CN102197207B - 车辆减振控制装置 - Google Patents

Abstract

车辆减振控制装置(1、201、301)，执行减振控制，以控制搭载在车辆(10)上的动力源(21)来抑制车辆(10)的簧上振动，其特征在于，基于被用于判定控制且有可能随着减振控制的执行而变动的判定对象量来改变减振控制的控制量。因此，由于基于判定对象量来改变减振控制的控制量，所以能够实现减振控制和与动力源(21)有关的各种判定控制之间的协调性，能够适当地执行减振控制。

Description

车辆减振控制装置

技术领域

本发明涉及车辆减振控制装置。

背景技术

作为以往的车辆减振控制装置，公知有执行簧上减振控制的簧上减振控制，所谓簧上减振控制通过控制动力源来抑制车辆的簧上振动。作为这样的以往的车辆减振控制装置，例如在专利文献1中公开了车辆稳定化控制系统。该车辆稳定化控制系统将在推定驱动轴转矩上加上行驶阻力干扰之后而得到的值作为当前的驱动力，根据车体簧上振动模型的状态方程式及输出方程式求出与该当前的驱动力对应的俯仰振动。然后，该车辆稳定化控制系统中，求出使该输出方程式所表示的俯仰振动迅速为0的校正值，基于该校正值对基本要求发动机转矩进行校正，基于校正后的发动机转矩，调整作为动力源的发动机的吸入空气量或燃料喷射量、点火时间等，控制车辆的驱动力，来抑制车辆的簧上振动。

专利文献1：日本特开2006-69472号公報

发明内容

在上述的专利文献1中记载的车辆稳定化控制系统中，例如存在如下情况：为了使作为动力源的发动机良好地运转而监视发动机的输出轴(曲轴)的旋转变动，在该旋转变动量超过规定的容许程度时，执行检测到发动机发生失火的失火判定等各种判定控制。并且，在该车辆稳定化控制系统中，例如为了通过执行减振控制来抑制簧上振动而使发动机产生的转矩有时会影响到上述旋转变动量，所以优选执行将上述各种判定控制也考虑在内的更适当的减振控制。

因此，本发明的目的在于提供能够适当地执行减振控制的车辆减振控制装置。

为了实现上述目的，本发明的车辆减振控制装置中，执行减振控制，以控制搭载在车辆上的动力源来抑制所述车辆的簧上振动，其特征在于，基于被用于判定控制且有可能随着所述减振控制的执行而变动的判定对象量，来改变所述减振控制的控制量。

此外，也可以是，在上述车辆减振控制装置中，根据所述控制量与所述判定对象量之间的关系来改变所述控制量。

此外，也可以是，在上述车辆减振控制装置中，在所述控制量的频率有可能与所述判定对象量的频率相等的情况下，限制所述控制量。

此外，也可以是，在上述车辆减振控制装置中，在所述控制量的振幅有可能大于预先设定的规定振幅的情况下，限制所述控制量。

此外，也可以是，在上述车辆减振控制装置中，基于所述车辆的车轮的旋转速度来设定所述控制量。

此外，也可以是，在上述车辆减振控制装置中，所述动力源至少包括内燃机，所述判定对象量是所述内燃机的输出轴的旋转变动量，所述判定控制基于所述旋转变动量来判定所述内燃机的失火。

此外，也可以是，在上述车辆减振控制装置中，对与用于设定所述控制量的输入物理量对应的信号、或与所述控制量对应的信号执行与所述判定对象量对应的滤波处理，由此改变所述控制量。

此外，也可以是，在上述车辆减振控制装置中，将所述控制量或与所述控制量对应的物理量乘以与所述判定对象量对应的控制增益，由此改变该控制量。

为了实现上述目的，本发明的车辆减振控制装置执行减振控制，以控制搭载在车辆上的动力源来抑制所述车辆的簧上振动，其特征在于，在所述减振控制的控制量的频率有可能与构成所述动力源的内燃机的输出轴的旋转速度的频率相等的情况下，限制所述控制量。

发明效果

根据本发明所涉及的车辆减振控制装置，能够适当地执行减振控制。

附图说明

图1是表示应用了实施方式1所涉及的车辆减振控制装置的车辆的概略结构例的图。

图2是以控制框图的形式对实施方式1所涉及的车辆减振控制装置的功能结构例进行表示的示意图。

图3是对车体振动的状态变量进行说明的图。

图4是对车体振动的力学运动模型的一例进行说明的图。

图5是对车体振动的力学运动模型的一例进行说明的图。

图6是以控制框图的形式对实施方式2所涉及的车辆减振控制装置的功能结构例进行表示的示意图。

图7是以控制框图的形式对实施方式3所涉及的车辆减振控制装置的功能结构例进行表示的示意图。

具体实施方式

以下，基于附图对本发明所涉及的车辆减振控制装置的实施方式进行详细的说明。另外，本发明并不受该实施方式发明的限制。此外，下述实施方式中的结构要素中包括本领域技术人员能够容易替换的结构或实质相同结构。

(实施方式1)

图1是表示应用了实施方式1所涉及的车辆减振控制装置的车辆的概略结构例的图，图2是以控制框图对实施方式1所涉及的车辆减振控制装置的功能结构例进行表示的示意图，图3是用于说明车体振动的状态变量的图，图4、图5是用于说明车体振动的力学运动模型的一例的图。

如图1所示，作为应用了本实施方式所涉及的车辆减振控制装置1的车辆10，说明作为行驶用的动力源21搭载了包括汽油发动机、柴油发动机、LPG发动机等作为内燃机的发动机22和作为电动机的电动马达23而构成的混合动力型的驱动装置20的混合动力车辆，但是，也可以适用于作为动力源21只具备发动机或者只具备电动机的车辆。此外，作为车辆减振控制装置1说明了将其装入后述的主ECU41的结构，但是也可以如下构成，与主ECU41分别单独构成，而与主ECU41连接。此外，车辆10的动力源21的搭载位置、车辆10的驱动形式等也不限于图1所示例的情况。图1所示例的车辆10是将左右后轮即车轮30RL、30RR作为驱动轮的后轮驱动的结构。

车辆减振控制装置1用于执行簧上减振控制(减振控制)，所谓簧上减振控制是指控制动力源21来抑制车辆10的簧上振动。在此，车辆10的簧上振动是指：在将路面作为励振源、通过对应路面的凹凸从路面朝向车辆10的车轮30FL、30FR、30RL、30RR的输入而经由悬架装置在车辆10的车体中产生的振动之中的、例如1～4Hz(因车型或车辆结构的不同所呈现的频率成分显著地不同，大多数车辆是1.5Hz附近的频率成分)的振动，在该车辆10的簧上振动中包括车辆10的俯仰方向或弹跳方向(上下方向)的成分。在此所说的簧上减振是指抑制上述车辆10的簧上振动。

在产生了车辆10的簧上振动的情况下，车辆减振控制装置1通过使动力源21输出逆相位的驱动转矩(驱动力)来调节车轮对路面作用的“车轮转矩”(作用在车轮与接地路面之间的转矩)，从而抑制上述振动。也就是说，车辆减振控制装置1通过控制动力源21所产生的驱动转矩，使车轮30RL、30RR产生用于抑制簧上振动的车轮转矩即减振转矩，从而抑制簧上振动，由此改善驾驶员的操控稳定性和乘员的乘坐舒适性等。

具体而言，如图1所示，驱动装置20用于根据驾驶员对车辆10所搭载的油门踏板进行的踏入操作即加速操作，对车轮30RL、30RR作用驱动力。在此，驱动装置20作为动力源21具备发动机22和电动马达(电动发电机)23。进而，驱动装置20包括发电机(电动发电机)24、动力分割机构25、减速器26和驱动轴27。

发动机22通过在燃烧室内燃烧燃料而使活塞往复运动，由此，使输出轴(曲轴)22a产生机械动力(发动机转矩)。电动马达23是交流同步电动机，由交流电力驱动，由此使驱动轴(转子轴)23a产生机械动力(马达转矩)。发电机24也与电动马达23一样，具有作为交流同步电动机的结构。电动马达23主要输出驱动力，发电机24主要接受发动机22的输出进行发电。电动马达23和发电机24与逆变器28连接，逆变器28与电池29连接。动力分割机构25作为将发动机22的输出分配给发电机24和车轮30RL、30RR、并把来自电动马达23的输出或经由减速器26及驱动轴27传递给车轮30RL、30RR或经由减速器26及驱动轴27传递给车轮30RL、30RR的关于驱动力的变速器发挥功能。另外，在此未进行图示，车辆10中还设有所谓的制动装置和转向装置等。

车辆10搭载有电子控制装置(ECU：Electric Control Unit)40，通过该ECU40对各部分进行控制，由此对车辆10执行各种控制。ECU40具有运算处理部及存储部。在此，ECU40例如包括：综合控制车辆10整体的主ECU41、控制发动机22及动力分割机构25的发动机ECU42、控制电动马达23及发电机24的马达ECU43、控制电池29的电池ECU44以及控制制动装置(未图示)的制动器ECU45。主ECU41在发动机ECU42、马达ECU43、电池ECU44、制动器ECU45之间进行各种传感器的检测信号和控制指令等的收发。

ECU40被输入有电信号，该电信号对应于由车轮速传感器50i(i＝FL、FR、RL、RR)、油门踏板传感器51、曲轴转角传感器52、电动发电机转速传感器53、54等检测出的各车轮30i(i＝FL、FR、RL、RR)的车轮速度Vwi(i＝FL、FR、RL、RR)、与驾驶员进行的加速操作对应的油门踏板踏入量θa、输出轴22a的曲轴转角Ca、与驱动轴23a、24a的旋转位置和驱动轴23a、24a的旋转速度对应的马达转速Nm和发电机转速Ng等。例如，发动机ECU42能够基于曲轴转角传感器52所检测出的曲轴转角Ca来判断发动机22的各汽缸中的进气、压缩、膨胀(爆炸)、排气的各行程，并且能够算出与输出轴22a的旋转速度对应的发动机转速Ne。此外，在此如图2所示，ECU40制动器对ECU45输入对应于车轮速度Vwi的电信号，制动器ECU45算出分别与各车轮30i相对应的车轮速度Vwi的平均值r·ω，并将该平均值输出至兼用作车辆减振控制装置1的主ECU41。

主ECU41例如根据与油门踏板踏入量θa对应的油门开度设定要求输出，基于该要求输出，按照车辆10的行驶状态以效率最大的方式来决定发动机22的输出与电动马达23的输出的分配，将各控制指令向发动机ECU42、马达ECU43输出。并且，装入主ECU41中的车辆减振控制装置1算出作为驾驶员所要求的驱动装置20的动力源21的驱动转矩且作为控制基础的驱动器要求转矩(与要求驱动力对应的转矩)Ta，并且，为了执行用于抑制簧上振动的减振控制而对该驱动器要求转矩Ta进行修正。即，车辆减振控制装置1中，基于减振控制的控制量即减振转矩(减振控制所要求的车轮转矩)，对驱动器要求转矩Ta进行修正，并将与该修正后的最终要求转矩相对应的控制指令向动力源21输出。输入至动力源21的控制指令是包括向动力源21输入的动力源21的操作量的指令，以便为了调节作用于车轮30RL、30RR的减振转矩而将作为控制对象的动力源21的驱动转矩调节为最终的要求转矩。

在此，基于车辆减振控制装置1的簧上减振控制的控制量是在该减振控制中为了抑制车辆10的簧上振动应该调节成优选值的值，即，是为了抑制车辆10的簧上振动而应该控制的值。本实施方式的减振控制的控制量是为了抑制簧上振动而要求在减振控制中作用于车轮30RL、30RR的减振转矩。动力源21的操作量是通过输入给作为控制对象的动力源21而对利用该动力源21的减振控制的控制量即减振转矩(输出)施加影响的值，即，是用于通过动力源21对减振转矩进行调节的值。也就是说，动力源21的操作量是为了将减振转矩的实际值调节为目标值而向动力源21输入的值。本实施方式的动力源21的操作量例如包括对发动机22的操作量和对电动马达23的操作量。关于对发动机22的操作量，例如如果发动机22为汽油发动机则是节气门开度或点火时间，如果发动机22为柴油发动机则是燃料喷射量等。对电动马达23的操作量例如是供给电流量等。发动机ECU42、马达ECU43算出与从车辆减振控制装置1输入的最终要求转矩对应的发动机22、电动马达23的操作量，并将包括对应于算出的该操作量的信号的控制指令向发动机22、电动马达23输出，控制该发动机22、电动马达23的驱动。

具体而言，如图2所示，车辆减振控制装置1包括驱动控制部2和车辆减振控制部3。驱动控制部2包括驱动器要求转矩算出部2a、加法器2b和转矩分配部2c。车辆减振控制部3包括前馈控制部3a、反馈控制部3b和驱动转矩变换部3c。

驱动器要求转矩算出部2a利用公知的任意方法，例如基于作为与驾驶员对车辆10的驱动要求对应的值的油门踏板踏入量θa、车速V或车轮30RL、30RR的角速度ω0等，算出驱动器要求转矩Ta，并将该驱动器要求转矩Ta向加法器2b输出。加法器2b算出利用由后述的车辆减振控制部3算出的减振转矩修正量Tx对驱动器要求转矩Ta进行修正后的最终要求转矩Tb，并将该最终要求转矩Tb向转矩分配部2c输出。转矩分配部2c将最终要求转矩Tb分配给要求发动机转矩Ter和要求马达转矩Tmr，并分别向发动机ECU42、马达ECU43输出。

转矩分配部2c例如包括发动机转矩运算处理部2d、驱动力校正处理部2e和减法器2f，由上述加法器2b算出的最终要求转矩Tb分别被输入到发动机转矩运算处理部2d和驱动力校正处理部2e。发动机转矩运算处理部2d根据例如基于所谓最佳燃耗线等的发动机控制图、车速V或车轮30RL、30RR的角速度ω0等，按照车辆10的行驶状态以使发动机22的发动机效率(燃耗)改善的方式，根据最终要求转矩Tb算出要求发动机转速Ner和要求发动机转矩Ter，并输出至发动机ECU42、减法器2f等。驱动力校正处理部2e例如基于与电池29的蓄电状态SOC或电动马达23的设备参数、规格等对应的电动马达23的最大输出和混合动力型的驱动装置20的基本性能，或者基于最终要求转矩Tb的变化量等，对该最终要求转矩Tb进行校正或者对该最终要求转矩Tb加以保护，来算出校正最终要求转矩Tc，并将该最终要求转矩Tc输出至减法器2f等。

减法器2f从校正最终要求转矩Tc中减去要求发动机转矩Ter，将其结果作为要求马达转矩Tmr输出至马达ECU43。发动机ECU42、马达ECU43分别将用于实现要求发动机转速Ner、要求发动机转矩Ter、要求马达转矩Tmr的、包括与发动机22的目标操作量对应的信号发动机控制指令以及包括与电动马达23的目标操作量对应的信号的马达控制指令输出至发动机22、电动马达23，来控制驱动。

接着，车辆减振控制部3用于算出作为减振控制的控制量的减振转矩，并设定与该减振转矩对应的减振转矩修正量Tx。例如，若驱动装置20基于驾驶员的驱动要求进行动作而产生车轮转矩的变动，或者在车辆10行驶过程中由于对应路面的凹凸从路面朝向车辆10的车轮30i的输入而作用了干扰转矩，则在图3所示例的车辆10的车体中，可能会产生车体重心Cg在铅垂方向(z方向)上的弹跳振动以及车体以重心为中心在俯仰方向(θ方向)上的俯仰振动。

因此，车辆减振控制部3在车辆10的车体俯仰/弹跳振动的力学运动模型中输入将与驾驶员的驱动要求对应的驱动器要求转矩Ta换算为车轮转矩之后的值和当前的车轮转矩的推定值时，算出车体的位移z、θ及其变化率dz/dt、dθ/dt，进行动力源21的动力控制来调节驱动转矩，以使得从模型得到的该状态变量收敛于0。

前馈控制部3a、反馈控制部3b都具有所谓最优调整器的结构。前馈控制部3a用于进行基于针对车辆10的驱动器要求转矩(要求驱动力)的前馈控制，包括车轮转矩变换部3d、运动模型部3e和FF二次调整部3f。反馈控制部3b用于进行基于车辆10的车轮的车轮速度的反馈控制，包括车轮转矩推定部3g、与前馈控制部3a共用的运动模型部3e和FB二次调整部3h。

前馈控制部3a中，将由车轮转矩变换部3d将驱动器要求转矩Ta换算为车轮转矩之后的值(驱动器要求车轮转矩Two)输入至运动模型部3e。前馈控制部3a中，通过运动模型部3e算出车辆10的状态变量针对所输入的转矩的响应，通过FF二次调整部3f基于后述的规定的增益K算出FF减振转矩U·FF，作为用于使该状态变量收敛为最小的驱动器要求车轮转矩Two的修正量。该FF减振转矩U·FF是在基于驱动器要求转矩Ta的前馈控制系统中设定的减振控制的FF控制量。

反馈控制部3b中，通过车轮转矩推定部3g如后所述那样基于车轮速度的平均值r·ω算出车轮转矩推定值Tw，并将该车轮转矩推定值Tw作为干扰输入向运动模型部3e输入。同样地，反馈控制部3b通过运动模型部3e算出车辆10的状态变量的响应，通过FB二次调整部3h算出FB减振转矩U·FB，作为用于使该状态变量收敛为最小的驱动器要求车轮转矩Two的修正量。该FB减振转矩U·FB是与从路面向车轮30i的输入的外力所引起的车轮速度的变动量对应的、在反馈控制系统中设定的减振控制的FB控制量。另外，反馈控制部3b中，将作为输入信号的车轮速度的平均值r·ω经由协调部4输入车轮转矩推定部3g，关于该协调部4，将在后面详细说明。

车辆减振控制部3通过加法器3i对FF减振转矩U·FF和FB减振转矩U·FB进行加法运算，算出作为减振控制中的总控制量的减振转矩。并且，车辆减振控制部3通过驱动转矩变换部3c将减振转矩变换为换算成驱动装置20的驱动转矩的单位即驱动器要求转矩Ta的单位之后的减振转矩修正量Tx，并将其输出至加法器2b。也就是说，车辆减振控制装置1基于利用力学运动模型取得的减振转矩修正量Tx对驱动器要求转矩Ta进行校正，将驱动器要求转矩Ta变更为能够在车轮30RL、30RR中产生用于抑制簧上振动的减振转矩(车轮转矩)的最终要求转矩(驱动转矩)。

因此，车辆减振控制装置1能够基于驱动器要求转矩Ta和与减振转矩对应的减振转矩修正量Tx，对动力源21所产生的最终要求转矩进行调节，由此，能够使车轮30RL、30RR在产生驱动器要求车轮转矩的基础上还产生用于抑制簧上振动的减振转矩。也就是说，车辆减振控制装置1通过对发动机22和电动马达23产生的动力进行控制，执行使车轮30RL、30RR产生减振转矩的减振控制，改变车轮30RL、30RR的车轮转矩，由此，能够抑制在车体中产生的振动。

在此，在车辆减振控制装置1的减振控制中，如上所述那样假定了车辆10的车体的俯仰方向和弹跳方向的力学运动模型，构成了分别输入驱动器要求车轮转矩Two、车轮转矩推定值Tw(干扰)的俯仰方向或弹跳方向的状态变量的状态方程式。并且，根据该状态方程式，利用最优调整器的逻辑来决定用于使上述状态变量收敛于0的输入(减振转矩)，基于所得到的减振转矩对驱动器要求转矩Ta进行校正。

作为上述力学运动模型，例如图4所示，将车体看做是质量M和惯性矩I的刚体S，刚体S由弹性率kf和衰减率cf的前轮悬架装置、弹性率kr和衰减率cr的后轮悬架装置支撑(车辆10的车体的簧上振动模型)。在该情况下，车体的重心Cg在弹跳方向上的运动方程式和在俯仰方向上的运动方程式如下述数学式1所示。

[数学式1]

$M\frac{d^{2}z}{{\mathrm{dt}}^2}=-\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ})-\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}})-\mathrm{kr}(z-\mathrm{Lr}\·\mathrm{\θ})-\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}})\·\·\·\left(1a\right)$

$I\frac{d^2\mathrm{\θ}}{{\mathrm{dt}}^2}=-\mathrm{Lf}\{\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ})+\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}})\}+\mathrm{Lr}\{\mathrm{kr}(z-\mathrm{Lr}\·\mathrm{\θ})+\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}})\}+\frac{h}{r}\·T\·\·\·\left(1b\right)$

在上述的数学式1中，Lf、Lr分别是从重心Cg到前车轮轴、后车轮轴的距离，r是车轮半径，h是重心Cg距离路面的高度。

在上述的式(1a)和(1b)中，将车辆10的车体的位移z、θ及其变化率dz/dt、dθ/dt作为状态变量矢量X(t)，如下述的式(2a)所示，能够改写为(线性系统的)状态方程式的形式。

dX(t)/dt＝A·X(t)+B·u(t)…(2a)

上述的X(t)、A、B分别是下述的数学式2的X(t)、A、B。

[数学式2]

$X\left(t\right)=\left(\begin{array}{c}z\\ \mathrm{dz}/\mathrm{dt}\\ \mathrm{\θ}\\ \mathrm{d\θ}/\mathrm{dt}\end{array}\right),$ $A=\left(\begin{array}{cccc}0& 1& 0& 0\\ a1& a2& a3& a4\\ 0& 0& 0& 1\\ b1& b2& b3& b4\end{array}\right),$ $B=\left(\begin{array}{c}0\\ 0\\ 0\\ p1\end{array}\right)$

矩阵A的各要素a1至a4、以及b1至b4分别通过在上述的式(1a)、(1b)中求取z、θ、dz/dt、dθ/dt的系数而得出，a1＝-(kf+kr)/M、a2＝-(cf+cr)/M、a3＝-(kf·Lf-kr·Lr)/M、a4＝-(cf·Lf-cr·Lr)/M、b1＝-(Lf·kf-Lr·kr)/I、b2＝-(Lf·cf-Lr·cr)/I、b3＝-(Lf²·kf+Lr²·kr)/I、b4＝-(Lf²·cf+Lr²·cr)/I。此外，u(t)满足u(t)＝T，是通过状态方程式(2a)表示的系统的输入。因此，通过上述的式(1b)可知，矩阵B的要素p1满足p1＝h/(I·r)。

在上述的状态方程式(2a)中，若设定

u(t)＝-K·X(t)…(2b)，

则状态方程式(2a)成为

dX(t)/dt＝(A-BK)·X(t)…(2c)。

因此，在将X(t)的初始值X₀(t)设定为X₀(t)＝(0，0，0，0)(设为在未输入转矩之前没有振动。)而对状态变量矢量X(t)的微分方程式(2c)进行求解时，只要确定了X(t)即用于使弹跳方向和俯仰方向的位移及其时间变化率的大小收敛于0的增益K，则用于抑制弹跳和俯仰振动的减振转矩u(t)被确定。

增益K可以利用最优调整器的逻辑来确定，在2次形式的评价函数

J＝∫(X^TQX+u^TRu)dt…(3a)

(积分范围为0至∞)的值最小时，在状态方程式(2a)中X(t)稳定地收敛，可知使评价函数J最小的矩阵K由K＝R^-1·B^T·P得出。在此，P是里卡蒂方程式[-dP/dt＝A^TP+PA+Q-PBR^-1B^TP]的解。里卡蒂方程式能够通过线性系统领域中公知的任意方法进行求解，由此，增益K被确定。

另外，评价函数J和里卡蒂方程式中的Q、R分别是任意设定的半正定对称矩阵、正定对称矩阵，是系统设计者所确定的评价函数J的加权矩阵。例如，在这里的运动模型的情况下，Q、R设定为满足下述数学式3，

[数学式3]

$Q=\left(\begin{array}{cccc}1& 0& 0& 0\\ 0& {10}^3& 0& 0\\ 0& 0& 1& 0\\ 0& 0& 0& {10}^2\end{array}\right),$ R＝(1)

在式(3a)中，设定成状态矢量的成分之中的特定成分、例如dz/dt、dθ/dt、的模方(大小)大于其他成分例如z、θ、的模方，将模方设定得较大的成分相对而言比较稳定地被收敛。此外，若增大Q的成分的值，则过渡特性受重视，即状态矢量的值迅速地收敛为稳定值，若增大R的值，则消耗能量减少。

在车辆减振控制部3的实际的簧上减振控制中，如图2的框图所示，在运动模型部3e中，利用转矩输入值对式(2a)的微分方程式求解，由此算出状态变量矢量X(t)。接着，将通过FF二次调整部3f、FB二次调整部3h如上所述那样为了使状态变量矢量X(t)收敛于0或最小值而确定的增益K乘以作为运动模型部3e的输出的状态变量矢量X(t)而得到的值u(t)、即FF减振转矩U·FF和FB减振转矩U·FB，在驱动转矩变换部3c中变换为动力源21的驱动器要求转矩Ta的单位，并在加法器2b中对驱动器要求转矩Ta进行校正。式(1a)和(1b)所表示的系统是共振系统，状态变量矢量针对任意输入的值实质上只有系统固有频率的成分。因此，通过利用u(t)(的换算值)对驱动器要求转矩Ta进行校正，使得驱动器要求转矩Ta中的系统固有频率的成分、即在车辆10的车体中引起俯仰/弹跳振动的成分被修正，抑制了车辆10的车体中的俯仰/弹跳振动。若在驱动器要求转矩Ta中系统固有频率的成分变为0，则对动力源21输出的驱动器要求转矩Ta所对应的控制指令中的系统固有频率的成分只有-u(t)，Tw(干扰)引起的振动被収束。

另外，作为车辆10的车体在弹跳方向或俯仰方向上的力学运动模型，例如图5所示，可以采用在图4的结构的基础上进一步考虑了前车轮和后车轮的轮胎的弹簧弹性的模型(车辆10的车体的簧上和簧下振动模型)。若设定前车轮和后车轮的轮胎分别具有弹性率ktf、ktr，则车体的重心Cg在弹跳方向上的运动方程式和在俯仰方向上的运动方程式可以如下述的数学式4所示那样表示。在该数学式4中，xf、xr是前车轮、后车轮的簧下位移量，mf、mr是前车轮、后车轮的簧下的质量。式(4a)-(4d)将z、θ、xf、xr及其时间微分值作为状态变量矢量，与图4的情况一样，构成式(2a)那样的状态方程式(其中，矩阵A为8行8列，矩阵B为8行1列。)，可以确定用于使状态变量矢量的大小收敛于0的增益矩阵K。

[数学式4]

$M\frac{d^{2}z}{{\mathrm{dt}}^2}=-\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xf})-\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxf}}{\mathrm{dt}})$

$-\mathrm{kf}(z-\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xr})-\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxr}}{\mathrm{dt}})\·\·\·\left(4a\right)$

$I\frac{d^2\mathrm{\θ}}{{\mathrm{dt}}^2}=-\mathrm{Lf}\{\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xf})+\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxf}}{\mathrm{dt}})\}+$

$\mathrm{Lr}\{\mathrm{kr}(z-\mathrm{Lr}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xr})+\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxr}}{\mathrm{dt}})\}+\frac{h}{r}\·T\·\·\·\left(4b\right)$

$\mathrm{mf}\frac{d^2\mathrm{xf}}{{\mathrm{dt}}^2}=\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xf})+\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxf}}{\mathrm{dt}})+\mathrm{ktf}\·\mathrm{xf}\·\·\·\left(4c\right)$

$\mathrm{mr}\frac{d^2\mathrm{xr}}{{\mathrm{dt}}^2}=\mathrm{kr}(z-\mathrm{Lr}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xr})+\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxr}}{\mathrm{dt}})+\mathrm{ktr}\·\mathrm{xr}\·\·\·\left(4d\right)$

在此，车轮转矩可以如下构成，通过车轮转矩传感器或车轮六分力计等实际进行检测，但是在此，使用根据在行驶过程中的车辆10中的其他可检测值由车轮转矩推定部3g推定的车轮转矩推定值Tw。车轮转矩推定值Tw例如可以利用从与各车轮相对应的车轮速传感器得到的车轮旋转速度的平均值ω或车轮速度的平均值r·ω的时间微分，通过下式(5)推定、算出。

Tw＝M·r²·dω/dt…(5)

在上述的式(5)中，M是车辆的质量，r是车轮半径。即，若设定驱动轮在与路面接触的接地部位产生的驱动力的总和等于车辆10整体的驱动力M·G(G为加速度)，则车轮转矩推定值Tw能够通过接下来的式(5a)得出。

Tw＝M·G·r…(5a)

车辆的加速度G能够通过车轮速度r·ω的微分值，由下式(5b)得出。

G＝r·dω/dt…(5b)

因此，如上述的式(5)那样对车轮转矩进行推定。另外，车轮转矩推定值也可以不基于车轮旋转速度算出，而基于与振动相关的作为实测值的发动机转速Ne、马达转速Nm、发电机转速Ng，或者基于具备变速器时的变速器旋转速度、具备转矩变换器时的涡轮旋转速度等伴随着车轮30RL、30RR旋转而进行旋转的旋转体的转速No等，来算出车轮转矩推定值。

另外，本实施方式的车辆减振控制部3还包括FF控制校正部3j、FF控制增益设定部3k、FB控制校正部3l、FB控制增益设定部3m。FF控制校正部3j、FB控制校正部3l分别对FF减振转矩U·FF、FB减振转矩U·FB乘以由FF控制增益设定部3k、FB控制增益设定部3m设定的FF控制增益K·FF、FB控制增益K·FB，由此，对FF减振转矩U·FF、FB减振转矩U·FB进行校正，并将校正结果输出至加法器3i。并且，FF控制增益设定部3k、FB控制增益设定部3m对应车辆10的状态来设定FF控制增益K·FF、FB控制增益K·FB。也就是说，FF减振转矩U·FF、FB减振转矩U·FB由FF控制校正部3j、FB控制校正部3l与车辆10的状态相对应地进行校正。

在车辆10中，有时执行各种判定控制，例如，监视发动机22的输出轴22a的旋转变动，在其旋转变动量超出了规定的容许程度时执行检测出发动机22发生了失火的失火判定控制等。在该情况下，车辆减振控制装置1，在为了通过减振控制来抑制簧上振动而对发动机22等的动力源21的输出进行控制时，伴随着该减振控制的执行，输出轴22a的旋转变动量等各种用于判定控制的判定对象量发生变化，有可能会影响到失火判定控制等各种判定控制。

因此，本实施方式的车辆减振控制装置1中，基于判定对象量来改变作为减振控制的控制量的减振转矩，由此，例如能够实现减振控制和失火判定控制等与动力源21有关的各种判定控制之间的协调性，以适当地执行减振控制。具体而言，如图2所示，车辆减振控制装置1形成基于判定对象量改变减振转矩的结构，车辆减振控制部3具备协调部4。

在此，判定对象量是被用于各种判定控制、且有可能随着减振控制的执行而变动的物理量，即，是随着动力源21的输出控制而有可能变动的物理量。在本实施方式中，动力源21至少包括发动机22，判定对象量是该发动机22的输出轴22a的旋转变动量，在此的基于判定对象量的判定控制，以基于发动机22的输出轴22a的旋转变动量来判定发动机22的失火的失火判定控制进行说明。即，该车辆减振控制装置1在可以适当地执行失火判定控制的基础上还可以执行适当的减振控制，能够提高驾驶员的操控稳定性和乘员的乘坐舒适性等。在此，发动机22的输出轴22a的旋转变动量例如可以使用作为输出轴22a的转速的发动机转速Ne的变动量、或作为输出轴22a上产生的转矩的发动机转矩Te的变动量等。在该车辆10中，发动机ECU42(参照图1)构成发动机失火判定部。发动机ECU42始终监视发动机22的输出轴22a的旋转变动，在其旋转变动量、在此为发动机转速Ne的变动量超过了预先设定的判定值的情况下，检测为发动机22发生了失火。

并且，协调部4用于根据与作为判定对象量的发动机转速Ne之间的关系来改变作为减振控制的控制量的减振转矩。由此，车辆减振控制装置1例如在减振转矩与发动机转速Ne之间的关系可能成为阻碍判定控制的关系的情况下，能够改变减振转矩，能够对减振转矩进行限制。在此，当在减振控制中周期性地励振的减振转矩的频率有可能等于作为判定对象量的发动机转速Ne的频率的情况下，协调部4对减振转矩进行限制。由此，作为减振转矩与发动机转速Ne之间的关系有可能成为阻碍各种判定控制的关系的情况，在减振转矩的频率有可能等于发动机转速Ne的频率的情况下，车辆减振控制装置1可以对减振转矩进行限制。

具体而言，协调部4对与用于设定减振转矩的输入物理量对应的信号、或与减振转矩对应的信号执行与发动机转速Ne对应的滤波处理，来改变减振转矩。由此，车辆减振控制装置1能够基于发动机转速Ne、即根据与发动机转速Ne之间的关系，改变减振转矩。

协调部4对与用于设定减振转矩的输入物理量对应的信号、在此对向反馈控制部3b输入的输入信号，在规定条件下执行与发动机转速Ne对应的规定的滤波处理。协调部4作为用于设定减振转矩的输入物理量使用车轮速度的平均值r·ω，对与车轮速度的平均值r·ω对应的信号，在规定条件下执行与发动机转速Ne对应的规定的滤波处理。

本实施方式的协调部4构成为，包括可变BCF(Band Cut Filter：频带截止滤波器)4a、发动机状态判定部4b和切换部4c。

可变BCF4a被输入与车轮速度的平均值r·ω对应的信号，对该与车轮速度的平均值r·ω对应的信号实施规定的滤波处理之后输出。由可变BCF4a进行的滤波处理是如对与车轮速度的平均值r·ω对应的信号将与发动机转速Ne的变动对应的频率成分(频带)截止(cut)这样的滤波处理。在此的可变BCF4a能够与从发动机ECU42输入的发动机转速Ne的变动同步地改变截止频率(cut-off频率)。可变BCF4a与发动机转速Ne的变动同步地在发动机转速Ne的频率附近设定截止频率。可变BCF4a对与车轮速度的平均值r·ω对应的信号实施基于该截止频率来将发动机转速Ne的频率附近的成分截止的滤波处理之后输出。

另外，通常来讲，簧上减振中一般使用的减振转矩的频率频带具有与发动机转速Ne的频率频带相比频率相对较低的低频率频带的倾向，所以，协调部4作为用于执行上述滤波处理的结构，除了可变BCF4a之外，也可以使用例如将截止频率与发动机转速Ne的频带相对应地固定设定为频率相对较高的高频率频带的LPF(Low Pass Filter：低通滤波器)、HCF(High Cut Filter：高通滤波器)。

发动机状态判定部4b判断发动机22的运转状态。基于发动机状态判定部4b判断的发动机22的运转状态的判定结果，在发动机22的运转状态为规定条件下，协调部4执行上述的滤波处理。

发动机状态判定部4b被从发动机ECU42输入表示发动机22状态的各种传感器的检测信号等。发动机状态判定部4b例如可以判断发动机转速Ne是否为预先设定的规定转速(例如、设定空转转速)以上、在具备混合动力型的驱动装置20的车辆10的情况下发动机22是否工作、发动机22是否是自立运转以外的运转状态等。在此，发动机22在工作的状态是指，将燃料在发动机22的燃烧室中燃烧产生的热能以转矩等机械能的形式输出的状态。此外，发动机22的自立运转是指，在仅通过电动马达23的输出就能够提供包含减振转矩在内的最终减振转矩的情况下进行的运转，是在可驱动空调机等辅机类的程度的小负载下的运转。发动机状态判定部4b将判定结果输出至切换部4c，切换部4c基于该发动机22的运转状态的判定结果，切换对反馈控制部3b输入的输入信号。

切换部4c能够根据从发动机状态判定部4b输入的发动机22的运转状态的判定结果，将对车轮转矩推定部3g输入的输入信号切换成对与车轮速度的平均值r·ω对应的信号实施了滤波处理之后的信号和没有实施滤波处理的信号中的某一个。

例如在由发动机状态判定部4b判定为发动机转速Ne为规定转速(设定空转转速)以上、发动机22在动作且发动机22为自立运转以外的运转状态的情况下，切换部4c对车轮转矩推定部3g设定连接状态，以将实施了滤波处理之后的信号输入该车轮转矩推定部3g。另一方面，例如在由发动机状态判定部4b判定为发动机转速Ne小于规定转速(设定空转转速)的情况下，或者判定为发动机22未工作的情况下，或者判定为发动机22为自立运转状态的情况下，切换部4c对车轮转矩推定部3g设定连接状态，以将未实施滤波处理的信号输入给该车轮转矩推定部3g。

因此，车辆减振控制部3中，在发动机22的运转状态为需要进行失火判定控制的运转状态的情况下，通过协调部4实施滤波处理而将发动机转速Ne的频率附近的成分截止后的与车轮速度的平均值r·ω对应的信号被输入到车轮转矩推定部3g。并且，车辆减振控制部3中，反馈控制部3b基于该发动机转速Ne的频率附近的成分被截止后的与车轮速度的平均值r·ω对应的信号，设定FB减振转矩U·FB，从而设定减振转矩。由此，当在减振控制中作为周期性励振的控制量的减振转矩的频率有可能等于失火判定控制中的作为判定对象量的发动机转速Ne的频率的情况下，车辆减振控制部3可以通过协调部4对减振转矩进行限制。即，在减振转矩与发动机转速Ne之间的关系有可能成为阻碍失火判定控制的关系的情况下，车辆减振控制部3能够对减振转矩进行限制。因而，车辆减振控制装置1基于用于失火判定控制且有可能随着减振控制的执行而变动的作为判定对象量的发动机转速Ne，来改变作为减振控制的控制量的减振转矩，所以，能够实现减振控制和失火判定控制等与动力源21有关的各种判定控制之间的协调性，从而适当地执行减振控制。

即，车辆减振控制装置1在为了通过减振控制抑制簧上振动而对发动机22等的动力源21的输出进行控制时，伴随着该减振控制的执行而抑制例如输出轴22a的旋转变动量等在各种判定控制中使用的判定对象量的变化，从而能够抑制对失火判定控制等各种判定控制带来影响。例如，在发动机22中的1个汽缸失火并且产生了与此相伴的旋转变动的情况下，车辆减振控制装置1能够抑制由于在减振控制中周期性励振的转矩使输出轴22a的旋转变动(转矩变动)受到抑制而使旋转变动量减小的情况，结果，能够抑制即使发生了发动机22失火也检测不到失火的情况。此外，相反，例如，在发动机22中没有产生旋转变动的状态的情况下，车辆减振控制装置1能够抑制因在减振控制中周期性励振的转矩促使输出轴22a旋转变动(转矩变动)而使旋转变动量变大的情况，结果，能够抑制虽然发动机22没有产生失火却检测为发生了失火的情况。结果，车辆减振控制装置1例如能够在适当地执行失火判定控制等各种判定控制的基础上适当地执行减振控制，能够提高驾驶员的操控稳定性和乘员的乘坐舒适性等。

另一方面，车辆减振控制部3中，在发动机22的运转状态为不需要进行失火判定控制的运转状态的情况下，将没有通过协调部4进行滤波处理的信号输入至车轮转矩推定部3g。并且，车辆减振控制部3中，反馈控制部3b基于未通过该滤波处理进行限制的与车轮速度的平均值r·ω对应的信号，设定FB减振转矩U·FB，从而设定减振转矩。由此，车辆减振控制装置1能够抑制不必要地对作为减振控制的控制量的减振转矩进行限制的情况。

另外，如上所述，作为与振动相关的实测值，车辆减振控制部3也可以基于发动机转速(旋转速度)Ne、马达转速(旋转速度)Nm、发电机转速(旋转速度)Ng、具备变速器的情况下的变速器转速(旋转速度)、具备转矩变换器的情况下的涡轮转速(旋转速度)等随着作为驱动轮的车轮30RL、30RR的旋转而旋转的驱动系统的旋转体的转速(旋转速度)No、或者从车轮转矩传感器、车轮六分力计、俯仰/弹跳传感器、G传感器、用于检测悬架装置的收缩量的传感器等各种传感器检测到的检测值，来设定FB减振转矩U·FB，从而设定减振转矩。在该情况下，作为用于设定减振转矩的输入物理量，协调部4对上述各种参数、或者各种检测值的向反馈控制部3b输入的输入信号在规定条件下执行与发动机转速Ne对应的规定的滤波处理即可。此外，协调部4也可以对作为来自反馈控制部3b的输出信号的与FB减振转矩U·FB对应的信号、作为来自加法器3i的输出信号的与减振转矩对应的信号或作为来自驱动转矩变换部3c的输出信号的与减振转矩修正量Tx对应的信号执行上述那样的与发动机转速Ne对应的滤波处理。

此外，该车辆减振控制装置1例如也可以构成为，车辆减振控制部3包括簧上共振附近频率的相位调节器(未图示)。在该情况下，车辆减振控制装置1即使由于对与车轮速度的平均值r·ω对应的信号实施滤波处理而可能使得减振转矩的相位从正确的相位偏移，也能够通过该协调部4的相位调节器来抑制相位滞后等减振性能的劣化。即，车辆减振控制装置1能够通过相位调节器来消除由协调部4中的滤波处理引起的减振转矩的相位偏移，能够在最佳时机将减振转矩修正量Tx加算在驱动器要求转矩Ta上，从而能够在最佳时机进行减振控制。

根据以上所说明的本发明的实施方式所涉及的车辆减振控制装置1，在执行通过控制搭载在车辆10上的动力源21来抑制车辆10的簧上振动的减振控制的车辆减振控制装置1中，基于用于判定控制且有可能随着减振控制的执行而变动的判定对象量，来改变作为减振控制的控制量的减振转矩。因此，车辆减振控制装置1基于用于判定控制且有可能随着减振控制的执行而变动的判定对象量、在此基于发动机转速Ne，来改变作为减振控制的控制量的减振转矩，所以，能够实现减振控制和与动力源21有关的各种判定控制之间的协调性，能够适当地执行减振控制。

根据以上所说明的本发明的实施方式所涉及的车辆减振控制装置1，在执行通过控制搭载在车辆10上的动力源21来抑制车辆10的簧上振动的减振控制的车辆减振控制装置1中，在作为减振控制的控制量的减振转矩的频率有可能等于构成动力源21的发动机22的输出轴22a的发动机转速(旋转速度)的频率的情况下，限制减振转矩。因此，车辆减振控制装置1在减振转矩的频率有可能等于发动机转速(旋转速度)的频率的情况下限制减振转矩，所以，能够实现减振控制和与动力源21有关的各种判定控制之间的协调性，能够适当地执行减振控制。

进而，根据以上所说明的本发明的实施方式所涉及的车辆减振控制装置1，基于车辆10的车轮30FL、30FR、30RL、30RR的旋转速度来设定作为控制量的减振转矩。因此，车辆减振控制装置1能够通过根据车轮30i的旋转速度与作为判定对象量的发动机转速Ne之间的关系来改变车轮30i的旋转速度或者改变减振转矩，从而根据与判定对象量之间的关系来改变该减振转矩。

(实施方式2)

图6是以控制框图的形式对实施方式2所涉及的车辆减振控制装置的功能结构例进行表示的示意图。实施方式2所涉及的车辆减振控制装置与实施方式1所涉及的车辆减振控制装置相比，协调部的结构不同。除此之外，对与上述实施方式相同的结构、作用和效果，尽量省略重复的说明，并标注相同的附图标记。

如图6所示，本实施方式所涉及的车辆减振控制装置201具备协调部204，作为用于基于判定对象量来改变减振转矩的结构。

本实施方式的协调部204执行根据发动机转速Ne来改变减振控制中的控制增益的处理。并且，车辆减振控制部3通过将作为控制量的减振转矩或与减振转矩对应的物理量乘以与该发动机转速Ne对应的控制增益，来改变该减振转矩。由此，车辆减振控制部3能够基于发动机转速Ne即根据与发动机转速Ne之间的关系来改变减振转矩。协调部204在可预测到减振转矩会影响到利用了发动机转速Ne的各种判定控制这样的规定条件下，对控制增益执行与发动机转速Ne对应的规定处理，以限制减振转矩。

在此，协调部204控制FB控制增益设定部3m，根据发动机转速Ne设定FB控制增益K·FB。由此，车辆减振控制部3在可预测为减振控制会影响到各种判定控制这样的规定条件下，降低FB控制增益K·FB，降低与减振转矩对应的物理量即FB减振转矩U·FB，由此，最终降低减振转矩，换言之，限制减振转矩。

协调部204包括旋转N次频率运算部204a、单汽缸频率运算部204b、频率接近判定部204c、发动机状态判定部204d、恶劣路面判定部204e、滑移判定部204f和最终判定部204g。

旋转N次频率运算部204a被输入车轮速度的平均值r·ω(或车速)，基于该车轮速度的平均值r·ω，对旋转1次至N次的频率成分进行运算，将运算结果输出至频率接近判定部204c。单汽缸频率运算部204b被输入发动机转速Ne，对发动机单汽缸频率成分进行运算，将运算结果输出至频率接近判定部204c。频率接近判定部204c对从旋转N次频率运算部204a输入的旋转N次频率和从单汽缸频率运算部204b输入的发动机单汽缸频率进行比较，来判定旋转N次频率与发动机单汽缸频率是否接近，即判断旋转N次频率与发动机单汽缸频率是否相等，并将判定结果输出至最终判定部204g。

例如，在N＝2、车轮半径r为0.3m、车速为100km/h的情况下，由于100/(3.6·2·π·0.3)≒15，因此成为旋转N次频率的运算结果≒15Hz、30Hz。此时，例如在发动机22为四汽缸发动机、且发动机转速Ne为1800rpm的情况下，由于1800/(60·2)≒15，因此成为发动机单汽缸频率的运算结果≒15Hz。因此，在该情况下，频率接近判定部204c可判定为旋转N次频率与发动机单汽缸频率接近，即可判定为旋转N次频率与发动机单汽缸频率相等。

发动机状态判定部204d是与上述发动机状态判定部4b大致相同的机构，将发动机22的运转状态的判定结果输出至最终判定部204g。恶劣路面判定部204e例如基于车轮速度的微分值(车轮加速度)或车辆10的簧上加速度等，利用各种公知方法，来判断车辆10是否在恶劣路面(包括路面的凹凸较大的情况、在路面上有路面差等情况。)上行驶，并将判定结果输出至最终判定部204g。滑移判定部204f例如基于车轮速度或车速等，利用各种公知方法，算出用于表示车轮30i与路面之间的滑移状态(滑移的大小)的尺度的滑移量(滑移率)，判断该滑移量是否在预先设定的容许量以上，并将判定结果输出至最终判定部204g。一般而言，当车辆10在恶劣路面上行驶时或车辆10的滑移量较大的情况下，簧上减振中使用的减振转矩的频率频带有成为频率相对较高的高频率频带的倾向，有容易成为与发动机转速Ne的频率频带相等的倾向。因而，车辆减振控制装置201在可预测为减振控制会影响到各种判定控制的情况下，在恶劣路面判定部204e检测到车辆10在恶劣路面上行驶时，或者在滑移判定部204f判定为车辆10的滑移量为预先设定的容许量以上时，限制减振转矩。

最终判定部204g基于由频率接近判定部204c进行的频率的判定结果、由发动机状态判定部204d进行的发动机状态的判定结果、由恶劣路面判定部204e进行的车辆10的恶劣路面行驶的判定结果、由滑移判定部204f进行的车辆10的滑移状态的判定结果等，最终判定是否可预测为减振控制会影响到各种判定控制。

最终判定部204g例如在由发动机状态判定部204d判定为发动机22在动作且发动机22为自立运转以外的运转状态的基础上，在由频率接近判定部204c判定为旋转N次频率与发动机单汽缸频率相等的情况下，或者在由恶劣路面判定部204e检测到车辆10在恶劣路面上行驶的情况下，或者在由滑移判定部204f判定为车辆10的滑移量为容许量以上的情况下，判定为可预测为减振控制会影响到各种判定控制。

最终判定部204g在判定为可预测为减振控制会影响到各种判定控制的情况下，将该判定结果输出至FB控制增益设定部3m，来降低FB控制增益K·FB。结果，车辆减振控制部3最终降低作为减振控制的控制量的减振转矩，换言之，限制减振转矩。由此，在减振转矩的频率有可能等于发动机转速Ne的频率或簧上减振中使用的减振转矩的频率频带具有容易成为频率相对较高的高频率频带的倾向的运转状态等、可预测为减振控制会影响到各种判定控制的情况下，车辆减振控制部3可通过协调部204限制减振转矩。

另外在此，旋转N次频率运算部204a可以构成为，除了被输入车轮速度的平均值r·ω(或车速)之外，还被输入马达转速Nm、发电机转速Ng或旋转体的转速No等，对这些转速的旋转N次频率进行运算，频率接近判定部204c还使用上述旋转N次频率的运算结果，判定旋转N次频率与发动机单汽缸频率是否接近。例如，在N＝2、马达转速Nm为900rpm的情况下，由于900/60≒15，因此旋转N次频率运算部204a的旋转N次频率的运算结果≒15Hz。因此，频率接近判定部204c能够判定为马达转速Nm的旋转N次频率与发动机单汽缸频率接近，即能够判定为马达转速Nm的旋转N次频率与发动机单汽缸频率相等。在该情况下，协调部204能够更加准确地预测减振控制是否会影响到各种判定控制。

根据以上所说明的本发明的实施方式所涉及的车辆减振控制装置201，通过将作为控制量的减振转矩或与减振转矩对应的物理量(FB减振转矩U·FB)乘以与判定对象量(发动机转速Ne)对应的控制增益(FB控制增益K·FB)，来改变减振转矩。因此，车辆减振控制装置201基于作为判定对象量的发动机转速Ne，即根据减振转矩与作为判定对象量的发动机转速Ne之间的关系来改变减振转矩。

(实施方式3)

图7是以控制框图的形式对实施方式3所涉及的车辆减振控制装置的功能结构例进行表示的示意图。实施方式3所涉及的车辆减振控制装置与实施方式1、2所涉及的车辆减振控制装置相比，协调部的结构不同。除此之外，对与上述实施方式相同的结构、作用和效果，尽量省略重复的说明，并标注相同的附图标记。

如图7所示，本实施方式所涉及的车辆减振控制装置301在车辆减振控制部3中具备协调部304，作为用于基于判定对象量来改变减振转矩的结构。协调部304与协调部204一样，根据发动机转速Ne执行改变控制增益的处理。

本实施方式的协调部304对与用于设定减振转矩的输入物理量对应的信号、或与减振转矩对应的信号执行规定的解析处理。根据其解析结果与发动机转速Ne之间的关系，在与上述输入物理量对应的信号或与减振转矩对应的信号的输出波形和发动机转速Ne的旋转变动的波形相近似的情况下，协调部304对控制增益执行与发动机转速Ne对应的规定处理，由此限制减振转矩。

本实施方式的协调部304包括解析部304a、影响判定部304b、发动机状态判定部304c和最终判定部304d。

解析部304a被输入与减振转矩对应的信号和与用于设定减振转矩的输入物理量在此为车轮速度的平均值r·ω对应的信号，对各个输出波形进行频率解析及振幅解析，将解析结果输出至影响判定部304b。解析部304a例如可以对上述输入信号进行高速傅里叶变换(FFT：FastFourier Transform)，进行频率解析及振幅解析，例如也可以基于上述输入信号的每个零交叉点的振幅和周期(期间)来推定频率。

影响判定部304b基于由解析部304a进行解析后的输入信号(与车轮速度的平均值r·ω对应的信号及与减振转矩对应的信号)的频率及振幅，判断减振控制是否会影响到各种判定控制。

具体而言，影响判定部304b被输入发动机转速Ne，对发动机单汽缸频率成分进行运算，判定该发动机单汽缸频率与上述解析后的与车轮速度的平均值r·ω对应的信号或与减振转矩对应的信号的频率是否相等。此外，影响判定部304b判定与车轮速度的平均值r·ω对应的信号或与减振转矩对应的信号的振幅是否大于预先设定的规定振幅。在此，预先设定的规定振幅例如基于预先进行的实验或模拟的结果被设定成如下振幅即可：即，不会在通常的簧上减振控制中产生且有可能会影响到各种判定控制的振幅。影响判定部304b在判定为发动机单汽缸频率与上述解析后的与车轮速度的平均值r·ω对应的信号或与减振转矩对应的信号的频率相等的情况下，或者在判定为解析后的与车轮速度的平均值r·ω对应的信号或与减振转矩对应的信号的振幅大于预先设定的规定振幅的情况下，判定为减振控制会影响到各种判定控制，将其判定结果输出至最终判定部304d。

发动机状态判定部304c具有与上述发动机状态判定部4b大致相同的结构，将发动机22的运转状态的判定结果输出至最终判定部304d。

最终判定部304d例如在由发动机状态判定部304c判定为发动机22在动作且发动机22处于自立运转以外的运转状态的基础上，在由影响判定部304b判定为发动机单汽缸频率与上述解析后的与车轮速度的平均值r·ω对应的信号或与减振转矩对应的信号的频率相等的情况下，或者在判定为解析后的与车轮速度的平均值r·ω对应的信号或与减振转矩对应的信号的振幅大于预先设定的规定振幅的情况下，判定为减振控制会影响到各种判定控制。

最终判定部304d在判定为减振控制会影响到各种判定控制的情况下，将其判定结果输出至FB控制增益设定部3m，来降低FB控制增益K·FB。结果，车辆减振控制部3最终使作为减振控制的控制量的减振转矩降低，换言之，限制减振转矩。由此，在减振转矩的频率与发动机转速Ne的频率有可能成为相等、或减振转矩的振幅有可能成为不会在通常的簧上减振控制中产生且有可能影响到各种判定控制的振幅等减振控制会影响到各种判定控制的情况下，车辆减振控制部3可以通过协调部304限制减振转矩。

另外，在此，解析部304a也可以构成为，除了被输入与车轮速度的平均值r·ω(或车速)对应的信号、与减振转矩对应的信号之外，还被输入与马达转速Nm、发电机转速Ng或旋转体的转速No以及作为与振动相关的实测值的由俯仰/弹跳传感器、G传感器、用于检测悬架装置的收缩量的传感器等各种传感器检测出的检测值对应的信号，对这些信号的输出波形执行规定的解析处理；影响判定部304b也可以构成为，还使用上述输出波形的解析结果进行判定。在该情况下，协调部304能够更加准确地判定减振控制是否会影响到各种判定控制。

根据以上所说明的本发明的实施方式所涉及的车辆减振控制装置301，在作为减振控制的控制量的减振转矩的振幅有可能大于预先设定的规定振幅的情况下限制减振转矩。因此，车辆减振控制装置301能够更加可靠地实现减振控制和与动力源21有关的各种判定控制之间的协调性，能够适当地执行减振控制。

另外，上述的本发明的实施方式所涉及的车辆减振控制装置不限于上述的实施方式，能够在权利要求书的记载范围内进行各种变更。以上所说明的车辆减振控制装置也可以采用上述所说明的运动模型之外的运动模型，或者也可以通过最佳调整器之外的控制手段进行减振。此外，以上所说明的车辆减振控制装置可以基于在自动行驶控制装置所进行的自动行驶控制中进行动力源21的控制的情况下算出的自动行驶要求转矩，来进行动力控制。此外，以上所说明的车辆减振控制装置也可以构成为，对因驾驶员的制动操作或转向操作而在车辆10中产生的车轮转矩变化所引起的簧上振动进行减振。

此外，以上所说明的车辆减振控制装置例如也可以通过根据发动机转速Ne对FB减振转矩U·FB、减振转矩或减振转矩修正量Tx设置上下限保护、或者对减振控制自身进行禁止(设定为减振转矩修正量Tx＝0)，来限制减振转矩。此外，以上所说明的车辆减振控制装置例如可以构成为，利用作为动力源的电动马达的输出变动量作为有可能随着减振控制的执行而变动的判定对象量来进行各种判定的情况下，基于该电动马达的输出变动量改变减振控制的控制量。在该情况下，可以不设置上述所说明的发动机状态判定部4b所判定的发动机22是否工作或发动机22是否为自立运转以外的运转状态等判定条件。此外，在以上所说明的车辆减振控制装置中，基于判定对象量、有可能随着减振控制的执行而变动的判定对象量进行判定的判定控制不限于上述情况。此外，关于减振转矩修正量Tx相对于对动力源21的要求转矩的插入口，如图2、图6、图7所示，根据运转状态，也可以是发动机转矩运算处理部2d后级的加法器2b’或减法器2f后级的加法器2b”。

工业实用性

如以所述，本发明所涉及的车辆减振控制装置能够良好地应用于通过控制搭载在车辆上的动力源来抑制车辆的簧上振动的各种车辆减振控制装置。

附图标记说明

1、201、301车辆减振控制装置

2驱动控制部

3车辆减振控制部

4、204、304协调部

10车辆

20驱动装置

21动力源

22发动机

22a输出轴

23电动马达

23a、24a驱动轴

Claims (7)

1.一种车辆减振控制装置，其执行减振控制，以控制搭载在车辆上的动力源来抑制所述车辆的簧上振动，其特征在于，

在所述动力源的运转状态为需要进行判定控制的运转状态、且所述减振控制的控制量与判定对象量之间的关系有可能成为阻碍所述判定控制的关系的情况下，基于被用于所述判定控制、且有可能随着伴随所述减振控制的执行所进行的所述动力源的输出控制而变动的判定对象量，并根据所述减振控制的控制量与所述判定对象量之间的关系改变所述减振控制的控制量，以抑制所述判定对象量发生变化，从而抑制对所述判定控制产生影响。

2.如权利要求1所述的车辆减振控制装置，其特征在于，

在所述控制量的频率有可能与所述判定对象量的频率相等的情况下，限制所述控制量。

3.如权利要求1所述的车辆减振控制装置，其特征在于，

在所述控制量的振幅有可能大于预先设定的规定振幅的情况下，限制所述控制量。

4.如权利要求1所述的车辆减振控制装置，其特征在于，

基于所述车辆的车轮旋转速度来设定所述控制量。

5.如权利要求1所述的车辆减振控制装置，其特征在于，

所述动力源至少包括内燃机，

所述判定对象量是所述内燃机的输出轴的旋转变动量，

所述判定控制基于所述旋转变动量来判定所述内燃机的失火。

6.如权利要求1所述的车辆减振控制装置，其特征在于，

对与用于设定所述控制量的输入物理量对应的信号、或与所述控制量对应的信号执行与所述判定对象量对应的滤波处理，由此改变所述控制量。

7.如权利要求1所述的车辆减振控制装置，其特征在于，

将所述控制量或与所述控制量对应的物理量乘以与所述判定对象量对应的控制增益，由此改变所述控制量。

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