WO2012026441A1

WO2012026441A1 - 車体振動推定装置およびこれを用いた車体制振制御装置

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Publication number: WO2012026441A1
Application number: PCT/JP2011/068910
Authority: WO
Inventors: 裕樹塩澤; 昌明縄野; 小林　洋介; 圭希中村
Original assignee: 日産自動車株式会社
Priority date: 2010-08-26
Filing date: 2011-08-23
Publication date: 2012-03-01
Also published as: CN103189729A; US20130231838A1; EP2610605B1; US8880292B2; EP2610605A1; EP2610605A4; CN103189729B

Abstract

　演算部31,32で平均前輪速VwF＝(VwFL＋VwFR)/2および平均後輪速VwR＝(VwRL＋VwRR)/2を演算し、これらVwF, VwRをバンドパスフィルタ処理部33,34に通して、車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出し、車体振動を表す前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを取得する。演算部35,36では、fVwF, fVwRから車体振動を表す前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrを求め、サスペンションジオメトリで決まる前輪および後輪の前後変位および上下変位間における固有の関係を基に、Xtf, Xtrから、車体の振動に起因した前軸上方部の上下変位および後軸上方部の上下変位を求め、これら車体前後の上下変位から車体振動（上下バウンス速度dZv、ピッチ角速度dθp）を推定し、この車体振動を軽減するのに必要な制駆動力補正量ΔTdを求める。

Description

車体振動推定装置およびこれを用いた車体制振制御装置

　本発明は、サスペンション装置を介して車輪を懸架された車両のバネ上質量である車体の振動、例えばピッチング振動や上下振動を推定するための車体振動推定装置、およびこれを用いた車体制振制御装置に関するものである。

　車体振動推定装置は、サスペンション装置を用いた車体制振制御や、制駆動力による車体制振制御に有用であり、従来例えば特許文献1～3に示すようなものが知られている。

　特許文献1所載の車体振動推定技術は、車体の運動モデル（車両モデル）を用いて、運転者による操作に基づく制駆動力から車体のピッチング運動や上下運動を推定するものである。

　また特許文献2,3に記載された車体振動推定技術は、特許文献1におけると同様に車体の運動モデルを用いて、運転者による操作に基づく制駆動力から車体振動を推定するが、それに加え、車体に入力される外乱トルクを車輪速変動から推定し、この外乱トルクをも車体運動モデルへ入力することで、外乱による影響を排除しつつ車体振動を一層正確に推定することを狙ったものである。

特開２００４－１６８１４８号公報特開２００９－１２７４５６号公報特開２００８－１７９２７７号公報

　しかし上記した従来の車体振動推定技術では、以下のような問題を生ずる。
　特許文献1に記載の車体振動推定技術におけるように、運転者による操作に基づく制駆動力から車体運動モデル（車両モデル）を用いて車体振動を推定する場合、
　路面の凹凸などにより外乱入力があると車体振動を正確に推定することができない可能性がある。

　更に特許文献2,3に記載された車体振動推定技術におけるように、車体運動モデルを用いて制駆動力から車体振動を推定するに際し、車輪速変動から外乱トルクの大きさを予測し、この外乱トルクを車体運動モデルへ入力することで、外乱による影響を排除しつつ車体振動を一層正確に推定しようとしても、
　各車輪速変動が必ずしもその車輪に加わる外乱トルクの大きさを表しておらず、結果として、当該車輪速変動から予測した外乱トルクの大きさも不正確で、これに基づく車体振動の推定精度も低いという問題を生ずる。

　例えば、特許文献3に記載の車体振動推定技術では、輪荷重と車輪回転角速度の積から車輪にかかるトルクを算出しているが、輪荷重と車輪質量とが別のものであるため、車輪にかかるトルクの算出結果が必ずしも正しいとは言えず、
　外乱による影響を排除しつつ車体振動を正確に推定するという上記本来の狙いを達成し得ないのが実情である。

　本発明は、従来技術に係わる上記した後二者の問題が、バネ定数や車両質量など、経時劣化や乗員数の増減などに応じて変化するパラメータ、つまり制駆動力や外乱トルクなどトルクや力から車体振動を推定する事実に起因するとの観点から、これらトルクや力を用いないで、以下の論理に基づき車輪速情報から車体振動を推定し得るようになすことを趣旨とするものである。

　つまり、車体の振動はサスペンション装置（サスペンションリンク構造）の幾何学的拘束条件（サスペンションジオメトリ）のもと、車輪に前後方向への移動をもたらし、かかる車輪の前後方向移動は車輪速変動となって現れる。
　一方で車輪は、前後方向へ移動するとき、サスペンションジオメトリ（サスペンションリンク構造）で決まる所定の関係、つまり車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係をもって、上下方向へも移動する。

　本発明は、かかる論理に基づき、上記の相関関係および車輪速情報から車体振動を推定し得ると認識し、この着想を具体化して、トルクや力を用いることなく、車体振動を推定し得るようにした車体振動推定装置を提供すると共に、これを用いた車体制振制御装置を提供し、もって前記した従来技術の諸問題をことごとく解消することを目的とする。

　この目的のため、本発明による車体振動推定装置は、以下のごとくにこれを構成する。
　先ず、本発明の前提となる車体振動推定装置を説明するに、これは、
　サスペンション装置を介して車輪を懸架された車両のバネ上質量である車体の振動を推定するものである。

　本発明は、かかる車体振動推定装置に対し、
　前記車輪の周速である車輪速に関した物理量を検出する車輪速物理量検出手段と、
　該手段で検出した車輪速物理量、および、前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係から、前記車体の振動を推定する振動推定手段とを設けたことを特徴とするものである。

　本発明の車体制振制御装置は、上記の車体振動推定装置を具え、
　前記振動推定手段で推定した車体振動を軽減するのに必要な制駆動力補正量を演算する制駆動力補正量演算手段と、
　該手段で求めた制駆動力補正量だけ前記車両の制駆動力を補正する制駆動力補正手段とを設けたことを特徴とするものである。

　上記した本発明の車体振動推定装置によれば、車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係に基づき車輪速物理量から車体振動を推定するため、
　バネ定数や車両質量など、経時劣化や乗員数の増減などに応じて変化するトルクや力を用いることなく、車輪速物理量から車体振動を推定することとなり、車体振動の推定精度を高め得ると共に、外乱による影響も介入しないようにし得る。

　そして本発明の車体制振制御装置にあっては、上記の車体振動推定装置を具え、これにより推定した車体振動を軽減するのに必要な制駆動力補正量を演算し、この制駆動力補正量だけ車両の制駆動力を補正するため、
　上記のように推定した車体振動が、外乱ロバスト性にも優れた高精度なものであることによって、車体振動を常に狙い通りに軽減することができる。

本発明の第1実施例になる車体振動推定装置および車体制振制御装置を具えた車両の車体制振制御システムを示す概略系統図である。図1におけるモータコントローラの機能別ブロック線図である。図2における車体制振制御演算部の機能別ブロック線図である。図2,3における車体振動推定器が実行して車体の振動を推定するための制御プログラムを示すフローチャートである。車体重心点における上下方向バウンス運動Zvおよびピッチング運動θpと、車体の前軸上方箇所における上下変位Zfおよび車体の後軸上方箇所における上下変位Zrとの関係を示す車両諸元説明図である。図5における車両の前輪に係わる前後方向変位量と上下方向変位量との関係を示す前輪サスペンションジオメトリ特性に関した特性線図である。図5における車両の後輪に係わる前後方向変位量と上下方向変位量との関係を示す後輪サスペンションジオメトリ特性に関した特性線図である。本発明の第2実施例になる車体振動推定装置を示す、図3に対応した車体制振制御演算部の機能別ブロック線図である。図8における車体振動推定器が実行して車体の振動を推定するための制御プログラムを示すフローチャートである。本発明の第2実施例になる車体振動推定装置の車体振動推定値を、車体振動実測値と比較して示す、第2実施例の動作タイムチャートである。本発明の第3実施例になる車体振動推定装置および車体制振制御装置を示す、図3に対応する車体制振制御演算部の機能別ブロック線図である。図11における車体振動推定部および制駆動トルク補正量演算部が実行して、車体の振動を推定すると共にこの車体振動を抑制するトルク補正量を演算するための制御プログラムを示すフローチャートである。車両の運動モデルを説明するための説明図である。本発明の第3実施例による車体振動推定プロセスおよび車体制振制御プロセスを示す概略系統図である。本発明の第4実施例になる車体振動推定装置および車体制振制御装置を示す、図11に対応する車体制振制御演算部の機能別ブロック線図である。図15における車体振動推定部および制駆動トルク補正量演算部が実行して、車体の振動を推定すると共にこの車体振動を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量を演算するための制御プログラムを示す、図12に対応するフローチャートである。本発明の第5実施例になる車体振動推定装置および車体制振制御装置を示す、図2に対応するモータコントローラの機能別ブロック線図である。図17における車体制振制御演算部の機能別ブロック線図である。図17,18における車体振動推定部、車体振動状態量補完部および制駆動トルク補正量演算部が実行して、車体の振動を推定すると共にこの車体振動を抑制するトルク補正量を演算するための制御プログラムを示すフローチャートである。車両の運動モデルを説明するための説明図である。図17～19に示した第5実施例による車体振動推定プロセスおよび車体制振制御プロセスを示す概略系統図である。図17～19に示した車体振動推定装置および車体制振制御システムの変形例による車体振動推定プロセスおよび車体制振制御プロセスを示す概略系統図である。

　1FL,1FR　左右前輪
　1RL,1RR　左右後輪
　2　ステアリングホイール
　3　車体（バネ上質量）
　4　モータ
　5　変速機
　6　モータコントローラ
　7　バッテリ（蓄電器）
　8　インバータ
　11FL,11FR,11RL,11RR　車輪速センサ（車輪速物理量検出手段：車体振動物理量検出手段）
　13　アクセル開度センサ
　14　ブレーキペダル踏力センサ
　20　車速演算部
　21　要求トルク演算部（制駆動力検出手段）
　22　車体制振制御演算部
　23　モータトルク指令値演算部
　24　加算器（制駆動力補正手段）
　25　車体振動推定器（振動推定手段：車体振動状態量演算手段）
　25a　車輪速基準車体振動推定器（車輪速基準車体振動推定手段）
　25b　制駆動力基準車体振動推定器（制駆動力基準車体振動推定手段）
　26　制駆動トルク補正量演算部（制駆動力補正量演算手段）
　26a,26b　積分器
　27　制駆動トルク補正量演算部（制駆動力補正量演算手段）
　29　車体振動状態量補完部（車体振動状態量補完手段）
　31　平均前輪速演算部
　32　平均後輪速演算部
　33　前輪用バンドパスフィルタ処理部
　34　後輪用バンドパスフィルタ処理部
　35　バウンス挙動演算部（前輪上下運動推定部：後輪上下運動推定部）
　36　ピッチング挙動演算部（前輪上下運動推定部：後輪上下運動推定部）
　37　車両モデル
　38　レギュレータゲイン
　51　平均前輪速演算部
　52　平均後輪速演算部
　53　バウンス挙動演算部（バウンス速度演算部：前輪上下運動推定部、後輪上下運動推定部）
　54　ピッチング挙動演算部（ピッチ角速度演算部：前輪上下運動推定部、後輪上下運動推定部）
　55,56　バンドパスフィルタ処理部

　以下、この発明の実施例を添付の図面に基づいて説明する。

＜構成＞
　図１は、本発明の第1実施例になる車体振動推定装置を具えた車両の車体制振制御システムを示す概略系統図である。
　図1において、1FL,1FRはそれぞれ左右前輪を示し、また1RL,1RRはそれぞれ左右後輪を示す。
　左右前輪1FL,1FRはステアリングホイール2により転舵される操舵輪である。
　また左右前輪1FL,1FRおよび左右後輪1RL,1RRはそれぞれ、図示せざるサスペンション装置により車体3に懸架され、この車体3は、サスペンション装置よりも上方に位置してバネ上質量を構成する。

　図1における車両は、回転電機としてのモータ4により、ディファレンシャルギヤ装置を含む変速機5を介し左右前輪1FL,1FRを駆動することで走行可能な、前輪駆動式の電気自動車とする。
　モータ4の制御に際しては、モータコントローラ6が、バッテリ（蓄電器）7の電力をインバータ8により直流－交流変換して、またこの交流電力をインバータ8による制御下にモータ4へ供給することで、モータ4のトルクがモータトルク指令値tTmに一致するよう、当該モータ4の制御を行うものとする。

　なお、モータトルク指令値tTmが、モータ4に回生制動作用を要求する負極性のものである場合、モータコントローラ6はインバータ8を介し、バッテリ7が過充電とならないような発電負荷をモータ4に与え、
　この時モータ4が回生制動作用により発電した電力を、インバータ8により交流－直流変換してバッテリ7に充電する。

　モータコントローラ6は、後で詳述する車体振動推定演算を行うと共に、その推定結果である車体振動を抑制するようモータトルク指令値tTmを決定する車体制振制御演算を行うものである。
　これらの演算のためモータコントローラ6には、
　左右前輪1FL,1FRの周速である前輪速VwFL,VwFRを個々に検出する車輪速センサ11FL,11FR、および、左右後輪1RL,1RRの周速である後輪速VwRL,VwRRを個々に検出する車輪速センサ11RL,11RRからの信号と、
　アクセル開度APO（アクセルペダル踏み込み量）を検出するアクセル開度センサ13からの信号と、
　ブレーキペダル踏力BRPを検出するブレーキペダル踏力センサ14からの信号と、
　変速機5からのギヤ比情報とを入力する。

　なお本実施例では、左右前輪1FL,1FRの周速を表す物理量として前輪速VwFL,VwFRそのものを用い、また左右後輪1RL,1RRの周速を表す物理量として後輪速VwRL,VwRRそのものを用いることとしたが、
　これらに限られるものではなく、左右前輪1FL,1FRおよび左右後輪1RL,1RRと共に回転する任意の箇所の回転速度から対応車輪の周速を求めるようにしても良いのは言うまでもない。

　従って、車輪速は本発明における車輪速物理量に相当し、また前輪速および後輪速はそれぞれ本発明における前輪速物理量および後輪速物理量に相当し、
　車輪速センサ11FL,11FR,11RL,11RRはそれぞれ、本発明における車輪速物理量検出手段を構成する。

　モータコントローラ6は、上記の入力情報を基に、車体3の振動を推定すると共に、推定した車体3の振動を抑制するよう運転者の要求トルク（rTdの符号を付して後述する）を補正してモータトルク指令値tTmを決定する。

　そこでモータコントローラ6は、全体を概ね図2のブロック線図で示すように、車速演算部20と、要求トルク演算部21と、車体制振制御演算部22と、モータトルク指令値演算部23と、加算器24とで構成する。
　車速演算部20は、車輪速センサ11FL,11FR,11RL,11RR（図2では、車輪速センサ群11として示した）で検出した前輪速VwFL,VwFRおよび後輪速VwRL,VwRR（図2では、車輪速Vwとして示した）を基に車速VSPを求める。

　要求トルク演算部21は、上記演算部20で求めた車速VSPと、センサ13,14でそれぞれ検出したアクセル開度APOおよびブレーキペダル踏力BRPとから、運転者が現在の車速VSPのもとで運転操作（アクセル開度APOおよびブレーキペダル踏力BRP）により要求している要求トルクrTd（正が駆動トルク、負が制動トルク）を、マップ検索などにより演算する。

　車体制振制御演算部22は、車体振動推定器25および制駆動トルク補正量演算部26よりなり、
　車体振動推定器25において、車輪速Vwから後で詳述するごとくに車体3の振動を推定し、
　制駆動トルク補正量演算部26において、当該推定した車体振動を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを演算する。
　従って車体振動推定器25は、本発明における振動推定手段を構成する。

　加算器24は、演算部21で求めた運転者の要求トルクrTdを、制駆動トルク補正量演算部26で求めた車体振動抑制用制駆動トルク補正量ΔTdの加算により補正して、車体振動を抑制しつつ運転者の要求を満たす目標トルクtTdを求める。
　モータトルク指令値演算部23は、車両挙動を制御する挙動制御装置(VDC)や、駆動輪（前輪）1FL,1FRの駆動スリップを防止するトランクションコントロール装置(TCS)のような他システム27からのトルク要求を受けて、この要求に叶うよう上記の目標トルクtTdを制限したり、加減することにより、これを実現するための最終的なモータトルク指令値tTmを求める。

　モータコントローラ6は、上記のようにして求めたモータトルク指令値tTmに応じ、インバータ8による制御下にバッテリ7からモータ4へ電力を供給することで、モータ4のトルクがモータトルク指令値tTmに一致するよう、当該モータ4を駆動制御する。

＜車体振動の推定および車体制振制御＞
　車体制振制御演算部22の内部における車体振動推定器25は、図3のブロック線図で示すように構成し、図4の制御プログラムを実行して車体3の振動（本実施例では、ピッチ角速度dθp、および、上下変位速度であるバウンス速度dZv）を推定する。

　車体振動推定器25は、先ず図4のステップＳ41において、図3に示すごとくに左右前輪速VwFL,VwFRおよび左右後輪速VwRL,VwRRを読み込む。
　次いで、図3の平均前輪速演算部31および平均後輪速演算部32（図4のステップＳ42）において、左右前輪速VwFL,VwFRから平均前輪速VwF＝(VwFL＋VwFR)/2を演算すると共に、左右後輪速VwRL,VwRRから平均後輪速VwR＝(VwRL＋VwRR)/2を演算する。

　次に、図3の前輪用バンドパスフィルタ処理部33および後輪用バンドパスフィルタ処理部34（図4のステップＳ43）において、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出すためのバンドパスフィルタに、これら平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRをそれぞれ通し、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを取得する。

　かように平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRからフィルタ処理により車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよびfVwRのみを抽出する理由は、車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから除去し、車体振動を表す車輪速成分のみを抽出するためである。

　次に、図3のバウンス挙動演算部35およびピッチング挙動演算部36（図4のステップＳ44）において、以下のごとくに平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、車体3の振動（上下変位速度であるバウンス速度dZvと、ピッチ角速度dθpと）を求める。

　車輪速振動成分fVwFおよびfVwRから車体3のバウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpを求める方法を以下に説明する。
　図5は、重心点－前軸間距離がLfであり、重心点－後軸間距離がLrである車両において、車体3の重心点における上下方向バウンス運動Zvおよびピッチング運動θpと、車体3の前軸上方箇所における上下変位Zfおよび車体3の後軸上方箇所における上下変位Zrとの関係を略示したものである。

　この図に示す通り、車体3に上下変位Zvおよびピッチ角θpが発生すると、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所にもそれぞれ上下変位ZfおよびZrが発生し、これらZv,θp,Zf,Zr間には次式の関係が成立する。
　Zf＝Zv＋θp・Lf　・・・(1)
　Zr＝Zv－θp・Lr　・・・(2)

　ここで、車体3に対する前輪1FL,1FRおよび後輪1RL,1RRの上下方向および前後方向における可動域を考察するに、これらの可動域は、それぞれのサスペンション装置を構成するリンク構造、つまりそれぞれのサスペンションジオメトリに応じた幾何学的拘束条件によって決まる。
　従って、車体3と前輪1FL,1FRとがZfで示す上下方向に相対運動すると、車体3と前輪1FL,1FRとはXtfで示す前後方向へも、例えば図6の関係を持って相対変位し、また、
　車体3と後輪1RL,1RRとがZrで示す上下方向に相対運動すると、車体3と後輪1RL,1RRとはXtrで示す前後方向へも、例えば図7の関係を持って相対変位する。

　つまり、上記のごとく車体振動を表す車輪速成分のみを抽出して得られた前輪速車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび後輪速車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、車体振動を表す前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtf、および、車体振動を表す後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtrを求めて監視すれば、図6,7の関係から、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所における上下変位ZfおよびZrをそれぞれ予測することができる。
　これら上下変位ZfおよびZrの予測を行う図3のバウンス挙動演算部35およびピッチング挙動演算部36（図4のステップＳ44）は、本発明における前輪上下運動推定部および後輪上下運動推定部に相当する。

　なお、図6の前輪サスペンションジオメトリ特性および図7の後輪サスペンションジオメトリ特性はそれぞれ、そのままマップ化してメモリしておいたり、予めモデル化しておき、これを基に前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrから、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所における上下変位ZfおよびZrをそれぞれ予測するのに用いるのが、これら上下変位Zf,Zrの予測が正確になって良い。

　しかし本実施例ではコスト上の観点から、簡易的に、車両が平地に静止し、1Gの加速度が作用した状態での釣り合い点（図6,7の原点）付近における勾配KgeoF（図6の場合）およびKgeoR（図7の場合）で線形近似させ、これらKgeoF, KgeoRを比例係数として用いることとする。

　これら比例係数KgeoF, KgeoRを用いる場合、前輪に係わる前後方向変位Xtfと上下変位Zfとの間、および、後輪に係わる前後方向変位Xtrと上下変位Zrとの間には、それぞれ次式の関係が成立する。
　Zf＝KgeoF・Xtf　・・・(3)
　Zr＝KgeoR・Xtr　・・・(4)

　上記した4式の連立方程式を解くと、前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrから、車体振動（上下バウンス速度dZv、ピッチ角速度dθp）の基となる車体3の上下方向バウンス運動Zvおよびピッチング運動θpを求めるのに使用可能な次式を得ることができる。
　θp＝（KgeoF・Xtf－KgeoR・Xtr）/（Lf＋Lr）　・・・(5)
　Zv＝（KgeoF・Xtf・Lf＋KgeoR・Xtr・Lr）/（Lf＋Lr）　・・・(6)

　そして、上式の両辺を時間微分することで、車体3の振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を求めるのに使用可能な次式を得ることができる。
　ただし、「d」は簡易的に用いた微分演算子である。
　dθp＝（KgeoF・dXtf－KgeoR・dXtr）/（Lf＋Lr）　・・・(7)
　dZv＝（KgeoF・dXtf・Lf＋KgeoR・dXtr・Lr）/（Lf＋Lr）　・・・(8)

　これらの式から車体3の上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpを求めるに当たっては、
　図3のバンドパスフィルタ処理部33,34（図4のステップＳ43）で前述したごとく車体振動を表す車輪速成分のみを抽出して得られた前輪速車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび後輪速車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、車体振動を表す前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtf、および、車体振動を表す後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtrをそれぞれ求め、
　これら前後方向変位Xtf, Xtrの時間微分値dXtf, dXtrを上記の(7)式および(8)式に代入することで、車体3の振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をそれぞれ演算して推定することができる。

　以上のように推定された車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を基に図3の制駆動トルク補正量演算部26は、これら車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを演算して出力し、これを図2のごとく加算器24に向かわせる。

　図2の加算器24は、演算部21で前記のごとくに求めた運転者の要求トルクrTdを、上記の車体振動抑制用制駆動トルク補正量ΔTdだけ補正して、車体振動を抑制しつつ運転者の要求を満たす目標トルクtTdを求める。
　図2のモータトルク指令値演算部23は、他システム27からのトルク要求に叶うよう上記の目標トルクtTdを制限したり、加減することにより、これを実現するための最終的なモータトルク指令値tTmを求め、インバータ8を介したモータ4の駆動制御に資する。

＜効果＞
　以上によりモータ4は、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を抑制しつつ運転者の要求トルクrTdを満足させるよう駆動制御されることとなり、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の抑制により乗り心地を向上させ得るのは勿論のこと、車両旋回時の車体姿勢も安定させ得て操縦安定性も向上させることができる。

　しかも本実施例によれば、車体3に対する前輪1FL,1FRおよび後輪1RL,1RRの前後方向変位量Xtf,Xtrと上下方向変位量Zf,Zrとの間の図6,7に例示される予定の相関関係（サスペンションジオメトリ特性）に基づき、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を演算して推定するため、
　サスペンションストロークセンサなど新たな部品の追加なしに車体振動の推定が可能であって、コスト的に有利である。

　また、バネ定数や車両質量など、経時劣化や乗員数の増減などに応じて変化するトルクや力を用いることなく、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、つまり車輪速に係わる情報から車体振動を推定するため、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の推定精度を高め得ると共に、外乱による影響も介入しないようにし得る。

　なお、図6の前輪サスペンションジオメトリ特性および図7の後輪サスペンションジオメトリ特性は、そのままマップ化してメモリしておいたり、予めモデル化しておき、これらマップまたはモデルを用いて、前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrから、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所における上下変位ZfおよびZrをそれぞれ予測するのが、上下変位Zf,Zrの予測精度の点では有利であるものの、コスト的に不利になる。

　しかし本実施例においては、一般的な走行を考えるとサスペンションストローク全域をカバーする必要がないとの観点から簡易的に、車両が平地に静止し、1Gの加速度が作用した状態での釣り合い点（図6,7の原点）付近における勾配KgeoF（図6の場合）およびKgeoR（図7の場合）で線形近似させ、これらKgeoF, KgeoRを比例係数として用い、これらと、前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrとから、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所における上下変位ZfおよびZrをそれぞれ予測することとしたから、コスト的に大いに有利である。

　また本実施例では、図6の前輪サスペンションジオメトリ特性と、図7の後輪サスペンションジオメトリ特性とを個別に用い、前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrから、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所における上下変位ZfおよびZrを個々に予測することとしたから、これら上下変位Zf,Zrの予測が正確になって、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の推定を高精度に行うことができる。

　更に本実施例では、車体振動の推定に際し、平均前輪速VwFから抽出した車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRから抽出した車体共振周波数近傍振動成分fVwRを用いることから、
　車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を含まない、車体振動に伴う車輪速情報のみを用いて車体振動の推定が行われることとなり、当該推定を高精度に行うことができる。

＜構成＞
　図8,9は、本発明の第2実施例になる車体振動推定装置を示し、図8は、図3に対応するブロック線図、図9は、図4に対応する車体振動推定プログラムである。
　本実施例においても、車体制振制御システムは図1におけると同様なものとし、また、モータコントローラ6は図2におけると同様なものとするため、これら図に基づく車体制振制御システムやモータコントローラ6の説明をここでは省略し、以下に第1実施例との相違点のみを図8,9に基づき説明する。

＜車体振動の推定および車体制振制御＞
　本実施例においては、車体制振制御演算部22内の車体振動推定器25を図8のブロック線図で示すように構成し、この車体振動推定器25は図9の制御プログラムを実行して車体3の振動（本実施例でも第1実施例と同様に、ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZv）を推定する。

　車体振動推定器25は、先ず図9のステップＳ61において、図8に示すごとくに左右前輪速VwFL,VwFRおよび左右後輪速VwRL,VwRRを読み込む。
　次いで、図8の平均前輪速演算部51および平均後輪速演算部52（図9のステップＳ62）において、左右前輪速VwFL,VwFRから平均前輪速VwF＝(VwFL＋VwFR)/2を演算すると共に、左右後輪速VwRL,VwRRから平均後輪速VwR＝(VwRL＋VwRR)/2を演算する。

　次に、図8のバウンス挙動演算部53およびピッチング挙動演算部54並びにバンドパスフィルタ処理部55および56（図9のステップＳ63～ステップＳ67）において、以下のごとくに平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車体3の振動（上下変位速度であるバウンス速度dZvと、ピッチ角速度dθpと）を求める。

　先ず図8のピッチング挙動演算部54（図9のステップＳ63）において、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車体に対する前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtf、および、後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtrを求め、これら前後輪の前後方向変位Xtf, Xtrを用いた前記(5)式の演算により車体3のピッチング運動θpを求め、これを時間微分して車体3のピッチ角速度fθpを求める。

　次いで図8のバンドパスフィルタ処理部56（図9のステップＳ64）において、車体3のピッチ角速度fθpから車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出すためのバンドパスフィルタにこのピッチ角速度fθpを通し、ピッチ角速度fθpの車体共振周波数近傍振動成分である最終的なピッチ角速度dθpを求める。
　かように車体3のピッチ角速度fθpからフィルタ処理により車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出す理由は、当該ピッチ角速度fθpが車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を含んでおり、これらをピッチ角速度fθpから除外して、車体振動のみを表す最終的なピッチ角速度dθpとなす必要があるためである。

　ところで、車体3にピッチ角速度が発生すると、実車輪速VwF,VwRに変化がない場合でも、車体3と車輪1FL,1FR,1RL,1RRとの間に相対的な速度差が発生してしまい、車輪速センサ11FL,11FR,11RL,11RRで検出した車輪速VwFL,VwFR,VwRL,VwRRにピッチ角速度分の誤差が乗って、上記のごとくこれら車輪速VwFL,VwFR,VwRL,VwRRを用いて求めたピッチ角速度fθp（最終的なピッチ角速度dθp）が不正確になる。

　そのため本実施例においては、最終的なピッチ角速度dθpを図8のごとくピッチング挙動演算部54に戻し、この演算部54（図9のステップＳ65）において、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRをピッチ角速度dθpだけ減算することにより、ピッチ角速度分の誤差による影響が排除されるよう補正してピッチ角速度fθpの演算に資することとする。
　なお、最終的なピッチ角速度dθpは図8のごとく、バウンス挙動演算部53にも供給し、ここで用いる平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRに対しても、図9のステップＳ65において同様な補正を行うこととする。

　このバウンス挙動演算部53（図9のステップＳ66）においては、上記の通り補正した平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車体に対する前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtf、および、後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtrを求め、これら前後輪の前後方向変位Xtf, Xtrを用いた前記(6)式の演算により車体3の上下バウンス運動Zvを求め、これを時間微分して車体3の上下バウンス速度fZvを求める。

　次いで図8のバンドパスフィルタ処理部55（図9のステップＳ67）において、車体3の上下バウンス速度fZvから車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出すためのバンドパスフィルタにこの上下バウンス速度fZvを通し、上下バウンス速度fZvの車体共振周波数近傍振動成分である最終的な上下バウンス速度dZvを求める。
　かように車体3の上下バウンス速度fZvからフィルタ処理により車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出す理由は、当該上下バウンス速度fZvが車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を含んでおり、これらを上下バウンス速度fZvから除外して、車体振動のみを表す最終的な上下バウンス速度dZvとなす必要があるためである。

　以上のように車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の推定が行われると、図8の制駆動トルク補正量演算部26は、これら車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを演算して出力し、これを図2のごとく加算器24に向かわせる。

　図2の加算器24は、演算部21で前記のごとくに求めた運転者の要求トルクrTdを車体振動抑制用制駆動トルク補正量ΔTdだけ補正して、車体振動を抑制しつつ運転者の要求を満たす目標トルクtTdを求める。
　図2のモータトルク指令値演算部23は、他システム27からのトルク要求に叶うよう上記の目標トルクtTdを制限したり、加減することにより、これを実現するための最終的なモータトルク指令値tTmを求め、インバータ8を介したモータ4の駆動制御に資する。

＜効果＞
　以上により本実施例においてもモータ4は、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を抑制しつつ運転者の要求トルクrTdを満足させるよう駆動制御されることとなり、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の抑制により乗り心地を向上させ得るのは勿論のこと、車両旋回時の車体姿勢も安定させ得て操縦安定性も向上させることができる。

　しかも、車体3に対する前輪1FL,1FRおよび後輪1RL,1RRの前後方向変位量Xtf,Xtrと上下方向変位量Zf,Zrとの間の図6,7に例示される予定の相関関係（サスペンションジオメトリ特性）に基づき、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車体振動（上下バウンス速度fZvおよびピッチ角速度fθp）を演算して推定し、
　この推定結果fZv,fθpからバンドパスフィルタ処理部55,56（ステップＳ67およびステップＳ64）において車体共振周波数付近の成分のみを抽出し、最終的な上下バウンス速度dZvおよび最終的なピッチ角速度dθpを取得するようにしたため、
　バネ定数や車両質量など、経時劣化や乗員数の増減などに応じて変化するトルクや力を用いることなく、つまり車輪速に係わる情報から車体振動を推定するため、推定精度を高め得ると共に外乱による影響も介入しなくさせ得る。

　ちなみに図10は、車速VSP＝100Km/hで操舵角δを図示のごとくに変化させたダブルレーンチェンジ走行時における、本実施例の推定結果であるピッチ角速度dθpおよび上下バウンス加速度（上下バウンス速度dZvの１階微分値）の時系列変化をそれぞれ破線で示し、
　実線で示すピッチ角速度および上下バウンス加速度との比較から明らかなように、本実施例においては、車体3の振動（ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZv）を高精度に推定することができる。

　また本実施例においては、車体振動（ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZv）の推定に用いる平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRを、ピッチ角速度dθpだけ減算することにより、ピッチ角速度分の誤差による影響が排除されるよう補正して車体振動の推定に資するため、ピッチ角速度による誤差の影響を排除して、車体振動の推定精度を高めることができる。

＜実施例1，2の変形＞
　なお、上記した第1実施例および第2実施例においては何れも車体振動推定装置を、モータ4のみを動力源とする電気自動車の制駆動力操作を介した車体制振制御に用いる場合について説明したが、
　内燃機関などのエンジンを動力源として搭載する車両の、エンジン制御を介した車体制振制御装置に対しても同様に用いることができるし、モータやエンジンの制駆動力操作に代え、サスペンション装置の操作を介した車体制振制御装置に対しても同様に用いることができるのは言うまでもない。

　また、車体振動の推定に用いる車輪速情報は、図示のごとく平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRに限られず、車輪速VwFL,VwER,VwRL,VwRRを個々に用いて四輪モデルを基に車体振動を推定することもできる。
　この場合、推定する車体振動は、図示例のピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZvに限られず、車体のロール運動など他の振動であっても容易に推定することができる。

　なお第1実施例では、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから車体振動を表す周波数成分（車体3に対する車輪の前後運動成分）を取り出すに際し、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから車体共振周波数付近の成分のみを抽出するバンドパスフィルタを用いて、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを取得し、これらを車体振動の推定に資することとしたが、これに代えて以下のような車輪速情報を用いるようにしてもよい。

　つまり、車体3の対地速度である車体速を正確に検出、若しくは推定する手段を設け、この車体速と平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRとの偏差をそれぞれ、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRの代わりに車体振動の推定に用いるようにしてもよい。
　ただしこの手法は、駆動輪と従動輪のスリップ率差なども考慮すると、車体振動の推定精度の点で不利であり、第1実施例のようにバンドパスフィルタを用いて取得した平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを用いる方が実用的である。

　また、第1実施例のようにバンドパスフィルタを用いて平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを取得する代わりに、簡易的に平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから低周波数成分を除去して得られたものを車体振動の推定に用いることもできる。

　更に第2実施例では、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから求めた車体3の上下バウンス速度fZvおよびピッチ角速度fθpからバンドパスフィルタ処理により車体共振周波数付近の成分のみを取り出して、車体振動のみを表す最終的な上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpとなしたが、
　その代わりに、上下バウンス速度fZvおよびピッチ角速度fθpに対し、ドリフト成分を除去するフィルタ処理を行って、または車体共振周波数近傍の周波数成分以下の低周波成分を除去するフィルタ処理を行って、最終的な上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpを求めるようにしてもよい。

　また車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の推定に当たっては、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRを微分して車輪加速度情報に変換する微分器を設け、該微分器からの車輪加速度情報を基に当該上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpの推定を行ってもよい。

　最後に、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の推定に当たっては、車両への制駆動トルクから車体振動を推定する状態方程式を付加し、推定結果である車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を当該状態方程式へのオブザーバ入力として、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を推定するようにすることもできる。
　この場合、車体振動の推定精度や対外乱ロバスト性を維持したまま、駆動トルクによるフィードフォワード的な推定や、制御に使いやすい状態方程式の形式に容易に落とし込むことができる。

＜構成＞
　図11は、本発明の第3実施例になる車体振動推定装置および車体制振制御装置を示す、図3に対応する車体制振制御演算部22の機能別ブロック線図であり、
　図12は、図11における車体制振制御演算部22が実行して、車体の振動を推定すると共にこの車体振動を抑制するトルク補正量を演算するための制御プログラムを示すフローチャートである。

　本実施例においても、車体制振制御システムは図1におけると同様なものとし、また、モータコントローラ6は図2におけると同様なものとするため、これら図に基づく車体制振制御システムやモータコントローラ6の説明をここでは省略し、以下に第1実施例との相違点のみを図11,12に基づき説明する。

＜車体振動推定および車体制振制御＞
　車体制振制御演算部22の内部における車体振動推定器25および制駆動トルク補正量演算部26はそれぞれ、図11のブロック線図で示すように構成し、図12の制御プログラムを実行して車体3の振動（本実施例では、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp、および、上下変位量であるバウンス量fZv、上下変位速度であるバウンス速度dfZv）を推定すると共に、この推定した車体振動（fθp,dfθp,fZv,dfZv）を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを演算する。

　車体振動推定器25は、図11に明示するごとく車輪速基準車体振動推定器25a（本発明における車輪速物理量基準車体振動推定手段）と、制駆動力基準車体振動推定器25b（本発明における制駆動力基準車体振動推定手段）とで構成し、
　先ず図12のステップＳ41において、そして図11に示すごとく車輪速基準車体振動推定器25aで左右前輪速VwFL,VwFRおよび左右後輪速VwRL,VwRRを読み込む。

　車輪速基準車体振動推定器25aは図11に示すごとく、図3における車体振動推定器25と同様なもので、平均前輪速演算部31および平均後輪速演算部32と、前輪用バンドパスフィルタ処理部33および後輪用バンドパスフィルタ処理部34と、バウンス挙動演算部35およびピッチング挙動演算部36とにより構成する。
　図11の平均前輪速演算部31および平均後輪速演算部32（図12のステップＳ42）において、左右前輪速VwFL,VwFRから平均前輪速VwF＝(VwFL＋VwFR)/2を演算すると共に、左右後輪速VwRL,VwRRから平均後輪速VwR＝(VwRL＋VwRR)/2を演算する。

　次に、図11の前輪用バンドパスフィルタ処理部33および後輪用バンドパスフィルタ処理部34（図12のステップＳ43）において、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出すためのバンドパスフィルタにこれら平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRをそれぞれ通し、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを取得する。

　次に、図11のバウンス挙動演算部35およびピッチング挙動演算部36（図12のステップＳ44）において、以下のごとくに平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、車輪速基準車体振動である車体3の上下バウンス速度dZvと、ピッチ角速度dθpとを求める。

　図11のバウンス挙動演算部35およびピッチング挙動演算部36（図12のステップＳ44）において、車輪速振動成分fVwFおよびfVwRから車輪速基準車体振動（車体3のバウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を求める方法は、図5～7につき前述したと同じである。

　つまり、図11のバンドパスフィルタ処理部33,34（図12のステップＳ43）で上述したごとく車体振動を表す車輪速成分のみを抽出して得られた前輪速車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび後輪速車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、車体振動を表す前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtf、および、車体振動を表す後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtrをそれぞれ求め、これら前後方向変位Xtf, Xtrの時間微分値dXtf, dXtrを前記の(7)式および(8)式に代入することで、車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をそれぞれ演算して推定することができる。

　以上のように車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の推定が行われる間に、図11の制駆動力基準車体振動推定器25bでは図12のステップＳ45において、図2の演算部21で求めた要求トルクrTdを車両の制駆動トルクとして読み込む。

　制駆動力基準車体振動推定器25bは図11に示すように車両モデル37を具え、図12のステップＳ46において、上記の車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をオブザーバ入力としつつ、要求トルクrTd（車両の制駆動トルク）から車両モデル37を用いてオブザーバによる状態推定を行うことにより、制駆動力基準車体振動（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を算出して推定する。

　図13は、オブザーバを構成する基本的な車両モデル37を示し、図5につき前述したと同じく、ホイールベースLのうちの重心点－前軸間距離がLfであり、重心点－後軸間距離がLrであり、また、前輪サスペンション装置のバネ定数および振動減衰係数がそれぞれKsf,Cfであり、後輪サスペンション装置のバネ定数および振動減衰係数がそれぞれKsr,Crであり、車体3の質量がMであり、車体3のピッチング慣性モーメントがIpである車両に制駆動トルクrTdが与えられた場合において、
　車体3の重心点における制駆動力基準車体振動（上下バウンス量fZvおよびピッチ角fθp）を、車体3の前軸上方箇所における上下変位Zfおよび車体3の後軸上方箇所における上下変位Zrと共に示したものである。

　図13の車両モデルにおいて、制駆動力基準車体振動（上下バウンス量fZvおよびピッチ角fθp）に関する運動方程式は、微分演算子を簡易的に「d」で表記すると、それぞれ次式のようになる。
　M・ddfZv＝-2Ksf（fZv+Lf・fθp）-2Cf（dfZv+Lf・dfθp）
　　　　　　-2Ksr（fZv-Lr・fθp）-2Cr（dfZv-Lr・dfθp）　・・・(9)
　Ip・ddfθp＝-2Lf｛Ksf(fZv+Lf・fθp)+Cf(dfZv+Lf・dfθp)｝
　　　　　　　+2Lr｛Ksr(fZv-Lr・fθp)+Cr(dfZv-Lr・dfθp)｝+rTd　・・・(10)

　これらの運動方程式を状態方程式に変換し、制駆動トルクrTdを入力として与えることにより、制駆動力基準車体振動である車体3のピッチング運動（ピッチ角fθpおよびピッチ角速度dfθp）および上下バウンス運動（上下バウンス量fZvおよび上下バウンス速度dfZv）を計算して推定することができる。
　ただし、このままではモデル化誤差や外乱（路面凹凸）などに起因して、推定精度が低い。

　そこで本実施例においては、図11の制駆動力基準車体振動推定器25bが、図12のステップＳ46において、要求トルクrTd（車両の制駆動トルク）から上記の車両モデル37を用いたオブザーバによる状態推定を行って、制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を算出して推定するに際し、
　図11に示すごとく演算部35,36からの車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をもオブザーバ入力としつつ、要求トルクrTd（車両の制駆動トルク）から車両モデル37を用いて、制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を算出することとする。

　かように図11の制駆動力基準車体振動推定器25bが車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をもオブザーバ入力として、要求トルクrTd（車両の制駆動トルク）から車両モデル37を基に制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を算出することで、
　制駆動力基準車体振動推定器25b（車両モデル37）の外乱ロバスト性と安定性とを両立させることができる。

　また、車体振動の原因である要求トルクrTd（車両の制駆動トルク）から制駆動力基準車体振動ｘを推定するため、車体振動が発生した後ではなく、発生する前から制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を最終的な車体振動として、フィードフォワード的に推定することができる。

　図11の制駆動トルク補正量演算部26は、図12のステップＳ47において、これら最終的な車体振動である制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを以下のように演算する。
　つまり制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）に対し、図11に「38」の符号を付して示すレギュレータゲインKrを与えて乗算し、その結果である乗算値の線形和を制駆動トルク補正量ΔTdとする。

　その際レギュレータゲインKrは、最終的な車体振動である上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθpごとに抑制（軽減）度合いを重み付けして定めるのが、設計の自由度が高まる意味合いにおいて好ましい。

　またレギュレータゲインKrは、上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθpごとに、つまり車体振動の種類ごとに抑制（軽減）度合いの重み付けパターンを変えて設定した複数のレギュレータゲインで構成し、
　これら複数のレギュレータゲインと、上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθpとの積算値の総和を制駆動トルク補正量ΔTdとするようにしても良い。

　更に、上記複数のレギュレータゲインに対するチューニングゲインを設定し、上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθpと、複数のレギュレータゲインと、チューニングゲインとの積算値の総和を制駆動トルク補正量ΔTdとするようにしても良い。

　図11の制駆動トルク補正量演算部26（図12のステップＳ47）で上記のごとくに求めた制駆動トルク補正量ΔTdは図2の加算器24に供給され、
　この加算器24は、演算部21で前記のごとくに求めた運転者の要求トルクrTdを車体振動抑制用制駆動トルク補正量ΔTdだけ補正して、車体振動を抑制しつつ運転者の要求を満たす目標トルクtTdを求める。
　図2のモータトルク指令値演算部23は、他システム27からのトルク要求に叶うよう上記の目標トルクtTdを制限したり、加減することにより、これを実現するための最終的なモータトルク指令値tTmを求め、インバータ8を介したモータ4の駆動制御に資する。

　上記した本実施例の車体振動推定および車体制振制御の流れは、図14に示すごときものとなる。
　なお図14におけるA,B,C,Dは、図13に示す車両モデルを状態方程式で表記したときのA,B,C,D行列を示し、Koは、オブザーバ入力（dZv,dθp, dfZv,dfθp）に対するオブザーバゲインを表す。

＜効果＞
　以上により本実施例の車体制振制御によれば、モータ4が、車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）を抑制しつつ運転者の要求トルクrTdを満足させるよう駆動制御されることとなり、
　車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）の抑制により乗り心地を向上させ得るのは勿論のこと、車両旋回時の車体姿勢も安定させ得て操縦安定性も向上させることができる。

　しかも本実施例によれば、上記の車体制振制御用に車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）を推定するに際し、
　車体3に対する前輪1FL,1FRおよび後輪1RL,1RRの前後方向変位量Xtf,Xtrと上下方向変位量Zf,Zrとの間の図6,7に例示される予定の相関関係（サスペンションジオメトリ特性）に基づき、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を推定し、
　この車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をオブザーバ入力としつつ、要求駆動トルクrTd（車両の制駆動力）から車両モデル37を用いて制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）を推定して最終的な車体振動とするため、以下の作用効果を奏し得る。

　先ず、従来のようにサスペンションストロークセンサを追加することなしに最終的な車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）の推定が可能であって、コスト的に有利である。

　また、バネ定数や車両質量など、経時劣化や乗員数の増減などに応じて変化するトルクや力を用いることなく、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、つまり車輪速に係わる情報から車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を推定するため、その推定精度を高め得る。

　更に、この高精度な車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をオブザーバ入力としつつ、要求駆動トルクrTd（車両の制駆動力）から車両モデル37を用いて、最終的な車体振動である制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）を推定するため、
　この制駆動力基準車体振動（最終的な車体振動）ｘを、外乱ロバスト性にも優れた高精度なものとなし得て、上記制振制御による効果を顕著なものにすることができる。

　また、車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をそのまま最終的な車体振動とするのでは、この車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）が車体振動発生後のものであることから、車体制振制御がフィードフォワード制御であるとき、最終的な車体振動の推定が遅すぎて不向きであるが、
　本実施例の車体振動推定装置では、車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をオブザーバ入力としつつ、車体振動発生前における車両の制駆動力rTdから車両モデル37を用いて推定した制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）を最終的な車体振動とするため、本実施例のように車体制振制御がフィードフォワード制御である場合でも、最終的な車体振動の推定が遅すぎることはない。

　そして本実施例の車体制振制御装置にあっては、上記のように推定した最終的な車体振動ｘを軽減するのに必要な制駆動力補正量ΔTdを演算し、この制駆動力補正量ΔTdだけ車両の制駆動力rTdを補正するため、
　推定した最終的な車体振動ｘが、前記した理由により外乱ロバスト性にも優れた高精度なものであることとも相まって、車体振動を常に狙い通りに軽減することができる。

＜構成＞
　図15,16は、本発明の第4実施例になる車体振動推定装置および車体制振制御装置を示し、図15は、図11に対応する車体制振制御演算部22のブロック線図、図16は、この車体制振制御演算部22が実行する車体振動推定および車体制振制御プログラムを示す、図12に対応するフローチャートである。
　本実施例においても第3実施例の場合と同じく、車体制振制御システムは図1におけると同様なものとし、また、モータコントローラ6は図2におけると同様なものとするため、これら図に基づく車体制振制御システムやモータコントローラ6の説明をここでは省略し、以下に第3実施例との相違点のみを図15,16に基づき説明する。

＜車体振動の推定および車体制振制御＞
　本実施例においては、車体制振制御演算部22内の車体振動推定器25を図15のブロック線図で示すように構成し、この車体振動推定器25は図16の制御プログラムを実行して車体3の振動（本実施例でも第3実施例と同様に、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp、上下バウンス量fZv、および上下バウンス速度dfZv）を推定する。

　車体振動推定器25内の車輪速基準車体振動推定器25aは、先ず図16のステップＳ61において、図15に示すごとくに左右前輪速VwFL,VwFRおよび左右後輪速VwRL,VwRRを読み込む。
　次いで、図15の平均前輪速演算部51および平均後輪速演算部52（図16のステップＳ62）において、左右前輪速VwFL,VwFRから平均前輪速VwF＝(VwFL＋VwFR)/2を演算すると共に、左右後輪速VwRL,VwRRから平均後輪速VwR＝(VwRL＋VwRR)/2を演算する。

　次に、図15のバウンス挙動演算部53（図16のステップＳ63）において、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車体に対する前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtf（図5参照）、および、後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtr（図5参照）を求め、これら前後輪の前後方向変位Xtf, Xtrを用いた前記(6)式の演算により車体3の上下バウンス量Zv（図5参照）を求め、これを時間微分して車体3の上下バウンス速度aZvを求める。

　図15のピッチング挙動演算部54（図16のステップＳ63）において、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車体に対する前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtf（図5参照）、および、後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtr（図5参照）を求め、これら前後輪の前後方向変位Xtf, Xtrを用いた前記(5)式の演算により車体3のピッチング運動θp（図5参照）を求め、これを時間微分して車体3のピッチ角速度aθpを求める。

　次いで図15のバンドパスフィルタ処理部55（図16のステップＳ64）において、図15のバウンス挙動演算部53（図16のステップＳ63）で求めた車体3の上下バウンス速度aZvから車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出すためのバンドパスフィルタにこの上下バウンス速度aZvを通し、上下バウンス速度aZvの車体共振周波数近傍振動成分である上下バウンス速度dZv（車輪速基準車体振動）を求める。
　かように車体3の上下バウンス速度aZvからフィルタ処理により車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出す理由は、当該車輪速基準上下バウンス速度aZvが車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を含んでおり、これらを上下バウンス速度aZvから除外して、車体振動のみを表す車輪速基準上下バウンス速度dZvとなす必要があるためである。

　また図15のバンドパスフィルタ処理部56（図16のステップＳ64）において、図15のピッチング挙動演算部54（図16のステップＳ63）で求めた車体3のピッチ角速度aθpから車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出すためのバンドパスフィルタにこのピッチ角速度aθpを通し、ピッチ角速度aθpの車体共振周波数近傍振動成分であるピッチ角速度dθp（車輪速基準車体振動）を求める。
　かように車体3のピッチ角速度aθpからフィルタ処理により車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出す理由は、当該ピッチ角速度aθpが車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を含んでおり、これらをピッチ角速度aθpから除外して、車体振動のみを表す車輪速基準ピッチ角速度dθpとなす必要があるためである。

　以上のように車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の推定が行われる間に、図15の制駆動力基準車体振動推定器25bでは図16のステップＳ65において、図2の演算部21で求めた要求トルクrTdを車両の制駆動トルクとして読み込む。

　制駆動力基準車体振動推定器25bは、図11に示すと同様なもので車両モデル37を具え、図16のステップＳ66において、上記の車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をオブザーバ入力としつつ、要求トルクrTd（車両の制駆動トルク）から車両モデル37を用いてオブザーバによる状態推定を行うことにより、制駆動力基準車体振動（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を算出して推定する。
　ただし、このままではモデル化誤差や外乱（路面凹凸）などに起因して、推定精度が低い。

　そこで本実施例においても、前記した第3実施例と同様、図15の制駆動力基準車体振動推定器25b（図16のステップＳ66）において、要求トルクrTd（車両の制駆動トルク）から車両モデル37を用いたオブザーバによる状態推定を行って、制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を算出して推定するに際し、
　図15に示すごとく演算部55,56からの車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をもオブザーバ入力としつつ、要求トルクrTd（車両の制駆動トルク）から車両モデル37を用いて、制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を算出することとする。

　かように図15の制駆動力基準車体振動推定器25bが車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をもオブザーバ入力として、要求トルクrTd（車両の制駆動トルク）から車両モデル37を基に制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を算出することで、
　制駆動力基準車体振動推定器25b（車両モデル37）の外乱ロバスト性と安定性とを両立させることができる。
　また、車体振動の原因である要求トルクrTd（車両の制駆動トルク）から制駆動力基準車体振動ｘを推定するため、車体振動が発生した後ではなく、発生する前から制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を最終的な車体振動として、フィードフォワード的に推定することができる。

　図15の制駆動トルク補正量演算部26は、図16のステップＳ67において、これら最終的な車体振動である制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを以下のように演算する。
　つまり制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、ピッチ角速度dfθp）に対し、図15に「38」の符号を付して示すレギュレータゲインKr（第3実施例と同様に設定）を与えて乗算し、その結果である乗算値の線形和を制駆動トルク補正量ΔTdとする。

　図15の制駆動トルク補正量演算部26（図16のステップＳ67）で上記のごとくに求めた制駆動トルク補正量ΔTdは図2の加算器24に供給され、
　この加算器24は、演算部21で前記のごとくに求めた運転者の要求トルクrTdを車体振動抑制用制駆動トルク補正量ΔTdだけ補正して、車体振動を抑制しつつ運転者の要求を満たす目標トルクtTdを求める。
　図2のモータトルク指令値演算部23は、他システム27からのトルク要求に叶うよう上記の目標トルクtTdを制限したり、加減することにより、これを実現するための最終的なモータトルク指令値tTmを求め、インバータ8を介したモータ4の駆動制御に資する。

＜効果＞
　以上により本実施例の車体制振制御においてもモータ4が、車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）を抑制しつつ運転者の要求トルクrTdを満足させるよう駆動制御されることとなり、
　車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）の抑制により乗り心地を向上させ得るのは勿論のこと、車両旋回時の車体姿勢も安定させ得て操縦安定性も向上させることができる。

　しかも本実施例によれば、上記の車体制振制御用に車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）を推定するに際し、
　車体3に対する前輪1FL,1FRおよび後輪1RL,1RRの前後方向変位量Xtf,Xtrと上下方向変位量Zf,Zrとの間の図6,7に例示される予定の相関関係（サスペンションジオメトリ特性）に基づき、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車輪速基準車体振動（上下バウンス速度aZvおよびピッチ角速度aθp）を推定し、
　この推定結果aZv,aθpからバンドパスフィルタ処理部55,56（ステップＳ64）において車体共振周波数付近の成分のみを抽出し、車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を推定し、
　この車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をオブザーバ入力としつつ、要求駆動トルクrTd（車両の制駆動力）から車両モデル37を用いて制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）を求めて最終的な車体振動とするため、以下の効果が奏し得られる。

　つまり、従来のようにサスペンションストロークセンサを追加することなしに最終的な車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）の推定が可能であって、コスト的に有利である。
　また、バネ定数や車両質量など、経時劣化や乗員数の増減などに応じて変化するトルクや力を用いることなく、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、つまり車輪速に係わる情報から車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を推定するため、その推定精度を高め得る。

　また、車輪速基準車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をそのまま最終的な車体振動とせず、これをオブザーバ入力としつつ、車体振動発生前における車両の制駆動力rTdから車両モデル37を用いて推定した制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）を車体振動とするため、車体制振制御がフィードフォワード制御である場合でも、車体振動の推定が遅れて、車体制振制御を狙い通りに遂行し得なくなるという問題を生ずることもない。

＜実施例3,4の変形＞
　なお、上記した第3,4実施例においては何れも車体振動推定装置を、モータ4のみを動力源とする電気自動車の制駆動力操作を介した車体制振制御に用いる場合について説明したが、
　内燃機関などのエンジンを動力源として搭載する車両のエンジン制御を介した車体制振制御装置に対しても同様に用いることができるし、モータやエンジンの制駆動力操作に代え、サスペンション装置の操作を介した車体制振制御装置に対しても同様に用いることができるのは言うまでもない。

　また、車体振動の推定に用いる車輪速情報は、図示のごとく平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRに限られず、車輪速VwFL,VwER,VwRL,VwRRを個々に用いて四輪モデルを基に車体振動を推定することもできる。
　この場合、車両モデル37へのオブザーバ入力である車輪速基準車体振動は、第3，4実施例のピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZvに限られず、車体のロール運動など他の振動であっても、これらを容易に推定することができる。

　なお第3実施例では、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから車体振動を表す周波数成分（車体3に対する車輪の前後運動成分）を取り出すに際し、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから車体共振周波数付近の成分のみを抽出するバンドパスフィルタを用いて、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを取得し、これらを車輪速基準車体振動（ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZv）の推定に資することとしたが、これに代えて以下のような車輪速情報を用いるようにしてもよい。

　つまり、車体3の対地速度である車体速を正確に検出、若しくは推定する手段を設け、この車体速と平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRとの偏差をそれぞれ、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRの代わりに、車輪速基準車体振動（ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZv）の推定に用いるようにしてもよい。
　ただしこの手法は、駆動輪と従動輪のスリップ率差なども考慮すると、車体振動の推定精度の点で不利であり、第3実施例のようにバンドパスフィルタを用いて取得した平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを用いる方が実用的である。

　更に第4実施例では、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから直接求めた車体3の上下バウンス速度aZvおよびピッチ角速度aθpからバンドパスフィルタ処理により車体共振周波数付近の成分のみを取り出して、車体振動のみを表す車輪速基準車体振動（ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZv）となしたが、
　その代わりに、上下バウンス速度aZvおよびピッチ角速度aθpに対し、ドリフト成分を除去するフィルタ処理を行って、または車体共振周波数近傍の周波数成分以下の低周波成分を除去するフィルタ処理を行って、車輪速基準車体振動（ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZv）を求めるようにしてもよい。

　なお第3，4実施例ではいずれも、制駆動力基準車体振動ｘ（上下バウンス量fZv、上下バウンス速度dfZv、ピッチ角fθp、およびピッチ角速度dfθp）の推定に際し用いる制駆動力として、図2の演算部21で求めた要求トルクrTdを用いたが、これに限られず、車両の制駆動力を表す状態量であれば、任意のものを用いることができる。
　また、車両が制駆動力を自動的に加減するアクチュエータを具えたものである場合は、当該アクチュエータの動作から車両の要求トルクを演算し、該要求トルクを車両の制駆動力として用いる必要があるのは言うまでもない。

＜構成＞
　図17は、本発明の第5実施例になる車体振動推定装置および車体制振制御装置を示す、図2に対応するモータコントローラ6の機能別ブロック線図であり、
　図18は、図17における車体制振制御演算部22の詳細を示す、図3に対応する機能別ブロック線図であり、
　図19は、図1７,18における車体制振制御演算部22が実行して、車体の振動を推定すると共にこの車体振動を抑制するトルク補正量を演算するための制御プログラムを示すフローチャートである。

　本実施例においても、車体制振制御システムを図1におけると同様なものとするため、この図に基づく車体制振制御システムの説明をここでは省略し、以下に第1実施例との相違点のみを図17～19に基づき説明する。

　モータコントローラ6は、車体3の振動を推定すると共に、推定した車体3の振動を抑制するよう運転者の要求トルクrTdを補正してモータトルク指令値tTmを決定するもので、そのためにアクセル開度APOおよびブレーキペダル踏力BRPを入力するほか、車体振動を表す物理量として、左右前輪1FL,1FRの周速である前輪速VwFL,VwFR（前輪速物理量）、および左右後輪1RL,1RRの周速である後輪速VwRL,VwRR（後輪速物理量）を入力する。
　しかし車体振動を表す物理量は、これらに限られるものではなく、左右前輪1FL,1FRおよび左右後輪1RL,1RRと共に回転する任意の箇所の回転速度でもよいし、これら以外の速度情報を用いてもよいのは言うまでもない。

　従って、車輪速VwFL,VwFR,VwRL,VwRRは本発明における車体振動物理量に相当し、車輪速センサ11FL,11FR,11RL,11RRはそれぞれ、本発明における車体振動物理量検出手段を構成する。

　モータコントローラ6は図17に示すごとく、基本的には図2におけると同様、車速演算部20と、要求トルク演算部21と、車体制振制御演算部22と、モータトルク指令値演算部23と、加算器24とで構成する。
　しかし、車体制振制御演算部22内の車体振動推定器25および制駆動トルク補正量演算部26間に車体振動状態量補完部29を介在させ、これら車体振動推定器25、制駆動トルク補正量演算部26、および車体振動状態量補完部29で車体制振制御演算部22を構成する。

　車速演算部20は、車輪速センサ11FL,11FR,11RL,11RR（図17では、車輪速センサ群11として示した）により検出した前輪速VwFL,VwFRおよび後輪速VwRL,VwRR（図17では、車輪速Vwとして示した）を基に車速VSPを求める。

　車体制振制御演算部22を構成する車体振動推定器25、車体振動状態量補完部29および制駆動トルク補正量演算部26のうち、
　車体振動推定器25においては、車輪速Vwから後で詳述するごとくに車体3の振動（或る車体振動状態量）を推定し、
　車体振動状態量補完部29においては、推定器25で推定した車体振動（或る車体振動状態量）から、後述するごとくに別の車体振動（別の車体振動状態量）を算出する。
　従って車体振動推定器25は、本発明における車体振動状態量演算手段に相当し、車体振動状態量補完部29は、本発明における車体振動状態量補完手段に相当する。

　車体振動状態量補完部29は、当該算出した別の車体振動（別の車体振動状態量）を、推定器25からの車体振動（或る車体振動状態量）と共に、制駆動トルク補正量演算部26へ供給する。
　制駆動トルク補正量演算部26は、車体振動推定器25から車体振動状態量補完部29を経て供給される車体振動（或る車体振動状態量）、および車体振動状態量補完部29からの別の車体振動（別の車体振動状態量）を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを演算する。
　従って制駆動トルク補正量演算部26は、本発明における制駆動力補正量演算手段に相当する。

　加算器24は、演算部21で求めた運転者の要求トルクrTdを、制駆動トルク補正量演算部26で求めた車体振動抑制用制駆動トルク補正量ΔTdの加算により補正して、車体振動を抑制しつつ運転者の要求を満たす目標トルクtTdを求める。
　従って加算器24は、本発明における制駆動力補正手段を構成する。

　モータトルク指令値演算部23は、車両挙動を制御する挙動制御装置(VDC)や、駆動輪（前輪）1FL,1FRの駆動スリップを防止するトランクションコントロール装置(TCS)のような他システム27からのトルク要求を受けて、この要求に叶うよう上記の目標トルクtTdを制限したり、加減することにより、これを実現するための最終的なモータトルク指令値tTmを求める。

　モータコントローラ6は、上記のようにして求めたモータトルク指令値tTmに応じ、インバータ8による制御下でバッテリ7からモータ4へ電力を供給することで、モータ4のトルクがモータトルク指令値tTmに一致するよう、当該モータ4を駆動制御する。

＜車体振動推定および車体制振制御＞
　車体制振制御演算部22の内部における車体振動推定器25、車体振動状態量補完部29および制駆動トルク補正量演算部26はそれぞれ、図18のブロック線図で示すように構成し、図19の制御プログラムを実行して車体3の振動（本実施例では、ピッチ角θp、ピッチ角速度dθp、および、上下変位量であるバウンス量Zv、上下変位速度であるバウンス速度dZv）を推定すると共に、この推定した車体振動（θp,dθp,Zv,dZv）を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを演算する。

　車体振動推定器25は、図18に明示するごとく平均前輪速演算部51および平均前輪速演算部52と、バウンス速度演算部53と、ピッチ角速度演算部54と、バンドパスフィルタ処理部55,56とで構成し、
　先ず図19のステップＳ61において、そして図18に示すごとく平均前輪速演算部51および平均前輪速演算部52で左右前輪速VwFL,VwFRおよび左右後輪速VwRL,VwRRをそれぞれ読み込む。

　図18の平均前輪速演算部51および平均後輪速演算部52（図19のステップＳ62）において、左右前輪速VwFL,VwFRから平均前輪速VwF＝(VwFL＋VwFR)/2を演算すると共に、左右後輪速VwRL,VwRRから平均後輪速VwR＝(VwRL＋VwRR)/2を演算する。

　次に、図18のバウンス速度演算部53およびピッチ角速度演算部54（図19のステップＳ63）において、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、或る車体振動状態量である車体3の上下バウンス速度dZv(F)およびピッチ角速度dθp(F)を求める方法は、図5～7につき前述したと同様である。

　つまり、図18の演算部51,52（図19のステップＳ62）で上記のごとくに求めた平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車体振動を内包する前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtfおよび後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtrをそれぞれ求め、
　これら前後方向変位Xtf, Xtrの時間微分値dXtf, dXtrを上記の(7)式および(8)式に代入することで、或る車体振動状態量である上下バウンス速度dZv(F)およびピッチ角速度dθp(F)をそれぞれ演算して推定することができる。

　次いで図18のバンドパスフィルタ処理部55（図19のステップＳ64）において、図18のバウンス速度演算部53（図19のステップＳ63）で求めた車体3の上下バウンス速度dZv(F)から車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出すためのバンドパスフィルタにこの上下バウンス速度dZv(F)を通し、上下バウンス速度dZv(F)の車体共振周波数近傍振動成分である上下バウンス速度dZv（或る車体振動状態量）を求める。

　かように車体3の上下バウンス速度dZv(F)からフィルタ処理により車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出す理由は、当該上下バウンス速度dZv(F)が車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を含んでおり、これらを上下バウンス速度dZv(F)から除外して、車体振動のみを表す上下バウンス速度dZvとなす必要があるためである。

　また図18のバンドパスフィルタ処理部56（図19のステップＳ64）において、図18のピッチ角速度演算部54（図19のステップＳ63）で求めた車体3のピッチ角速度dθp(F)から車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出すためのバンドパスフィルタにこのピッチ角速度dθp(F)を通し、ピッチ角速度dθp(F)の車体共振周波数近傍振動成分であるピッチ角速度dθp（或る車体振動状態量）を求める。

　かように車体3のピッチ角速度dθp(F)からフィルタ処理により車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出す理由は、当該ピッチ角速度dθp(F)が車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を含んでおり、これらをピッチ角速度dθp(F)から除外して、車体振動のみを表すピッチ角速度dθpとなす必要があるためである。

　ここで、車体振動を抑制する車体制振制御について考察するに、車体振動抑制のための制駆動トルク補正量は、車体振動に対しゲインを乗じて求めるのが有利であり、車体振動抑制用のゲインを設定する必要がある。
　そのため、車両の制駆動トルクと車体振動との関係を力学的にまとめた図20に例示する車両モデルを用いる。

　図20の車両モデル37は、図5につき前述したと同じく、ホイールベースLのうちの重心点－前軸間距離がLfであり、重心点－後軸間距離がLrであり、また、前輪サスペンション装置のバネ定数および振動減衰係数がそれぞれKsf,Cfであり、後輪サスペンション装置のバネ定数および振動減衰係数がそれぞれKsr,Crであり、車体3の質量がMであり、車体3のピッチング慣性モーメントがIpであり、
　左右前輪1FL,1FRに、図17の演算部21で求めた要求トルクrTdが制駆動トルクとして与えられた場合において、
　車体3の重心点における上下バウンス量Zvおよびピッチ角θpを、車体3の前軸上方箇所における上下変位Zfおよび車体3の後軸上方箇所における上下変位Zrと共に示したものである。

　図20の車両モデルにおいて、上下バウンス量Zvおよびピッチ角θpに関する運動方程式は、微分演算子を簡易的に「d」で表記すると、それぞれ次式のようになる。
　M・ddZv＝-2Ksf（Zv+Lf・θp）-2Cf（dZv+Lf・dθp）
　　　　　　-2Ksr（Zv-Lr・θp）-2Cr（dZv-Lr・dθp）　・・・(11)
　Ip・ddθp＝-2Lf｛Ksf(Zv+Lf・θp)+Cf(dZv+Lf・dθp)｝
　　　　　　　+2Lr｛Ksr(Zv-Lr・θp)+Cr(dZv-Lr・dθp)｝+rTd　・・・(12)

　これらの運動方程式を状態方程式に変換し、制駆動トルクrTdを入力として与えることにより、車体3のピッチング運動（ピッチ角θpおよびピッチ角速度dθp）および上下バウンス運動（上下バウンス量Zvおよび上下バウンス速度dZv）を計算して推定することができる。
　従って、これら4種類の車体振動状態量（θp,dθp,Zv,dZv）に対し重み付けを行い、この重み付けに基づいて車体振動状態量（θp,dθp,Zv,dZv）をそれぞれ抑制するためのレギュレータゲインを設計しておき、車体制振制御に用いる。

　しかし図17,18の車体振動推定器25では、上記した4種類の車体振動状態量（ピッチ角θp、ピッチ角速度dθp、上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv）のうち、ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZvの2種類（或る車体振動状態量）しか推定することができず、他のピッチ角θpおよび上下バウンス量Zvについて、これらを能動的に抑制する制振制御を期待できない。

　そこで本実施例においては、図18の車体振動状態量補完部29（図19のステップＳ65）において、ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZvから、別の車体振動状態量であるピッチ角θpおよび上下バウンス量Zvを求めて補完する車体振動状態量補完処理を行う。
　そのために図18の車体振動状態量補完部29に積分器26aおよび26bを設け、積分器26aで上下バウンス速度dZvを積分することにより上下バウンス量Zvを求め、積分器26bでピッチ角速度dθpを積分することによりピッチ角θpを求める。

　車体振動状態量補完部29は図18に示すように、また図19のステップＳ66において、車体振動推定器25からの上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpをそのまま制駆動トルク補正量演算部26に向かわせるほか、これらを積分して求めた上下バウンス量Zvおよびピッチ角θpを制駆動トルク補正量演算部26に向かわせ、制駆動トルク補正量演算部26に4種類の車体振動ｘ（θp,dθp,Zv,dZv）を供給する。

　図18の制駆動トルク補正量演算部26は、図19のステップＳ67において、これら4種類の車体振動ｘ（θp,dθp,Zv,dZv）を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを以下のように演算する。
　つまり車体振動ｘ（上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、ピッチ角速度dθp）に対し、図18に「38」の符号を付して示すレギュレータゲインKrを与えて乗算し、その結果である乗算値の線形和を制駆動トルク補正量ΔTdとする。

　その際レギュレータゲインKrは、上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、およびピッチ角速度dθpごとに抑制（軽減）度合いを重み付けして定めるのが、設計の自由度が高まって良い。

　またレギュレータゲインKrは、上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、およびピッチ角速度dθpごとに、つまり車体振動の種類ごとに抑制（軽減）度合いの重み付けパターンを変えて設定した複数のレギュレータゲインで構成し、
　これら複数のレギュレータゲインと、上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、およびピッチ角速度dθpとの積算値の総和を制駆動トルク補正量ΔTdとするようにしても良い。

　図18の制駆動トルク補正量演算部26（図19のステップＳ67）で上記のごとくに求めた制駆動トルク補正量ΔTdは図17の加算器24に供給され、
　この加算器24は、演算部21で前記のごとくに求めた運転者の要求トルクrTdを車体振動抑制用制駆動トルク補正量ΔTdだけ補正して、車体振動を抑制しつつ運転者の要求を満たす目標トルクtTdを求める。
　図17のモータトルク指令値演算部23は、他システム27からのトルク要求に叶うよう上記の目標トルクtTdを制限したり、加減することにより、これを実現するための最終的なモータトルク指令値tTmを求め、インバータ8を介したモータ4の駆動制御に資する。

　上記した本実施例の車体振動推定および車体制振制御の流れは、図21に示すごときものとなる。

　なお、図18の車体振動状態量補完部29（図19のステップＳ65）でピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZvを積分してピッチ角θpおよび上下バウンス量Zvを求めるに際し、通常の積分演算では演算負荷が大きくなって実際的でないし、算出した状態量が発散することから、
　実用に際しては、図18における積分器26a,26bとして、時定数Tを設けた以下の伝達関数G(s)で表される擬似積分器を用いるのがよい。
　G(s)＝T／（Ts＋1）　・・・(13)

　実車上で計測ないし推定した信号は、通常オフセット(0点ずれ)やノイズ成分を持ち、そのような信号に対し不用意に積分を行うと、積分誤差がたまって制御が発散する場合がある。
　しかし上記のように時定数Tを設けた擬似積分器を用いる場合は、時定数に基づく擬似積分時に古い情報が随時削除されることから、積分誤差の累積を防止することができ、算出した状態量が発散することを回避することができる。

　なお、擬似積分では設定した時定数T以上の長時間に亘って継続する入力があった場合は、その積分結果がずれてしまうという問題がある。
　しかし車体制振制御システムにおいて、制御対象である振動(主に速度成分)は基本的に定常成分が0であるため、長時間使用しても積分結果が真値とずれてくる心配はない。
　ただし、積分時間を極端に短くしてしまうと影響を無視できなくなってくるので、少なくとも積分時定数Tは車体共振周期以上の値とし、少なくとも共振周期分の情報はこれを確実に累積できるようにするのが望ましい。

　また、図18の制駆動トルク補正量演算部26（図19のステップＳ67）で車体振動抑制用の制駆動トルク補正量ΔTdを求めるに際しては、図22に示すごとく複数のレギュレータゲインKr1,Kr2を用意しておき、これらレギュレータゲインKr1,Kr2に対するチューニングゲインG1,G2を設定し、上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、およびピッチ角速度dθpと、複数のレギュレータゲインKr1,Kr2と、チューニングゲインG1,G2との積算値の総和を制駆動トルク補正量ΔTdとするようにしてもよい。

　この場合、以下のような利点がある。
　つまり、各車体振動状態量に対しチューニングゲインを設けて合わせこみを行おうとすると、各車体振動状態量がその他の車体振動状態量にも影響を及ぼしあうため、ハンドチューニングで最適値を見つけることはとても困難である。
　ところで図22に示すごとく、ある程度バランスを持たせた複数個のレギュレータゲイン (例えば、バウンス挙動を抑えるゲインKr1、およびピッチ挙動を抑えるゲインKr2)を用意しておき、実車でのチューニング時は、レギュレータゲインKr1,Kr2ごとにチューニングゲインG1,G2で重み付けすることができることから、効果的なゲインチューニングが実現可能となる。

＜効果＞
　以上により本実施例の車体制振制御装置によれば、モータ4が、車体振動ｘ（上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、およびピッチ角速度dθp）を抑制しつつ運転者の要求トルクrTdを満足させるよう駆動制御されることとなり、
　車体振動ｘ（上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、およびピッチ角速度dθp）の抑制により乗り心地を向上させ得るのは勿論のこと、車両旋回時の車体姿勢も安定させ得て操縦安定性も向上させることができる。

　ところで上記の車体制振制御に際しては、車体振動ｘとして上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、およびピッチ角速度dθpの4種類の車体振動を推定する必要がある。

　しかし本実施例で用いる車体振動推定器25は推定精度のため前記した通り、経時劣化や乗員数の増減などに応じて変化する制駆動力や外乱トルクの代わりに、経時劣化や乗員数の増減などによっても変化することのない車輪速などの速度情報から車体振動を推定することから、上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpの2種類の車体振動しか推定することができず、
　車体振動推定器25からの推定結果のみを車体制振制御に用いたのでは、これら上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp以外の車体振動である上下バウンス量Zvおよびピッチ角θpに関して、所定の振動抑制効果を期待できない。

　しかるに本実施例の車体振動推定装置においては、車体振動状態量補完部29を設け、上下バウンス速度dZvの積分により上下バウンス量Zvを求めて補完すると共に、ピッチ角速度dθpの積分によりピッチ角θpを求めて補完し、上下バウンス速度dZv、上下バウンス量Zv、ピッチ角速度dθpおよびピッチ角θpの4種類の車体振動を上記の車体制振制御に資することから、これら4種類の全ての車体振動に関して予定通りに振動抑制効果を期待することができる。

　また上記積分のための積分器26a,26bが、所定の時定数Tを具え、前記(13)式で表される伝達関数G(s)を持つ擬似積分器であることから、
　該所定の時定数Tに応じた古い情報が随時削除されることとなり、積分誤差の累積およびこれによる発散を防止して、上下バウンス量Zvおよび上下バウンス量Zvを正確に算出することができる。
　なお、擬似積分では設定した時定数T以上の長時間継続した入力があった場合は、その積分結果がずれてしまうという問題があるが、本実施例の車体振動推定装置においては、車体振動の推定に際して用いる速度情報が基本的に定常成分を持たないため、上記の懸念はない。

　ただし、時定数T（積分時間）を極端に短くしてしまうと影響を無視できなくなるため、少なくとも積分時定数Tは車体共振周期以上の値とした。
　このため、少なくとも共振周期分の情報はこれを確実に累積できることとなり、情報不足から上下バウンス量Zvおよび上下バウンス量Zvを算出することができなくなるということがない。

　また本実施例では、車体振動推定器25で上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpを推定するに際し、
　車体3に対する前輪1FL,1FRおよび後輪1RL,1RRの前後方向変位量Xtf,Xtrと上下方向変位量Zf,Zrとの間の図6,7に例示される予定の相関関係（サスペンションジオメトリ特性）に基づき、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから上下バウンス速度dZv(F)およびピッチ角速度dθp(F)を推定し、これらをバンドパスフィルタ処理部55,56に通して、車体振動のみを表す上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpを抽出するため、以下の作用効果が奏し得られる。

　つまり、経時劣化や乗員数の増減などによっても変化することのない平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpを推定するため、経時劣化や乗員数の増減などによる影響を受けることなくその推定精度を高め得て、上記制振制御による効果を顕著なものにすることができる。

　更に本実施例では、図18の車体振動状態量補完部29における積分器26a,26bとして、所定の時定数Tを設けた前記(13)式の伝達関数G(s)で表される擬似積分器を用い、ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZvを疑似積分してピッチ角θpおよび上下バウンス量Zvを求めるため、
　通常の積分演算のように演算負荷が大きくなったり、算出したピッチ角θpおよび上下バウンス量Zvが発散することがない。

　また本実施例のように擬似積分器を用いる場合は、時定数Tに基づく擬似積分時に古い情報が随時削除されることから、積分誤差の累積を防止することができ、算出したピッチ角θpおよび上下バウンス量Zvが発散することを回避することができる。
　更に、積分時定数Tを少なくとも車体共振周期以上の値としたため、少なくとも共振周期分の情報はこれを確実に累積できることとなり、情報不足によりピッチ角θpおよび上下バウンス量Zvを算出することができなくなる事態を回避することができる。

　更に本実施例においては、図18の制駆動トルク補正量演算部26で車体振動抑制用の制駆動トルク補正量ΔTdを求めるに際し、図21に示すごとく車体振動ｘ（上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、ピッチ角速度dθp）に対し、レギュレータゲインKrを与えて乗算し、その結果である乗算値の線形和を制駆動トルク補正量ΔTdとするため、
　制駆動トルク補正量ΔTdを簡単に求め得て、その演算負荷を低下させることができる。

　その際レギュレータゲインKrは、上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、およびピッチ角速度dθpごとに抑制（軽減）度合いを重み付けして定めたため、
　設計の自由度が高まると共に、レギュレータゲインKrとして各振動状態量のバランスをとることができ、実用上大いに有益である。

　なおレギュレータゲインKrは、上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、およびピッチ角速度dθpごとに、抑制（軽減）度合いの重み付けパターンを変えて設定した複数のレギュレータゲインで構成し、
　これら複数のレギュレータゲインと、上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、およびピッチ角速度dθpとの積算値の総和を制駆動トルク補正量ΔTdとするようにしても同様な効果を達成することができる。

　更に、図18の制駆動トルク補正量演算部26で車体振動抑制用の制駆動トルク補正量ΔTdを求めるに際し、図22に示すごとく複数個のレギュレータゲイン (バウンス挙動を抑えるゲインKr1、およびピッチ挙動を抑えるゲインKr2)を用意しておき、これらレギュレータゲインKr1,Kr2に対するチューニングゲインG1,G2を設定し、上下バウンス量Zv、上下バウンス速度dZv、ピッチ角θp、およびピッチ角速度dθpと、複数のレギュレータゲインKr1,Kr2と、チューニングゲインG1,G2との積算値の総和を制駆動トルク補正量ΔTdとするようになす場合、
　実車でのチューニングに際し、レギュレータゲインKr1,Kr2ごとにチューニングゲインG1,G2で重み付けを行うことができて、効果的なゲインチューニングが実現可能となって好都合である。

＜実施例5の変形＞
　なお本実施例では、車体振動状態量補完部29が車体3の上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpの積分により上下バウンス量Zvおよびピッチ角θpを求めて補完する場合について説明したが、
　車体制振制御装置が上下バウンス加速度ddZvおよびピッチ角加速度ddθpを抑制するものである場合は、車体振動状態量補完部29が微分器を具え、車体3の上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpの微分により上下バウンス加速度ddZvおよびピッチ角加速度ddθpを求めて、制駆動トルク補正量ΔTdの演算に供するようにしてもよい。

　また本実施例では、車体3の上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp、およびこれらを積分して求めた上下バウンス量Zvおよびピッチ角θpを、そのまま制駆動トルク補正量ΔTdの演算に資するようにしたが、
　これら上下バウンス速度dZv、ピッチ角速度dθp、上下バウンス量Zvおよびピッチ角θpに対し、定常成分または低周波成分を除去するフィルタ処理を施したり、高周波成分を除去するフィルタ処理を施して、制駆動トルク補正量ΔTdの演算に供するのがよい。

　かかるフィルタ処理を施すことで、上下バウンス速度dZv、ピッチ角速度dθp、上下バウンス量Zvおよびピッチ角θp中のノイズやオフセットが除去され、その後の処理中にこれらノイズやオフセットが増幅されて、車体制振制御に悪影響が及ぶのを回避することができる。

　また本実施例では、車体振動物理量としての平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、或る車体振動状態量であるピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZvを算出することとしたが、
　これらピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZvを直接的に若しくは間接的に検出する車体振動状態量検出手段を設け、当該手段による検出結果を或る車体振動状態量とするものであってもよい。

　更に制駆動トルク補正量演算部26は、本実施例のようにレギュレータゲインKr（Kr1,Kr2）を車体振動ｘ（上下バウンス速度dZv、ピッチ角速度dθp、上下バウンス量Zvおよびピッチ角θp）に乗じて制駆動トルク補正量を求めるものに限られず、
　車体振動ｘ（上下バウンス速度dZv、ピッチ角速度dθp、上下バウンス量Zvおよびピッチ角θp）を車体3上の任意の2点（例えば前軸上方箇所および後軸上方箇所）における上下運動物理量に変換し、これら2点における車体上下運動物理量の少なくとも一方を軽減するのに必要な制駆動トルク補正量を求めて、車体制振制御に用いるようにしてもよいし、
　車体振動ｘ（上下バウンス速度dZv、ピッチ角速度dθp、上下バウンス量Zvおよびピッチ角θp）を車体3に対する前輪1FL,1FRおよび後輪1RL,1RRの相対的な上下運動物理量に変換し、これら前輪および後輪の上下運動物理量の少なくとも一方を軽減するのに必要な制駆動力補正量を求めて、車体制振制御に用いるようにしてもよい。

Claims

　サスペンション装置を介して車輪を懸架された車両のバネ上質量である車体の振動を推定するための装置において、
　前記車輪の周速である車輪速に関した物理量を検出する車輪速物理量検出手段と、
　該手段で検出した車輪速物理量、および、前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係から、前記車体の振動を推定する振動推定手段とを具備してなることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1に記載の車体振動推定装置において、
　前記車輪速物理量検出手段は、前記車輪のうち、前輪の車輪速である前輪速に関した前輪速物理量および後輪の車輪速である後輪速に関した後輪速物理量を検出するものであり、
　前記振動推定手段は、前記前輪速物理量、および、前記車体に対する前輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係、並びに、前記後輪速物理量、および、前記車体に対する後輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係から、前記車体の振動を推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1または2に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係は、前記サスペンション装置のリンク構造に応じ決まる幾何学的拘束条件であって、予めマップ化したものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1または2に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係は、前記サスペンション装置のリンク構造に応じ決まる幾何学的拘束条件であって、予めモデル化したものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1または2に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係は、前記サスペンション装置のリンク構造に応じ決まる幾何学的拘束条件に線形近似させた比例係数を持つものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～5のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係は、少なくとも前輪用の相関関係と後輪用の相関関係とが個別のものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～6のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記推定する車体の振動は、ピッチング振動および／または上下振動であることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項2～7のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記前輪速物理量から前輪の前後方向変位量を演算し、該前輪の前後方向変位量、および、前記車体に対する前輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係から、前輪の上下方向変位量を推定する前輪上下運動推定部と、
　前記後輪速物理量から後輪の前後方向変位量を演算し、該後輪の前後方向変位量、および、前記車体に対する後輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係から、後輪の上下方向変位量を推定する後輪上下運動推定部とを有し、
　これら推定した前輪の上下方向変位量および後輪の上下方向変位量から、前記車体の振動を推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項2～7のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記前輪速物理量から前輪の上下方向変位量を算出する第1の運動方程式と、前記後輪速物理量から後輪の上下方向変位量を算出する第2の運動方程式と、前輪の上下方向変位量および後輪の上下方向変位量から車体のピッチング運動を算出する第3の運動方程式と、前輪の上下方向変位量および後輪の上下方向変位量から車体の上下運動を算出する第4の運動方程式との連立方程式を解いて、車体のピッチング運動および上下運動を求めることにより、前記車体の振動を推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～9のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記車輪速物理量のうち、前記車体の前後振動に伴う車輪速物理量振動成分を、前記車体振動の推定に資するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項10に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記車輪速物理量と車体速との偏差を前記車輪速物理量振動成分として、前記車体振動の推定に資するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項10に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記車輪速物理量から車体共振周波数付近の成分のみを抽出して得られたフィルタ処理後の信号を前記車輪速物理量振動成分として、前記車体振動の推定に資するものであることを特徴とする車体振動推定装置。　
　請求項10に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記車輪速物理量から低周波成分を除去したフィルタ処理後の信号を前記車輪速物理量振動成分として、前記車体振動の推定に資するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項１3に記載の車体振動推定装置において、
　前記フィルタ処理で前記車輪速物理量から除去する周波数成分は、車体共振周波数近傍の周波数成分、または車体共振周波数近傍よりも低い所定の低周波成分であることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～9のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記推定した車体振動に対し、ドリフト成分を除去するフィルタ処理を行って、最終的な車体振動推定値とするものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～9のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記推定した車体振動に対し、車体共振周波数付近の成分のみ抽出するフィルタ処理を行って、最終的な車体振動推定値とするものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～9のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記推定した車体振動に対し、低周波成分を除去するフィルタ処理を行って、最終的な車体振動推定値とするものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項17に記載の車体振動推定装置において、
　前記フィルタ処理で除去する周波数成分は、車体共振周波数近傍の周波数成分、または該車体共振周波数近傍の周波数よりも低い所定の低周波数成分であることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～18のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、車体ピッチング運動のピッチ角速度を車体振動として推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～19のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、車体上下運動の上下速度を車体振動として推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～18のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記車輪速物理量を微分して車輪加速度情報に変換する微分器を有し、該微分器からの車輪加速度情報を前記車体振動の推定に資することにより、車体ピッチング運動のピッチ角加速度を車体振動として推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～19のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記車輪速物理量を微分して車輪加速度情報に変換する微分器を有し、該微分器からの車輪加速度情報を前記車体振動の推定に資することにより、車体上下運動の上下加速度を車体振動として推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～22のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段は、前記車輪速物理量を車体のピッチ角変動に応じ補正して前記車体振動の推定に資するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項23に記載の車体振動推定装置において、
　前記車輪速物理量の補正は、前記車輪速物理量から車体ピッチ角速度を減算するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～24のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記車輪速物理量検出手段は、前後左右4輪の車輪速物理量を個別に検出するものであり、
　前記振動推定手段は、4輪個々の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係、および前記4輪個々の車輪速物理量から、前記車体振動の推定を行うものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～25のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記振動推定手段を車輪速物理量基準車体振動推定手段に流用し、該手段により推定した車体振動を車輪速物理量基準の車体振動として用い、
　車両の制駆動力を検出する制駆動力検出手段と、
　前記車輪速物理量基準車体振動推定手段で推定した車輪速物理量基準の車体振動をオブザーバ入力としつつ、前記制駆動力検出手段で求めた車両の制駆動力から車両モデルを用いて前記車体の振動を推定し、該推定した車体の振動を最終的な車体振動とする制駆動力基準車体振動推定手段とを設けてなることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項26に記載の車体振動推定装置において、
　前記制駆動力検出手段は、運転操作から車両の要求トルクを演算し、該要求トルクを前記車両の制駆動力として前記制駆動力基準車体振動推定手段での推定に供するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　車両が制駆動力を自動的に加減するアクチュエータを具えたものである、請求項26,27に記載の車体振動推定装置において、
　前記制駆動力検出手段は、前記アクチュエータの動作から車両の要求トルクを演算し、該要求トルクを前記車両の制駆動力として前記制駆動力基準車体振動推定手段での推定に供するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項26～28のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記制駆動力基準車体振動推定手段は、前記車輪速物理量基準車体振動推定手段が推定したピッチング振動および／または上下振動をオブザーバ入力としつつ、前記最終的な車体振動である制駆動力基準車体振動としてピッチング振動および／または上下振動を推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項1～29のいずれか1項に記載の車体振動推定装置を具え、
　前記振動推定手段または制駆動力基準車体振動推定手段で推定した車体振動を軽減するのに必要な制駆動力補正量を演算する制駆動力補正量演算手段と、
　該手段で求めた制駆動力補正量だけ前記車両の制駆動力を補正する制駆動力補正手段とを設けてなることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項30に記載の車体制振制御装置において、
　前記制駆動力補正量演算手段は、前記制駆動力基準車体振動推定手段で推定した最終的な車体振動に所定のゲインを乗じて前記制駆動力補正量を求めるものであることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項30または31に記載の車体制振制御装置において、
　前記制駆動力補正量演算手段は、前記制駆動力基準車体振動推定手段で推定した最終的な車体振動に所定のゲインを乗じて得られる乗算値の線形和を前記制駆動力補正量とするものであることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項32に記載の車体制振制御装置において、
　前記所定のゲインは、前記制駆動力基準車体振動推定手段で推定した最終的な車体振動の種類ごとに抑制度合いを重み付けして定めたレギュレータゲインであることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項32に記載の車体制振制御装置において、
　前記所定のゲインは、前記制駆動力基準車体振動推定手段で推定した最終的な車体振動に対する抑制度合いの重み付けパターンを変えて設定した複数のレギュレータゲインから成るものであり、
　前記制駆動力補正量演算手段は、該複数のレギュレータゲインと前記最終的な車体振動との積算値の総和を前記制駆動力補正量とするものであることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項32に記載の車体制振制御装置において、
　前記所定のゲインは、前記制駆動力基準車体振動推定手段で推定した最終的な車体振動に対する抑制度合いの重み付けパターンを変えて設定した複数のレギュレータゲインから成るものであり、
　前記制駆動力補正量演算手段は、該複数のレギュレータゲインと、これらレギュレータゲインに対するチューニングゲインと、前記最終的な車体振動との積算値の総和を前記制駆動力補正量とするものであることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項18～23のいずれか1項に記載の車体制振制御装置において、
　前記最終的な車体振動は、ピッチング振動および／または上下振動であることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項1～25のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体振動を表す物理量を検出する車体振動物理量検出手段を具え、
　前記振動推定手段は、この車体振動物理量検出手段で検出した車体振動物理量から、或る車体振動状態量を算出する車体振動状態量演算手段として流用し、
　該手段で演算した或る車体振動状態量から別の車体振動状態量を求める車体振動状態量補完手段を設け、
　前記車体振動状態量演算手段で求めた或る車体振動状態量、および、前記車体振動状態量補完手段で求めた別の車体振動状態量を、車体振動推定結果として出力するよう構成したことを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項37に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体振動状態量補完手段は、前記車体振動状態量演算手段で求めた或る車体振動状態量の微積学処理値を前記別の車体振動状態量とするものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項38に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体振動状態量補完手段は微分器を具え、前記車体振動状態量演算手段で求めた或る車体振動状態量を該微分器により微分して得られた車体振動状態量の微分値を前記別の車体振動状態量とするものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項38または39に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体振動状態量補完手段は積分器を具え、前記車体振動状態量演算手段で求めた或る車体振動状態量を該積分器により積分して得られた車体振動状態量の積分値を前記別の車体振動状態量とするものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項40に記載の車体振動推定装置において、
　前記積分器は、所定の時定数を具えた擬似積分器であり、該所定の時定数に応じ古い入力による成分が、積分結果の中から徐々に消去されるものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項41に記載の車体振動推定装置において、
　前記擬似積分器は、前記所定の時定数が車体共振周期と同等以上の値であり、少なくとも共振周期分の情報を累積可能なものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項37～42のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体振動物理量検出手段は車体振動物理量として、前記車輪のうち、前輪の車輪速である前輪速に関した前輪速物理量および後輪の車輪速である後輪速に関した後輪速物理量をそれぞれ検出するものであり、
　前記車体振動状態量演算手段は、前記前輪速物理量、および、前記車体に対する前輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係、並びに、前記後輪速物理量、および、前記車体に対する後輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係から、前記或る車体振動状態量を算出するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項43に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体に対する前輪および後輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係は、前記サスペンション装置のリンク構造に応じ決まる幾何学的拘束条件であることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項37～44のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体振動状態量補完手段は、自身の演算結果である前記別の車体振動状態量、または、前記車体振動状態量演算手段からの或る車体振動状態量、或いは、これら別の車体振動状態量および或る車体振動状態量の双方に対し、定常成分または低周波成分を除去するフィルタ処理を施すものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項37～45のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体振動状態量補完手段は、自身の演算結果である前記別の車体振動状態量、または、前記車体振動状態量演算手段からの或る車体振動状態量、或いは、これら別の車体振動状態量および或る車体振動状態量の双方に対し、高周波成分を除去するフィルタ処理を施すものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項37～42のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体振動物理量検出手段および車体振動状態量演算手段に代え、前記車体振動状態量を直接的に若しくは間接的に検出する車体振動状態量検出手段を設け、
　該手段で検出した車体振動状態量を前記或る車体振動状態量とするものであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項37～47のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
　前記車体振動状態量演算手段が算出する或る車体振動状態量は、ピッチ角速度と上下バウンス速度とであり、
　前記車体振動状態量補完手段が求める別の車体振動状態量は、ピッチ角およびピッチ角加速度の少なくとも一方と、上下バウンス量および上下バウンス加速度の少なくとも一方とであることを特徴とする車体振動推定装置。
　請求項37～48のいずれか1項に記載の車体振動推定装置を具え、
　前記車体振動状態量演算手段が算出した或る車体振動状態量、および、前記車体振動状態量補完手段で求めた別の車体振動状態量を軽減するのに必要な制駆動力補正量を演算する制駆動力補正量演算手段と、
　該手段で求めた制駆動力補正量だけ前記車両の制駆動力を補正する制駆動力補正手段とを設けてなることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項49に記載の車体制振制御装置において、
　前記制駆動力補正量演算手段は、前記或る車体振動状態量および別の車体振動状態量に所定のゲインを乗じて前記制駆動力補正量を求めるものであることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項49または50に記載の車体制振制御装置において、
　前記制駆動力補正量演算手段は、前記或る車体振動状態量および別の車体振動状態量に所定のゲインを乗じて得られる乗算値の線形和を前記制駆動力補正量とするものであることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項51に記載の車体制振制御装置において、
　前記所定のゲインは、前記或る車体振動状態量および別の車体振動状態量の種類ごとに抑制度合いを重み付けして定めたレギュレータゲインであることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項52に記載の車体制振制御装置において、
　前記所定のゲインは、前記或る車体振動状態量および別の車体振動状態量に対する抑制度合いの重み付けパターンを変えて設定した複数のレギュレータゲインから成るものであり、
　前記制駆動力補正量演算手段は、該複数のレギュレータゲインと前記或る車体振動状態量および別の車体振動状態量との積算値の総和を前記制駆動力補正量とするものであることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項51に記載の車体制振制御装置において、
　前記所定のゲインは、前記或る車体振動状態量および別の車体振動状態量に対する抑制度合いの重み付けパターンを変えて設定した複数のレギュレータゲインから成るものであり、
　前記制駆動力補正量演算手段は、該複数のレギュレータゲインと、これらレギュレータゲインに対するチューニングゲインと、前記或る車体振動状態量および別の車体振動状態量との積算値の総和を前記制駆動力補正量とするものであることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項49に記載の車体制振制御装置において、
　前記制駆動力補正量演算手段は、前記或る車体振動状態量および別の車体振動状態量を車体上の任意の2点における上下運動物理量に変換し、これら2点における車体上下運動物理量の少なくとも一方を軽減するのに必要な制駆動力補正量を求めて、前記制駆動力補正手段による制駆動力補正に供するものであることを特徴とする車体制振制御装置。
　請求項49に記載の車体制振制御装置において、
　前記制駆動力補正量演算手段は、前記或る車体振動状態量および別の車体振動状態量を、車体に対する前輪および後輪の相対的な上下運動物理量に変換し、これら前輪および後輪の上下運動物理量の少なくとも一方を軽減するのに必要な制駆動力補正量を求めて、前記制駆動力補正手段による制駆動力補正に供するものであることを特徴とする車体制振制御装置。