ω₂)ｓ＋ω₁×ω₂｝からなる伝達関数のω₁×ω₂を小さく、比例係数Ｋnを大きくすることにより、目標スロットル開度が駆動系の捩り振動をより効果的に抑制すべく適正に算出される。 That is, as the accelerator opening increases, {s ² + (ω ₁ + ω ₂ −ω ₁ × ω ₂ × Kn) s + ω ₁ × ω ₂ } / {s ² + (ω ₁ + ω ₂ ) s + ω ₁ × ω ₂ } By reducing ω ₁ × ω ₂ of the transfer function and increasing the proportionality coefficient Kn, the target throttle opening is appropriately calculated so as to more effectively suppress the torsional vibration of the drive system.

請求項１の内燃機関の出力制御装置によれば、目標スロットル開度を算出する所定の伝達関数の共振周波数要素及び減衰係数要素をアクセル開度に応じて可変にするようにしたので、目標スロットル開度を適正なものとして駆動系の捩り振動を確実に抑制することができ、車両の乗員に与える不愉快な加減速ショックを好適に低減することができる。
請求項２の内燃機関の出力制御装置によれば、アクセル開度が大になるほど（ｓ²＋Ａω_mｓ＋ω_m ²）／（ｓ²＋２ζ_mω_mｓ＋ω_m ²）からなる伝達関数の共振周波数ω_mを小さく、減衰係数ζ_mを大きくすることで、簡単な構成でありながら目標スロットル開度を適正なものとして駆動系の捩り振動を確実に抑制することができる。 According to the output control apparatus for an internal combustion engine of claim 1, the resonance frequency element and the damping coefficient element of the predetermined transfer function for calculating the target throttle opening are made variable according to the accelerator opening. It is possible to reliably suppress the torsional vibration of the drive system with an appropriate opening, and to suitably reduce unpleasant acceleration / deceleration shocks given to the vehicle occupant.
According to the output control apparatus for an internal combustion engine of claim 2, the resonance frequency ω of the transfer function consisting of (s ² + Aω _m s + ω _m ² ) / (s ² + 2ζ _m ω _m s + ω _m ² ) as the accelerator opening increases. small _m, by increasing the damping coefficient zeta _m, it is possible to reliably suppress the torsional vibration of the drive system of the target throttle opening degree as appropriate with a simple configuration.

請求項３の内燃機関の出力制御装置によれば、アクセル開度が大になるほど｛ｓ²＋(ω₁＋ω₂−ω₁×ω₂×Ｋn)ｓ＋ω₁×ω₂｝／｛ｓ²＋(ω₁＋ω₂)ｓ＋ω₁×ω₂｝からなる伝達関数のω₁×ω₂を小さく、比例係数Ｋnを大きくすることで、簡単な構成でありながら目標スロットル開度を適正なものとして駆動系の捩り振動を確実に抑制することができる。 According to the output control device for an internal combustion engine of claim 3, the larger the accelerator opening, the more {s ² + (ω ₁ + ω ₂ −ω ₁ × ω ₂ × Kn) s + ω ₁ × ω ₂ } / {s ² + Drive the target throttle opening to an appropriate value with a simple configuration by reducing ω ₁ × ω ₂ of the transfer function consisting of (ω ₁ + ω ₂ ) s + ω ₁ × ω ₂ } and increasing the proportionality coefficient Kn. The torsional vibration of the system can be reliably suppressed.

以下、図面を参照しながら本発明に係る内燃機関の出力制御装置の一実施形態について説明する。
本発明は、アクセルペダルとスロットルとが電気的に接続されたいわゆる電子スロットルバルブ（ＥＴＶ、スロットル開度調整手段）を備えたエンジン（ガソリンエンジン）に適用される。 Hereinafter, an embodiment of an output control device for an internal combustion engine according to the present invention will be described with reference to the drawings.
The present invention is applied to an engine (gasoline engine) provided with a so-called electronic throttle valve (ETV, throttle opening adjusting means) in which an accelerator pedal and a throttle are electrically connected.

図１を参照すると、本発明に係る出力制御装置を含む系の制御モデルがブロック図で示されている。
同ブロック図によれば、当該制御モデルでは、アクセルペダルの操作量、即ちアクセル開度を検出するアクセル開度センサ（ＡＰＳ、アクセル開度検出手段）１０からの信号がＥＣＵ（電子コントロールユニット）の一部である補償器（目標スロットル開度算出手段）２０に入力する。そして、補償器２０からの信号がＥＴＶ３０に入力すると、ＥＴＶ３０の開度が補償器２０の出力に基づいて制御される。そして、スロットル開度センサ（ＴＰＳ）３５からのスロットル開度信号とエンジン回転速度Ｎeとに応じて吸気マニホールド４０内のブースト圧Ｐbが変化し、これによりエンジン５０のトルクＴeが変化し、車両６０の加速度Ａccが変化する。 Referring to FIG. 1, a control model of a system including an output control device according to the present invention is shown in a block diagram.
According to the block diagram, in the control model, an operation amount of an accelerator pedal, that is, a signal from an accelerator opening sensor (APS, accelerator opening detecting means) 10 that detects an accelerator opening is an ECU (electronic control unit). It is input to a compensator (target throttle opening calculation means) 20 which is a part. When the signal from the compensator 20 is input to the ETV 30, the opening degree of the ETV 30 is controlled based on the output of the compensator 20. Then, the boost pressure Pb in the intake manifold 40 changes in accordance with the throttle opening signal from the throttle opening sensor (TPS) 35 and the engine rotational speed Ne, whereby the torque Te of the engine 50 changes, and the vehicle 60 The acceleration Acc changes.

同ブロック図においては、ブースト圧Ｐbによるエンジン５０のトルク発生から車両６０の加速度Ａccまでの伝達特性、即ちエンジン５０から車両６０までの系の伝達関数Ｇ(s)は、二次共振系で模擬した場合、その伝達関数として次式(1)のように示される。
Ｇ(s)＝Ｋω_p ²／ｓ²＋２ζ_pω_ps＋ω_p ² …(1)
ここに、sはラプラス演算子、ω_p、ζ_pは、それぞれエンジン５０から車両６０までの系の共振周波数、減衰係数を示す。なお、共振周波数ｆは実際にはω／２πであり、ω＝２πｆとなるが、以下、便宜上ここではωを共振周波数と呼ぶこととする。 In the block diagram, the transfer characteristic from the torque generation of the engine 50 by the boost pressure Pb to the acceleration Acc of the vehicle 60, that is, the transfer function G (s) of the system from the engine 50 to the vehicle 60 is simulated by a secondary resonance system. In this case, the transfer function is expressed as the following equation (1).
G (s) = Kω _p ² / s ² + 2ζ _p ω _p s + ω _p ² (1)
Here, s is a Laplace operator, and ω _p and ζ _p are the resonance frequency and damping coefficient of the system from the engine 50 to the vehicle 60, respectively. The resonance frequency f is actually ω / 2π and ω = 2πf. Hereinafter, for convenience, ω will be referred to as the resonance frequency.

このようにエンジン５０のトルク発生から車両６０の加速度Ａccまでの伝達関数Ｇ(s)が設定されると、二次共振系の振動を抑制するための補償器２０の伝達関数（所定の伝達関数）Ｃ(s)は次式(2)のように与えることができる。
Ｃ(s)＝（ｓ^２＋２ζ_ｐω_ｍｓ＋ω_ｍ ^２）／（ｓ^２＋２ζ_ｍω_ｍｓ＋ω_ｍ ^２）…(2)
ここに、ｓはラプラス演算子、ω_ｍ、ζ_ｍは、それぞれ補償器２０における共振周波数（共振周波数要素）、減衰係数（減衰係数要素）を示す。なお、ζ_ｐは定数に設定できるので、式(2)の２ζ_ｐの部分をＡ（定数）と書き換えることもできる。 When the transfer function G (s) from the torque generation of the engine 50 to the acceleration Acc of the vehicle 60 is thus set, the transfer function (predetermined transfer function) of the compensator 20 for suppressing the vibration of the secondary resonance system is set. ) C (s) is Ru can be given by the following equation (2).
C (s) = (s ² + 2ζ _p ω _m s + ω _m ² ) / (s ² + 2ζ _m ω _m s + ω _m ² ) (2)
Here, s is a Laplace operator, and ω _m and ζ _m are a resonance frequency (resonance frequency element) and an attenuation coefficient (attenuation coefficient element) in the compensator 20, respectively. Since ζ _p can be set to a constant, the 2ζ _p portion of equation (2) can be rewritten as A (constant).

同式において、吸気マニホールド４０内のブースト圧Ｐbが大気圧Ｐaを超えず、ＥＴＶ開口面積と通過空気量とが比例する線形領域では、ω_m＝ω_p とし、ζ_mを適切な値にすることで駆動系の捩り振動（以下、単に振動という）を抑制した所望の加速応答を得ることができる。
しかしながら、吸気マニホールド４０内のブースト圧Ｐbが大気圧Ｐaを超え、ＥＴＶ開口面積と通過空気量とが比例しない非線形領域では、上記のようにしても駆動系の振動を抑制した加速応答を必ずしも得ることができない。 In this equation, in a linear region where the boost pressure Pb in the intake manifold 40 does not exceed the atmospheric pressure Pa and the ETV opening area is proportional to the passing air amount, ω _m = ω _p and ζ _m is set to an appropriate value. Thus, a desired acceleration response in which torsional vibration (hereinafter simply referred to as vibration) of the drive system is suppressed can be obtained.
However, in the non-linear region where the boost pressure Pb in the intake manifold 40 exceeds the atmospheric pressure Pa and the ETV opening area and the passing air amount are not proportional to each other, an acceleration response that suppresses the vibration of the drive system is always obtained. I can't.

この場合、理論的には、共振周波数ω_mと減衰係数ζ_mとを可変にすると良好に駆動系の振動を抑制した加速応答を得ることができることになる。
具体的には、非線形領域において、アクセル開度（ＡＰＳ値）が大きいほど共振周波数ω_mを小さく、減衰係数ζ_mを大きくする。実際には、図２、３に示すように、アクセル開度とω_m、アクセル入力とζ_mとの関係を予め変速機（図示せず）の変速段毎にマップ化しておき、これらのマップから共振周波数ω_m、減衰係数ζ_mを読み出す。 In this case, theoretically, if the resonance frequency ω _m and the damping coefficient ζ _m are made variable, an acceleration response in which the vibration of the drive system is satisfactorily suppressed can be obtained.
Specifically, in the nonlinear region, the resonance frequency ω _m is decreased and the damping coefficient ζ _m is increased as the accelerator opening (APS value) is increased. Actually, as shown in FIGS. 2 and 3, the relationship between the accelerator opening and ω _m , the accelerator input and ζ _m is previously mapped for each gear position of the transmission (not shown), and these maps are used. The resonance frequency ω _m and the damping coefficient ζ _m are read out from.

これにより、簡単な構成にして、あらゆるアクセル開度において駆動系の振動を十分に抑制した良好な加速応答、即ち補償効果を得ることができることとなる。
図４を参照すると、アクセル開度を６％→３０％とした場合のＡＰＳ値及びＴＰＳ値、ブースト圧Ｐｂ、加速度Ａccの理論値が示され、図５を参照すると、アクセル開度を６％→８０％と大きくした場合のＡＰＳ値及びＴＰＳ値、ブースト圧Ｐｂ、加速度Ａccの理論値が示されており、図中実線が共振周波数ω_mと減衰係数ζ_mとを上記図２、３のマップに従い可変にした場合を示し、破線が共振周波数ω_mと減衰係数ζ_mとを一定にした場合を示しているが、これらの図に示すように、共振周波数ω_mと減衰係数ζ_mとをそれぞれ上記マップに従い可変にすることで、アクセル開度に拘わらず、ＴＰＳの応答性、即ち駆動系の共振をキャンセルするようなトルク（トルク立ち上がりの途中で一度トルクが減少するようなもの）の発生を適切に制御でき、加速度Ａccの振動を減衰させて駆動系の振動を確実に抑制することができる。 As a result, it is possible to obtain a good acceleration response that sufficiently suppresses vibration of the drive system at any accelerator opening, that is, a compensation effect, with a simple configuration.
Referring to FIG. 4, theoretical values of APS value, TPS value, boost pressure Pb, and acceleration Acc when the accelerator opening is changed from 6% to 30% are shown. Referring to FIG. 5, the accelerator opening is 6%. → The theoretical values of APS value, TPS value, boost pressure Pb, and acceleration Acc when increased to 80% are shown, and the solid line in the figure shows the resonance frequency ω _m and the damping coefficient ζ _m in FIG. The figure shows the case where it is variable according to the map, and the broken line shows the case where the resonance frequency ω _m and the damping coefficient ζ _m are constant. As shown in these figures, the resonance frequency ω _m and the damping coefficient ζ _m By making each of them variable according to the above map, the TPS response, that is, the torque that cancels the resonance of the drive system (the torque that once decreases during the torque rise) Generation can be controlled properly The vibration of the acceleration Acc can be attenuated to reliably suppress the vibration of the drive system.

以下、上述のような補償器２０の実車における実際の設計手法について説明する。
図６を参照すると、本発明に係る補償器２０が示されており、以下、補償器２０の構成について説明する。
上記図１に従い、補償器２０の入力側にはＡＰＳ１０が接続され、出力側にはＥＴＶ３０が接続されている。 Hereinafter, an actual design method in the actual vehicle of the compensator 20 as described above will be described.
Referring to FIG. 6, a compensator 20 according to the present invention is shown, and the configuration of the compensator 20 will be described below.
According to FIG. 1, the APS 10 is connected to the input side of the compensator 20, and the ETV 30 is connected to the output side.

補償器２０は、同図にブロック線図で示すように、フィードフォワード補償器（ＦＦ補償器）として構成されており、上記式(2)の式伝達関数Ｃ(s)の等価システムを実現すべく、比例要素２２、第１の一次遅れ要素２４、第２の一次遅れ要素２６及び微分要素２８を備えている。具体的には、比例要素２２を比例係数Ｋnとし、第１の一次遅れ要素２４及び第２の一次遅れ要素２６を共振周波数（共振周波数要素）ω_１、ω_２を用いてそれぞれ１／（ｓ／ω_１＋１）、１／（ｓ／ω_２＋１）とし、微分要素２８をｓとする。 The compensator 20 is configured as a feed-forward compensator (FF compensator) as shown by a block diagram in the figure, and realizes an equivalent system of the equation transfer function C (s) of the above equation (2). Accordingly, a proportional element 22, a first primary delay element 24, a second primary delay element 26, and a differential element 28 are provided. Specifically, the proportional element 22 is set as the proportional coefficient Kn, and the first primary delay element 24 and the second primary delay element 26 are respectively 1 / (s using the resonance frequencies (resonance frequency elements) ω ₁ and ω _2. / Ω ₁ +1), 1 / (s / ω ₂ +1), and the differential element 28 is s.

このように構成した等価システムのブロック線図の伝達関数（所定の伝達関数）Ｃ(s)’は次式(3)で示される。
Ｃ(s)’＝｛ｓ^２＋(ω_１＋ω_２−ω_１×ω_２×Ｋn)ｓ＋ω_１×ω_２｝
／｛ｓ^２＋(ω_１＋ω_２)ｓ＋ω_１×ω_２｝…(3)
ここで、同式(3)と上記式(2)とを比較すると、(ω_１＋ω_２−ω_１×ω_２×Ｋn)が２ζ_ｐω_ｍに相当し、ω_１×ω_２がω_ｍ ^２に相当し、(ω_１＋ω_２)が２ζ_ｍω_ｍに相当していることが分かる。 The transfer function (predetermined transfer function) C (s) ′ of the block diagram of the equivalent system configured as described above is expressed by the following equation (3).
C (s) ′ = {s ² + (ω ₁ + ω ₂ −ω ₁ × ω ₂ × Kn) s + ω ₁ × ω ₂ }
/ {S ² + (ω ₁ + ω ₂ ) s + ω ₁ × ω ₂ } (3)
Here, when the same equation (3) is compared with the above equation (2), (ω ₁ + ω ₂ −ω ₁ × ω ₂ × Kn) corresponds to 2ζ _p ω _m and ω ₁ × ω ₂ is equal to ω _m corresponds to ^2, it can be seen that corresponds to (ω ₁ + ω ₂₎ is 2ζ _m ω _m.

これより、例えばω₂を２π×１（rad/sec）で固定すれば、共振周波数ω_mと減衰係数ζ_mとを可変にすることは、即ちω₁とＫnとを可変にすることに他ならないことが分かる。
そこで、図７に示すように、上記図６のブロック線図をさらに等価変形する。そして、図８、９に示すように、それぞれ上記図２、３のアクセル開度と共振周波数ω_mの関係、アクセル開度と減衰係数ζ_mとの関係を維持するよう、アクセル開度とω₁、アクセル入力とＫnとの関係を予め実験により変速機（図示せず）の変速段毎にマップ化しておく。 Thus, for example, if ω ₂ is fixed at 2π × 1 (rad / sec), the resonance frequency ω _m and the attenuation coefficient ζ _m can be changed, that is, ω ₁ and Kn can be made variable. I understand that it doesn't become.
Therefore, as shown in FIG. 7, the block diagram of FIG. 6 is further equivalently modified. As shown in FIGS. 8 and 9, the accelerator opening and ω _m are maintained so as to maintain the relationship between the accelerator opening and the resonance frequency ω _{m and} the relationship between the accelerator opening and the damping coefficient ζ _m shown in FIGS. _1. The relationship between the accelerator input and Kn is mapped in advance for each shift stage of a transmission (not shown) through experiments.

これにより、簡単にして理想的な補償器２０を構成でき、あらゆるアクセル開度において駆動系の振動を抑制した良好な加速応答を得ることができることとなる。
図１０乃至図１２を参照すると、アクセル開度を６％→４０％とした場合、６％→８０％とした場合、３０％→８０％とした場合のＡＰＳ値、ＴＰＳ値、ブースト圧Ｐｂ、加速度Ａccの実測値が示されており、図中実線がω₁とＫnとを上記図８、９のマップに従い可変にした場合を示し、破線がω₁とＫnとを一定にした場合を示しているが、これらの図に示すように、ω₁とＫnとをそれぞれ上記マップに従い可変にすることで、上記伝達関数Ｃ(s)で共振周波数ω_mと減衰係数ζ_mとをそれぞれ図２、３のマップに従い可変にした場合の上記理論値を良好に再現可能となり、アクセル開度に拘わらず、ＴＰＳの応答性、即ち駆動系の共振をキャンセルするようなトルク（トルク立ち上がりの途中で一度トルクが減少するようなもの）の発生を適切に制御してブースト圧Ｐｂの応答をなまらせ、加速度Ａccの振動を減衰させて駆動系の振動を確実に抑制することができる。 As a result, the ideal compensator 20 can be configured simply, and a good acceleration response with suppressed vibration of the drive system can be obtained at any accelerator opening.
10 to 12, when the accelerator opening is changed from 6% to 40%, from 6% to 80%, from 30% to 80%, the APS value, TPS value, boost pressure Pb, and the measured value of the acceleration Acc are shown, and Kn solid line omega ₁ and in Figure shows the case of the variable in accordance with the map of FIG. 8 and 9 show a case where the broken line is constant and omega ₁ and Kn However, as shown in these figures, by making ω ₁ and Kn variable according to the above map, the resonance frequency ω _m and the damping coefficient ζ _m are respectively shown in FIG. 2 by the transfer function C (s). 3 makes it possible to reproduce the above theoretical values in a variable manner according to the map in FIG. 3, regardless of the accelerator opening, a torque that cancels the TPS response, that is, the resonance of the drive system (once during the torque rise). (Such as a torque reduction) Accordingly, the response of the boost pressure Pb is smoothed, and the vibration of the acceleration Acc is attenuated, so that the vibration of the drive system can be surely suppressed.

これにより、車両６０の乗員に与える不愉快な加減速ショックを好適に低減することができる。
特に、流体継手を用いたトルクコンバータ式の自動変速機（Ａ／Ｔ）や無段変速機（ＣＶＴ）を搭載した車両においては、定速走行安定性を実現すべく流体継手を直結させる直結モードを有しており、流体継手を直結させた状態でアクセルペダルを大きく操作して急加減速を行う際には加減速ショックを回避すべく直結を解除するのが一般的であるが、本発明の適用により、直結を解除しなくても加減速ショックを好適に回避することが可能となり、燃費の向上を図ることができる。 Thereby, the unpleasant acceleration / deceleration shock given to the passenger | crew of the vehicle 60 can be reduced suitably.
In particular, in a vehicle equipped with a torque converter type automatic transmission (A / T) or continuously variable transmission (CVT) using a fluid coupling, a direct coupling mode in which the fluid coupling is directly coupled to achieve constant speed running stability. When the accelerator pedal is operated largely with the fluid coupling directly connected and sudden acceleration / deceleration is performed, the direct connection is generally released to avoid acceleration / deceleration shock. By applying, acceleration / deceleration shock can be suitably avoided without releasing the direct connection, and fuel consumption can be improved.

以上で本発明に係る内燃機関の出力制御装置の実施形態の説明を終えるが、実施形態は上記に限られるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能である。
例えば、上記実施形態では、伝達関数Ｃ(s)’においてω₂を２π×１（rad/sec）で固定し、ω₁とＫnとを可変にするようにしたが、ω₁を固定し、ω₂とＫnとを可変にすることも可能であり、ω₁、ω₂及びＫnの全てを可変にすることも可能である。 Although the description of the embodiment of the output control device for an internal combustion engine according to the present invention has been completed above, the embodiment is not limited to the above, and various modifications can be made without departing from the gist of the present invention.
For example, in the above embodiment, ω ₂ is fixed to 2π × 1 (rad / sec) and ω ₁ and Kn are made variable in the transfer function C (s) ′, but ω ₁ is fixed, ω ₂ and Kn can be made variable, and all of ω ₁ , ω _2, and Kn can be made variable.

本発明に係る出力制御装置を含む系の制御モデルを示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control model of the system containing the output control apparatus which concerns on this invention. アクセル開度とω_mとの関係を示すマップである。It is a map which shows the relationship between accelerator opening and (omega) _m . アクセル入力とζ_mとの関係を示すマップである。Is a map showing a relationship between the accelerator input and the zeta _m. アクセル開度を６％→３０％とした場合のＡＰＳ値及びＴＰＳ値、ブースト圧Ｐｂ、加速度Ａccの理論値を示す図である。It is a figure which shows the theoretical value of APS value, TPS value, boost pressure Pb, and acceleration Acc when the accelerator opening is changed from 6% to 30%. アクセル開度を６％→８０％と大きくした場合のＡＰＳ値及びＴＰＳ値、ブースト圧Ｐｂ、加速度Ａccの理論値を示す図である。It is a figure which shows the theoretical value of APS value and TPS value, boost pressure Pb, and acceleration Acc when accelerator opening is enlarged from 6% to 80%. 本発明に係る補償器を示す図である。It is a figure which shows the compensator which concerns on this invention. 図６のブロック線図を等価変形した図である。It is the figure which equivalently deformed the block diagram of FIG. アクセル開度とω₁との関係を示すマップである。It is a map which shows the relationship between an accelerator opening and (omega) ₁ . アクセル入力とＫnとの関係を示すマップである。It is a map which shows the relationship between an accelerator input and Kn. アクセル開度を６％→４０％とした場合のＡＰＳ値、ＴＰＳ値、ブースト圧Ｐｂ、加速度Ａccの実測値を示す図である。It is a figure which shows the measured value of APS value, TPS value, boost pressure Pb, and acceleration Acc when the accelerator opening is changed from 6% to 40%. アクセル開度を６％→８０％とした場合のＡＰＳ値、ＴＰＳ値、ブースト圧Ｐｂ、加速度Ａccの実測値を示す図である。It is a figure which shows the measured value of APS value, TPS value, boost pressure Pb, and acceleration Acc when the accelerator opening is 6% → 80%. アクセル開度を３０％→８０％とした場合のＡＰＳ値、ＴＰＳ値、ブースト圧Ｐｂ、加速度Ａccの実測値を示す図である。It is a figure which shows the measured value of APS value, TPS value, boost pressure Pb, and acceleration Acc when the accelerator opening is changed from 30% to 80%.

符号の説明Explanation of symbols

１０ アクセル開度センサ（ＡＰＳ、アクセル開度検出手段）
２０ 補償器（目標スロットル開度算出手段）
３０ 電子スロットルバルブ（ＥＴＶ、スロットル開度調整手段）
３５ スロットル開度センサ（ＴＰＳ）
４０ 吸気マニホールド
５０ エンジン
６０ 車両 10 Accelerator position sensor (APS, accelerator position detector)
20 Compensator (Target throttle opening calculation means)
30 Electronic throttle valve (ETV, throttle opening adjustment means)
35 Throttle opening sensor (TPS)
40 intake manifold 50 engine 60 vehicle

Claims (3)

アクセル開度変化に対して車両に発生する二次共振系の振動を補償すべく設定された内燃機関から車両までの系の共振周波数要素と減衰係数要素とを含んでなる所定の伝達関数を用いてスロットル開度を制御する内燃機関の出力制御装置において、
アクセル開度を検出するアクセル開度検出手段と、
前記アクセル開度検出手段により検出されたアクセル開度に基づき、前記所定の伝達関数を介して目標スロットル開度を算出する目標スロットル開度算出手段と、
前記目標スロットル開度算出手段により算出された目標スロットル開度に基づきスロットル開度を調整するスロットル開度調整手段とを備え、
前記所定の伝達関数の共振周波数要素と減衰係数要素とはアクセル開度により可変であって、前記スロットル開度調整手段の開口面積と通過空気量とが比例しない非線形領域にて、前記目標スロットル開度算出手段は、前記アクセル開度検出手段により検出されたアクセル開度が大になるほど前記所定の伝達関数の共振周波数要素を小さく減衰係数要素を大きくすることで目標スロットル開度を算出することを特徴とする内燃機関の出力制御装置。 Using a predetermined transfer function including a resonance frequency element and a damping coefficient element of the system from the internal combustion engine to the vehicle set to compensate for vibration of the secondary resonance system generated in the vehicle with respect to a change in accelerator opening In the internal combustion engine output control device for controlling the throttle opening,
An accelerator opening detecting means for detecting the accelerator opening;
Target throttle opening calculating means for calculating a target throttle opening via the predetermined transfer function based on the accelerator opening detected by the accelerator opening detecting means;
Throttle opening adjustment means for adjusting the throttle opening based on the target throttle opening calculated by the target throttle opening calculation means,
The resonance frequency element and the damping coefficient element of the predetermined transfer function are variable depending on the accelerator opening , and the target throttle opening is in a non-linear region where the opening area of the throttle opening adjusting means is not proportional to the passing air amount. The degree calculating means calculates the target throttle opening by decreasing the resonance frequency element of the predetermined transfer function and increasing the damping coefficient element as the accelerator opening detected by the accelerator opening detecting means increases. An internal combustion engine output control device. 前記共振周波数要素は、前記目標スロットル開度算出手段における共振周波数ω _ｍ であり、前記減衰係数要素は、前記目標スロットル開度算出手段における減衰係数ζ _ｍ であり、ｓをラプラス演算子、Ａを定数としたとき、
前記所定の伝達関数が（ｓ^２＋Ａω_ｍｓ＋ω_ｍ ^２）／（ｓ^２＋２ζ_ｍω_ｍｓ＋ω_ｍ ^２）であって、
前記目標スロットル開度算出手段は、アクセル開度が大になるほど共振周波数ω_ｍを小さく、減衰係数ζ_ｍを大きくすることを特徴とする、請求項１記載の内燃機関の出力制御装置。 The resonant frequency element, the resonance frequency omega _m of the target throttle opening degree calculation means, the damping coefficient element, wherein a target throttle opening degree calculation means attenuation coefficient in zeta _m, Laplace operator and s, the A When it is a constant
The predetermined transfer function is (s ² + Aω _m s + ω _m ² ) / (s ² + 2ζ _m ω _m s + ω _m ² ),
The target throttle opening degree calculation means, small enough resonant frequency omega _m accelerator opening is large, characterized by increasing the attenuation coefficient zeta _m, output control device for an internal combustion engine according to claim 1. 前記共振周波数要素は、第1の一次遅れ要素の共振周波数ω _１ と、第２の一次遅れ要素の共振周波数ω _２ であり、Ｋnを比例係数、ｓをラプラス演算子としたとき、
前記所定の伝達関数が｛ｓ^２＋(ω_１＋ω_２−ω_１×ω_２×Ｋn)ｓ＋ω_１×ω_２｝／｛ｓ^２＋(ω_１＋ω_２)ｓ＋ω_１×ω_２｝であって、
前記目標スロットル開度算出手段は、アクセル開度が大になるほどω_１×ω_２を小さく、Ｋnを大きくすることを特徴とする、請求項１記載の内燃機関の出力制御装置。 The resonant frequency element, the resonance frequency omega ₁ of the first primary delay element, the resonance frequency omega ₂ of the second primary delay element, when proportional Kn coefficients, s is Laplace operator,
The predetermined transfer function is {s ² + (ω ₁ + ω ₂ −ω ₁ × ω ₂ × Kn) s + ω ₁ × ω ₂ } / {s ² + (ω ₁ + ω ₂ ) s + ω ₁ × ω ₂ } ,
_2. The output control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the target throttle opening calculation means decreases ω ₁ × ω ₂ and increases Kn as the accelerator opening increases.

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