JP6274139B2 - 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、エンジンを駆動装置とする車両の駆動出力（駆動力又は駆動トルク）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（駆動時には、駆動輪）が路面に対して作用している「車輪トルク」（車輪と接地路面上との間に作用するトルク）に反映される。そこで、車両の制振制御の分野に於いて、車両のエンジン又はその他の駆動装置の駆動出力制御を通して車輪トルクを調節して、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１〜５参照）。かかる駆動出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両の駆動装置の駆動出力が調節される。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。

ところで、車両の旋回時には、タイヤにコーナリングフォース、コーナリングドラッグなどが作用し、また、旋回中の遠心力により接地荷重が変化するなどの要因で車輪トルクが変化するので、上記の如き駆動出力制御による制振制御に於いてフィードバックされる車輪トルク入力は、直進時とは異なる態様にて調節されることが好ましい。具体的には、車両の旋回中、タイヤに於いて、舵角が与えられると、車両の進行方向の逆向きにコーナリングドラッグが発生し、コーナリングドラッグとコーナリングフォースの車輪の回転方向の成分の和が回転方向の逆向きに生じ（転がり抵抗）、かかる力が車輪の回転を低減する車輪トルクを低減する方向に作用する。そこで、特許文献３に於いては、車両の旋回中に、車輪トルクの低減を補うべく、その制振制御のための制御量を増大することが提案されている。一方、車両の旋回開始時に、上記の如く車輪トルクが低減する方向に変化し始める際に、これに応答して制振制御が車輪トルクを増大する方向に駆動トルクを増大することとなるところ、操舵角の変化が急であり、従って、車両の旋回が急である場合には、駆動トルクの増大も急となり、運転者が不安感を覚える可能性がある。そこで、特許文献４に於いては、操舵角速度が所定値より大きいときには、車輪トルクに基づく駆動力制御を中止する構成が提案されている。

特開２００４−１６８１４８ 特開２００６−６９４７２ 特開２００８−１０５４７１ 特開２００８−１０５４７２ 特開２００９−４０１６３

上記の駆動出力を制御して車体の振動を抑制する制振制御の実行中に車両が旋回した状況に於ける車両の運動について、詳細に検討してみると、まず、通常、運転者が操舵を行い、車両が旋回を開始すると、上記の如く、車輪に於ける転がり抵抗が増大し（旋回抵抗）、これにより、車体に於いてノーズダウンが発生する。そして、かかるノーズダウンによって前輪の接地荷重が増大し、これにより、コーナリングフォースが増大して、ヨーモーメントが増大するので、効果的にヨーレートが発生し又は増大することとなる。しかしながら、車両の旋回の開始時の操舵の途中に於いて、制振制御中の場合、その作用効果は、ノーズダウンを解消するように働くこととなり、その結果、制振制御が実行されていない場合に比して、前輪の接地荷重が低くなり、その結果、ヨーモーメントも低減され、ヨーレートの応答性（増大の迅速さ）が低下することとなる。そして、かかるヨーレートの応答性の低下は、運転者に違和感を与えることとなり得る。しかしながら、特許文献４の如く、操舵操作の途中に制振制御を完全に中止してしまうと、制振制御の作用効果が急に無くなってしまったり、ヨーレートの応答性が急に変化することとなり、その場合にも、運転者に違和感を与えることとなり得る。なお、同様のことが車両の旋回中に於いて、操舵角を０に戻す際にも生ずる。

かくして、本発明の一つの課題は、駆動出力制御による車輪トルク制御によって車体の振動を抑制する制振制御に於いて、車両の旋回時に於ける制振制御の実行によるヨーレートの応答性の低下をできるだけ抑制しつつ、運転者に対して違和感をできるだけ与えないようにする装置を提供することである。

また、本発明のもう一つの課題は、上記の如き制振制御装置であって、運転者による操舵操作中に於いて制振制御の作用効果が急激に変動しないように改良された装置を提供することである。

本発明によれば、上記の課題は、車両の駆動出力を制御して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、車両の車輪と路面との接地個所に於いて発生する車輪に作用する車輪トルクに基づいてピッチ又はバウンス振動振幅を抑制するよう車両の駆動トルクを制御する制振制御部と、車両の操舵角速度の大きさの増大と伴に、制振制御部により算出される制振制御のための車輪トルクを補償する補償成分の振幅を低減する補償成分調節部とを含む装置によって達成される。ここに於いて、「車輪トルク」は、車輪に於いて実際に発生しているトルクの検出値であってもよいが、車輪の車輪速から推定された車輪トルク推定値であってもよい。「補償成分」とは、制振制御によって駆動出力制御部へ与えられて、ピッチ又はバウンス振動振幅を抑制するように「車輪トルク」を調節する制御量である。

上記の本発明の制振制御装置は、基本的な構成に於いて、上記の特許文献１〜５の場合と同様に、車体のピッチ又はバウンス振動を相殺又は抑制する方向に車輪トルクが変化するように駆動出力を制御する装置である。かかる構成に於いて、車両の車輪の舵角が変化している間、即ち、有意な操舵角速度が発生している間に於いて、その操舵角速度の大きさの増大と伴に、補償成分の大きさが低減されることとなる。かかる構成によれば、車輪の舵角が、（その大きさが増大する方向に）変化する間、即ち、車両に於いてヨーモーメントを増大させて、車両の旋回方向を変更する間に於いては、ピッチ又はバウンス振動を抑制する制振制御の作用効果が低減される。そうすると、車体に於いて或る程度のノーズダウンが生じ、定常走行時に比して接地荷重が増大されてヨーモーメントが有意に増大するので、制振制御によるヨーレートの応答性の低下の或る程度の抑制が可能となる。また、操舵角速度の大きさの増大と伴に補償成分の大きさが低減される構成により、制振制御の作用効果が急に無くなる、といったことがないので、駆動出力及び車体の振動状態に急激な変化は生じず、運転者の違和感が低減されることが期待される。なお、車両を旋回中の状態から直進状態に戻すべく操舵角を０に戻す方向に変化させる場合にも、上記の如く補償成分の大きさが低減されてよい。操舵角を０に戻す方向に変化させる場合、タイヤの転がり抵抗が低減するので、（制振制御がなければ、）車体の姿勢は、ノーズアップする方向へ変化し、これにより、前輪の接地荷重は減少し、コーナリングフォースが減少して、ヨーレートが迅速に小さくなる。しかしながら、制振制御の実行中の場合には、ノーズアップする方向の車体の姿勢の変化を打ち消すように働くこととなり、制振制御が実行されない場合に比して、前輪の接地荷重が大きくなり、従って、コーナリングフォースの減少が遅くなり、ヨーレートの応答性（減少の迅速さ）が低下することとなる。従って、上記の如く、操舵角速度に基づいて補償成分（制御量）を低減させれば、ノーズアップする方向の車体の姿勢の変化が生じて、ヨーレートの応答性の低下を抑制することができることとなる。

実施の形態に於いては、補償成分の制御ゲイン、即ち、補償成分を駆動出力に与える際の補償成分の大きさを決定するゲインは、車両の操舵角速度の大きさの関数であってよく、車両の操舵角速度の大きさが所定速度を下回るときには、車両の操舵角速度の大きさの増大に対して補償成分のゲインが単調減少するよう設定されていてよい。これにより、車両の操舵角速度が変化する際に、補償成分の制御ゲインは、連続的に変化することとなるので、制振制御の作用効果の大きさも連続的に変化し、制御の変化に対する運転者の違和感の発生の抑制が図られることとなる。

更に、上記の制振制御に関して、車両の操舵角速度の大きさが大きくなると伴に、制振制御の作用効果を低減させるとしても、制振制御の作用効果は、完全に消失させずに、或る程度にて維持されることが好ましい。そこで、上記の本発明の装置に於いては、車両の操舵角速度の大きさが所定速度を上回るときには、補償成分の振幅をそれ以上低減させないように構成されてよい。即ち、上記の本発明の装置に於いて、車両の操舵角速度の大きさが所定速度を上回るときには、補償成分調節部が補償成分の振幅の低減の割合を一定に保持するよう構成されていてよい。駆動出力に与える補償成分の大きさを制御ゲインにて決定する場合には、制御ゲインは、操舵角速度の大きさと伴に低減されるが、操舵角速度の大きさが所定速度に到達する場合或いは制御ゲインが所定値まで低減した場合には、制御ゲインは、更に低減されないようになっていてよい。

かくして、上記の本発明の構成に於いて、運転者が操舵操作をするなどして、車輪の舵角が変化する間に於いては、その操舵角速度の増大に対応して、制振制御のために駆動出力制御へ与えられる車輪トルクの補償成分（制御量）が低減されることとなる。かかる制御の動作によれば、旋回開始時又は舵角の大きさを増大する方向に旋回方向を変更する場合に、ノーズダウンを抑制することとなる制振制御の作用が低減され、これにより、ヨーモーメントを有意に発生又は増大させて、ヨーレートをより迅速に増大させることができることとなり、旋回終了時又は舵角の大きさを低減する方向に旋回方向を変更する場合に、ノーズアップを抑制することとなる制振制御の作用が低減され、これにより、ヨーモーメントをより速やかに低減させて、ヨーレートをより迅速に低下させることができることとなる。そして、制振制御の作用の低減の程度は、操舵角速度の大きさの変化とともに変化するようになっているので、急激な制振制御の作用の変化が生じず、運転者の違和感も抑制できることが期待される。なお、上記の構成に於いて理解されるべきことは、本発明に於ける制振制御の作用の低減は、操舵角速度が有意な値である場合のみであるという点である。即ち、車両が直進走行中であるか、定常旋回中（舵角が一定で、操舵角速度が０）である場合には、本発明による制振制御の作用の低減は実行されない。従って、他に制振制御の作用の低減を要求する制御がなければ、車両の定常旋回中には、制振制御の作用効果は、通常のレベルにて発揮され、ピッチ・バウンス振動の制振が実行されることとなる。本発明による制振制御の作用効果の低減は、車両の旋回方向を変更させてヨーレートを変化させる場合（つまり、舵角が変化することによって、タイヤの転がり抵抗が変化して車輪トルクが変化するとき）にのみ実行される。

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。

図１（Ａ）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１（Ｂ）は、図１（Ａ）の電子制御装置の内部構成をより詳細な模式図である。 図２（Ａ）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２（Ｂ）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３（Ａ）は、ばね上振動モデルを用いた場合であり、図３（Ｂ）は、ばね上・ばね下振動モデルを用いた場合である。 図４は、舵を切られた車輪に於いて転がり抵抗が発生することを説明するものである。 図５（Ａ）は、操舵角速度に対する車輪トルクを補償する補償成分の制御ゲインの変化をグラフ形式にて示した図である。図５（Ｂ）は、制御ゲインを決定する処理をフローチャートの形式で表したものである。

１０…車体
１２ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ…車輪
１４…アクセルペダル
１６…駆動装置
１８…エンジン
２０…トランスアクスル
３０…操舵装置
３２…ステアリングホイール
３２ｂ…操舵角センサ
４０ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ…車輪速センサ
５０…電子制御装置

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の踏込みに応じて前輪に駆動力を発生する駆動装置１６と、左右前輪を操舵するステアリング装置３０が搭載される。駆動装置１６は、図示の例では、エンジン１８から、トランスアクスル２０を経て、駆動トルク或いは回転駆動力が前輪１２ＦＬ、１２ＦＲへ伝達されるよう構成されている（エンジン１８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、ステアリング装置３０は、運転者によって回転されるステアリングホイール３２の回転を、ステアリングギア機構３４を介して、タイロッド３６Ｌ、Ｒへ伝達し、前輪１２ＦＬ、ＦＲを転舵する。なお、車両は、後輪にも駆動力が伝達される四輪駆動車両であってもよい。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が設けられる。

駆動装置１６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。後に説明される本発明の制振制御装置の各部の構成及び作動は、それぞれ、プログラムに従った電子制御装置（コンピュータ）５０の作動により実現されてよい。電子制御装置５０には、各輪に搭載された車輪速センサ４０ｉ（ｉ＝ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ）からの車輪速Ｖｗｉ（ｉ＝ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ）を表す信号と、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Ｅｒ、アクセルペダル踏込量θａ、ステアリングシャフト３２ａに設けられた操舵角センサ３２ｂからの操舵角δ等の信号が入力される。なお、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、ヨーレートセンサにより検出されるヨーレート、Ｇセンサにより検出された横加速度、変速機の変速段情報などが入力されてよいことは理解されるべきである。

電子制御装置５０は、図１（Ｂ）に於いてより詳細に模式的に示されているように、駆動装置１６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４０ｉからの信号が入力され、車輪の回転速ωが算出され、これに車輪半径ｒが乗ぜられることにより、車輪速値が算出され、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（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）。また、駆動制御装置５０ａには、以下により詳細に説明される目的のために、操舵角センサ３２ｂからの操舵角δが与えられる。

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（及び車速、変速段情報等）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（運転者要求トルク）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、駆動力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、運転者要求トルクが修正され、その修正された要求トルクに対応する制御指令が駆動装置１６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、（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補償成分（修正量）の算出とこれに基づく要求トルクの補償が実行される。なお、本発明の制振制御装置は、（１）−（３）の処理作動に於いて実現されることは理解されるべきである。

車体のピッチ／バウンス振動制振制御を行う駆動力制御の構成
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運転者要求トルク（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が補償される（運転者要求トルクが修正される。）。

図２（Ｂ）は、本発明の実施形態に於ける駆動力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駆動力制御に於いては、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補償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、即ち、アクセルペダルの踏み込み量（Ｃ０）が、通常の態様にて、運転者要求トルクに換算された後（Ｃ１）、運転者要求トルクが、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の運転者要求トルクを車輪トルクに換算した値（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、車輪トルクを補償する補償成分が算出される（Ｃ５）。他方、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、後に説明する処理にて車輪トルク推定値Ｔｗが算出され、車輪トルク推定値は、乗算器（Ｃ７）にてＦＢゲイン（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、運転者要求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、外乱に対する運転者要求車輪トルクに対する補償成分も算出される。Ｃ５の運転者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、運転者要求トルクは、ピッチ・バウンス振動が発生しないように補償された後、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。

上記の構成に於いて、本発明の場合には、車両の旋回中の、駆動輪（前輪）の舵角が変化する間に、制振制御の実行に起因するヨーレートの応答性の低下を抑制するとともに、運転者の違和感の低減を図るべく、加算器Ｃ１ａへ入力される車輪トルクの補償成分の振幅が、操舵角速度の増大と伴に低減される、そのために、上記の本実施形態の制振制御装置に於いては、図２（Ｂ）に示されている如く、操舵角センサからの取得される操舵角の検出値を参照して、操舵角速度に応じて車輪トルクの補償成分の制御ゲインを調節するための制御ゲイン調節部（Ｃ８）が設けられることとなる。なお、操舵角の検出値は、そこに於けるノイズ除去を行うフィルタに通されてから、制御ゲイン調節部（Ｃ８）へ入力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運転者要求トルクが修正（補償）される。

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の前輪サスペンジョンと弾性率krと減衰率crの後輪サスペンジ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）に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のその時間変化率、の大きさを０に収束させるゲインＫが決定されれば、バウンス・ピッチ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
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
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)に乗じた補償成分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、運転者要求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、実質的にシステムの固有振動数の成分のみとなる。従って、Ｕ(t)（の換算値Ｕｃ）が運転者要求トルクから差し引かれるよう構成することにより、運転者要求トルクのうち、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（運転者から与えられる要求トルクに於いて、システムの固有振動数の成分がなくなると、駆動装置へ入力される要求トルク指令のうち、システムの固有振動数の成分は、−Ｕ（ｔ）のみとなり、Ｔｗ（外乱）による振動変位が収束することとなる。）。

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（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が０を収束させるゲイン行列Ｋを決定することができる。実際の制振制御は、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車輪トルクＴｗは、車輪に於いて実際に発生している車輪トルクを任意の方法で推定したものであってよく、例えば、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。］

車両旋回時の制振制御の修正
「発明の開示」の欄に於いて触れたように、車輪が操舵されると、図４に模式的に描かれているように、車輪に於いてその回転方向の逆向きに「転がり抵抗」が発生する。よく知られているように、車輪の回転方向が車両の進行方向（図中上向き）に対して傾くと、車輪のタイヤが歪むことにより、車両の進行方向に垂直にコーナリングフォースが発生するとともに、車両の進行方向の逆向きには、コーナリングドラッグが発生する。そのとき、コーナリングドラッグとコーナリングフォースの車輪の回転方向の成分の和は、車輪の回転方向の逆向きに生じ（転がり抵抗）、かかる力が車輪の回転を低減するトルクとなる。従って、車両の駆動中に車輪（駆動輪）の舵が切られ、車輪の回転方向が車両の進行方向からずれると、車輪トルクに車輪の回転方向の逆向きの成分が発生することとなる。かかる車輪トルクに車輪の回転方向の逆向きの成分は、車輪に対して制動力となるので、操舵輪である前輪に制動力が作用することなり、車体に於いてノーズダウン挙動が発生する。そうすると、前輪の接地荷重が増大してコーナリングフォースが有効に発生し、操舵方向にヨーモーメントが発生又は増大して、ヨーレートが増大することとなる。

しかしながら、上記の制振制御の実行中の場合、操舵が為されて車輪トルクに車輪の回転方向とは逆向きの成分が発生する過程に於いて、車輪トルクの補償成分は、かかる車輪の回転方向とは逆向きの成分を解消する方向に車輪トルクを補償することとなり、その結果、車体のノーズダウンが抑制されて接地荷重の増大が発生せず、これにより、（制振制御の実行しない場合に比して）操舵方向に発生するヨーモーメントが低減され、結局、ヨーレートの増大が遅くなる、即ち、ヨーレートの応答性が悪化することとなる。なお、かかる現象は、操舵角が変化する間のみ生ずる。従って、舵角が一定の状態で、車両が定常旋回している間に於いては、路面外乱等に起因する車輪トルクの変動による車体の振動は抑制できるようになっていることが好ましい。

そこで、本発明に於いては、図２（Ｂ）に関連して説明された如く、操舵角センサからの操舵角の検出値から操舵角速度を算出し、操舵角速度が有意な値であるとき、即ち、舵角が増大して転がり抵抗の増大が発生している間に於いて、操舵角速度に基づいて、制振制御の作用効果を低減し、ヨーレートの応答性の悪化の抑制を図る構成が設けられる。

具体的には、図２（Ｂ）の制御ゲイン調節部に於いて、下記の式（６）の如く、補償成分Ｕｃに、操舵角速度の関数である制御ゲインＧが乗ぜられる。
Ｕｃ←ＧＵｃ …（６）
そして、Ｇは、具体的には、操舵角速度の大きさの増大に対して低減する関数であってよく、例えば、図５（Ａ）に例示されている如く変化する関数

であってよい。ここに於いて、ｄδｏ/ｄｔは、任意に設定されてよい基準値である。この場合、操舵角速度が０であるとき、Ｇ＝１．０に設定される。

また、操舵角速度の大きさが相当に大きくなったときでも、制振制御の作用効果は、或る程度維持できていることが好ましい。そこで、図示の如く、式（７ａ）で算出される制御ゲインＧが所定の閾値Ｇｍｉｎを下回るときには、実際に使用する制御ゲインＧは、Ｇｍｉｎに維持されるようになっていてよい。従って、制御ゲインは、下記の式で与えられるようになっていてよい。

図５（Ｂ）は、制御ゲイン調節部に於ける制御ゲイン算出の処理をフローチャートの形式にて示しており、同図を参照して、式（７ａ）にて算出されたＧがＧｍｉｎより大きいときには（ステップ１０）、式（７ａ）の値がそのまま使用され（ステップ２０）、式（７ａ）にて算出されたＧがＧｍｉｎを下回るときには、Ｇｍｉｎが制御ゲインとして使用される（ステップ３０）。なお、制御ゲインＧがＧｍｉｎに固定される際の操舵角速度dδth/dtは、
dδth/dt＝dδo/dt（１−Ｇｍｉｎ） …（８）
により与えられるので、上記のステップ１０に於いて、
dδth/dt＞dδo/dt（１−Ｇｍｉｎ）
であるか否かが判定されるようになっていてもよい。

上記の制御ゲインの調節が適用される場合、車両の走行中に、操舵が開始されると、操舵角速度の上昇とともに、制振制御の作用効果が徐々に低減され、その作用効果の急激な変化を避けて運転者の違和感を抑えつつ、車体のノーズダウンを発生させ、これにより、ヨーレートの応答性の低下が抑制される。また、その際、制御ゲインの低減は、Ｇｍｉｎまでに制限されていることにより、制振制御の作用効果が完全に無くなることはなく、例えば、操舵操作とは無関係な路面外乱が入力された場合には、これにより発生される振動の低減が図られることとなる。

ところで、既に旋回中の車両に於いて、操舵角の大きさを低減する方向に変化される場合にも、上記と同様に、操舵角速度に基づいて制振制御の作用効果が低減されてよい。操舵角の大きさを低減する方向に変化する場合には、タイヤの転がり抵抗が低減するので、制動力が低減することとなり、車体の姿勢は、それまでよりもノーズアップ方向に変化し、従って、前輪の接地荷重は減少し、コーナリングフォースが減少して、ヨーレートが迅速に小さくなる。この点に関し、制振制御は、ノーズアップ方向の車体の姿勢変化を打ち消すように働き、これにより、前輪の接地荷重が低減されず、コーナリングフォースの減少が遅くなり、ヨーレートの応答性（減少の迅速さ）が低下することとなる。従って、上記の如く、操舵角速度に基づいて制振制御の作用効果の低減が為されれば、その分、ノーズアップ方向への車体の姿勢変化が生じるので、ヨーレートの応答性の低下が抑制できることとなる。即ち、上記の操舵角速度の大きさの関数として制御ゲインＧを算出する処理は、操舵角速度の向きによらず、そのまま、実行されてよい。

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、上記の図２（Ｂ）の制御ゲイン調節部Ｃ８は、フィードバック部に於ける車輪トルク推定器（Ｃ６）の出力と運動モデル部Ｃ４の入力との間の任意の部位に挿入されても略同様の効果が得られることは理解されるべきである。この場合、補償成分の振幅の調節は、フィードバック制御入力部分に適用され、運転者の駆動要求に対応するトルク（要求車輪トルクＴｗ０）に対応する補償成分には、適用されないこととなるが、要求車輪トルクＴｗ０に対する補償成分は、実質的には、運転者がペダル操作をした場合にのみ有意な値が発生するので、操舵操作に於いて生ずるノーズダウン挙動の発生に、通常、殆ど影響を与えない。しかしながら、操舵操作中に確実に制振制御の作用効果を低減させるために、制御ゲイン調節部Ｃ８は、図２（Ｂ）に示されている位置の方が有利である。

Claims (2)

1. 車両の駆動出力を制御して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、前記車両の車輪と路面との接地個所に於いて発生する車輪に作用する車輪トルクに基づい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駆動トルクを制御する制振制御部と、前記車両の操舵角速度の大きさの増大と伴に、前記制振制御部により算出される前記ピッチ又はバウンス振動の抑制のための前記車輪トルクを補償する補償成分の振幅を低減する補償成分調節部とを含み、前記補償成分の制御ゲインが前記車両の操舵角速度の大きさの関数であり、前記車両の操舵角速度の大きさが所定速度を下回るときには、前記車両の操舵角速度の大きさの増大に対して前記補償成分の制御ゲインが単調減少するよう設定されている装置。
2. 請求項１の装置であって、前記車両の操舵角速度の大きさが所定速度を上回るときには、前記補償成分調節部が前記補償成分の振幅の低減の割合を一定に保持する装置。

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