JPH01211640A - Number of idle revolutions control device for internal combustion engine - Google Patents
Number of idle revolutions control device for internal combustion engineInfo
- Publication number
- JPH01211640A JPH01211640A JP63036360A JP3636088A JPH01211640A JP H01211640 A JPH01211640 A JP H01211640A JP 63036360 A JP63036360 A JP 63036360A JP 3636088 A JP3636088 A JP 3636088A JP H01211640 A JPH01211640 A JP H01211640A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- engine
- load
- turbulence
- flow rate
- air flow
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
- 238000002485 combustion reaction Methods 0.000 title claims description 7
- 238000001514 detection method Methods 0.000 claims description 21
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 abstract description 7
- 238000000034 method Methods 0.000 abstract description 7
- 230000004044 response Effects 0.000 abstract description 6
- 238000012546 transfer Methods 0.000 description 21
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 16
- 230000008859 change Effects 0.000 description 11
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 11
- 230000035945 sensitivity Effects 0.000 description 9
- 230000007423 decrease Effects 0.000 description 6
- 239000000446 fuel Substances 0.000 description 5
- 238000002474 experimental method Methods 0.000 description 4
- 238000013461 design Methods 0.000 description 2
- 238000002347 injection Methods 0.000 description 2
- 239000007924 injection Substances 0.000 description 2
- 230000010354 integration Effects 0.000 description 2
- 230000008569 process Effects 0.000 description 2
- 230000001052 transient effect Effects 0.000 description 2
- 239000003795 chemical substances by application Substances 0.000 description 1
- 230000003247 decreasing effect Effects 0.000 description 1
- 230000001934 delay Effects 0.000 description 1
- 230000003111 delayed effect Effects 0.000 description 1
- 238000009472 formulation Methods 0.000 description 1
- 230000006872 improvement Effects 0.000 description 1
- 230000007246 mechanism Effects 0.000 description 1
- 239000000203 mixture Substances 0.000 description 1
- 238000012545 processing Methods 0.000 description 1
- 230000009467 reduction Effects 0.000 description 1
- 230000004043 responsiveness Effects 0.000 description 1
- 102200111132 rs387907306 Human genes 0.000 description 1
- 238000000926 separation method Methods 0.000 description 1
- 230000009466 transformation Effects 0.000 description 1
Landscapes
- Electrical Control Of Ignition Timing (AREA)
- Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
- Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
この発明は、内燃機関のアイドル回転数制御装置に関し
、特にその制御の安定性及び応答性の改善に関するもの
である。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to an idle speed control device for an internal combustion engine, and particularly to improving the stability and responsiveness of the control.
近年、自動車には種々の要望からさまざまな補機装置が
装着されるようになり、それらの装置の中にはエンジン
回転によって駆動されるものがあり、その動作によりエ
ンジン回転速度、特にアイドリング時のそれを変動させ
る大きな負荷であるものも多くある。In recent years, automobiles have been equipped with various auxiliary devices due to various demands, and some of these devices are driven by engine rotation, and their operation changes the engine rotation speed, especially when idling. There are many things that are a big load that change it.
例えば、エアーコンディショナあるいはパワーステアリ
ング、さらには大量に電流を消費する装置（デフオガー
等）はその作動により発電機（オルタネータ）の負荷ト
ルクの増大を招き、エンジンストップを発生させるとい
う欠点を有していた。For example, air conditioners, power steering, and devices that consume large amounts of current (defoggers, etc.) have the disadvantage that their operation increases the load torque of the generator (alternator), causing engine stoppage. Ta.
以下、このような大負荷補機装置を装着した自動車のエ
ンジン回転数制御系の従来例について図面により詳しく
説明する。Hereinafter, a conventional example of an engine speed control system for an automobile equipped with such a large-load auxiliary device will be explained in detail with reference to the drawings.
第４図は従来のエンジン回転数制御系のブロック図を示
している。図において、１は所望の目標回転数に応じた
電圧の設定信号を出力する設定回路であり、この設定信
号と、回転数検出回路５から出力される実際のエンジン
回転数に応じた電圧で与えられる検出信号とが減算器１
１に加えられるようになっている。減算器１１は設定信
号と検出信号との差をとり、比例積分制御器２に出力す
るようになっている。この比例積分制御器２は偏差信号
を増幅する回路と、この偏差信号を積分する回路とを並
列接続してなるものである。またこの比例積分制御器２
の出力電圧に応じて、アクチュエータ３がエンジン４の
点火時期または吸入空気流量を調整するようになってい
る。FIG. 4 shows a block diagram of a conventional engine speed control system. In the figure, 1 is a setting circuit that outputs a voltage setting signal according to a desired target rotational speed, and a voltage corresponding to this setting signal and the actual engine rotational speed output from the rotational speed detection circuit 5 is used. The detected signal and the subtracter 1
It can be added to 1. The subtracter 11 takes the difference between the setting signal and the detection signal and outputs it to the proportional-integral controller 2. This proportional-integral controller 2 is constructed by connecting in parallel a circuit for amplifying a deviation signal and a circuit for integrating this deviation signal. Also, this proportional integral controller 2
The actuator 3 adjusts the ignition timing or intake air flow rate of the engine 4 according to the output voltage of the engine.
なお、この第４図において、アクチュエータ３の入力端
からエンジン４を経て、回転数検出回路５の出力端まで
の伝達関数をまとめて１つの伝達関数３４５として、回
転数制御系を表示すると、第５図のようになる。In addition, in this FIG. 4, if the rotation speed control system is displayed by combining the transfer functions from the input end of the actuator 3 through the engine 4 to the output end of the rotation speed detection circuit 5 as one transfer function 345, It will look like Figure 5.
次に第４図により従来のエンジン回転数制御系の動作に
ついて説明する。Next, the operation of the conventional engine speed control system will be explained with reference to FIG.
先ず設定回路１がある目標回転数（一般に、エンジンの
動作点によって変化するが、アイドル状態でエアコンが
入った場合だと８００〜９００ｒｐｍである）に応じた
目標電圧信号を出力しているとする。次に、この目標電
圧信号は、回転数検出回路５から出力される実際のエン
ジン回転数に応じた電圧信号との差が減算器１１でとら
れ偏差信号となる。次に、この偏差信号を比例積分制御
器２で比例増幅及び積分増幅し、この電圧信号を操作量
としてアクチュエータ３に送る。First, let us assume that setting circuit 1 is outputting a target voltage signal according to a certain target rotation speed (generally varies depending on the operating point of the engine, but when the air conditioner is turned on in an idling state, it is 800 to 900 rpm). . Next, the difference between this target voltage signal and a voltage signal corresponding to the actual engine speed outputted from the rotational speed detection circuit 5 is calculated by a subtracter 11 to obtain a deviation signal. Next, this deviation signal is proportionally and integrally amplified by the proportional-integral controller 2, and this voltage signal is sent to the actuator 3 as a manipulated variable.
アクチュエータ３はこの電圧信号に応じて、エンジン４
の点火時期または吸入空気流量を制御する。エンジン４
はアクチュエータ３で設定される点火時期または吸入空
気流量に見合う実際回転数を発生し、回転数検出回路５
はこの実際回転数に応じた電圧信号を発生する。そして
、この実際回転数に応じた電圧信号は減算器１１側に帰
還される。Actuator 3 operates engine 4 according to this voltage signal.
ignition timing or intake air flow rate. engine 4
generates an actual rotational speed corresponding to the ignition timing or intake air flow rate set by the actuator 3, and the rotational speed detection circuit 5
generates a voltage signal corresponding to this actual rotational speed. Then, this voltage signal corresponding to the actual rotational speed is fed back to the subtracter 11 side.
このようなフィードハック制御系が、定常状態では偏差
信号が０になるところで落ち着（のは言うまでもない。It goes without saying that such a feed hack control system settles down when the deviation signal becomes 0 in a steady state.
この時目標回転数に応じた電圧信号と実際回転数に応じ
た電圧信号とが等しくなり、エンジン回転数は目標回転
数に等しくなる。つまり、定常状態ではエンジン回転数
が常に目標回転数に等しくなるように制御される。At this time, the voltage signal corresponding to the target rotation speed becomes equal to the voltage signal corresponding to the actual rotation speed, and the engine rotation speed becomes equal to the target rotation speed. That is, in a steady state, the engine speed is controlled so that it is always equal to the target speed.
次に、過渡状態での動作を説明する。Next, the operation in a transient state will be explained.
過渡状態の代表的な場合として、アイドル時に負荷（例
えば、エアコン）が急に印加された場合を例にとり説明
する。As a representative case of a transient state, a case where a load (for example, an air conditioner) is suddenly applied during idle will be explained as an example.
いま、第４図で表される制御系が、ある定常状態にあっ
たところに、急に負荷がエンジンに加わり、エンジン回
転数が急激に低下したとする。このとき、回転数検出回
路５の出力電圧信号のレベルが低下するので、偏差信号
は正の電圧信号となり、比例積分制御器２での信号処理
、アクチュエータ３の駆動により、制御系はエンジン４
の回転数を上昇させるように動作し、エンジン回転数は
もとの目標回転数に回復していく。Suppose now that the control system shown in FIG. 4 was in a certain steady state when a load was suddenly applied to the engine and the engine speed suddenly decreased. At this time, the level of the output voltage signal of the rotation speed detection circuit 5 decreases, so the deviation signal becomes a positive voltage signal, and by signal processing in the proportional-integral controller 2 and driving of the actuator 3, the control system controls the engine 4.
The engine speed increases and the engine speed recovers to the original target speed.
この過程の中で、エンジン回転数をできるだけ速くもと
の目標回転数に戻すためには、偏差信号を受ける比例積
分制御器２における比例ゲインや積分ゲインを大きくし
、同一偏差信号に対して大きな操作量の電圧信号をアク
チュエータ３に与えるのが望ましいことは明らかである
。すなわち、制御系の感度を上げることによって、低下
したエンジン回転数を速くもとの目標回転数に戻すこと
ができる。In this process, in order to return the engine speed to the original target speed as quickly as possible, increase the proportional gain and integral gain in the proportional-integral controller 2 that receives the deviation signal, and increase the proportional gain and integral gain for the same deviation signal. It is clear that it is desirable to provide the actuator 3 with a voltage signal of the manipulated variable. That is, by increasing the sensitivity of the control system, the reduced engine speed can be quickly returned to the original target speed.
このように、一般にフィードバック制御系において比例
積分制御器の比例ゲインや積分ゲインを大きくして制御
系の感度を上げることは、第１に、外乱の影響を速やか
に除去する上で、第２に、制御対象の特性変化や、バラ
ツキに無関係に所定の制御成績を得る上で、極めて重要
なこととなっている。しかし、実際のエンジン回転数制
御系においては、制御系の感度を上げることは通常非常
に難しいこととなっている。In this way, generally speaking, in a feedback control system, increasing the proportional gain or integral gain of the proportional-integral controller to increase the sensitivity of the control system is firstly effective in quickly removing the influence of disturbances, and secondly. , which is extremely important in obtaining a predetermined control result regardless of changes in characteristics or variations in the controlled object. However, in an actual engine speed control system, it is usually very difficult to increase the sensitivity of the control system.
この理由は、一般にエンジンにおいて、例えばアクチュ
エータ３が吸入空気流量を操作する場合を例にとると、
吸入空気流量の応答からエンジン回転数の応答までの間
の伝達特性には、第１に、位相が１８０度遅れる二次遅
れ要素があるために、
第２に、行程遅れによる無駄時間要素などかあるだめに
、制御系の感度を上げる（高ゲインにする）と制御系自
体が不安定になり、ハンチング現象が発生するからであ
る。The reason for this is that, in general, in an engine, for example, when the actuator 3 operates the intake air flow rate,
The transfer characteristics between the response of the intake air flow rate and the response of the engine speed include, firstly, a second-order lag element whose phase is delayed by 180 degrees, and secondly, there is a dead time element due to a stroke delay. This is because, if the sensitivity of the control system is increased (increased gain), the control system itself becomes unstable and a hunting phenomenon occurs.
この点に関して、第５図を例にとり数式を用いて詳しく
説明する。This point will be explained in detail using mathematical formulas, taking FIG. 5 as an example.
第５図において、比例積分制御器２の伝達関数及び伝達
関数３４５をそれぞれＧｃ （ｓ） 、 （Ｊ３４ｓ
（Ｓ）ｅ−”とし、設定回路１の電圧信号をｒ、伝達
関数３４５の出力（電圧信号）をｙとすると、信号ｒか
ら出力ｙまでの閉ループ伝達関数ｙ／ｒは次式で与えら
れる。In FIG. 5, the transfer function of the proportional-integral controller 2 and the transfer function 345 are expressed as Gc (s) and (J34s
(S)e-'', the voltage signal of the setting circuit 1 is r, and the output (voltage signal) of the transfer function 345 is y, then the closed loop transfer function y/r from the signal r to the output y is given by the following equation. .
従って、制御系の安定性を支配する特性方程式は次式で
与えられる。Therefore, the characteristic equation governing the stability of the control system is given by the following equation.
１＋Ｇｃ （Ｓ） Ｇ３４５ （Ｓ） ｅ−”
＝Ｏ＝１２）よく知られているように、式（２）を用い
た安定性解析はナイキスト線図を書くことによって実行
できる。1+Gc (S) G345 (S) e-”
=O=12) As is well known, stability analysis using equation (2) can be performed by drawing a Nyquist diagram.
以下に、実際にナイキスト線図を書いて、制御系の安定
性を解析してみよう。Below, let's actually draw a Nyquist diagram and analyze the stability of the control system.
まず、Ｇｃ （Ｓ）は比例積分だから、比例ゲインをＫ
、積分時間（積分ゲインの逆数）をＴｉとすれば、
で与えられる。一方、アクチュエータからエンジンまで
の伝達関数Ｇ３４Ｓ （Ｓ）は、なる二次遅れで精度
良く近似できる。ここで、Ｔは時定数でエンジン回転数
、フライホイール慣性モーメント、サージタンクの容積
等に依存するがエンジン平衡回転数ＮＯ＝７５Ｏｒｐｍ
で０．３秒程度である。また無駄時間りは４行程分とす
ると、エンジン平衡回転数Ｎｏ＝７５Ｏｒｐｍで４×６
０／ （２ＸＮ ｏ） ＝０．１６秒となる。Ｓ−ｊω
を式％式％
（Ｌ／Ｔ）のように変形し、Ｋ、Ｔｉをパラメータにと
りナイキスト線図を書くと、例えば第６図が得られる。First, since Gc (S) is a proportional integral, let us define the proportional gain as K
, if the integration time (reciprocal of the integral gain) is Ti, then it is given by: On the other hand, the transfer function G34S (S) from the actuator to the engine can be accurately approximated by a second-order lag. Here, T is a time constant and depends on engine speed, flywheel inertia moment, surge tank volume, etc., but engine equilibrium speed NO = 75 Orpm.
This is about 0.3 seconds. Also, assuming that the dead time is 4 strokes, the engine equilibrium rotation speed No. = 75 Orpm is 4 x 6.
0/(2XN o) = 0.16 seconds. S-jω
If the equation is transformed into the equation % (L/T) and a Nyquist diagram is drawn using K and Ti as parameters, for example, FIG. 6 is obtained.
この図の実線は、Ｋ−０，Ｔｉ／Ｔ＝１の時のものであ
る。図から明らかなように、周波数ｆ ＝０．３７Ｈｚ
で位相が１８０度、絶対値は０．９６であり、制御系は
安定限界にあり、実際上は安定に動作しないことがわか
る。同様に、Ｋ、 Ｔｉをパラメータにとった各ナイキ
スト線図から制御系が不安定になる周波数を求めると、
０．３７Ｈｚ〜０．７Ｈｚの範囲にある。一方、実験に
よるとアイドル回転数制御系が不安定になり、ハンチン
グする時の実際の周波数はほとんど０．３〜０．７Ｈｚ
の間にあり、上記の解析は実験と極めてよく一致してい
ることがわかる。この解析から制御系が安定になるに、
Ｔｉの範囲を求めるとに＝１〜２゜Ｔ ｉ ／ Ｔは１
以上となり、この結果も実験と一致している。The solid line in this figure is for K-0, Ti/T=1. As is clear from the figure, the frequency f = 0.37Hz
The phase is 180 degrees and the absolute value is 0.96, indicating that the control system is at its stability limit and does not actually operate stably. Similarly, if we find the frequency at which the control system becomes unstable from each Nyquist diagram with K and Ti as parameters, we get:
It is in the range of 0.37Hz to 0.7Hz. On the other hand, experiments have shown that the idle speed control system becomes unstable and the actual frequency when hunting is mostly 0.3 to 0.7Hz.
It can be seen that the above analysis agrees extremely well with the experiment. From this analysis, if the control system becomes stable,
To find the range of Ti = 1~2°T i / T is 1
This result is also consistent with the experiment.
これらのことから、次のことがわかる。From these facts, we can understand the following.
１１） アイドル回転数制御系の比例ゲインにはせい
ぜい２以下で、積分時１ｊｌＴｉは０．３秒より太き（
（従って、積分ゲインは小さ（］しないと、制制
部系が不安定になる。11) The proportional gain of the idle speed control system is at most 2 or less, and the integration time 1jlTi is thicker than 0.3 seconds (
(Therefore, if the integral gain is not small (), the control system will become unstable.
（２） このように制御系が不安定になるため、制御
系の感度を上げる（高ゲインにする）ことができず、外
乱に対する応答（追従性）が悪くなり、大きな負荷が急
に印加されるとエンジンストップを生じる。(2) Because the control system becomes unstable in this way, the sensitivity of the control system cannot be increased (high gain), the response to disturbances (followability) becomes poor, and a large load is suddenly applied. This will cause the engine to stop.
また現状のアイドル回転数制御系の外乱に対する応答（
追従性）が悪く、大きな負荷が急に印加されるとエンジ
ンストップを生じ得るもう１つの原因に、機関に対する
負荷外乱は制御対象である機関の伝達特性を変化させて
しまうのにもかかわらず、アイドル回転数制御系が負荷
外乱に対して合理的で有効な対策を施していないことが
ある。Also, the response of the current idle speed control system to disturbance (
Another reason why the engine may stop when a large load is suddenly applied due to poor followability is that load disturbances to the engine change the transmission characteristics of the engine that is being controlled. The idle speed control system may not take reasonable and effective measures against load disturbances.
このことを第７図を例にとり、詳細に説明する。This will be explained in detail using FIG. 7 as an example.
第７図において、Ｇｃ （Ｓ）は制御器、 Ｇｅ （
Ｓ）は制御対象の伝達関数を示し、Ｄｌ、 Ｄ２は外乱
を表す。又、Ｒは目標値、Ｙは制御したい制御量。In FIG. 7, Gc (S) is a controller, Ge (
S) represents the transfer function of the controlled object, and Dl and D2 represent disturbances. Also, R is the target value, and Y is the control amount to be controlled.
Ｕは操作量を表している。弐（１）が導かれた時と同様
に、以下の諸式が成立する。U represents the manipulated variable. Similarly to when (1) was derived, the following equations hold true.
Ｙ Ｇｅ （Ｓ）
−一 □ ・・・（６）
Ｄｉ １＋Ｇｃ （Ｓ）Ｇｅ （Ｓ）弐ｆ６
１． ’＋７）において、もし制御器（Ｇｃ （Ｓ））
のゲインが非常に大きければＹ／ＤＩ、 Ｙ／Ｄ２はい
ずれも零になり、制御量Ｙは外乱ＤＩ、 Ｄ２の影響を
受しテないことがわかる。前述の感度を上げることの重
要性はまさにここにあるわけだが、もうひとつ重要なこ
とは上述の定式化において、外乱Ｄ１゜Ｄ２によって制
御対象の伝達関数Ｇｅ （Ｓ）は変化しないことを暗黙
に仮定していることである。Y Ge (S) -1 □ ...(6) Di 1+Gc (S)Ge (S)2f6
1. '+7), if the controller (Gc (S))
It can be seen that if the gain of is very large, both Y/DI and Y/D2 become zero, and the control amount Y is not affected by the disturbances DI and D2. This is precisely where the importance of increasing the sensitivity mentioned above lies, but another important point is that in the above formulation, it is implicitly assumed that the transfer function Ge (S) of the controlled object does not change due to the disturbance D1゜D2. This is an assumption.
すなわち、通常のフィードバック制御系の設計において
は、外乱Ｄｉ、 Ｄ２によっては制御対象の伝達関数Ｇ
ｅ （Ｓ）は変化しないと仮定して安定性を損なわない
範囲でできるだけ高ゲインに成るように設計し、外乱Ｉ
ｌｌ、 ０２の影響を除去するようにしている。例えば
、先ず外乱ＤＩ、 Ｄ２・０として目標値Ｒから制御量
Ｙへの閉ループ伝達特性く式（６ン）にもとづいて制御
器のゲインをできるだけ高ゲインになるように設計する
。この時、弐（６１，（７＋は制御器のゲインが高けれ
ば、Ｙ／Ｄｉ、 Ｙ／Ｄ２はともに零となり、制御量Ｙ
は外乱ＤＩ、 Ｄ２の影響を受けないことを示している
。ところがこのような設計が可能となるのは、
（１）制御器のゲインが高くできることと、（２）外乱
ＤＩ、 Ｄ２によっては制御対象の伝達関数Ｇｅ （
Ｓ）は変化しないこと、
が保障されている場合のみである。That is, in the design of a normal feedback control system, depending on the disturbances Di and D2, the transfer function G of the controlled object
Assuming that e (S) does not change, the gain is designed to be as high as possible without compromising stability, and the disturbance I
The influence of ll and 02 is removed. For example, first, as the disturbance DI, D2.0, the gain of the controller is designed to be as high as possible based on the closed loop transfer characteristic equation (6) from the target value R to the controlled variable Y. At this time, if the gain of the controller is high, both Y/Di and Y/D2 will be zero, and the control amount Y
indicates that it is not affected by disturbances DI and D2. However, this kind of design is possible because (1) the gain of the controller can be made high, and (2) depending on the disturbances DI and D2, the transfer function Ge (
S) will not change, only if it is guaranteed that .
しかるに、アイドル回転数制御系では先に述べた理由か
らもともと制御器のゲインを大きくすることができない
上、後述するように外乱によって制御対象の伝達関数が
変化する。従って、現在のアイドル回転数制御系では外
乱の影響を大きく受け、トルク外乱によって機関回転数
が著しく低下し、場合によってはエンジンストールを発
生することさえ起こり得るのである。However, in the idle rotation speed control system, the gain of the controller cannot be increased for the reasons stated above, and the transfer function of the controlled object changes due to disturbances, as will be described later. Therefore, the current idle speed control system is greatly affected by disturbances, and torque disturbances can cause the engine speed to drop significantly, and in some cases even cause engine stall.
こういった現状をすこしでも改善するため種々の工夫が
考えられている。例えば、空調機などのスイッチ信号を
コンピュータに取り込み、実際に空調機の負荷が機関に
印加される前に、空調機が稼動するということをコンピ
ュータが検知し、これがアクチュエータ３を駆動させる
ようにする方法がしばしば採用されている。しかしなが
ら、この方法では、スイッチ信号のタイミングと実際に
空調機の負荷が機関に印加される時期とに大幅なずれが
あるときには、−星回転数が吹き上がった後、下がるこ
とがあり、運転者に不愉快な印象を与えることが多かっ
た。Various ideas are being considered to improve this current situation. For example, a switch signal from an air conditioner, etc. is input into the computer, and before the load of the air conditioner is actually applied to the engine, the computer detects that the air conditioner is operating, and this causes the actuator 3 to be driven. methods are often used. However, with this method, if there is a large discrepancy between the timing of the switch signal and the time when the air conditioner's load is actually applied to the engine, the -star rotational speed may rise and then drop, causing the driver to It often gave an unpleasant impression.
改善のもうひとつの例として、特公昭６１−４３５３５
号公報によれば第８図に示すフィードバック制御系が提
案されている。すなわち、この第８図において、６はエ
ンジン回転数の減少度に応じた電圧なる検出信号を出力
する検出回路であり、ここではこの検出回路６から出力
される検出信号と回転数検出回路５から出力される検出
信号とが加算器１２で加算されてその加算結果が減算器
１１に出力されるようになっている。Another example of improvement is the Special Publication No. 61-43535.
According to the publication, a feedback control system shown in FIG. 8 is proposed. That is, in FIG. 8, 6 is a detection circuit that outputs a detection signal that is a voltage corresponding to the degree of decrease in engine speed, and here, the detection signal output from this detection circuit 6 and the rotation speed detection circuit 5 are The output detection signal is added by an adder 12, and the addition result is output to a subtracter 11.
次に、この第８図に示す制御系の動作について説明する
。前述と同様にこの制御系がある定常状態にあるときに
急に負荷外乱が加わり、エンジン回転数が急速に減少し
たとする。この場合、設定回路１から回転数検出回路５
までは第４図と全く同様に動作するが、第８図では、上
記検出回路６によって回転数の減速度に比例した電圧が
余分にフィードバックされ、第４図の動作に比べて偏差
信号は大きくなり、第４図に比べてより速くもとの目標
回転数に復帰する。Next, the operation of the control system shown in FIG. 8 will be explained. Suppose, similarly to the above, that when this control system is in a certain steady state, a load disturbance is suddenly applied and the engine speed rapidly decreases. In this case, from the setting circuit 1 to the rotation speed detection circuit 5
Up to this point, the operation is exactly the same as that shown in FIG. 4, but in FIG. The rotation speed returns to the original target rotation speed more quickly than in FIG.
このような一種のフィードフォワードによって確かにエ
ンジン回転数は第４図の場合に比べて速くもとの目標回
転数に復帰するが、こういったフィードフォワード補償
が初期の目的を達成するのは、一般に極めて限られた場
合（例えば、制御対象の特性変化が非常に小さい場合）
が多く、従って、−船釣に効果が常に得られるとは必ず
しも言いがたいという欠点を有していた。例えば、目標
回転数が６０ＱｒｐｍＯ時は問題なく動作するが１１０
００ｒｐになるとかえって害になるということもしばし
ばある。具体的にはフィードフォワード補償のパラメー
タをある目標回転数（６００ｒｐｍ）に対して設定した
場合、この目標回転数が大きく変化した状Ｂ（１０００
ｒｐｍ）では、回転数変動に対してフィードフォワード
補償されるどころかむしろ変動を助長してしまう等の弊
害がある。Although this type of feedforward certainly returns the engine speed to the original target speed faster than in the case of Fig. 4, this type of feedforward compensation achieves its initial purpose by Generally in very limited cases (for example, when the change in the characteristics of the controlled object is very small)
Therefore, it has the disadvantage that it cannot always be said that it is effective for boat fishing. For example, when the target rotation speed is 60QrpmO, it operates without problems, but when the target rotation speed is 110
It is often the case that reaching 00rp can actually be harmful. Specifically, when the feedforward compensation parameters are set for a certain target rotation speed (600 rpm), state B (1000 rpm) in which this target rotation speed changes greatly
rpm), there are disadvantages such as feed-forward compensation for rotational speed fluctuations rather than aggravating the fluctuations.
また、特公昭６１−５３５４４号公報によれば、第４図
のアクチュエータ３によって点火時期を制御することが
提案されている。一般にエンジン回転数を制御する際、
吸入空気流量か点火時期のどちらかを制御することが考
えられるが、点火時期の方が応答が速いため、点火時期
を制御すること１ によって外乱による回
転数の低下の影響をある程度速く取り除くことができる
。しかし、点火時期によって制御できる回転数の幅は限
られており、この幅を越えるような負荷が加わった場合
にはあまり効果はない。Further, according to Japanese Patent Publication No. 61-53544, it has been proposed that the ignition timing be controlled by the actuator 3 shown in FIG. Generally, when controlling engine speed,
It is possible to control either the intake air flow rate or the ignition timing, but since the response of the ignition timing is faster, by controlling the ignition timing 1, it is possible to quickly remove the effect of the reduction in rotational speed due to disturbances to some extent. can. However, the range of rotational speed that can be controlled by ignition timing is limited, and if a load exceeding this range is applied, it will not be very effective.
以上説明した第４図、第８図の各従来のエンジン回転数
制御装置は、エンジンに加わった負荷外乱の影響をある
程度速く取−り除き、元の目標回転数に復帰する効果を
もつが、本質的に比例積分制御５
在英２の比例ゲインや、積分ゲインを大きくして制御系
の感度を向上していたために、その効果は限られたもの
であった。Each of the conventional engine speed control devices shown in FIGS. 4 and 8 described above has the effect of quickly removing the influence of load disturbance applied to the engine and returning to the original target speed. Since the sensitivity of the control system was essentially increased by increasing the proportional gain and the integral gain of proportional integral control, its effectiveness was limited.
この発明は上記のような問題点を解決するためになされ
たもので、制御系の感度を向上できるとともに、合理的
に空気流量を制御でき、これにより負荷外乱の影響を速
やかに取り除いてアイドル回転数を元の目標回転数に速
やかに復帰できる内燃機関のアイドル回転数制御装置を
得ることを目的とする。This invention was made to solve the above-mentioned problems, and it is possible to improve the sensitivity of the control system and rationally control the air flow rate, thereby quickly removing the influence of load disturbance and improving idle rotation. An object of the present invention is to provide an idle speed control device for an internal combustion engine that can quickly return the engine speed to the original target speed.
この発明に係るアイドル回転数制御装置は、トルク外乱
を直接検出し、その大きさを電気信号に変換するトルク
外乱検出手段を設けるとともに、外乱負荷の大きさとそ
の時間微分分とに比例して空気流量又は点火時期を制御
する制御手段を設けたものである。The idle rotation speed control device according to the present invention is provided with a torque disturbance detection means that directly detects a torque disturbance and converts its magnitude into an electric signal, and also provides a It is equipped with a control means for controlling the flow rate or ignition timing.
この発明においては、負荷外乱を直接検出し、外乱負荷
の大きさとその時間微分分に比例して空気流量又は点火
時期を制御するようにしたから、負荷外乱による回転数
制御系の伝達関数の変動分を補償でき、これにより外乱
によって生じる機関の回転数変動をフィードバック制御
により速やかに整定させることができる。In this invention, since the load disturbance is directly detected and the air flow rate or ignition timing is controlled in proportion to the magnitude of the disturbance load and its time derivative, the transfer function of the rotation speed control system changes due to the load disturbance. As a result, fluctuations in engine speed caused by disturbances can be quickly stabilized by feedback control.
以下、この発明の実施例を図について説明する。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
第１図はこの発明の一実施例によるエンジン回転数制御
装置の構成を示すブロック図である。図において、第４
図と同一符号は同一のものを示し、１３は加算器、１４
は減算器、１１０は局所フィードバックの伝達関数、１
１１は局所フィードバック制御系である。また第１図で
破線で示した部分は、第４図の従来例のエンジン４の機
能、つまり吸入空気流量の変化ΔＧａを、吸気管圧力の
変化Δｐｂを経て回転数の変化ΔＮに変換する機能をブ
ロック図化して示している。FIG. 1 is a block diagram showing the configuration of an engine speed control device according to an embodiment of the present invention. In the figure, the fourth
The same symbols as in the figure indicate the same things, 13 is an adder, 14
is a subtractor, 110 is a local feedback transfer function, 1
11 is a local feedback control system. Furthermore, the part indicated by the broken line in FIG. 1 is the function of the conventional engine 4 shown in FIG. is shown in a block diagram.
この発明の本質は、図中、トルク外乱ΔＴｄがら吸入空
気流量Δ（５ａ／にａｏ（以下へ〇 ａ ＊とも記する
）側に、（１＋Ｓτ、）／Ｋｐを介した局所フィードバ
ック１１０を設けることによりエンジンのアイドル回転
数制御系の伝達特性を外乱によって変化させないように
し、外乱による機関の回転数変動を速やかに整定させる
ようにしたことにある。そこで、このところを中心に式
を用いて詳細に説明する。The essence of this invention is to provide a local feedback 110 via (1+Sτ,)/Kp on the side of the intake air flow rate Δ(5a/to ao (hereinafter also referred to as 〇a*)) from the torque disturbance ΔTd in the figure. The purpose is to prevent the transmission characteristics of the engine's idle speed control system from changing due to disturbances, and to quickly stabilize engine speed fluctuations caused by disturbances.Therefore, we will focus on this point in detail using equations. Explain.
第１図の正規化空気流量の誤差信号ΔＥ／Ｅ。Error signal ΔE/E of normalized air flow rate in FIG.
から吸気圧力ΔＰｂ／ＰｂＯ（以下Δｐｂ”とも記する
）への伝達特性ＧＮ （ｓ）は次の一次遅れで与えら
れる。なお、ここでは簡単のため、第１図ので７−０と
して考える。The transfer characteristic GN (s) from to the intake pressure ΔPb/PbO (hereinafter also referred to as Δpb) is given by the following first-order lag.For simplicity, it will be assumed that 7-0 in FIG.
ここで、τ８は時定数で次式により与えられ、ην。は
平衡時の体積効率、Ｎｏは平衡時のエンジン回転数、Ｖ
ｍはスロットル弁から吸気弁までの吸気マニホールド容
積、■ｈはエンジンの排気容積で、普通Ｎｏ＝７５Ｏｒ
ｐｍ、 ７７ｖｏ＝ ０．６． Ｖｍ＝Ｖｈ程度とす
るとて−＝０．２７ｓｅｃ程度の値を持つ。Here, τ8 is a time constant given by the following equation, ην. is the volumetric efficiency at equilibrium, No is the engine speed at equilibrium, V
m is the intake manifold volume from the throttle valve to the intake valve, h is the engine exhaust volume, and normally No. = 75 Or
pm, 77vo=0.6. Assuming that Vm=Vh, it has a value of about -=0.27 sec.
またＧＷ （ｓ）の前の回転数フィードバックはアイ
ドル状態で回転数が下がるあるいは上がると、吸気圧力
が上昇するあるいは下降するという動作を行なう機械的
な機構にかかるものである。Ｇｃ（Ｓ）は燃料制御の空
気計量方式に依存する伝達特性で、吸気圧力に比例して
燃料を噴射する場合、つまりスピード デンシティ一方
式、（Ｄ−ジェトロ（***ボッシュ社商品名）） （Ｓ
ｐｅｅｄ−Ｄｅ’ｎ５ｉｔｙ、 Ｄ−Ｊｅｔｒｏ）の場
合には、行程遅れを考えなければ１で、エアーフローメ
ータで吸入空気流量を計測して単位回転数当りの空気量
に比例して燃料を噴射する場合、つまりＬ−ジェトロ（
Ｌ−Ｊｅｔｒｏ） （***ボッシュ社商品名）の場合に
は、１＋Ｓτ８で与えられる。ここでは、話を簡単にす
るため、Ｇｃ（Ｓ）−１とする。Ｇλ （Ｓ）は噴射パ
ルス幅ΔＰ ｗ ／ Ｐ ｗ ｏと空気比Δλ／λ０と
を関連づける、いわゆる吸気管内の燃料搬送特性を表し
ている。Further, the rotational speed feedback before GW (s) is applied to a mechanical mechanism that increases or decreases the intake pressure when the rotational speed decreases or increases in an idling state. Gc(S) is a transmission characteristic that depends on the air metering method of fuel control, and when fuel is injected in proportion to the intake pressure, that is, speed density one-type, (D-JETRO (product name of West German Bosch)) (S
peed-De'n5ity, D-Jetro), if stroke delay is not considered, use 1 to measure the intake air flow rate with an air flow meter and inject fuel in proportion to the amount of air per unit rotation speed. If, that is, L-jetro (
L-Jetro) (product name of Bosch AG, West Germany), it is given by 1+Sτ8. Here, to simplify the discussion, it is assumed that Gc(S)-1. Gλ (S) represents the so-called fuel transport characteristic in the intake pipe, which associates the injection pulse width ΔP w /P w o with the air ratio Δλ/λ0.
ここでは、これについても話を簡単にするため、１に等
しいものとする。Here, in order to simplify the discussion, this is assumed to be equal to 1.
またエンジントルクΔＴｂとΔＮ／Ｎｏ（以下ΔＮ”と
も記する）、ΔＰｂ／Ｐｂｏ、 Δλ／λ０とを関連づ
ける伝達特性がＧｂ （Ｓ）で次式により与えられる。Further, a transmission characteristic that associates engine torque ΔTb with ΔN/No (hereinafter also referred to as ΔN"), ΔPb/Pbo, and Δλ/λ0 is given by the following equation in Gb (S).
ここでＫｎ、Ｋｐ、にλは定数で、平衡動作点（Ｎｏ、
Ｐｂｏ、 λ０）において実験的に決定される。これ
らの定数の物理的意味やそれらの測定法については例え
ばソサエティー イブ オートモチイブ エンジニアリ
ング 論文８６０４１１ （ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ８６０
４１１）に示されているので、ここでは簡単な説明を示
しておく。すなわち、定数Ｋｎは回転数ΔＮ ／ Ｎ
ｏによってもたらされる正味トルクの変化を、定数に＋
）は吸気圧ΔＰ ｂ ／ Ｐ ｂ ｏによってもたらさ
れる正味トルクの変化を、最後に定数にλは空気比Δλ
／λ０によってもたらされる正味トルクの変化をそれぞ
れ表している。簡単のため、空気比の変動は無いものと
し、またＫｎ＝０とすると、正味トルクの変化ΔＴｂは
吸気圧変動ΔＰｂ′Ｉ（ΔＰｂ／Ｐｂｏ）によってのみ
もたらされ、その大きさは次式で与えられる。Here, Kn, Kp, and λ are constants, and the equilibrium operating point (No,
Pbo, λ0) is determined experimentally. For the physical meaning of these constants and how to measure them, see, for example, Society for Automotive Engineering Paper 860411 (SAE Paper 860).
411), so a brief explanation will be given here. In other words, the constant Kn is the rotational speed ΔN/N
The change in net torque caused by o is a constant +
) is the change in net torque brought about by the intake pressure ΔP b / P b o, and finally as a constant λ is the air ratio Δλ
/λ0, respectively. For the sake of simplicity, it is assumed that there is no fluctuation in the air ratio, and if Kn = 0, the change in net torque ΔTb is brought about only by the fluctuation in intake pressure ΔPb′I (ΔPb/Pbo), and its magnitude is expressed by the following equation. Given.
ΔＴｂ＝ＫｐΔｐｂ” ・ａｃｈ
エンジントルクΔＴｂと負荷外乱ΔＴｄとの差は、よく
知られたオイラーの運動方程式で表されるように、再び
回転数ΔＮ ／ Ｎ ｏに変換される。ΔTb=KpΔpb”・ach
The difference between the engine torque ΔTb and the load disturbance ΔTd is again converted into the rotational speed ΔN/N o as expressed by the well-known Euler's equation of motion.
ここで、Ｊはフライホイールの慣性モーメントである。Here, J is the moment of inertia of the flywheel.
最後に、吸入空気流量ΔＧａ／６ａｏとΔＥ／Ｅｏ、回
転数ΔＮ ／ Ｎ ｏの関係は、吸気マニホールド内の
質量保存則、状態方程式、及び体積効率の定義式より、
となる。Finally, the relationship between the intake air flow rate ΔGa/6ao, ΔE/Eo, and rotational speed ΔN/No is as follows from the law of conservation of mass in the intake manifold, the equation of state, and the definition equation of volumetric efficiency.
上記式（８）〜式（１２）を連立して吸入空気流量へ〇
ａと回転数ΔＮ及び負荷外乱ΔＴｄとの関係を求めると
次式が得られる。ただし、行程遅れによる無駄時間を除
いている。If the above equations (8) to (12) are combined to determine the relationship between the intake air flow rate 〇a, the rotational speed ΔN, and the load disturbance ΔTd, the following equation is obtained. However, wasted time due to process delays is excluded.
Ｋｐ
弐〇Ｊから次のことがわかる。すなわち、もし負荷外乱
ΔＴｄが印加されても回転数変動ΔＮ″（ΔＮ ／ Ｎ
Ｏ＞を零にするためには、で表される空気流量ΔＧａ
２を、アクチュエータを通じて機関に流してやればよい
ことがわかる。From Kp 2〇J we know the following. In other words, even if the load disturbance ΔTd is applied, the rotation speed fluctuation ΔN'' (ΔN / N
In order to make O> zero, the air flow rate ΔGa expressed as
It turns out that it is sufficient to flow 2 into the engine through the actuator.
すなわち負荷外乱ΔＴｄを検出し、その大きさに１／Ｋ
ｐ （比例定数）を乗じた量（弐〇〇の右辺第１項）と
、負荷外乱ΔＴｄの微分にτ、／Ｋｐ（比例定数）を乗
じた量（弐〇船の右辺第２項）との和に応じて空気流量
を流してやればよい。第１図のフィードバック１１０が
このことを示している。In other words, the load disturbance ΔTd is detected and its magnitude is 1/K.
The amount multiplied by p (proportionality constant) (the first term on the right side of 2〇〇), and the amount obtained by multiplying the differential of load disturbance ΔTd by τ, /Kp (proportionality constant) (the second term on the right side of 2〇〇) The air flow rate may be set according to the sum of Feedback 110 in FIG. 1 illustrates this.
このような操作をアイドル回転数制御系に施すことによ
って、式０３）から見掛は上、負荷外乱ΔＴｄの影響を
無くすことができ、機関の空気流量から回転数までの伝
達特性は負荷外乱ΔＴｄと無関係にすることが可能とな
ることを発明者は見出したのである。By performing such an operation on the idle speed control system, it is possible to apparently eliminate the influence of the load disturbance ΔTd from equation 03), and the transmission characteristic from the air flow rate of the engine to the rotation speed is changed to the load disturbance ΔTd. The inventor has discovered that it is possible to make it unrelated to
このことをもうすこし詳しく説明すると次のようになる
。すなわち、空気流量を形式上２つの部分に分け、つま
り
ΔＧａ”−ΔＧａｐ”十ΔＧａｓゞ ・・・ａ９と
し、ΔＱａ ｓ”を式Ｏａで与えられるようにしてやれ
ば、゛式０Ｊは次のように表され、実効的に外乱ΔＴｄ
が消去される。This can be explained in more detail as follows. In other words, if we formally divide the air flow rate into two parts, that is, ΔGa" - ΔGap" + ΔGas 2 ... a9, and let ΔQa s" be given by the formula Oa, then the formula 0J becomes as follows. expressed as the effective disturbance ΔTd
will be deleted.
即ち、無駄時間を除いた機関の伝達特性はなる二次遅れ
で与えられ、負荷外乱ΔＴｄとは無関係になる。弐〇つ
のような空気流量の分離の物理的イメージは次のように
なる。すなわち、弐〇つの右辺第１項をスロットルをバ
イパスする第１の通路を流れる空気流量Δ６ａｐ”とし
、右辺第２項をスロットルをバイパスする第２の通路を
流れる空気流量Δｄａｓ”とすればよく （現実にはこ
のような区別をする必要はなく、第１の通路を流れる空
気流量に第２項で表される空気流量を上乗せして流せば
よい）、このとき式αηは第１の通路を流れる空気流量
Δｃａｐ”と機関回転数ΔＮ“との間に成立する伝達特
性であることを示している。That is, the transmission characteristic of the engine excluding dead time is given by a second-order lag, and is independent of the load disturbance ΔTd. The physical image of separation of air flow rates like two is as follows. In other words, the first term on the right-hand side of 2〇 is the air flow rate Δ6ap'' that flows through the first passage that bypasses the throttle, and the second term on the right-hand side is the air flow rate Δdas'' that flows through the second passage that bypasses the throttle. In reality, there is no need to make such a distinction, and it is sufficient to add the air flow rate expressed by the second term to the air flow rate flowing through the first passage), and in this case, the equation αη This shows that the transfer characteristic is established between the flowing air flow rate Δcap'' and the engine rotational speed ΔN''.
第２図は、上述の効果を確かめた実験結果を示している
。図中破線は空気流量を、実線は機関回転数を、−点鎖
線はオルタネータの負荷電流（負荷外乱）を表している
。図中、ＯＮの時点で負荷外乱が印加され、ＯＦＦの時
点で負荷外乱が消去されている。この負荷はＲＵＳＨ電
流が流れているものの、はぼステップ外乱と見なせる。FIG. 2 shows the results of an experiment that confirmed the above-mentioned effect. In the figure, the broken line represents the air flow rate, the solid line represents the engine speed, and the dashed line represents the alternator load current (load disturbance). In the figure, a load disturbance is applied at the time of ON, and the load disturbance is erased at the time of OFF. Although the RUSH current is flowing through this load, it can be regarded as a step disturbance.
この場合に供給すべき空気流量は弐〇〇の逆変換により
、次式で与えられる。すなわち、
となり、この場合の空気流量は単位ステップ関数ｕ （
ｔ）とデルタ関数δ （１）との和で与えられることが
わかる。さて、第２図の空気流量を表す破線は弐〇母で
与えられる変化に非常に近い変化を示していることがよ
くわかる。一方、このときの回転数（実線）は外乱のた
めにやや変動しているものの（設定回転数７５Ｏｒｐｍ
、負荷ＯＮ時７１５ｒｐｍ、負荷ＯＦＦ時７９０ｒｐｍ
） 、第３図の従来の場合（負荷ＯＮ時６６０ｒｐｍ、
負荷ＯＦＦ時８１０ｒｐｍ）に比べて、負荷ＯＮ時の回
転数の低下及び負荷ＯＦＦ時の回転数の増大が著しく減
少していることがわかる。In this case, the air flow rate to be supplied is given by the following equation by inverse transformation of 2〇〇. In other words, the air flow rate in this case is the unit step function u (
t) and the delta function δ (1). Now, it can be clearly seen that the dashed line representing the air flow rate in Figure 2 shows a change that is very close to the change given by 2㎜. On the other hand, although the rotational speed (solid line) at this time fluctuates slightly due to disturbance (the set rotational speed is 75Orpm),
, 715 rpm when load is ON, 790 rpm when load is OFF
), the conventional case shown in Figure 3 (660 rpm when the load is ON,
It can be seen that the decrease in the rotational speed when the load is ON and the increase in the rotational speed when the load is OFF are significantly reduced compared to 810 rpm when the load is OFF.
負荷外乱ΔＴｄ並びにその微分のそれぞれにかかる係数
１ ／ Ｋ ｐとτａ ／ Ｋ ｐとは機関の動作点と
、式（９）に示されるマニホールド容積Ｖｍ、エンジン
排気容積■１１体積効率η７゜等とに依存するので、当
然のことながら、これらの係数を機関の動作点に応じて
変えなければならないことは言うまでもない。又、この
ことによって動作点の変動があっても、本発明の効果を
良く発揮することができる。The coefficients 1/K p and τa/K p applied to the load disturbance ΔTd and its derivative are the engine operating point, the manifold volume Vm shown in equation (9), the engine exhaust volume ■11 volumetric efficiency η7°, etc. It goes without saying that these coefficients must be changed depending on the operating point of the engine. Moreover, even if there is a fluctuation in the operating point, the effects of the present invention can be effectively exhibited.
また機関の動作点を表すパラメータとしては、一般にト
ルク−回転数が容易に思いつくが、この他に、吸気管圧
カー回転数５圓示平均有効圧−回転数２次式で定義され
るサイクルあたりの実効発熱量Ｑ−回転数１等の組み合
わせが考えられる。In general, the parameter representing the operating point of an engine is easily thought of as torque vs. rotation speed, but in addition to this, there are also other parameters that can be used: Combinations such as effective calorific value Q and rotational speed 1 can be considered.
ここで、には比熱比、Ｐ（θ）はクランク角θ毎のシリ
ンダ内圧力、■（θ）はクランク角θ毎のシリンダ内容
積である。Here, is the specific heat ratio, P(θ) is the cylinder internal pressure for each crank angle θ, and ■(θ) is the cylinder internal volume for each crank angle θ.
負荷の検出方法としては、電気負荷の場合はオルタネー
タの負荷電流をホール素子やフランクスゲート素子など
磁界検出素子で検出する方法が考えられる。又、機械的
負荷（例えば、パワーステアリング、パワーウィンドウ
、４ＷＳ等）の場合には油圧を圧力センサで検出するこ
とが考えられる。In the case of an electric load, a possible method for detecting the load is to detect the load current of an alternator using a magnetic field detection element such as a Hall element or a Franks gate element. Furthermore, in the case of mechanical loads (for example, power steering, power windows, 4WS, etc.), it is conceivable to detect oil pressure with a pressure sensor.
このように本実施例では負荷外乱を直接検出し、その大
きさに（１＋Ｓτ、）／Ｋｐを乗じた量。In this way, in this embodiment, the load disturbance is directly detected, and its magnitude is multiplied by (1+Sτ,)/Kp.
つまり負荷外乱の検出量ΔＴｄに１／Ｋｐ （比例定数
）を乗じた量（式Ｃ１４１の右辺第１項）と、負荷外乱
ΔＴｄの微分にτａ／Ｋｐ（比例定数）を乗じた量（弐
Ｑ４１の右辺第２項）との和に応じて、空気流量にフィ
ードバックをかけるようにしたので、機関の空気流量の
応答から回転数の応答までの伝達特性を負荷外乱ΔＴｄ
と無関係にすることができ、この結果負荷外乱の影響を
速やかに取り除いて元の目標回転数に速やかに復帰でき
る。In other words, the amount obtained by multiplying the detected amount of load disturbance ΔTd by 1/Kp (constant of proportionality) (the first term on the right side of equation C141) and the amount obtained by multiplying the differential of load disturbance ΔTd by τa/Kp (constant of proportionality) (2Q41 Since feedback is applied to the air flow rate according to the sum of the second term on the right-hand side of
As a result, the influence of load disturbance can be quickly removed and the original target rotational speed can be quickly restored.
なお、上記実施例では主に電子制御燃料噴射装置につい
て説明したが、これはキャブレターや電子制御キャブレ
ターでもよく、この場合にも上記実施例と同様著しい効
果を発揮する。In the above embodiments, the electronically controlled fuel injection device has been mainly described, but this may be a carburetor or an electronically controlled carburetor, and in this case as well, the same remarkable effects as in the above embodiments are achieved.
また上記実施例ではステップ状の負荷トルク外乱の場合
について説明したが、これ以外の負荷トルク外乱を受け
た場合にも、上記式Ｇ４）で与えられる空気流量ΔＱａ
”をアクチュエータを通じて機関に供給すれば同様の効
果を発揮する。Further, in the above embodiment, the case of a step-like load torque disturbance has been explained, but even when receiving a load torque disturbance other than this, the air flow rate ΔQa given by the above formula G4)
” is supplied to the engine through the actuator, the same effect will be achieved.
さらに上記実施例では、操作量として主に空気流量をと
った場合について説明したが、これば点火時期であって
もよく、この場合も全く同様の効果を奏する。Further, in the above embodiment, the case where the air flow rate was mainly used as the manipulated variable was explained, but the ignition timing may also be used, and the same effect can be obtained in this case as well.
以上のようにこの発明に係るアイドル回転数制御装置に
よれば、トルク外乱を直接検出し、その大きさを電気信
号に変換するトルク外乱検出手段を設けるとともに、外
乱負荷の大きさとその時間微分分とに比例して空気流量
又は点火時期を、機関のアイドル回転数が目標回転数に
復帰するよう制御する制御手段を設けたので、制御系の
感度を向上できるとともに、合理的に空気流量を制御で
き、これにより負荷外乱の影響を速やかに取り除いてエ
ンジン回転数を元の目標回転数に速やかに復帰できる効
果がある。As described above, the idle speed control device according to the present invention is provided with a torque disturbance detection means that directly detects a torque disturbance and converts its magnitude into an electrical signal, and also detects the magnitude of the disturbance load and its time derivative. Since a control means is provided to control the air flow rate or ignition timing in proportion to the engine idle speed so that the engine idle speed returns to the target speed, the sensitivity of the control system can be improved and the air flow rate can be rationally controlled. This has the effect of quickly removing the influence of load disturbance and quickly returning the engine speed to the original target speed.
第１図はこの発明の一実施例によるアイドル回転数制御
装置の構成を示すブロック図、第２図はこの実施例装置
の効果を説明するための実験結果を示す図、第３図は従
来のアイドル回転数制御装置による制御結果を示す図、
第４図は従来のエンジン回転数制御装置の構成を示すブ
ロック図、第５図は従来のエンジン回転数制御装置の動
作を示す簡略化ブロック図、第６図はこのエンジン回転
数制御装置のナイキスト線図、第７図は第４図に示す制
御系の負荷外乱による伝達関数の変動について説明する
ための図、第８図は従来のエンジン回転数制御装置の改
良例の構成を示すブロック図である。
１・・・設定回路、２・・・比例、積分制御器、３・・
・アクチュエータ、４・・・エンジン（機関）、５・・
・回転数検出回路、６・・・検出回路、１１，１３．１
４・・・減算器、１１０・・・局所フィードバックの伝
達関数、３４５・・・アクチュエータから回転数検出回
路までの伝達関数。
なお、図中同一符号は同−又は相当部分を示す。FIG. 1 is a block diagram showing the configuration of an idle speed control device according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a diagram showing experimental results for explaining the effects of this embodiment device, and FIG. 3 is a diagram showing a conventional A diagram showing control results by the idle speed control device,
FIG. 4 is a block diagram showing the configuration of a conventional engine speed control device, FIG. 5 is a simplified block diagram showing the operation of the conventional engine speed control device, and FIG. 6 is a Nyquist diagram of this engine speed control device. 7 is a diagram for explaining the fluctuation of the transfer function due to load disturbance in the control system shown in FIG. 4, and FIG. 8 is a block diagram showing the configuration of an improved example of the conventional engine speed control device. be. 1... Setting circuit, 2... Proportional, integral controller, 3...
・Actuator, 4... Engine (engine), 5...
・Rotation speed detection circuit, 6... detection circuit, 11, 13.1
4... Subtractor, 110... Local feedback transfer function, 345... Transfer function from actuator to rotation speed detection circuit. Note that the same reference numerals in the figures indicate the same or equivalent parts.
Claims (1)
通路、該通路を流れる空気流量を制御するアクチュエー
タ、及び内燃機関のアイドル回転数を検出する回転数検
出手段を有し、内燃機関のアイドル回転数をフィードバ
ック制御する制御装置において、 上記内燃機関に印加されるトルク外乱を検出し、その大
きさを電気信号に変換する外乱検出手段と、該電気信号
とその時間微分分との和に比例して上記空気流量または
点火時期を制御する制御手段とを備えたことを特徴とす
る内燃機関のアイドル回転数制御装置。(1) It has an intake passage that bypasses the throttle valve of the internal combustion engine, an actuator that controls the flow rate of air flowing through the passage, and a rotation speed detection means that detects the idle rotation speed of the internal combustion engine. In a control device that performs feedback control, a disturbance detection means detects a torque disturbance applied to the internal combustion engine and converts the magnitude into an electrical signal, and 1. An idle speed control device for an internal combustion engine, comprising: control means for controlling air flow rate or ignition timing.
Priority Applications (7)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63036360A JP2505018B2 (en) | 1988-02-18 | 1988-02-18 | Idle speed control device for internal combustion engine |
| DE3812289A DE3812289C2 (en) | 1987-04-20 | 1988-04-13 | Idle speed control device for an internal combustion engine |
| KR1019880004317A KR930002080B1 (en) | 1987-04-20 | 1988-04-15 | Idle revolution controller in internal combustion engine |
| US07/183,133 US4862851A (en) | 1987-04-20 | 1988-04-19 | Idling engine speed controlling apparatus |
| AU14788/88A AU612643B2 (en) | 1987-04-20 | 1988-04-20 | Idling engine speed controlling apparatus |
| KR1019920018925A KR930001770B1 (en) | 1987-04-20 | 1992-10-14 | Idle revolution controller |
| KR1019920018924A KR930001769B1 (en) | 1987-04-20 | 1992-10-14 | Idle revolution controller |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63036360A JP2505018B2 (en) | 1988-02-18 | 1988-02-18 | Idle speed control device for internal combustion engine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH01211640A true JPH01211640A (en) | 1989-08-24 |
| JP2505018B2 JP2505018B2 (en) | 1996-06-05 |
Family
ID=12467663
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP63036360A Expired - Fee Related JP2505018B2 (en) | 1987-04-20 | 1988-02-18 | Idle speed control device for internal combustion engine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2505018B2 (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH03294631A (en) * | 1990-04-09 | 1991-12-25 | Japan Electron Control Syst Co Ltd | Intake system for internal combustion engine |
| DE4234673A1 (en) * | 1991-10-14 | 1993-04-15 | Nissan Motor | IDLE SPEED CONTROLLER FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US11279366B1 (en) | 2020-11-17 | 2022-03-22 | Deere & Company | Feedforward mechanism with signal decay for torque adjustment in diesel engine operation |
Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5756644A (en) * | 1980-09-24 | 1982-04-05 | Toyota Motor Corp | Intake air flow control device of internal combustion engine |
| JPS5783665A (en) * | 1980-11-14 | 1982-05-25 | Nippon Denso Co Ltd | Control method of engine rotation speed |
| JPS61239130A (en) * | 1985-04-15 | 1986-10-24 | パ−デユ リサ−チ フアウンデ−シヨン デイビジヨン オブ スポンサ−ド プログラム | On-line-engine-torque for controlling engine utilizing speed variation measurement of crankshaft and torque variation measuring method and utilizer thereof |
| JPS6332142A (en) * | 1986-07-28 | 1988-02-10 | Nissan Motor Co Ltd | Intake air quantity control device for internal combustion engine |
| JPS63117131A (en) * | 1986-11-06 | 1988-05-21 | Kokusan Denki Co Ltd | Method and device for controlling speed of engine generator |
-
1988
- 1988-02-18 JP JP63036360A patent/JP2505018B2/en not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5756644A (en) * | 1980-09-24 | 1982-04-05 | Toyota Motor Corp | Intake air flow control device of internal combustion engine |
| JPS5783665A (en) * | 1980-11-14 | 1982-05-25 | Nippon Denso Co Ltd | Control method of engine rotation speed |
| JPS61239130A (en) * | 1985-04-15 | 1986-10-24 | パ−デユ リサ−チ フアウンデ−シヨン デイビジヨン オブ スポンサ−ド プログラム | On-line-engine-torque for controlling engine utilizing speed variation measurement of crankshaft and torque variation measuring method and utilizer thereof |
| JPS6332142A (en) * | 1986-07-28 | 1988-02-10 | Nissan Motor Co Ltd | Intake air quantity control device for internal combustion engine |
| JPS63117131A (en) * | 1986-11-06 | 1988-05-21 | Kokusan Denki Co Ltd | Method and device for controlling speed of engine generator |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH03294631A (en) * | 1990-04-09 | 1991-12-25 | Japan Electron Control Syst Co Ltd | Intake system for internal combustion engine |
| DE4234673A1 (en) * | 1991-10-14 | 1993-04-15 | Nissan Motor | IDLE SPEED CONTROLLER FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES |
| US5253624A (en) * | 1991-10-14 | 1993-10-19 | Nissan Motor Co., Ltd. | Idling speed control system of internal combustion engine |
| DE4234673C2 (en) * | 1991-10-14 | 1995-12-07 | Nissan Motor | Idle speed controller for internal combustion engines |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2505018B2 (en) | 1996-06-05 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| KR930002080B1 (en) | Idle revolution controller in internal combustion engine | |
| JP2890586B2 (en) | Engine speed control device for internal combustion engine | |
| JP2002201998A (en) | Controller of internal combustion engine | |
| JPH0240044A (en) | Throttle opening control device for internal combustion engine | |
| US6959691B2 (en) | Device and method for controlling air volume during idle operation | |
| KR19990062660A (en) | Engine control unit | |
| JP2860852B2 (en) | Idle speed control device for internal combustion engine | |
| JP4539846B2 (en) | Output control device for internal combustion engine | |
| US5249558A (en) | Idle speed control system for internal combustion engine | |
| JP3378640B2 (en) | Idling control method | |
| US5010862A (en) | Method for controlling the quantity of intake air supplied to an internal combustion engine | |
| JPH0694826B2 (en) | Engine rotation speed control method and control device | |
| CN107795372B (en) | Method and system for wastegate control | |
| JPH01211640A (en) | Number of idle revolutions control device for internal combustion engine | |
| JPH0128214B2 (en) | ||
| KR930001769B1 (en) | Idle revolution controller | |
| JPH0612090B2 (en) | Idle speed controller for internal combustion engine | |
| JP2917186B2 (en) | Idle speed control device for internal combustion engine | |
| JP2518619B2 (en) | Intake air amount control device for internal combustion engine | |
| JP2609260B2 (en) | Idle speed control device for internal combustion engine | |
| JPH0454821B2 (en) | ||
| JP3767063B2 (en) | Air-fuel ratio control device for internal combustion engine | |
| JP2841001B2 (en) | Air-fuel ratio feedback control device for internal combustion engine | |
| JP3209067B2 (en) | EGR control device for internal combustion engine | |
| JP2005023943A (en) | Engine control device |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |