JP5012300B2 - 車両の制振制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、自動車等の車両の制振制御装置に係り、より詳細には、車両の車輪と接地路面上との間に作用するトルク（以下、「車輪トルク」と称する。）を制御して車体の振動を抑制する制振制御装置に係る。

車両の走行中のピッチ・バウンス等の振動は、車両の加減速時に車体に作用する制駆動力（若しくは慣性力）又はその他の車体に作用する外力により発生するところ、それらの力は、車輪トルク（駆動時には、駆動輪）に反映される。そこで、車両の制振制御の分野に於いて、車両の制駆動力制御を通して車輪トルクを調節し、車両の走行中に於ける車体の振動を抑制することが提案されている（例えば、特許文献１、２参照）。かかる制駆動力制御による振動の制振制御に於いては、所謂車体のばね上振動又はばね上・ばね下振動の力学的モデルを仮定して構築された運動モデルを用いて、車両の加減速要求があった場合又は車体に外力（外乱）が作用して車輪トルクに変動があった場合に車体に生ずるピッチ・バウンス振動を予測し、その予測された振動が抑制されるように車輪の制駆動力が調節される。このような形式の制振制御の場合、サスペンションによる制振制御の如く発生した振動エネルギーを吸収することにより抑制するというよりは、振動を発生する力の源を調節して振動エネルギーの発生が抑えられることになるので、制振作用が比較的速やかであり、また、エネルギー効率が良いなどの利点を有する。また、上記の如き制振制御に於いては、制御対象が車輪トルク又は車輪の制駆動力に集約されるので、制御の調節が比較的に容易である。

上記の如き車輪トルク制御による制振制御に於いては、既に述べた如く、車輪に於いて実際に発生している車輪トルクが制御に於ける外乱として制振制御装置に対してフィードバックされ、ピッチ・バウンス振動を抑制するようエンジン又は電動機等の駆動装置の出力（或いは制動装置、操舵装置の作動）が調節される。この点に関し、制振制御の外乱入力として、ピッチ・バウンス振動の制振に寄与しない周波数成分、例えば、ピッチ・バウンス振動の共振周波数（通常、１〜２Ｈｚ程度）からずれた振動成分や真の車輪トルクの振動ではない振動成分（センサによる誤差、アーチファクト（偽信号）等）、が入力されると、意図しない振動が駆動装置等の制駆動力の制御量に重畳し、これにより、制振効果の悪化・意図しない車輪前後力の振動を生ずることとなる。そこで、制振制御装置へフィードバックされる車輪トルク値から、前記の如きピッチ・バウンス振動の制振に寄与しない成分を除去することが提案されている（例えば、本願出願人による特願２００７−７１１０６又は特願２００７−１８０７８７参照。）。
特開２００４−１６８１４８ 特開２００６−６９４７２

上記の記載からも理解される如く、車輪トルク制御による制振制御では、車体のピッチ・バウンス振動モデルに基づき算出される車輪の制駆動力の制御量によって、車両の駆動系（又は制動系、操舵系）の作動が能動的に（アクティブに）制御されるので、制振制御の性能若しくは作用効果の程度（良し悪し）又は精度は、制御量の算出処理の精度に依存することとなる。この点に関し、ピッチ・バウンス振動モデルに基づく車輪の制駆動力の制御量の演算では、アクセルペダル・ブレーキペダル・操舵角等の操作量から算定される運転者の要求する制駆動力値又は（外乱入力としての）実際の車輪トルク値とともに、車両の各部の構成要素の特性を表すパラメータが用いられる（例えば、サスペンションの減衰（ダンパ）率・弾性率、車輪径、制駆動力を発生する“アクチュエータ”、即ち、エンジン若しくは電動機、各輪の制動装置、ステアリング装置の制御入力に対する応答出力の特性（大きさ、応答速度）といった種々のパラメータなど。）。従って、制振制御の性能及び精度を向上し或いは車両の使用中にその性能を維持するためには、制振制御のための制御量の算出に用いられる車両の各部の構成要素の特性を表すパラメータは、できるだけ精度良いものが使用されることが好ましい。

しかしながら、上記に列記されている如き車両の各部の構成要素の特性は、仮に車両の製造・組立・設定時、或いは、使用開始後の部品交換時、オーバーホール時などの再調整時（なお、これらを総じて「初期設定時」と称する。）に正確に計測されていたとしても、車両の使用中に於いて徐々に経時変化するのが一般的である。従って、制振制御のための制御量の演算に於いて、上記の如き車両の各部の構成要素の特性のパラメータとして初期設定時の値を使用し続ける場合には、制振制御の性能又は精度は、徐々に劣化していく可能性がある。また、既に述べた如く、車輪トルク制御による制振制御では、車両の駆動系（又は制動系、操舵系）の装置の作動を制御するので、制振制御の性能又は精度の劣化は、車両の走行にも影響を及ぼす場合が起こり得る。

かくして、本発明の主要な一つの課題は、上記の如き車輪トルク制御による制振制御装置に於いて、車両の初期設定時（車両の製造・組立・設定時、使用開始後の部品交換時、オーバーホール時などの再調整時）の後、車両の使用中に、制振制御に関わる車両の各部の構成要素の特性が経時変化することに起因する制振制御の性能又は精度の劣化の影響を抑制することである。

また、本発明のもう一つの課題は、上記の如き車輪トルク制御による制振制御装置に於いて、可能であれば、制振制御に関わる車両の各部の構成要素の特性を表すパラメータが、車両の使用中に更新できるようにすることである。

本発明によれば、車両の車輪トルク制御による車体のピッチ又はバウンス振動を抑制する制振制御を実行する形式の制振制御装置であって、車両の使用中に車両の各部の構成要素の使用量又は各構成要素の特性の経時変化を検出して、車両の使用中に生ずる各部の構成要素の特性の変化に起因する制振制御の性能又は精度の劣化の影響が抑制されるよう制振制御が修正される制振制御装置が提供される。

本発明の車輪トルク制御による車両のピッチ又はバウンス振動を抑制する制振制御装置は、一つの態様として、ピッチ又はバウンス振動振幅を抑制するよう車輪トルクを補償する車輪トルク補償量を算定する車輪トルク補償量算出手段と、車輪トルク補償量の算定又は実現に関わる車両の構成要素の特性又は該特性の変化を検出又は推定する特性変化検出手段と、車輪トルク補償量に基づいて車輪トルクを制御する手段とを含み、車輪トルク補償量算出手段が特性変化検出手段により検出又は推定された車両の構成要素の特性又は該特性の変化に基づいて車輪トルク補償量を変更することを特徴とする。かかる構成に於いて、車輪トルクを制御する手段とは、典型的には、車両の駆動装置（エンジン・モータ等）の駆動出力を制御する制御器であり、この場合、車輪トルクは、駆動出力又は駆動トルク若しくは駆動力を調節することにより制御されることとなる。しかしながら、車輪トルクは、制動系装置又は操舵系装置の作動により車輪上の前後力（車軸周りの回転方向の力）を調節することにより制御されてもよい。また、「車輪トルク補償量の算定又は実現に関わる車両の構成要素」とは、本発明の対象である制振制御に於いて、運転者による車両の加減速要求入力及び／又は車輪トルクの外乱入力から車輪トルク補償量に対応する車輪トルクの変化の発生までに関与する車両の各部の構成要素のいずれか又はそれら全てであってよい。「構成要素の特性」は、制振制御に関わる各構成要素の入力に対する出力応答の大きさ、速度（又は位相）又はそれらを表す任意の指標値であり、具体的には、例えば、後述の如く、サスペンションの減衰率又は弾性率、車輪径等であってよい。しかしながら、或る特定の構成要素の特性を表すパラメータのみに限定するのではなく、制振制御に関わるシステム全体又は車両の駆動装置の使用による入出力特性も「構成要素の特性」という語に含まれるものとしている。

上記の構成から理解される如く、本発明の装置に於いては、車輪トルク補償量の算定又は実現に関わる車両の構成要素の特性又は該特性の変化を検出する特性変化検出手段が設けられ、かかる特性変化検出手段により検出された車両の構成要素の特性又は該特性の変化に基づいてピッチ・バウンス制振のための車輪トルク補償量が変更されることとなる。既に述べた如く、制振制御装置は、運転者による加減速要求入力又は車輪トルクの外乱入力と車両の各部の構成要素の特性（を表すパラメータ又は特性値）とを用いて、車輪トルク補償量を算出し、車輪トルクの補償、即ち、修正を行うところ（通常、駆動トルクをするための補償量を算出し、その補償量を駆動装置の制御に反映させる。）、車輪トルク補償量の算出又は実現に関与する車両の各部の構成要素の特性は車両の使用中に変化すると、算出される車輪トルク補償量の精度又はそれによる制振制御の作用効果が劣化することとなる。そこで、本発明に於いては、かかる車両の各部の構成要素の特性又はその変化を監視して、かかる特性又はその変化に応じて車輪トルク補償量を変更することによって、車輪トルク補償量の精度又はそれによる制振制御の作用効果の劣化の影響を抑制することが試みられる。

上記の本発明の装置に於いて、車両の構成要素の特性又は該特性の変化の検出又は推定及びその結果に応じた車輪トルク補償量の変更の態様の一つとしては、特性変化検出手段が、車両の構成要素の特性の経時変化を検出又は推定し、車輪トルク補償量算出手段がその経時変化に基づいて車輪トルク補償量の大きさを変更するようになっていてよい。制振制御に使用される車両の各部、例えば、駆動装置、サスペンション、車輪（タイヤ）等の状態・特性は、当業者に於いて理解される如く、車両の使用と共に、各部の磨耗、消耗、劣化等の経時的な変化をするので、その変化の程度に対応して入出力特性も変化する。一方、車輪トルク補償量は、通常、前記の如き構成要素の入出力特性が初期設定時の状態にあることを前提として算出される。従って、構成要素の入出力特性に経時変化があると、車輪トルク補償量の振幅・位相等の精度が悪化し、そのままでは、精度の悪化した車輪トルク補償量が車輪トルクへ与えられることとなる。そこで、上記の如き車両の構成要素の特性の経時変化が検出又は推定される場合には、車輪トルクに対するその車輪トルク補償量の精度の悪化の影響を抑制するために、車輪トルク補償量の大きさを変更するようになっていてよい。なお、車輪トルク補償量の大きさの変更に於いて、一つの態様では、経時変化を表す指標値が増大するとともに車輪トルク補償量の大きさが低減され、精度の悪化した車輪トルク補償量の寄与が低減されるようになっていてよい。しかしながら、別の態様として、構成要素の使用による経時変化により車輪トルク補償量の実現量（実際に車輪上で達成される量）が低減することが分かっている場合又は予測される場合には、経時変化を表す指標値が増大するとともに車輪トルク補償量の大きさが増大されるようになっていてもよい。

なお、ここで、車輪トルク補償量の大きさを変更する際に参照する経時変化を表す指標値としては、後述の如く、或る特定の構成要素の特性をパラメータだけではなく、車輪トルク補償量の発生履歴（累積値（又は積分値）、振動成分の反転回数、上下限の所定の閾値を超過する回数）、車輪トルク補償量の目標値と実現値との偏差又は比、車両の走行距離が参照されてよい。また、車輪トルク補償量算出手段が、車両の構成要素の特性又は該特性の変化に基づいて車輪トルク補償量の制御ゲインを変更することにより車輪トルク補償量を変更するようになっていてよい。その場合、制御ゲインは、車両の前後加速度に基づいて決定される閾値以下に制限されるよう構成され、制御ゲインが過大であることにより、制振制御によって実際の車輪トルクに於いて実現される補償量が車両の走行状態（主として、前後加速度）、延いては、乗員の乗り心地に影響することが回避できるようになっていてよい。

本発明の装置の実施の形態の一つに於いては、特性変化検出手段が、車両の構成要素の特性の一つとして、例えば、サスペンションのストローク量を参照し、これに基づいて算出可能な車両のサスペンションの減衰率又は弾性率の変化を検出するようになっていてよい（後述の実施形態の欄の説明から理解される如く、サスペンションの減衰率又は弾性率は、車両のピッチ・バウンス振動の振幅・共振周波数を決定する因子の一つであり、車輪トルク補償量の算出にも寄与する。）。この場合、車輪トルク補償量の変更の態様としては、一つには、車両のサスペンションの減衰率又は弾性率の変化が所定量を超えたときには、車輪トルク補償量の大きさが低減され、これにより、車両のサスペンションの特性値（減衰率又は弾性率）が初期設定時からずれたとき、かかるずれた特性値を使用して精度の悪化した車輪トルク補償量の寄与が低減されるようになっていてよい。なお、前記のサスペンションの特性値の変化のための「所定量」は、車輪トルク補償量に於いて許容できなくなるほどの誤差を与えるサスペンションの特性値の初期設定時からのずれに相当し、実験的に又理論的に予め決定される量であってよい。或いは又、車両のサスペンションの減衰率又は弾性率の変化が検出できる場合、その検出精度が許容可能であれば、車両のサスペンションの減衰率又は弾性率の変化に基づいて車輪トルク補償量の算定に用いられる車両のサスペンションの特性を表すパラメータが更新され（従って、車輪トルク補償量が変更される。）、これにより、制振制御による車輪トルク補償量の精度をサスペンションの特性の変化によらず維持し、制振制御の作用効果の劣化そのものが抑制されるようになっていてよい。

本発明の実施形態の別の一つに於いては、特性変化検出手段が車両の構成要素の特性の経時変化を表す指標として車輪トルク補償量の実行量を監視し、車輪トルク補償量算出手段が現在までの車輪トルク補償量の実行量に基づいて現在以降の車輪トルク補償量の大きさを低減するようになっていてよい。制振制御による車輪トルク補償量は、ピッチ・バウンス振動を抑制し又は相殺するべく生成されるので振動成分を含んでいる。そのような振動成分を含む車輪トルクの制御が実行され、トルクの振動回数や振幅が増大すると、それに関わる駆動系（或いは制動系・操舵系も場合もあり得る。）の構成要素の消耗・劣化は、制振制御を実行しない場合よりも早期に進行し得る。また、そうなると、車輪トルク補償量を精度よく実現して良好な制振効果を得ることもできない。逆に、車両の走行上、制振制御は、必ずしも常に必要不可欠な制御であるというわけでもない。そこで、上記の如く、車輪トルク補償量の実行量を監視し、現在までの車輪トルク補償量の実行量に基づいて現在以降の車輪トルク補償量の大きさを低減し、精度の悪化した車輪トルク補償量の寄与を低減するとともに、制振制御に関わる構成要素の寿命がより長くなるようになっていてもよい。なお、車輪トルク補償量の大きさの低減は、車輪トルク補償量の制御ゲインを調節することによりなされてよく、或いは、ローパスフィルターを用いて、突発的な補償量の増大（及び振動回数）を低減するようになっていてもよい。車輪トルク補償量の実行量として具体的に監視される量は、既に触れた如き、補償量の累積値、振動成分の反転回数、所定の上下限の閾値を超過する回数等のいずれか又は全てであってよく、これらの量が所定量に達したときに、車輪トルク補償量の低減が実行されるようになっていてもよい。

更に、本発明の装置のもう一つの別の実施の形態に於いては、特性変化検出手段が、車両の構成要素の特性として、車輪の特性の経時変化を監視し、車輪の特性の経時変化が検出されたときには、車輪トルク補償量算出手段が車輪トルク補償量の大きさを低減するようになっていてよい。後述の実施形態の欄の説明から理解される如く、車輪の特性、例えば、車輪径、タイヤのアンバランス（ユニフォーミティ）、タイヤの減衰率又は弾性率など、は、サスペンションの特性値と同様に、車両のピッチ・バウンス振動の振幅・共振周波数を決定する因子の一つであり、車輪トルク補償量の算出にも寄与する。従って、車輪の特性が初期設定時から変移する場合には、車輪トルク補償量の精度が悪化するので、かかる影響を回避するべく、車輪トルク値に於ける車輪トルク補償量の寄与を低減するようになっていてよい。また、上記の本発明の装置に於いて、車輪トルクの推定値を車両の車輪速又は車両の駆動装置の出力軸の回転速に基づいて推定する車輪トルク推定手段が設けられ、車輪トルク補償量算出手段が、かかる車輪トルク推定値を用いて車輪トルク補償量を算定するようになっている場合、特性変化検出手段が車輪の特性の変化を経時的に監視し、車輪の特性の異常（経時変化に起因する初期設定時からの特性の変移を含む。）を検出したときには、車輪トルク推定値の精度が低下すると想定されるので、車輪トルク補償量算出手段が車両の駆動装置の出力軸トルクに基づいて推定される車輪トルクの推定値を用いて車輪トルク補償量を算定し、これにより、制振制御が車輪の特性の異常の影響を受けることをできるだけ回避されるようになっていてよい。

なお、特性変化検出手段が車輪の車輪径を監視する場合には、好適には、特性変化検出手段の検出した車輪径の変化に基づいて車輪トルク補償量の算定に用いられる車輪径を表すパラメータが更新され、これにより、車輪径が変化しても（例えば、車輪を交換した場合など）車輪トルク補償量の精度をできるだけ維持できるようになっていてよい。

本発明は、一つには、車輪トルク制御により車両のピッチ・バウンス振動の制振を行う制振制御装置の作動に於いて、車両の使用或いは制振制御そのものの実行による車両の（制振制御の実行に関わる）構成要素の特性の変化（又は劣化）の影響が車両に及ぶことを回避するものであるということができる。本発明の対象となっている車輪トルク制御による制振制御は、車両の走行に絶対的に必須のものでなく、主として、運転者の乗り心地を改善するものである（もっともピッチ・バウンス振動を抑制することにより、サスペンション等の車体の懸架系の寿命を延長されるなどの車両のハード構成上の利点、或いは、車両の姿勢を安定化させる利点なども有る。）。そこで、通常、初期設定時に於いては、制振制御に関わる構成要素は、車両の走行にも影響の出ないように最適に設定される。しかしながら、各構成要素の状態が変移して、車輪トルク制御による制振制御の精度が低下すると、車両の走行のための車輪トルク制御にも影響を及ぼし得る（例えば、制振制御の実行に起因する車両の前後方向振動の発生又は増幅（特願２００７−７１１０６又は特願２００７−１８０７８７参照。）、構成要素の早期の劣化など）。従って、換言すれば、上記の一連の本発明は、そのような車両の使用開始後に制振制御に関連して生じ得る不具合を解消するものであるということができる。

本発明の制振制御装置のうち、構成要素の特性値（サスペンションの減衰率若しくは弾性率、車輪径）を車両の使用中に更新する態様によれば、制振制御の作用効果をできるだけ延長することができる。この点に関し、構成要素の特性値が更新される構成が制振制御装置に組み込まれている場合には、各構成要素が車両に組み込まれた後で各特性値の設定ができることとなるので、制振制御の目的のためだけに各部品の寸法等の公差を厳しくしたり、各部品の設定の精度、耐久性等を高くする必要はなくなり、従って、車両製造及び調整のためのコスト、労力が低減できることとなる。

本発明のその他の目的及び利点は、以下の本発明の好ましい実施形態の説明により明らかになるであろう。

以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施形態について詳細に説明する。図中、同一の符号は、同一の部位を示す。

装置の構成
図１（Ａ）は、本発明の制振制御装置の好ましい実施形態が搭載される自動車等の車両を模式的に示している。同図に於いて、左右前輪１２ＦＬ、１２ＦＲと、左右後輪１２ＲＬ、１２ＲＲを有する車両１０には、通常の態様にて、運転者によるアクセルペダル１４の踏込みに応じて後輪に駆動力又は駆動トルクを発生する駆動装置２０が搭載される。駆動装置２０は、図示の例では、駆動トルク或いは回転駆動力が、エンジン２２から、トルクコンバータ２４、自動変速機２６、差動歯車装置２８等を介して、後輪１２ＲＬ、１２ＲＲへ伝達されるよう構成される。しかしながら、エンジン２２に代えて電動機が用いられる電気式、或いは、エンジンと電動機との双方を有するハイブリッド式の駆動装置であってもよい。また、車両は、四輪駆動車又は前輪駆動車であってもよい。なお、簡単のため図示していないが、車両１０には、通常の車両と同様に各輪に制動力を発生する制動系装置と前輪又は前後輪の舵角を制御するためのステアリング装置が設けられる。

駆動装置２０の作動は、電子制御装置５０により制御される。電子制御装置５０は、通常の形式の、双方向コモン・バスにより相互に連結されたＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及び入出力ポート装置を有するマイクロコンピュータ及び駆動回路を含んでいてよい。電子制御装置５０には、各輪に搭載された車輪速センサ３０ｉ（ｉ＝ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ）からの車輪速を表す信号Ｖｗｉ（ｉ＝ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ）と、Ｇセンサ３２からの車両の前後方向加速度α、車両の各部に設けられたセンサからのエンジンの回転速ｎｅ、変速機の回転速ｎｏ、アクセルペダル踏込量θａ等の信号が入力される。また、上記以外に、本実施形態の車両に於いて実行されるべき各種制御に必要な種々のパラメータを得るための各種検出信号、例えば、各輪に任意に設けられてよい荷重センサからの各輪荷重を表す信号、エンジン出力軸トルクなどが入力されてよいことは理解されるべきである。また、更に、車両１０には、車両の前方の停止物・先行車両等との相対距離・相対速度を計測するための検出器（ミリ波センサ（ＦＭＣＷ方式）、レーダー装置、ソナー装置等）７０と、ＧＰＳ人工衛星と通信して自車の位置情報等の種々の情報を取得するカーナビゲーションシステム７２が設けられていてよく、これらの機器のデータ出力も電子制御装置５０へ送信される。なお、検出器７０又はカーナビゲーションシステム７２は、本発明の制御に於いては、後述の如く、車両の絶対車速（路面に対する車速）Ｖｘを取得するために利用される。

電子制御装置５０は、図１（Ｂ）に於いて模式的に示されているように、駆動装置２０の作動を制御する駆動制御装置５０ａと制動装置(図示せず)の作動を制御する制動制御装置５０ｂとから構成されてよい。制動制御装置に於いては、各輪の車輪速センサ３０ＦＲ、ＦＬ、ＲＲ、ＲＬからの、車輪が所定量回転する毎に逐次的に生成されるパルス形式の電気信号Ｖｗｉが入力され、かかる逐次的に入力されるパルス信号の到来する時間間隔を計測することにより車輪の回転速が算出され、これに車輪半径が乗ぜられることにより、車輪速値が算出される。そして、車輪速値は、下記に述べる如く、車輪トルク推定値を算出するために、駆動制御装置５０ａへ送信される。なお、車輪回転速から車輪速への演算は、駆動制御装置５０ａにて行われてもよい。その場合、車輪回転速が制動制御装置５０ｂから駆動制御装置５０ａへ与えられる。

駆動制御装置５０ａに於いては、運転者からの駆動要求がアクセルペダル踏込量θａに基づいて運転者の要求する駆動装置の目標出力トルク（要求駆動トルク）が決定される。しかしながら、本発明の駆動制御装置に於いては、車輪トルク制御による車体のピッチ／バウンス振動制振制御を実行するべく、要求駆動トルクが修正され、その修正された要求駆動トルクに対応する制御指令が駆動装置２０へ与えられる。かかるピッチ／バウンス振動制振制御に於いては、概して述べれば、
（１）駆動輪に於いて路面との間に作用する力による駆動輪の車輪トルク推定値の算出、
（２）車体振動の運動モデルによるピッチ／バウンス振動状態量の演算、
（３）ピッチ／バウンス振動状態量を抑制する車輪トルクの修正量（車輪トルク補償量）の算出とこれに基づく要求駆動トルクの補償又は修正
が実行される。（１）の車輪トルク推定値は、後述の如く、制動制御装置５０ｂから受信した駆動輪の車輪速値（又は、駆動輪の車輪回転速）、或いは、エンジンの回転速ｎｅに基づいて算出されてよい。

車体のピッチ／バウンス振動制振制御を行う車輪トルク制御の構成
車両に於いて、運転者の駆動要求に基づいて駆動装置が作動して車輪トルクの変動が生ずると、図２（Ａ）に例示されている如き車体１０に於いて、車体の重心Ｃｇの鉛直方向（ｚ方向）のバウンス振動と、車体の重心周りのピッチ方向（θ方向）のピッチ振動が発生し得る。また、車両の走行中に路面から車輪上に外力又はトルク（外乱）が作用すると、その外乱が車両に伝達され、やはり車体にバウンス方向及びピッチ方向の振動が発生し得る。そこで、図示の実施形態に於いては、車体のピッチ・バウンス振動の運動モデルを構築し、そのモデルに於いて要求駆動トルク（を車輪トルクに換算した値）と、現在の車輪トルク（の推定値）とを入力した際の車体の変位ｚ、θとその変化率ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔ、即ち、車体振動の状態変数を算出し、モデルから得られた状態変数が０に収束するように、即ち、ピッチ／バウンス振動が抑制されるよう駆動装置の駆動トルクを調節して（要求駆動トルクが修正される。）、車輪トルクが制御される。なお、本実施形態に於いては、車輪トルクの制御は、駆動装置からの車輪へ伝達される駆動トルクの制御により実行されるが、更に制動装置又は操舵装置を作動して車輪トルクが制御されるようになっていてもよいことは理解されるべきである。

図２（Ｂ）は、本発明の実施形態に於ける駆動トルク制御による実行される車輪トルク制御の構成を制御ブロックの形式で模式的に示したものである（なお、各制御ブロックの作動は、（Ｃ０、Ｃ３を除き）電子制御装置５０の駆動制御装置５０ａ又は制動制御装置５０ｂのいずれかにより実行される。）。図２（Ｂ）を参照して、本発明の実施形態の車輪トルク制御に於いては、概して述べれば、運転者の駆動要求を車両へ与える駆動制御器と、車体のピッチ／バウンス振動を抑制するよう運転者の駆動要求を修正するための制振制御器とから構成される。駆動制御器に於いては、運転者の駆動要求（Ｃ０）、即ち、アクセルペダルの踏み込み量θａが、通常の態様にて、要求駆動トルクに換算された後（Ｃ１）、要求駆動トルクが、駆動装置の制御指令に変換され（Ｃ２）、駆動装置（Ｃ３）へ送信される。［制御指令は、ガソリンエンジンであれば、目標スロットル開度、ディーゼルエンジンであれば、目標燃料噴射量、モータであれば、目標電流量などである。］

一方、制振制御器は、フィードフォワード制御部分（車輪トルク補償量算出手段）とフィードバック制御部分とから構成される。フィードフォワード制御部分は、所謂、最適レギュレータの構成を有し、ここでは、下記に説明される如く、Ｃ１の要求駆動トルクを車輪トルクに換算した値（運転者要求車輪トルクＴｗ０）が車体のピッチ・バウンス振動の運動モデル部分（Ｃ４）に入力され、運動モデル部分（Ｃ４）では、入力されたトルクに対する車体の状態変数の応答が算出され、その状態変数を最小に収束する運転者要求車輪トルクの修正量、即ち、補償成分Ｕ（＝ＫＸ）が算出される（Ｃ５）。また、フィードバック制御部分に於いては、車輪トルク推定器（Ｃ６）にて、後に説明される如く車輪トルク推定値Ｔｗが算出され、車輪トルク推定値は、フィードバック制御ゲインＦＢ（運転モデルに於ける運転者要求車輪トルクＴｗ０と車輪トルク推定値Ｔｗとの寄与のバランスを調整するためのゲイン）が乗ぜられた後、外乱入力として、要求車輪トルクに加算されて運動モデル部分（Ｃ４）へ入力され、これにより、外乱に対する要求車輪トルクの補償成分も算出される（上記の補償成分Ｕが発明の開示の欄に記載された「車輪トルク補償量」に相当する。）。Ｃ５の要求車輪トルクの補償成分は、駆動装置の要求トルクの単位に換算されて、加算器（Ｃ１ａ）に送信され、かくして、要求駆動トルクは、ピッチ・バウンス振動が発生しないように修正された後、制御指令に変換されて（Ｃ２）、駆動装置（Ｃ３）へ与えられることとなる。

また、図示の制振制御器に於いては、更に、特性変化（又は経時変化）検出器Ｃ８と制御ゲイン調節器Ｃ７が設けられる。後により詳細に説明される如く、特性変化検出器Ｃ８は、車両の使用中に於ける実際の車両又はその駆動装置（Ｃ３）に於ける各部の構成要素の状態の変化を検出又は推定し、制御ゲイン調節器Ｃ７は、特性変化検出器Ｃ８で検出又は推定された構成要素の状態の変化（特に経時変化）に応答して、制振制御器から駆動制御器へ渡される駆動トルクの補償成分Ｕに乗ぜられる制御ゲインＧｃ（即ち、大きさ）を調節する（通常、初期設定時制御ゲインＧｃｏは、１に設定される。）。また、特性変化検出器Ｃ８による構成要素の状態の変化の検出又は推定結果は、運動モデル部（Ｃ４）、補償成分演算部（Ｃ５）及び／又は車輪トルク推定器（Ｃ６）にて使用される種々のパラメータ（例えば、サスペンションの特性値、車輪径、重心高）の更新にも反映されるようになっていてよい。

制振制御の原理
本発明の実施形態に於ける制振制御に於いては、既に触れたように、まず、車体のバウンス方向及びピッチ方向の力学的運動モデルを仮定して、運転者要求車輪トルクＴｗ０と車輪トルク推定値Ｔｗ（外乱）とを入力としたバウンス方向及びピッチ方向の状態変数の状態方程式を構成する。そして、かかる状態方程式から、最適レギュレータの理論を用いてバウンス方向及びピッチ方向の状態変数を０に収束させる入力（トルク値）を決定し、得られたトルク値に基づいて要求駆動トルクが修正される（ピッチ・バウンス方向の状態変数が０となるとき車両の状態は正常であるということができるので、ここでの要求駆動トルクの「修正」は、駆動トルク制御に於けるピッチ・バウンス方向について車両の正常な状態するための駆動トルクの「補償」である。）。

車体のバウンス方向及びピッチ方向の力学的運動モデルとして、例えば、図３（Ａ）に示されている如く、車体を質量Ｍ及び慣性モーメントＩの剛体Ｓとみなし、かかる剛体Ｓが、弾性率kfと減衰率cfの前輪サスペンションと弾性率krと減衰率crの後輪サスペンションにより支持されているとする（車体のばね上振動モデル）。この場合、車体の重心のバウンス方向の運動方程式とピッチ方向の運動方程式は、下記の数１の如く表される。

ここに於いて、Ｌｆ、Ｌｒは、それぞれ、重心から前輪軸及び後輪軸までの距離であり、ｒは、車輪半径であり、ｈは、重心の路面からの高さである。なお、式（１ａ）に於いて、第１、第２項は、前輪軸から、第３、４項は、後輪軸からの力の成分であり、式（１ｂ）に於いて、第１項は、前輪軸から、第２項は、後輪軸からの力のモーメント成分である。式（１ｂ）に於ける第３項は、駆動輪に於いて発生している車輪トルクＴ（＝Ｔｗ０＋Ｔｗ）が車体の重心周りに与える力のモーメント成分である。

上記の式（１ａ）及び（１ｂ）は、車体の変位ｚ、θとその変化率ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔを状態変数ベクトルＸ(t)として、下記の式（２ａ）の如く、（線形システムの）状態方程式の形式に書き換えることができる。
dＸ(t)/dt＝Ａ・Ｘ(t)＋Ｂ・ｕ(t) …（２ａ）
ここで、Ｘ(t)、Ａ、Ｂは、それぞれ、

であり、行列Ａの各要素a1-a4及びb1-b4は、それぞれ、式（１ａ）、（１ｂ）のｚ、θ、ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔの係数をまとめることにより与えられ、
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
である。また、ｕ(t)は、
ｕ(t)＝Ｔ
であり、状態方程式（２ａ）にて表されるシステムの入力である。従って、式（１ｂ）より、行列Ｂの要素p1は、
p1=h/(I・r)
である。

状態方程式（２ａ）に於いて、
ｕ(t)＝−Ｋ・Ｘ(t) …（２ｂ）
とおくと、状態方程式（２ａ）は、
dＸ(t)/dt＝(Ａ−ＢＫ)・Ｘ(t) …（２ｃ）
となる。従って、Ｘ（ｔ）の初期値Ｘ₀(t)をＸ₀(t)＝(0,0,0,0)と設定して（トルク入力がされる前には振動はないものとする。）、状態変数ベクトルＸ(t)の微分方程式（２ｃ）を解いたときに、Ｘ(t)、即ち、バウンス方向及びピッチ方向の変位及びその時間変化率、の大きさを０に収束させるゲインＫが決定されれば、ピッチ・バウンス振動を抑制するトルク値ｕ（ｔ）が決定されることとなる。

ゲインＫは、所謂、最適レギュレータの理論を用いて決定することができる。かかる理論によれば、２次形式の評価関数
Ｊ＝１／２・∫（Ｘ^ＴＱＸ＋ｕ^ＴＲｕ）ｄｔ …（３ａ）
（積分範囲は、０から∞）
の値が最小になるとき、状態方程式（２ａ）に於いてＸ(t)が安定的に収束し、評価関数Ｊを最小にする行列Ｋは、
Ｋ＝Ｒ^−１・Ｂ^Ｔ・Ｐ …（３ｂ）
により与えられることが知られている。ここで、Ｐは、リカッティ方程式
-dＰ／dt＝Ａ^ＴＰ＋ＰＡ＋Ｑ−ＰＢＲ^−１Ｂ^ＴＰ …（３ｃ）
の解である。リカッティ方程式は、線形システムの分野に於いて知られている任意の方法により解くことができ、これにより、ゲインＫが決定される。

なお、評価関数Ｊ及びリカッティ方程式中のＱ、Ｒは、それぞれ、任意に設定される半正定対称行列、正定対称行列であり、システムの設計者により決定される評価関数Ｊの重み行列である。例えば、ここで考えている運動モデルの場合、Ｑ、Ｒは、

などと置いて、式（３ａ）に於いて、状態ベクトルの成分のうち、特定のもの、例えば、ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔ、のノルム（大きさ）をその他の成分、例えば、ｚ、θ、のノルムより大きく設定すると、ノルムを大きく設定された成分が相対的に、より安定的に収束されることとなる。また、Ｑの成分の値を大きくすると、過渡特性重視、即ち、状態ベクトルの値が速やかに安定値に収束し、Ｒの値を大きくすると、消費エネルギーが低減される。

実際の制振制御装置の作動に於いては、図２（Ｂ）のブロック図に示されている如く、運動モデルＣ４に於いて、トルク入力値を用いて式（２ａ）の微分方程式を解くことにより、状態変数ベクトルＸ(t)が算出される。次いで、Ｃ５にて、上記の如く状態変数ベクトルＸ(t)を０又は最小値に収束させるべく決定されたゲインＫを運動モデルＣ４の出力である状態ベクトルＸ(t)に乗じた値Ｕ(t)が、（駆動装置のトルクに換算されて）加算器（Ｃ１ａ）に於いて、要求駆動トルクから差し引かれる（運動モデルＣ４の演算のために、運動モデルＣ４のトルク入力値にもフィードバックされる。（状態フィードバック））。式（１ａ）及び（１ｂ）で表されるシステムは、共振システムであり、任意の入力に対して状態変数ベクトルの値は、実質的には、システムの固有振動数を概ね中心とした或るスペクトル特性を有する帯域の周波数成分のみとなる。かくして、Ｕ(t)（の換算値）が要求駆動トルクから差し引かれるよう構成することにより、要求駆動トルクのうち、システムの固有振動数の成分、即ち、車体に於いてピッチ・バウンス振動を引き起こす成分が修正され、車体に於けるピッチ・バウンス振動が抑制されることとなる。車輪トルク推定器から送信されてくるＴｗ（外乱）に於いてピッチ・バウンス振動を引き起こす変動が発生した場合には、そのＴｗ（外乱）による振動が収束するよう駆動装置へ入力される要求トルク指令が−Ｕ（ｔ）を用いて修正される。

なお、車体のバウンス方向及びピッチ方向の力学的運動モデルとして、例えば、図３（Ｂ）に示されている如く、図３（Ａ）の構成に加えて、前輪及び後輪のタイヤのばね弾性を考慮したモデル（車体のばね上・下振動モデル）が採用されてもよい。前輪及び後輪のタイヤが、それぞれ、弾性率ktf、ktrを有しているとすると、図３（Ｂ）から理解される如く、車体の重心のバウンス方向の運動方程式とピッチ方向の運動方程式は、下記の数４の如く表される。

ここに於いて、xf、xrは、前輪、後輪のばね下変位量であり、mf、mrは、前輪、後輪のばね下の質量である。式（４ａ）−（４ｂ）は、ｚ、θ、xf、xrとその時間微分値を状態変数ベクトルとして、図３（Ａ）の場合と同様に、式（２ａ）の如き状態方程式を構成し（ただし、行列Ａは、８行８列、行列Ｂは、８行１列となる。）、最適レギュレータの理論に従って、状態変数ベクトルの大きさを０に収束させるゲイン行列Ｋが決定される。実際の制振制御に於ける信号の流れは、図３（Ａ）の場合と同様である。

車輪トルク推定値の算出
図２（Ｂ）の制振制御器のフィードバック制御部分に於いて、フィードフォワード制御部分へ外乱として入力される（実際に発生している）車輪トルクは、理想的には、各輪にトルクセンサを設け、実際に検出されればよい。しかしながら、試験車両等を除き、通常の車両に於いては、車両の設計上又はコスト上の問題により、各輪に車輪トルク値を検出するセンサ、例えば、ホイールトルクセンサやホイール六分力計などは搭載されない。そこで、本実施形態では、走行中の車両に於けるその他の検出可能な値から車輪トルク推定器（Ｃ６）にて推定された車輪トルク推定値が用いられる。

車輪トルク推定値Ｔｗは、典型的には、駆動輪の車輪速センサから得られる車輪回転速ω又は車輪速値ｒ・ωの時間微分を用いて、
Ｔｗ＝Ｍ・ｒ^２・ｄω／ｄｔ …（５）
と推定することができる。ここに於いて、Ｍは、車両の質量であり、ｒは、車輪半径である。［駆動輪が路面の接地個所に於いて発生している駆動力の総和が、車両の全体の駆動力Ｍ・Ｇ（Ｇは、加速度）に等しいとすると、車輪トルクＴｗは、
Ｔｗ＝Ｍ・Ｇ・ｒ …（５ａ）
にて与えられる。車両の加速度Ｇは、車輪速度ｒ・ωの微分値より、
Ｇ＝ｒ・ｄω／ｄｔ …（５ｂ）
で与えられるので、車輪トルクは、式（５）の如く推定される。］

また、車輪速センサに異常が発生し、車輪速の検出精度が悪化した場合には、式（５）による車輪トルク推定値の精度も悪化するので、その場合には、駆動輪の車輪回転速又は車輪速は、駆動装置の回転速から算出されてよい。駆動装置のエンジン又はモータの出力軸の回転速ｎｅを用いる場合には、駆動輪の車輪回転速は、
ωe＝ｎｅ×トランスミッション（変速機）ギア比×デフ（差動装置）ギア比 …（８）
により与えられる。また、変速機の出力軸の回転速ｎｏを用いる場合には、
ωo＝ｎｏ×デフギア比 …（９）
により与えられる。そして、式（８）又は（９）の駆動輪の車輪回転速ωの推定値は、式（５）に代入され、車輪トルク推定値が算出される。

式（８）又は（９）による車輪トルク推定値の算出は、例えば、下記の条件（ａ）−（ｄ）のいずれかが成立したときに実行されるようになっていてよい。
（ａ）車輪速センサの信号に異常が発生し、「異常状態」と判定されたとき。
（ｂ）ＡＢＳ、ＶＳＣ、ＴＲＣ等のその他の制御装置又は制動制御装置５０ｂ（図１Ｂ）に於いて、車輪速センサの異常を判定したとき。
（ｃ）車輪速センサの信号から算出される車輪速と、駆動装置の出力軸の回転速から式（８）により算出される車輪速との差が、所定期間、所定値を越えているとき。
（ｄ）車輪速センサの信号から算出される車輪速と、変速機の出力軸の回転速から式（９）により算出される車輪速との差が、所定期間、所定値を越えているとき。
なお、以下に述べる如く、本実施形態に於いては、車輪の特性の変化が特性変化検出器に於いて監視され、車輪径が車両の組立・製造時又は再調整時に於いて計測又は設定された値と相違することが検出された場合には、車輪トルク値は、上記の車輪回転速を用いた推定方法に代えて、エンジンの出力軸でのトルクを用いた推定方法により推定されるようになっていてよい。

車両各部の構成要素の状態変化に応じた制振制御の修正
上記の記載から理解される如く、制振制御器では、サスペンションの減衰率ｃｆ、ｃｒ及び弾性率ｋｆ、ｋｒ、車輪径ｒ、重心高ｈといった予め実験的に又は理論的に取得された車両の各部の特性・構造を表すパラメータ（所謂、車両の諸元を含む）を用いた運動モデルＣ４で演算される状態変数が実際の車両又はその駆動装置（Ｃ３）の応答に於ける状態と同等であるとの前提の下、要求車輪トルクの補償成分Ｕが算出され、駆動制御器へ渡される。また、駆動制御器の制御指令決定部Ｃ２から車両の駆動装置へ送出される駆動トルクの制御指令は、予め実験的に又は理論的に取得された駆動装置の入出力応答特性に基づいて制御指令決定部に入力される要求駆動トルクを実現させるよう決定される。

しかしながら、実際の車両に於いては、その使用開始後に、車両の各部の構成要素は、作動されることにより磨耗又は消耗するなどして、それらの特性が経時的に変化するので、制振制御器内で使用される車両の各部の特性・構造を表すパラメータや駆動制御器に於いて前提とされている駆動装置の入出力応答特性は、実際の特性・構造との間でずれが生ずることとなる。また、車輪のタイヤ又はサスペンションなどの部品が、車両の製造・組立後又は出荷後に使用者の任意の選択により交換されると、制振制御器内のパラメータの値が本物の部品の特性値から異なることとなる。そのような場合、制振制御器内で演算される状態変数は、実際の車両の状態と相違し、駆動装置も制御指令の予定している駆動トルクを実現できないこととなり、従って、制振制御の作用効果又は精度が劣化し、場合によっては、車両の走行にも影響が及ぶ場合も生じ得る。また、特に、制振制御による車輪トルクの補償成分は、実質的には、振動成分より成っている。従って、制振制御が実行される場合には、駆動装置の出力が、制振制御を実行しない場合よりも頻繁に変動することとなり、相対的に駆動装置及びその他の構成要素の作動負担が大きくなるので、構成要素の状態の変化も早期に或いは大きくなり得る。勿論、車両の製造・組立後又は出荷後に車両の状態を検査する際（オーバーホール時、部品交換時、所定期間毎に行われる車両検査時など）に制振制御に関わる構成要素の特性・構造を計測して、制御装置内の設定を再調整することは可能であるが、それでも、或る検査時から次の検査時までの間に構成要素の特性・構造が経時的に変化し、その間、制振制御の精度が徐々に低下していくこととなる。

そこで、本実施形態に於いては、既に触れたように、特性変化検出器Ｃ８を設けて、車両の構成要素の状態の変化を検出又は推定するとともに、その結果の車両の構成要素の状態の変化に基づいて、（ｉ）補償成分Ｕの制御ゲインを調節、（ii）運動モデル又は車輪トルク推定器内のパラメータの更新、(iii)車輪トルク推定方法の変更のいずれか（少なくとも一つ）を実行し、制振制御の作用効果又は精度の劣化の影響或いは制振制御が実行されることによる構成要素の作動負担増大の影響を抑制するよう制振制御の修正が為される。以下、かかる制振制御の修正の幾つかの例について説明する。

例１ 車輪のサスペンションの特性変化に対する制振制御の修正１
当業者に於いて良く知られている如く、車両の車体を車輪上にて支持し懸架するサスペンションは、概して、スプリングとショックアブソーバから成り、その特性は、図３のモデルに例示されている如く、前後輪のそれぞれについて、弾性率ｋｆ、ｋｒ、減衰率ｃｆ、ｃｒにより表される（図３のモデルは、二輪モデルなので、各特性値は、それぞれ、左右輪についての和である。）。かかる特性値はいずれも、通常、サスペンション（ショックアブソーバ）のピストンのストローク回数又は時間とともに徐々に低減するところ、減衰率又はダンパ率は、サスペンションのストローク回数又は時間をパラメータとして、図４の左図に例示されている如く実際の値を推定できることが知られている（図４右図及び図４の説明参照）。一方、弾性率は、サスペンションのピストンのストローク量の共振周波数に反映される。そこで、本実施形態に於いては、特性変化検出器Ｃ８に於いてサスペンションのストローク量を参照して、弾性率ｋｆ、ｋｒ、減衰率ｃｆ、ｃｒの変化を検出し、運動モデル内のパラメータの更新が為されるようになっていてよい。

サスペンションのストローク量は、車両にサスペンションストロークセンサからの実測値或いはアクティブサスペンションの場合にはサスペンション制御装置からのストローク値が参照されてよい。そのようなストローク値が取得できない場合には、前後輪のストローク量ｓｆ、ｓｒは、運動モデルの状態変数Ｘの値を用いて、それぞれ、
ｓｆ＝ｚ＋Ｌｆ・ｔａｎθ
ｓｒ＝ｚ−Ｌｒ・ｔａｎθ …（１０）
により与えられてよい（図３（Ａ）参照）。

前記の如く、減衰率ｃｆ、ｃｒは、ストロークの回数に応じて、図４（Ａ）の如く低減する。従って、例えば、ｓｆ、ｓｒの時間微分値が０になったときをカウントすることにより、ストロークの回数をカウントし、そのカウント値Ｎｓｆ、Ｎｓｒをパラメータとして、図４（Ａ）に例示されている如きマップにより、（現在の）減衰率値ｃｆ、ｃｒを取得し、取得された減衰率値が運動モデルの演算式（式（２ａ）、（３ｂ）の行列Ａ、Ｋの演算）に代入されるようになっていてよい（減衰率の更新）。

一方、弾性率は、前記の如く、ストローク量ｓｆ、ｓｒの共振周波数に反映される。そこで、ストローク量ｓｆ、ｓｒをＦＦＴ解析することにより、各サスペンションの共振周波数を検出し、検出された共振周波数に基づいて（現在の）弾性率値が取得され、値が初期設定時と有意に異なる場合には、取得された値が運動モデルの演算式（行列Ａ、Ｋの演算）に代入されるようになっていてよい（弾性率の更新）。図５は、かかる弾性率の変化に関する処理をフローチャートの形式にて例示したものである（弾性率は、通常、減衰率に比べて経時変化が遅いので、図５の如き処理は、所定時間毎又は所定の走行距離毎に適時実行されればよい。）。同図の処理に於いては、まず、上記のストローク量ｓｆ、ｓｒについて、それぞれ、公知の任意の形式にてＦＦＴ解析が実行され、周波数をパラメータとする振動スペクトルが算出される（ステップ１０）。なお、一度のＦＦＴ解析では精度良くスペクトルが算出できない場合には、所定回数だけＦＦＴ解析を繰り返し実行し（ステップ２０）、それらの平均を最終的な現在の振動スペクトル値としてよい。また、スペクトルを算出する周波数帯域は、初期設定時の弾性率の値から想定される周波数を含む任意の帯域であってよい。

しかる後、任意の手法により、検出された前後輪のそれぞれについての振動スペクトルのピーク検出が実行され、現在の共振周波数Ｆresof、Ｆresorが特定される（ステップ３０）。そして、特定された共振周波数Ｆresof、Ｆresorと、初期設定時又は現在実行されている図５の処理より前に設定された弾性率ｋｆ、ｋｒの値と、前後輪の荷重Ｗｆ、Ｗｒ（荷重センサ等により検出された値であってよい。）とに基づいて決定される共振周波数の推定値Ｆestf、Ｆestr

とが比較され（ステップ４０）、かかる検出値と推定値との偏差が所定量Δより大きくなっているとき、即ち、
｜Ｆresof−Ｆestf｜＞Δ 或いは、
｜Ｆresor−Ｆestr｜＞Δ
が成立しているときは、下記の式
ｋｆ＝（２πＦresof）^２・Ｗｆ
ｋｒ＝（２πＦresor）^２・Ｗr …（１２）
により、現在の弾性率が算出され、運動モデルの演算式（式（２ａ）、（３ｂ）の行列Ａ、Ｋの演算）に代入されるようになっていてよい（弾性率の更新）。

上記のサスペンションの減衰率と弾性率を随時更新する態様によれば、運動モデル内の状態変数の演算と車輪トルクの補償成分との演算精度が維持されることが期待され、これにより、制振制御の作用効果を従前より長く維持することが可能となる。なお、上記のサスペンションの共振周波数の検出に関して、制振制御の精度が良ければ、ストローク量は小さくなり、共振点に於いても大きなピークの発生が抑制されるので、ピークが顕著に表れるのは、実際の弾性率がそのときの運動モデル内の値とずれているときとなる。従って、ピークの強度が所定値に達していない場合には、検出値Ｆresoiと推定値Ｆestiとが有意に相違していないものとして処理されてよい。

例２ 車輪のサスペンションの特性変化に対する制振制御の修正２
例１の説明からも理解される如く、サスペンションは、使用されるとともに劣化し、その特性が変化する。従って、例１の如く検出される減衰率、弾性率の精度がさほど期待できない場合には、ストローク量ｓｆ、ｓｒを参照してサスペンション作動量を監視し、かかるサスペンション作動量の増大に応じて車輪トルク補償成分の制御ゲインの低減が実行されてよい。

具体的には、特性変化検出器Ｃ８にて、サスペンション作動量を表す指標値として、下記の量（ａ）〜（ｄ）が演算され監視される。
（ａ）ストローク量総移動量：∫｜ｄｓｉ／ｄｔ｜ｄｔ（ｓｆ、ｓｒの時間微分の絶対値の時間積分値）により演算される。積分範囲は、初期設定時から現在の時点までとされる。
（ｂ）ストローク量の反転回数：初期設定時からｓｆ、ｓｒの時間微分の正負の反転回数をカウントすることにより算出。なお、減衰率の変化量に相当する。
（ｃ）ストロークの上下限閾値の到達回数：ストローク量ｓｆ、ｓｒに対して所定の上限及び下限の閾値が設定され、初期設定時から実際のｓｆ、ｓｒ値が上下限閾値に到達した回数をカウントすることにより算出。
（ｄ）例１の算出されるストローク量の共振周波数より算出される弾性率と初期設定時の弾性率との差分

そして、上記のいずれかがそれぞれ任意に設定された所定値を超えたとき、特性変化検出器Ｃ８が制御ゲイン調節器Ｃ７に制御ゲインの低減の指令を送出するようになっていてよい。低減後の制御ゲインＧｃは、任意に設定されてよく、例えば、初期設定時の１／２倍又は０倍などであってよい。また別の態様として、上記の量が増大するとともに、制御ゲインＧｃが低減されるようになっていてもよい。例えば、制御ゲインＧｃは、下記の如く設定されてよい。
Ｇｃ＝１−λ・τ（≧０） …（１３）
ここで、λは、任意に設定される正の係数であり、τは、上記の（ａ）〜（ｄ）のいずれかの量である。なお、上記の量（ａ）〜（ｄ）の全てを監視するようになっていてもよく、或いは、そのうちの任意に選択された少なくとも一つを監視するようになっていてもよい。

上記の構成によれば、サスペンションの消耗又は劣化とともに制御ゲインＧｃが低下されることにより、サスペンションの消耗又は劣化に起因して精度の劣化した制振制御の実行による車輪トルク制御に於ける寄与が低減され、意図しない車輪トルクの変化や駆動装置その他の構成要素の消耗が抑制されることとなる。

例３ 車輪径の変化に対する制振制御の修正
上記の制振制御の原理の説明、車輪トルク推定の説明から理解されるように、本実施形態の制御では、車輪径が車輪トルクの補償成分の演算に使用される。また、車輪トルクの補償成分の演算に使用される重心高ｈの値は、車輪径によって変化する。かくして、制振制御を精度よく実行するには、演算に使用される車輪径の値は、実際の車輪径にできるだけ合致していることが好ましい。しかしながら、実際の車輪径は、車両の使用中のタイヤの空気圧等の変化、或いは、使用者に於いてしばしば任意に実行されるタイヤ交換などにより変化する。そこで、本実施形態に於いては、車両の走行中に車輪径を推定し、推定された車輪径に応じて、運動モデル部Ｃ４又は車輪トルク推定器Ｃ６の演算の態様を変更し、制振制御に於ける車輪径の変更に起因する影響を抑制することが試みられる。

図６は、車両の絶対車速Ｖｘが取得可能な場合の、特性変化検出器Ｃ８で実行される車輪径の変化の有無及びそれに対する制振制御の修正のための処理をフローチャートの形式で表したものである。なお、車輪径は、通常、車両の走行中に簡単に大きく変動する量ではないので、図６の処理は、所定の期間毎又は所定の走行距離毎に適宜実行されるようになっていてよい。

同図を参照して、車輪径の検出を実行する際には、好ましくは、まず、Ｇセンサ値等を利用して、車両が等速走行しているか否かが判定される（ステップ１００）。車両が等速走行していると判定された場合には、下記の手法（ａ）〜（ｄ）のいずれかにより、現在の絶対車速Ｖｘが取得される。
（ａ）ＧＰＳ情報による検出：カーナビゲーションシステム７２からの自車の位置情報の時間微分値から絶対車速Ｖｘを算出する。
（ｂ）ソナー装置、レーダー装置７０等（例えば、ミリ波センサを採用したＦＭＣＷ方式レーダー装置）又はビデオカメラ画像により取得される自車両前方の停止物、路面マーカー、先行車との相対速度から絶対車速Ｖｘを算出する（先行車との相対速度が検出される場合には、先行車との車車間通信等により先行車の車速が取得される。）。
（ｃ）Ｇセンサ等の前後加速度の車両発進時から時間積分値より絶対車速Ｖｘを決定する。
（なお、通常、車速は、転動輪（従動輪）の車輪速が参照されるが、車輪径の検出に於いては、転動輪の車輪径も検出対象となるため、図６の制御では参照されない。）

しかる後、各輪の車輪半径ｒｉ（ｉ＝ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ）が下記の式により算出される（ステップ１２０）。
ｒｉ＝Ｖｘ／ωｉ …（１４）
ここで、ωｉは、各輪の車輪回転速である。かくして、各輪半径ｒｉが算定されると、全輪について初期設定時の値と相違していないか否かが判定される。（各輪について、初期設定時の値と検出値ｒｉとの差分が所定値以上であるか否かにより判定されてよい。）全輪について変化がない場合又は従動輪１輪のみ変化があった場合には、図６の処理は、そのまま終了する（ステップ１３０、１３５）。一方、駆動輪（本実施形態では後輪）の一方のみ変化している場合には（ステップ１４０）、車輪トルク推定器Ｃ６に於ける式（５）を用いた車輪トルク推定値の演算に於いて（通常は、両輪の車輪速は、基本的には、略同一であるとの前提のもと、いずれか一方又は両輪の車輪回転速の平均値が用いられる。）、車輪径の変化のない車輪回転速ωのみを用いるよう特性変化検出器Ｃ８から車輪トルク推定器Ｃ６へ推定方法の切換指令が送出される（ステップ１５０）。車輪トルク推定器Ｃ６は、かかる指令を受信すると、式（５）を用いた車輪トルク推定に於いて、車輪径の変化のない駆動輪の車輪回転速のみを使用するよう構成される。

一方、変化のあった車輪径が駆動輪１輪のみでない場合には、以下の如く、運動モデル部内の重心高ｈのパラメータ値が変更され（ステップ１４０）、駆動輪２輪が変更された場合には、運動モデル部と車輪トルク推定器の車輪径ｒが変更される。（なお、車輪径が同時に二つ以上変化する場合は、車両の使用による経時変化ではなく、タイヤ交換等によるものであることが多い。）具体的なパラメータの変更の態様は、以下の通りであってよい。
（ｉ）二つの駆動輪の車輪径が変化した場合−運動モデル部Ｃ４及び車輪トルク推定器Ｃ６で使用される車輪径ｒが（現在の）検出された値に更新される。また、重心高ｈが、
ｈ＝ｈｏ＋Ｌｆ・Δｒ_ｒ／（Ｌｆ＋Ｌｒ） …（１５ａ）
に更新される。ここで、ｈｏは、初期設定時の重心高であり、Δｒ_ｒは、駆動輪の車輪径の変化量である。
（ii）二つの従動輪の車輪径が変化した場合−重心高ｈが
ｈ＝ｈｏ＋Ｌｒ・Δｒ_ｆ／（Ｌｆ＋Ｌｒ） …（１５ｂ）
に更新される。ここで、Δｒ_ｆは、従動輪の車輪径の変化量である。
（iii）三輪以上の車輪径が変化した場合−重心高ｈが
ｈ＝ｈｏ＋（Δｒ_ｆ＋Δｒ_ｒ）／２ …（１５ｃ）
に更新される。また、二つの駆動輪の車輪径が変化しているときは、運動モデル部Ｃ４及び車輪トルク推定器Ｃ６で使用される車輪径ｒが（現在の）検出された値に更新される。

例４ 車輪特性の変化に対する制振制御の修正
上記の例３の処理とは別に、車両の等速走行中に、車輪回転速ωｉが相互に比較されるようになっていてよい。この場合（絶対車速Ｖｘが従動輪の車輪速以外から取得できない場合も含む。）、車輪回転速には、車輪径だけでなく、車輪のその他の特性の変化、タイヤのアンバランス、ユニフォーミティの変化も反映される。かくして、車輪回転速の比較に於いて、各輪の値が互いに相違すると判定される場合には（例えば、全輪の回転速の平均値と各輪回転速との偏差が検査され、その偏差の絶対値が少なくとも一つの車輪に於いて所定量以上であるとき（誤差の範囲を超えていると判定されるとき））、もはや初期設定時の状態が維持されていないこととなるので、制御ゲインＧｃが低減され、車輪トルク制御に於ける制振制御の寄与を抑制するようになっていてよい（その場合、特性変化検出器Ｃ８から制御ゲイン調節器Ｃ７へ制御ゲインの低減指令が送出される。）。低減後の制御ゲインＧｃは、任意に設定されてよく、例えば、初期設定時の１／２倍又は０倍などであってよい。

また、車輪特性の変化があった場合の別の態様として、車輪トルク推定器Ｃ６は、車輪速に基づいて車輪トルクを推定するのではなく、エンジン又は駆動装置の出力トルクから推定するようになっていてもよい。その場合、車輪トルク推定値は、
Ｔｗ＝変速機ギア比×デフギア比×駆動装置出力軸トルク
により与えられてよい。駆動装置出力トルクは、任意の形式にてエンジン又はモータの作動条件から推定された値でよい。また、駆動装置の出力軸にトルクセンサが設けられている場合には、そのトルクセンサの検出値が用いられてよい。

例５ 駆動装置の出力状態の変化に対する制振制御の修正１
エンジン又はモータの駆動出力の発生効率は、車両の使用とともに、磨耗・消耗及びその他の要因により、経時的に変化する。従って、同一の制御指令を駆動装置に与えても、車輪に於いて実現される車輪トルクの応答速度、実現量も経時的に変化し、従って、制振制御の作用効果又は精度が低下することとなる。そこで、本実施形態に於いては、エンジン又はモータ等の駆動装置の発生トルクの指令値の実現の程度を参照して、制御ゲインＧｃが調節されるようになっていてよい。

具体的には、特性変化検出器Ｃ８に於いて、図７の制御ブロック図に例示されている如く、駆動トルク単位に変換された要求駆動トルクの補償成分Ｕの積分値Ｉ_要求と、駆動装置の出力軸での発生トルク検出値からハイパスフィルター（ＨＰＦ）等により補償成分相当の成分を抽出した値の積分値Ｉ_実現とが算出される。これらの積分値の比（Ｉ_実現／Ｉ_要求）は、要求量に対する実現量の比と考えられるので、かかる比の逆数（Ｉ_要求／Ｉ_実現）を制御ゲインＧｃの初期設定値Ｇｃｏ（＝１）に乗ずることにより、補償成分の実現値が要求値に一致することとなる。（かかる積分値の比は、特性変化検出器Ｃ８に於いて演算され、制御ゲイン調節器Ｃ７にて要求駆動トルクの補償成分Ｕに乗算されるようになっていてよい。）

かくして、上記の手法によれば、駆動装置の出力効率が経時変化等により変化しても、制振制御による補償成分の実現量の大きさは維持され、制振制御の作用効果が維持されることが期待される。なお、駆動装置の出力特性の経時変化は、車両の走行距離又は運転時間を指標値として決定されてもよい。その場合、走行距離又は運転時間をパラメータとした出力の変化率のマップが準備され、かかるマップからＩ_要求／Ｉ_実現に相当する量が決定される。

ところで、上記の構成に於いて、Ｉ_要求／Ｉ_実現＞１である場合には、上記の積分値が演算精度によっては、駆動装置の出力が過大に変動する場合が生じ得る。そこで、制御ゲインＧｃは、アクセルペダルの踏込量により設定される車両の要求前後加速度又はＧセンサ等から取得される車両の前後加速度αに基づいて決定される閾値以下に制限されるようになっていることが好ましい（上限ガード）。

或いは、過大な補償成分が駆動装置へ入力されることを防止する手法として、Ｇセンサ等から取得される車両の前後加速度αを（ＦＦＴ解析又はバンドパスフィルタ等を用いて）周波数解析することにより、意図しない車両の前後加速度の振動の発生を監視又は検出するようになっていてもよい。この場合、前後加速度αの振動スペクトルに於いてピッチ・バウンス振動の共振周波数帯域近傍のスペクトルの強度を検出し、強度が過大であるとき（所定値以上であるとき）には、制御ゲインＧｃが低減されるようになっていてよい（低減される制御ゲインは、強度が前記の所定値を超えなくなるまで、徐々に又は段階的に低減されてもよく、また、０に設定してもよい。

例６ 駆動装置の出力状態の変化に対する制振制御の修正２
駆動装置の出力状態の変化に対する制振制御の修正の別の態様として、駆動装置の使用量に応じて、制御ゲインＧｃを低減するようになっていてもよい。駆動装置の使用量として参照する量は、上記の積分値の比（Ｉ_要求／Ｉ_実現）の他、車両の走行距離であってもよい。制御ゲインＧｃは、駆動装置の使用量として参照する量が任意に設定される所定値まで増大したときに低減されるようになっていてもよく（この場合、低減後の制御ゲインは、例えば、初期設定時の１／２倍又は０などであってよい。）、また、駆動装置の使用量として参照する量の増大とともに低減されるようになっていてもよい。かかる構成によれば、上記に列記した例と同様に、制振制御の作用効果又は精度の劣化に対応して、車輪トルク制御に於ける制振制御の寄与が抑制されることとなる。

例７ 制振制御の実行に伴う車両システムの経時変化に対する制振制御の修正
既に触れたように、本発明の制振制御の補償成分は、駆動出力又は駆動トルクを通常より多く変動させる振動成分であるので、車両の駆動系全体又は車両システムの作動負担が大きくなる。換言すれば、制振制御による補償成分が発生すればするほど、駆動系の構成要素は、消耗又は劣化し、これにより制振制御自体の作用効果又は精度も劣化することが予想される。そこで、本実施形態では、補償成分の発生量又は発生履歴に応じて制御ゲインを低減し、精度の劣化した状態で制振制御がいつまでも初期設定時のまま作用することを回避し、駆動系の構成要素を保護するようになっていてよい。

具体的には、まず、特性変化検出器Ｃ８に於いて、車輪トルクの補償成分に関連する下記の量（ｉ）〜（iii）のいずれか又は全てが算出される。
（ｉ）補償成分Ｕの絶対値又は実効値の時間積分値
(ii)補償成分Ｕの反転回数：初期設定時からＵの時間微分の正負の反転回数をカウントすることにより算出。
(iii)補償成分Ｕの上下限閾値の到達回数：補償成分Ｕに対して所定の上限及び下限の閾値が設定され、初期設定時からＵが上下限閾値に到達した回数をカウントすることにより算出。

そして、上記の補償成分から算出された諸量（以下、「補償成分参照値」とする。）のいずれか又は全てを参照して、制御ゲインＧｃは、下記のいずれかの要領（ａ）〜（ｃ）にて低減される。
（ａ）補償成分参照値の増大とともに、制御ゲインＧｃを徐々に低減。
（ｂ）補償成分参照値が、対応する所定の閾値に到達したときに、制御ゲインＧｃを所定量低減（０に設定されてもよい。）
（ｃ）補償成分参照値が、対応する所定の閾値に到達した後、補償成分参照値の増大とともに、制御ゲインＧｃを徐々に低減。
なお、いずれの参照値を用いて、いずれの態様にて制御ゲインを低減するかは、当業者に於いて任意に選択されてよいことは理解されるべきである。

例８
補償成分Ｕに於いて比較的高い振動成分が含まれていると、駆動系装置の発生又は伝達する出力変動が激しくなり、構成要素の負担が増大する。そこで、制御ゲイン調節器Ｃ７に於いて、補償成分Ｕをローパスフィルタにて濾波し、比較的高い振動成分が駆動装置へ入力されないようになっていてよい。かかるローパスフィルタによる濾波は、上記の補償成分参照値のいずれかが所定値に達した後にのみ実行されるようになっていてもよく、初期設定時から実行されてもよい。

以上の説明は、本発明の実施の形態に関連してなされているが、当業者にとつて多くの修正及び変更が容易に可能であり、本発明は、上記に例示された実施形態のみに限定されるものではなく、本発明の概念から逸脱することなく種々の装置に適用されることは明らかであろう。

例えば、上記の実施形態に於ける制振制御は、運動モデルとしてばね上又はばね上・ばね下運動モデルを仮定して最適レギュレータの理論を利用した制振制御であるが、本発明の概念は、車輪トルクを利用するものであれば、ここに紹介されているもの以外の運動モデルを採用したもの或いは最適レギュレータ以外の制御手法により制振を行うものにも適用され、そのような場合も本発明の範囲に属する。更に、制振制御の修正は、例示されている以外の方法・アルゴリズムにより実行されてもよく、そのような場合も本発明の範囲に属すると理解されるべきである。

図１Ａは、本発明による制振制御装置の好ましい実施形態が実現される自動車の模式図を示している。図１Ｂは、図１Ａの電子制御装置の内部構成の模式図である。 図２Ａは、本発明の好ましい実施形態の一つである制振制御装置に於いて抑制される車体振動の状態変数を説明する図である。図２Ｂは、本発明の好ましい実施形態に於ける制振制御の構成を制御ブロック図の形式で表した図である。 図３は、本発明の好ましい実施形態の制振制御装置に於いて仮定される車体振動の力学的運動モデルを説明する図である。図３Ａは、ばね上振動モデルを用いた場合であり、図３Ｂは、ばね上・ばね下振動モデルを用いた場合である。 図４の右図は、サスペンションのショックアブソーバの構造の簡単化された模式図を示している。ピストンがシリンダ内にて上下動するとシリンダ内のオイルが徐々に漏洩し、減衰率が低減する。図４左図は、ストローク回数に対する減衰率の変化を表している。なお、時間の経過によっても減衰率は低減する。 図５は、サスペンションの弾性率の変化を検出し、その変化に応じて弾性率を更新する制御処理をフローチャートの形式にて表したものである。ステップ３０で振動スペクトルのピークが検出されない場合には、共振周波数は、初期設定時の周波数と略合致していると判定されてよい。 図６は、車輪径の変化を検出し、その変化に応じて運動モデル部、車輪トルク推定器のパラメータ又は車輪トルクの推定方法を更新する制御処理をフローチャートの形式に表したものである。 図７は、車輪トルクの補償成分の実現の程度によって制御ゲインを調節する制御処理を制御ブロック図の形式で表したものである。

符号の説明

１０…車体
１２ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ…車輪
１４…アクセルペダル
２０…駆動装置
３０ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ…車輪速センサ
３２…Ｇセンサ
５０…電子制御装置

Claims (10)

1. 車両の車輪と路面との接地個所に於いて発生する車輪トルクを制御することにより前記車両のピッチ又はバウンス振動を抑制する車両の制振制御装置であって、前記ピッチ又はバウンス振動振幅を抑制するよう前記車両の車輪トルクを補償する車輪トルク補償量を算定する車輪トルク補償量算出手段と、前記車両の構成要素の特性の経時変化を検出又は推定する特性変化検出手段と、前記車輪トルク補償量に基づいて前記車輪トルクを制御する手段とを含み、前記特性変化検出手段により検出又は推定された前記車両の構成要素の特性の経時変化を表す指標値が増大したときには、前記車輪トルク補償量算出手段が前記指標値に基づいて前記車輪トルク補償量の制御ゲインを変更することにより前記車輪トルク補償量の大きさを変更することを特徴とする装置。
2. 請求項１の装置であって、前記経時変化を表す指標値が増大するとともに前記車輪トルク補償量の大きさが低減されることを特徴とする装置。
3. 請求項１の装置であって、前記経時変化を表す指標値が増大するとともに前記車輪トルク補償量の大きさが増大されることを特徴とする装置。
4. 請求項３の装置であって、前記制御ゲインが前記車両の前後加速度に基づいて決定される閾値以下に制限されることを特徴とする装置。
5. 請求項１の装置であって、前記車両の構成要素が前記車両のサスペンションを含み、前記特性変化検出手段が前記車両のサスペンションの減衰率又は弾性率の変化を検出することを特徴とする装置。
6. 請求項５の装置であって、前記車両のサスペンションの減衰率又は弾性率の変化が所定量を超えたときには、前記車輪トルク補償量の大きさが低減されることを特徴とする装置。
7. 請求項６の装置であって、前記車両のサスペンションの減衰率又は弾性率の変化が前記サスペンションのストローク量に基づいて算出されることを特徴とする装置。
8. 請求項１の装置であって、前記特性変化検出手段が前記車両の構成要素の特性の経時変化を表す指標として前記車輪トルク補償量の実行量を監視し、前記車輪トルク補償量算出手段が現在までの前記車輪トルク補償量の実行量に基づいて現在以降の前記車輪トルク補償量の大きさを低減することを特徴とする装置。
9. 請求項１の装置であって、前記車両の構成要素が前記車両の車輪を含み、前記特性変化検出手段が前記車輪の特性の経時変化を監視し、前記車輪の特性の経時変化が検出されたときには、前記車輪トルク補償量算出手段が前記車輪トルク補償量の大きさを低減することを特徴とする装置。
10. 請求項１の装置であって、前記車輪トルクの推定値を前記車両の車輪速又は前記車両の駆動装置の出力軸の回転速に基づいて推定する車輪トルク推定手段を含み、前記車輪トルク補償量算出手段が前記車輪トルクの推定値を用いて前記車輪トルク補償量を算定する装置にして、前記特性変化検出手段が前記車輪の特性の変化を経時的に監視し、前記車輪の特性の異常を検出したときには、前記車輪トルク補償量算出手段が前記車両の駆動装置の出力軸トルクに基づいて推定される前記車輪トルクの推定値を用いて前記車輪トルク補償量を算定することを特徴とする装置。
    

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