JP2009119948A - Suspension control device - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、サスペンションの、いわゆるプレビュー制御に関するものである。 The present invention relates to a so-called preview control of a suspension.
プレビュー制御が行われるサスペンション制御装置の例が、特許文献1〜4に記載されている。
特許文献1に記載のサスペンション制御装置においては、車両の前輪より前方に路面センサが設けられ、その路面センサによる検出値に基づいて前輪、後輪のショックアブソーバの減衰特性が制御される。制御指令は、(a)路面センサが設けられた位置と制御対象輪との間の距離と(b)車両の走行速度と(c)制御遅れ時間とで決まる遅延時間が経過した後に出力される。
特許文献2に記載のサスペンション制御装置においては、前輪について、上下挙動を検出する前輪上下挙動センサが設けられ、その前輪上下挙動センサによる検出値に基づいて後輪のショックアブソーバの減衰特性が制御される。後輪のショックアブソーバの減衰特性を制御する際の制御信号が、前輪上下挙動センサによる検出値に基づく制御信号と、その信号の位相を遅らせて得られた制御信号(プレビュー制御信号)との両方に基づいて作成されるのであるが、車両の走行速度が所定値より小さい場合には位相を遅らせた制御信号の比率が高く、所定値より大きくなると、位相を遅らせた制御信号の比率が走行速度の増加に伴って小さくされる。その結果、後輪の実際の上下挙動と同じ位相で変化する制御信号を作成することができ、後輪の上下方向の振動を良好に抑制することが可能となる。後輪の上下挙動は、前輪の実際の上下挙動が車速等で決まる時間だけ遅れた場合と同じ位相で生じるのではなく、車速等で決まる時間だけ遅らせた場合より進んだ位相で生じることが知られている。車体は剛体であるため、前輪側の上下挙動の影響が後輪の上下挙動に及ぶからである。一方、位相の進み量は車速が大きい場合は小さい場合より小さくなることが知られている。その結果、車速が大きい場合に車速が小さい場合より位相を遅らせた制御信号の比率を小さくすれば後輪の実際の上下挙動に近い位相で変化する制御信号を得ることができる。
特許文献3に記載のサスペンション制御装置においては、前輪側に設けられたばね上加速度センサによる検出値に基づいて後輪の制御信号が作成される。この場合に、ばね上加速度センサによる検出値をフィルタ処理して制御信号が作成されるのであるが、車両の走行速度に基づいて異なる位相特性のフィルタが使用される。その結果、車速の大小に関係なく、制御信号の位相を後輪の実際の上下挙動の位相に近づけることができる。
特許文献4に記載のサスペンション制御装置においては、プレビュートータルゲインが、車両の前後加速度、横加速度、走行速度で決まる。高速走行により制御応答遅れが生じる場合、旋回等により前後輪の走行軌跡が異なる場合等には、プレビューゲインを可変として、制御出力を下げるのである。
In the suspension control device described in
In the suspension control device described in
In the suspension control device described in Patent Document 3, a rear wheel control signal is created based on a detection value by a sprung acceleration sensor provided on the front wheel side. In this case, the detection value by the sprung acceleration sensor is filtered to create a control signal, but filters having different phase characteristics are used based on the traveling speed of the vehicle. As a result, regardless of the vehicle speed, the phase of the control signal can be brought close to the phase of the actual vertical behavior of the rear wheels.
In the suspension control device described in Patent Document 4, the preview total gain is determined by the longitudinal acceleration, lateral acceleration, and traveling speed of the vehicle. When a control response delay occurs due to high speed traveling, or when the traveling trajectory of the front and rear wheels differs due to turning or the like, the preview output is made variable and the control output is lowered.
本発明の課題は、車両の旋回中であっても、プレビュー制御が良好に行われるようにすることである。 An object of the present invention is to ensure that preview control is performed well even while the vehicle is turning.
請求項1に記載のサスペンション装置は、車両の前輪側に設けられ、前輪側部分の上下方向の挙動を検出する少なくとも1つのセンサを含み、それら少なくとも1つのセンサによる検出値に基づいて、前記車両の制御対象輪である後輪のサスペンションを制御するサスペンション制御装置であって、前記車両の旋回時に、前記前輪のタイヤが通った路面と前記後輪のタイヤが通ると予測される路面との重なりを予測し、その重なりが少ない場合は多い場合より、前記サスペンションの制御に使用されるゲインを小さい値に決定するゲイン決定部を含むものとされる。
本項に記載のサスペンション装置においては、いわゆるプレビュー制御(予見制御と称することもできる)が行われ、前輪側部分の上下方向の挙動に基づいて制御対象輪である後輪のサスペンションが制御される。しかし、車両の旋回中において、前輪が通った路面と後輪が通ると予測される路面とが重ならない場合、すなわち、後輪が、前輪が通った路面とは異なる路面を通る場合に、プレビュー制御が行われると、後輪側の上下方向の振動を良好に抑制することができなかったり、却って、乗り心地が悪くなったりする場合(以下、悪影響が生じる場合と略称することがある)がある。一方、旋回中にはプレビュー制御が行われないようにすることも可能であるが、その場合においても、後輪側の上下方向の振動を良好に抑制することができない場合がある。
そこで、本項に記載のサスペンション装置においては、前輪のタイヤが通った路面と後輪のタイヤが通ると予測される路面との重なりを予測し、その重なりが少ない場合は多い場合より、ゲインが小さい値に決定される。重なりが少ない場合は多い場合よりプレビュー制御の効果が少なくなり、かえって、悪影響が生じる可能性が高くなるため、ゲインを小さくするのである。その結果、重なりが少ない場合も重なりが多い場合も、同様のプレビュー制御が行われる場合の弊害を抑制することができる。また、旋回中である場合にもプレビュー制御が行われるため、行われない場合に比較して、後輪の上下方向の振動を抑制することができる。
車両がほぼ直進状態にある場合には、前輪が通る路面と後輪が通ると予測される路面との重なりが多いのが普通であるため、重なりを取得して、ゲインを取得する必要性は低いと考えられる。
それに対して、旋回中には、重なりが多いとは限らないため、重なりの多少に基づいてゲインが決定されるようにするのは妥当なことである。例えば、車両の操舵車輪の舵角の絶対値が設定値以上である場合は、旋回状態であるとみなすことができ、重なりに応じてゲインが決定される。車両が旋回状態にあるか直進状態にあるかは、操舵車輪の舵角の絶対値に基づく場合に限らず、操舵部材の操舵量の絶対値(例えば、ステアリングホイールの操舵角の絶対値)、旋回半径、横加速度やヨーレイトの絶対値等の車両の旋回状態を表す物理量に基づいて判定することもできる。
センサは、前輪側部分の上下方向の挙動を検出するものであり、例えば、前輪のばね下部材の上下方向の挙動を検出するものとしたり、ばね上部材の上下方向の挙動を検出するものとしたり、ばね上ばね下間の距離を検出するものとしたりすること等ができる。また、上下方向の挙動を検出するセンサは、ばね上部材、ばね下部材の上下方向の加速度を検出する上下加速度センサとしたり、ばね上ばね下間のストロークを検出するストロークセンサとしたりすること等ができる。さらに、前輪側部分の上下方向の挙動を検出するセンサは1つであっても2つ以上であってもよい。
前輪のタイヤが通った路面、後輪のタイヤが通ると予測される路面は、車輪の軌跡と車輪のタイヤの幅とに基づいて取得される。車輪の軌跡は、本明細書において、線で表されるものであり、その車輪の中央面(タイヤの幅方向の中心線を通る面)と路面との接点の集合を軌跡としたり、車輪の回転中心線上の任意の点の集合を軌跡したりすることでき、例えば、車輪(タイヤ)の中央面の路面との接点や車輪の回転中心線上の任意の点の旋回半径を軌跡とすることができる。また、前輪の軌跡、後輪の軌跡といった場合、前輪側、後輪側の各々における左側輪、右側輪の中間の軌跡で表すことがある。この中間の軌跡は、車両の幅方向の前輪側の中心点の軌跡(車両が水平な路面を直進走行している場合において、車両の重心を通る前後方向線を含む鉛直方向に延びる面と、左右前輪の車軸の中心線を通る線との交点の軌跡)、後輪側の中心点の軌跡(鉛直方向に延びる面と左右後輪の車軸の中心線を通る線との交点の軌跡)で表すこともできる。
また、前輪のタイヤが通った路面と後輪のタイヤが通ると予測される路面との重なりは、車両が予め定められた走行距離だけ走行した場合の重なり部分の路面の面積で表したり、重なり部分の車両の幅方向の長さで表したりすることができる。また、上述の重なり部分の路面の面積を後輪のタイヤが通る路面の面積で割った値で表したり、重なり部分の幅方向の長さをタイヤの幅で割った値で表したりすること等ができる。
特許文献4には、横力に応じてプレビューゲインが決定されること、前後輪の走行軌跡が異なる場合にプレビューゲインを小さくすることが記載されているが、重なりについての記載も、重なりが少ない場合に多い場合よりゲインを小さくすることの記載もない。重なりの多少と期待できるプレビュー制御の効果の大小とは正の相関関係があるのであり、本願発明に係るサスペンション装置における場合のように、重なりの多少に応じてゲインが決定されるようにすれば、悪影響が生じることを回避しつつ、プレビュー制御を効果的に行うことができるのである。
請求項9に記載のサスペンション装置は、車両に設けられ、路面の一の検出対象部分の凹凸の状態を検出する少なくとも1つの路面センサを含み、その少なくとも1つの路面センサによる検出値に基づいて、前記路面の検出対象部分より後方にある制御対象輪のサスペンションを制御するサスペンション制御装置であって、前記車両の旋回時に、前記路面の検出対象部分と前記制御対象輪のタイヤが通ると予測される路面との重なりを予測し、その重なりが少ない場合は多い場合より、前記サスペンションの制御に使用されるゲインを小さい値に決定するゲイン決定部を含むものとされる。
路面センサは、路面の凹凸を検出するものであり、例えば、超音波を利用したもの等とすることができる。路面センサによって検出された凹凸に基づいて制御対象輪のサスペンションが制御されるようにすれば、制御対象輪の上下方向の振動を良好に抑制することができる。この場合において、制御対象輪が、路面センサによって凹凸が検出された路面の部分(検出対象部分)を通らない場合に、プレビュー制御が行われると、制御対象輪の上下方向の振動を良好に抑制できなかったり、かえって、乗り心地が悪くなったりする。そこで、本項に記載のサスペンション制御装置においては、制御対象輪が通る部分と、路面の検出対象部分との重なりが少ない場合は多い場合よりゲインが小さくされる。重なりに応じて決まるゲインを使用してプレビュー制御を行うことが可能となり、重なりが小さい場合であっても、プレビュー制御によって乗り心地が悪くなることを良好に回避することができる。
路面センサによって検出される路面の検出対象部分は、前輪より前方でも、後方でもよい。検出対象部分が、前輪より前方である場合には、前輪を制御対象輪とし、前輪のサスペンションを路面センサによって検出された凹凸に基づいて制御することが可能となる。この場合には、制御対象輪を前輪と後輪との少なくとも一方とすることができる。路面センサによって、前輪より後方の検出対象部分が検出される場合には、制御対象輪は後輪となる。
一方、路面センサによる検出対象部の領域が非常に小さく、タイヤの幅との関係で、「点」(以下、検出対象点と称する)とみなし得る場合には、その路面上の検出対象点をタイヤが通る場合には重なりがあり、通らない場合には重なりがないことになる。それに対して、タイヤが検出対象点を通る場合において、その検出対象点のタイヤが通る路面に対する相対位置を取得し、検出対象点がタイヤが通る路面の幅方向の中央付近に位置する場合には、中央から離れた(内周側あるいは外周側)部分に位置する場合より、重なりが多いと考えることができる。路面の実際の凹凸は、点ではなく、一定の領域を有するのが普通であるため、タイヤの中央部が検出対象部を通れば、タイヤと、その路面センサによって検出された凹凸を有する路面との重なりが多いと考えることができるからである。
特許文献4には、路面センサによる検出対象部の軌跡と制御対象輪の軌跡とが異なる場合についての記載も、検出対象部の制御対象輪が通る路面に対する相対位置とゲインとの関係についての記載もない。
The suspension device according to
In the suspension device described in this section, so-called preview control (also referred to as preview control) is performed, and the suspension of the rear wheel that is the control target wheel is controlled based on the vertical behavior of the front wheel side portion. . However, when the vehicle is turning, if the road surface through which the front wheels pass does not overlap the road surface where the rear wheels are expected to pass, that is, if the rear wheel passes through a different road surface than the road surface through which the front wheels have passed, When the control is performed, the vibration in the vertical direction on the rear wheel side cannot be satisfactorily suppressed, or on the contrary, the ride comfort may be deteriorated (hereinafter sometimes referred to as an adverse effect). is there. On the other hand, it is possible to prevent the preview control from being performed during a turn, but even in that case, the vibration in the vertical direction on the rear wheel side may not be satisfactorily suppressed.
Therefore, in the suspension device described in this section, the overlap between the road surface on which the front wheel tire passes and the road surface on which the rear wheel tire is predicted to pass is predicted. Decrease to a small value. When the overlap is small, the effect of the preview control is less than when the overlap is large, and on the contrary, the possibility of an adverse effect is increased, so the gain is reduced. As a result, it is possible to suppress adverse effects when the same preview control is performed when the overlap is small or the overlap is large. Also, since preview control is performed even when the vehicle is turning, it is possible to suppress the vertical vibration of the rear wheels compared to the case where the preview control is not performed.
When the vehicle is almost straight, there is usually much overlap between the road surface through which the front wheels pass and the road surface where the rear wheels are expected to pass, so there is no need to acquire the gain by acquiring the overlap. It is considered low.
On the other hand, since there is not always much overlap during turning, it is appropriate to determine the gain based on the amount of overlap. For example, when the absolute value of the steering angle of the steering wheel of the vehicle is greater than or equal to a set value, it can be considered that the vehicle is turning, and the gain is determined according to the overlap. Whether the vehicle is turning or going straight is not limited to the absolute value of the steering wheel steering angle, but the absolute value of the steering amount of the steering member (for example, the absolute value of the steering angle of the steering wheel), The determination can also be made based on physical quantities representing the turning state of the vehicle such as the turning radius, the lateral acceleration, and the absolute value of the yaw rate.
The sensor detects the vertical behavior of the front wheel side portion. For example, the sensor detects the vertical behavior of the unsprung member of the front wheel or the vertical behavior of the sprung member. Or detecting the distance between the sprung and unsprung springs. Also, the sensor for detecting the behavior in the vertical direction may be a vertical acceleration sensor for detecting the vertical acceleration of the sprung member or the unsprung member, or a stroke sensor for detecting the stroke between the sprung springs. Can do. Further, the number of sensors for detecting the vertical behavior of the front wheel side portion may be one or two or more.
The road surface on which the front tire passes and the road surface on which the rear tire is predicted to pass are acquired based on the wheel trajectory and the wheel tire width. The trajectory of a wheel is represented by a line in the present specification, and a trajectory is a set of contact points between the center surface of the wheel (the surface passing through the center line in the width direction of the tire) and the road surface, A set of arbitrary points on the rotation center line can be traced. For example, a contact point with the road surface of the center plane of the wheel (tire) or a turning radius of an arbitrary point on the rotation center line of the wheel can be set as a trace. it can. In addition, the front wheel trajectory and the rear wheel trajectory may be represented by intermediate trajectories between the left and right wheels on the front wheel side and the rear wheel side, respectively. This intermediate trajectory is a trajectory of the center point on the front wheel side in the width direction of the vehicle (a surface extending in a vertical direction including a front-rear direction line passing through the center of gravity of the vehicle when the vehicle is traveling straight on a horizontal road surface, and The trajectory of the intersection with the line passing through the center line of the left and right front wheel axle), the trajectory of the center point of the rear wheel side (the trajectory of the intersection of the surface extending in the vertical direction and the line passing through the center line of the axle of the left and right rear wheels) It can also be expressed.
In addition, the overlap between the road surface on which the front wheel tire passes and the road surface on which the rear wheel tire is predicted to pass is expressed by the area of the road surface of the overlap portion when the vehicle has traveled a predetermined travel distance, It can be represented by the length of the width direction of the vehicle of the part. In addition, the road surface area of the above-mentioned overlapping portion is represented by a value divided by the area of the road surface through which the rear wheel tire passes, or the length in the width direction of the overlapping portion is represented by a value divided by the tire width. Can do.
Patent Document 4 describes that the preview gain is determined according to the lateral force, and that the preview gain is decreased when the traveling trajectories of the front and rear wheels are different. There is no description of making the gain smaller than the case where there are many cases. There is a positive correlation between the degree of overlap and the expected effect of the preview control. If the gain is determined according to the degree of overlap as in the suspension device according to the present invention, Thus, preview control can be effectively performed while avoiding the occurrence of adverse effects.
The suspension device according to
The road surface sensor detects unevenness on the road surface and can be, for example, a device using ultrasonic waves. If the suspension of the wheel to be controlled is controlled based on the unevenness detected by the road surface sensor, it is possible to satisfactorily suppress the vertical vibration of the wheel to be controlled. In this case, when the control target wheel does not pass through the portion of the road surface where the unevenness is detected by the road surface sensor (detection target portion), if preview control is performed, vibration in the vertical direction of the control target wheel is well suppressed. It can't be done, or it gets worse. Therefore, in the suspension control device described in this section, the gain is made smaller when there is little overlap between the portion through which the wheel to be controlled passes and the portion to be detected on the road surface. It is possible to perform preview control using a gain determined according to the overlap, and even when the overlap is small, it is possible to satisfactorily avoid deterioration in riding comfort due to the preview control.
The detection target portion of the road surface detected by the road surface sensor may be in front of or behind the front wheel. When the detection target portion is ahead of the front wheel, the front wheel can be a control target wheel, and the suspension of the front wheel can be controlled based on the unevenness detected by the road surface sensor. In this case, the wheel to be controlled can be at least one of the front wheel and the rear wheel. When the detection target portion behind the front wheel is detected by the road surface sensor, the control target wheel is a rear wheel.
On the other hand, when the area of the detection target portion by the road surface sensor is very small and can be regarded as a “point” (hereinafter referred to as a detection target point) in relation to the tire width, the detection target point on the road surface is When the tire passes, there is an overlap, and when it does not pass, there is no overlap. On the other hand, when the tire passes the detection target point, the relative position of the detection target point with respect to the road surface through which the tire passes is obtained, and when the detection target point is located near the center in the width direction of the road surface through which the tire passes. It can be considered that there is more overlap than when located in a portion away from the center (inner side or outer side). Since the actual unevenness of the road surface usually has a fixed area instead of a point, if the central part of the tire passes the detection target part, the tire and the road surface having the unevenness detected by the road surface sensor This is because it can be considered that there are many overlaps.
Patent Document 4 also describes the case where the trajectory of the detection target portion by the road surface sensor is different from the trajectory of the control target wheel, and also describes the relationship between the relative position and the gain of the detection target portion with respect to the road surface through which the control target wheel passes. Nor.
以下に、本願において特許請求が可能と認識されている発明(以下、「請求可能発明」という場合がある。請求可能発明は、少なくとも、請求の範囲に記載された発明である「本発明」ないし「本願発明」を含むが、本願発明の下位概念発明や、本願発明の上位概念あるいは別概念の発明を含むこともある。)の態様をいくつか例示し、それらについて説明する。各態様は請求項と同様に、項に区分し、各項に番号を付し、必要に応じて他の項の番号を引用する形式で記載する。これは、あくまでも請求可能発明の理解を容易にするためであり、請求可能発明を構成する構成要素の組を、以下の各項に記載されたものに限定する趣旨ではない。つまり、請求可能発明は、各項に付随する記載,実施例の記載等を参酌して解釈されるべきであり、その解釈に従う限りにおいて、各項の態様にさらに他の構成要素を付加した態様も、また、各項の態様から構成要素を削除した態様も、請求可能発明の一態様となり得るのである。 In the following, the invention that is claimed to be claimable in the present application (hereinafter referred to as “claimable invention”. The claimable invention is at least the “present invention” to the invention described in the claims. Some aspects of the present invention, including subordinate concept inventions of the present invention, superordinate concepts of the present invention, or inventions of different concepts) will be illustrated and described. As with the claims, each aspect is divided into sections, each section is numbered, and is described in a form that cites the numbers of other sections as necessary. This is merely for the purpose of facilitating understanding of the claimable invention, and is not intended to limit the set of components constituting the claimable invention to those described in the following sections. In other words, the claimable invention should be construed in consideration of the description accompanying each section, the description of the embodiments, etc., and as long as the interpretation is followed, another aspect is added to the form of each section. In addition, an aspect in which constituent elements are deleted from the aspect of each item can be an aspect of the claimable invention.
(1)車両の前輪側に設けられ、前輪側部分の上下方向の挙動を検出する少なくとも1つのセンサを含み、それら少なくとも1つのセンサによる検出値に基づいて、前記車両の制御対象輪である後輪のサスペンションを制御するサスペンション制御装置であって、
前記前輪のタイヤが通った路面と前記後輪のタイヤが通ると予測される路面との重なりを予測し、その重なりが少ない場合は多い場合より、前記サスペンションの制御に使用されるゲインを小さい値に決定するゲイン決定部を含むことを特徴とするサスペンション制御装置(請求項1)。
(2)前記ゲイン決定部が、前記前輪のタイヤが通った路面と前記後輪のタイヤが通ると予測される路面との重なりを表す値を取得する重なり取得部を含む(1)項に記載のサスペンション制御装置。
重なりを表す値は、重なりと1対1に対応する値であり、重なりの多少を表す値である。例えば、前輪と後輪との軌跡の差と、前輪および後輪のタイヤの幅とに基づいて取得することができる。
例えば、前述のように、車両の走行距離が予め定められた設定距離である場合の後輪のタイヤが通る路面の面積に対する重なり部分の面積としたり、重なり部分の車両の幅方向の長さで表したり、上述の重なり部分の路面の面積を後輪のタイヤが通る路面の面積で割った値で表したり、重なり部分の幅方向の長さをタイヤの幅で割った値で表したりすること等ができる。
(3)前記ゲイン決定部が、前記重なりを表す値を、前記前輪の軌跡と前記後輪の軌跡との差が大きい場合は小さい場合より、小さい値であるとする軌跡対応重なり取得部を含む(1)項または(2)項に記載のサスペンション制御装置(請求項2)。
前輪の軌跡と後輪の軌跡との差が大きい場合は小さい場合より重なりが少ないとすることができる。この場合において、前輪のタイヤ、後輪のタイヤの幅を考慮する必要があるが、前輪、後輪のタイヤの幅が予め既知である場合には、直接的にタイヤの幅を考慮する必要性は低く、軌跡の差から重なりの程度を取得することが可能となる。
前輪の軌跡と後輪の軌跡との差は、車両の同じ側の車輪の軌跡の差(例えば、右前輪の軌跡と右後輪の軌跡との差、左前輪の軌跡と左後輪の軌跡との差)としても、前輪側の軌跡と後輪側の軌跡との差としてもよい。
(4)前記軌跡対応重なり取得部が、車両の幅方向の同じ側の前輪の軌跡と後輪の軌跡との差を取得する軌跡差取得部を含む(3)項に記載のサスペンション制御装置。
(5)前記軌跡対応重なり取得部が、前記前輪の軌跡と前記後輪の軌跡との差がタイヤの幅以下である場合には前記重なりが有るが、前記軌跡の差がタイヤの幅より大きい場合は前記重なりがないと判定する重なり有無判定部を含む(3)項または(4)項に記載のサスペンション制御装置。
軌跡差(旋回半径の差である場合には、旋回半径が大きい方から小さい方を引いた値)がタイヤの幅以下である場合には、重なりが有ると推定でき、タイヤの幅より大きい場合には、重なりがないと推定することができる。
タイヤの幅は、前輪と後輪とで同じである場合にはそのタイヤの幅とし、前輪と後輪とで異なる場合には、これらの平均値とすることができる。
(6)前記軌跡対応重なり取得部が、前記前輪のタイヤが通る路面と前記後輪のタイヤが通ると予測される路面とが重なると予測される部分の前記車両の幅方向の長さを前記後輪のタイヤの幅で割った値であるラップ率を取得するラップ率取得部を含む(3)項ないし(5)項のいずれか1つに記載のサスペンション制御装置(請求項3)。
ラップ率が高い場合は低い場合より、後輪のタイヤが通る路面に対する重なり部分の比率が高くなり、プレビュー制御がより有効であると考えることができる。そのため、ラップ率が高い場合は低い場合よりゲインを大きい値とすることは妥当なことである。
なお、ラップ率は、前輪と後輪とでタイヤの幅が同じである場合に、そのタイヤの幅から軌道差を引いた値をタイヤの幅で割った値として取得することができる。
(7)前記軌跡対応重なり取得部が、前記軌跡を、前記車両の旋回時の、前記前輪および後輪各々の旋回半径として取得する旋回半径取得部を含む(3)項ないし(6)項のいずれか1つに記載のサスペンション制御装置(請求項4)。
旋回半径を軌跡として採用することができ、旋回半径の差(旋回半径が大きい方から小さい方を引いた値)が大きい場合は小さい場合より軌跡の差が大きいと考えることができる。
また、車輪のスリップが大きい場合には、旋回半径の取得が行われないようにすることが望ましい。スリップが大きい場合は、旋回半径を精度よく取得することが難しいからである。なお、スリップが大きい場合は、重なりを取得したり、重なりに応じてゲインを取得したりすることが行われないようにして、ゲインを0とすることもできる。
(8)前記後輪のサスペンションへの制御指令値を、前記少なくとも1つのセンサによる検出値が取得された時点から、前記車両のホイールベースと前記車両の走行速度とで決まる余裕時間から制御遅れ時間を引いた時間が経過した後に出力するプレビュー制御部を含む(1)項ないし(7)項のいずれか1つに記載のサスペンション制御装置(請求項5)。
余裕時間から制御遅れ時間を引いた時間が経過した後に制御指令値が出力されるようにすれば、制御対象輪の上下方向の振動を良好に抑制することができる。
(9)前記ゲイン決定部が、前記重なりを表す値が予め定められた第1設定値より小さい場合に、前記ゲインを前記重なりを表す値が小さくなるのに伴って小さい値に決定するゲイン漸減部を含む(1)項ないし(8)項のいずれか1つに記載のサスペンション制御装置(請求項6)。
(10)前記ゲイン決定部が、前記重なりを表す値が前記第1設定値以上である場合に、前記ゲインを、予め定められた設定ゲイン以上の値に決定する手段を含む(9)項に記載のサスペンション制御装置。
車両の旋回中においては、ラップ率が1、すなわち、前輪のタイヤが通った路面と後輪のタイヤが通る路面とが同じになることがないため、プレビュー制御が行われないようにすることもできる。
それに対して、例えば、ラップ率が0.8(第1設定値)以上である場合には、プレビュー制御が有効であるとして、ゲインを設定ゲイン以上の大きい値とすることができる。ゲインは、固定値であっても可変値であってもよいが、いずれにしても、設定ゲインより小さい値にされることはない。
また、ラップ率が0.8より小さい場合には、ラップ率の減少に伴ってゲインが小さい値とされる。ゲインは、ラップ率の低下に伴って連続的に減少する値であっても段階的に減少する値であってもよく、連続的に減少する値である場合には、直線的に減少する値としたり、曲線的に減少する値としたりすることができる。
(11)前記ゲイン決定部が、前記重なりを表す値が、前記第1設定値より小さい予め定められた第2設定値以下の場合に、前記ゲインを0とする0決定部を含む(1)項ないし(10)項のいずれか1つに記載のサスペンション制御装置。
例えば、第2設定値を、重なりがないことを表す値とすることもでき、重なりがない場合にゲインが0とされる。また、第2設定値を、重なりが少なく、プレビュー制御の効果が非常に小さいと考えられる値とすることもでき、その場合には、重なりがあっても、ゲインが0とされる。
(12)前記ゲイン決定部が、前記車両の走行速度が大きい場合は小さい場合より、前記ゲインを小さい値に決定する車速対応ゲイン決定部を含む(1)項ないし(11)項のいずれか1つに記載のサスペンション制御装置。
旋回中において、車両の走行速度が大きい場合は小さい場合より、ゲインを小さい値とすれば、後輪のサスペンションの制御をより適切に行うことが可能となる。ゲインは、車速が制御対象のサスペンションの制御遅れで決まる車速より大きい場合に小さくされる値とすることもできる。
本項に記載のサスペンション装置においては、ゲインが、旋回状態と車速との両方で決められることになる。
(13)前記制御対象輪のサスペンションが、その制御対象輪を保持するばね下部材とばね上部材との間に設けられ、ほぼ上下方向の力を発生させる上下方向力発生装置を含み、当該サスペンション制御装置が、前記少なくとも1つのセンサによる検出値と前記ゲインとに基づいて、前記上下方向力発生装置を制御する上下方向力制御装置を含む(1)項ないし(12)項のいずれか1つに記載のサスペンション制御装置(請求項7)。
上下方向力発生装置は、ばね下部材とばね上部材との間に設けられ、上下方向の力を発生させるものである。上下方向の力とは、上下方向の成分を有する方向の力であり、車両の上下方向であっても、車両の上下方向に対して多少傾いた方向であってもよい。
上下方向力発生装置によって発生させられる上下方向力の向きは、ばね下部材の車体、車輪に対する連結部の構造、上下方向力発生装置とばね下部材との連結の状態等で決まる。ばね下部材が上下方向に回動可能に連結されており、前後方向、幅方向の移動(あるいは回動)が許容されていない場合には、発生させられる力は上下方向の力であると考えることができる。
上下方向力発生装置をセンサによる検出値とゲインとに基づいて制御すれば、制御対象輪の上下方向の振動を良好に抑制することができる。上下方向力は、後述するように、減衰力としたり、弾性力としたりすることができる。
(14)前記上下方向力発生装置が、減衰力を発生させる減衰力発生装置を含み、前記上下方向力制御装置が、前記少なくとも1つのセンサによる検出値に基づいて、前記制御対象輪に対応する前記ばね上部材の上下方向の絶対速度と、前記制御対象輪を保持する前記ばね下部材の上下方向の絶対速度と、それらばね上部材とばね下部材との上下方向の相対速度とのうちの1つ以上の速度を推定するとともに、少なくとも、その推定した1つ以上の速度と前記ゲインとに基づいて決まる値を目標減衰力とする目標減衰力決定部と、前記減衰力発生装置を制御して、その目標減衰力決定部によって決定された目標減衰力を出力させる減衰力制御部とを含む(13)項に記載のサスペンション制御装置。
上下方向力発生装置の制御により減衰力が発生させられ、それによって上下方向の振動が抑制される。減衰力は、ばね上部材の上下方向の絶対速度に応じた大きさとしても、ばね上部材とばね下部材との相対速度に応じた大きさとしても、ばね下部材の絶対速度に応じた大きさとしてもよい。また、減衰力の大きさを決める際、あるいは、減衰係数を決める際には、これらのうちの2つ以上の速度が考慮されることもある。
また、上下方向力発生装置において発生させられる上下方向力は、これらの2つ以上の減衰力を含む大きさとすることができる。例えば、ばね上部材の絶対速度に応じた減衰力とばね下部材の絶対速度に応じた減衰力とを含む大きさに制御することができるのである。
センサによる検出値に基づいて、ばね上部材の絶対速度が取得される場合、ばね下部材の絶対速度が取得される場合、ばね上ばね下の相対速度が取得される場合等があるのであり、センサによる検出値と取得される速度とは同じであるとは限らない。
(15)前記上下方向力発生装置が、弾性力を発生させる弾性力発生装置を含み、前記上下方向力制御装置が、前記少なくとも1つのセンサによる検出値に基づいて前記制御対象輪に対応する前記ばね上部材の上下方向の変位と、前記制御対象輪を保持するばね下部材の上下方向の変位と、それらばね上部材とばね下部材との上下方向の相対変位とのうちの1つの変位を推定するとともに、少なくとも、その推定した1つの変位と前記ゲインとで決まる値を目標弾性力とする目標弾性力決定部と、前記弾性力発生装置を制御して、その目標弾性力決定部によって決定された目標弾性力を出力させる弾性力制御部とを含む(13)項または(14)項に記載のサスペンション制御装置。
上下方向力発生装置の制御により、弾性力が発生させられ、それによって、制御対象輪の上下方向の振動が抑制される。
また、上下方向力発生装置において発生させられる上下方向力は、これらの2つ以上の弾性力を含む大きさとすることができる。例えば、ばね上部材の変位に応じた弾性力とばね下部材の変位に応じた弾性力とを含む大きさに制御することができる。さらに、上下方向力が、減衰力と弾性力との和の大きさとなるように、制御することもできる。
(16)前記上下方向力発生装置が、前記ばね下部材と前記ばね上部材とのいずれか一方に一端部が連結され、他方に他端部が連結された弾性部材を含み、前記上下方向力制御装置が、前記弾性部材を復元力に抗して弾性変形させる駆動源を含み、前記弾性部材の弾性変形量を変化させて、前記上下方向力を制御する弾性変形量制御部を含む(13)項ないし(15)項のいずれか1つに記載のサスペンション制御装置(請求項8)。
(17)前記弾性部材が、前記車両の前後方向に延びた第1バー部と幅方向に延びた第2バー部とを含む概してL字形を成したバーであり、前記駆動源が、前記L字形のバーの第1バー部と第2バー部とのいずれか一方を、それの軸線回りに回転させる電動モータを含む(16)項に記載のサスペンション制御装置。
(18)前記弾性部材が、前記車両の前後方向に延びた第1バー部と幅方向に延びた第2バー部とのいずれか一方から成るロッドであり、前記駆動源が、前記ロッドに曲げモーメントを加える電動モータを含む(16)項または(17)に記載のサスペンション制御装置。
弾性部材は、上下方向から見た場合に、L字形を成した部材であっても、直線状に延びた部材であってもよい。換言すれば、上下方向に湾曲した形状であっても差し支えない。
(19)前記ばね下部材と前記ばね上部材との間に、前記上下方向力発生装置と並列に、その上下方向力発生装置に含まれる弾性部材とは別の弾性部材としてのサスペンションスプリングが設けられた(13)項ないし(18)項のいずれか1つに記載のサスペンション制御装置。
ばね下部材とばね上部材との間に、上下方向力発生装置の弾性部材と、その弾性部材とは別の弾性部材であるサスペンションスプリングとが設けられる。上下方向力発生装置に含まれる弾性部材は、前述のように、駆動源により弾性変形させられ、上下方向力が発生させられるが、サスペンションスプリングは、駆動源によって弾性変形させられるのではなく、車輪に加えられる荷重等により弾性変形させられる。
車輪に加えられる荷重は、サスペンションスプリングと弾性部材とが受ける。しかし、駆動源の非作動状態において、弾性部材が弾性変形していない状態においては、弾性部材には力が発生せず、荷重はサスペンションスプリングが受ける。この状態が上下方向力発生装置の駆動源の基準状態である。基準状態は、車輪に加えられる荷重で決まり、荷重が大きい場合は小さい場合よりばね上ばね下間の距離が短くなる。
基準状態から、例えば、駆動源の電動モータを一方向に回転させた場合には、ばね上部材とばね下部材との間の距離が大きくなる。サスペンションスプリングの弾性力の向きと弾性部材の弾性力の向きとは同じである。ばね上ばね下間の距離が大きくなり、サスペンションスプリングの弾性力が小さくなると、弾性部材の弾性力が大きくなるのであり、これらの和は、荷重に応じた大きさに維持される。
基準状態から、電動モータを他方向に回転させた場合には、ばね上部材とばね下部材との間の距離が小さくなる。サスペンションスプリングの弾性力の向きと弾性部材の弾性力の向きとは逆となる。ばね上ばね下間の距離が小さくなり、サスペンションスプリングの弾性力が大きくなると、弾性部材のその逆向きの弾性力が大きくなる。
弾性部材がL字形のバーである場合には、第1バー部と第2バー部との一方(以下、シャフト部と称する)が軸線回りに回転させられると、他方(以下、アーム部と称する)が回動させられ、それによって、ばね上ばね下間の距離が変化する。また、シャフト部が捩られると、シャフト部に加えられる捩れモーメント(電動モータによって加えられたトルクと同じ)とアーム部に加えられる曲げモーメントとが等しくなるため、それで決まる大きさの上下方向力がばね下部材に加えられる。
弾性部材が直線状のロッドである場合には、ロッドに電動モータによって加えられたトルクと曲げモーメントとが等しくなるため、それで決まる大きさの上下方向力がばね下部材に加えられる。
弾性部材がL字形のバーである場合と直線状のロッドである場合とを比較すると、いずれにおいても、電動モータによって弾性部材に加えられるトルクと曲げモーメントとが等しくなる大きさに応じた上下方向力が発生させられる点については同じである(捩れ応力と曲げ応力とが、同時に許容応力に達することが前提)。
また、弾性部材がL字形のバーである場合には、シャフト部の軸線回りの回転によりアーム部が回動させられるのに対して、直線状のロッドである場合には、直線状のロッドが直接電動モータによって回動させられる。そのため、直線状のロッドの長さとL字形のバーのアーム部の長さとが同じである場合には、L字形のバーとした方が、直線状のロッドとする場合に比較して、駆動源を、車体(ばね上部材)の車輪から離れた部分に設けることができるという利点がある。
(20)車両に設けられた少なくとも1つのセンサによる検出値に基づいて、その少なくとも1つのセンサの検出対象部より後方にある制御対象輪のサスペンションを制御するサスペンション制御装置であって、
前記前輪のタイヤが通った路面と前記後輪のタイヤが通ると予測される路面との重なりを予測し、その重なりを表す値が、予め定められた第1設定値以上である場合には、前記サスペンションの制御に使用されるゲインを予め定められた設定ゲイン以上の値に決定し、前記第1設定値より小さい第2設定値以下である場合には、前記ゲインを0に決定するゲイン決定部を含むことを特徴とするサスペンション制御装置。
本項に記載のサスペンション制御装置には、(1)項ないし(19)項のいずれかに記載の技術的特徴を採用することができる。
重なりを表す値が第1設定値より小さく、第2設定値より大きい場合には、ゲインを、重なりを表す値の減少に伴って小さくなる値とすることができる。
(21)車両に設けられた少なくとも1つのセンサによる検出値に基づいて、その少なくとも1つのセンサの検出対象部より後方にある制御対象輪のサスペンションを制御するサスペンション制御装置であって、
前記車両が直進走行している場合には、前記サスペンションの制御に使用されるゲインを、前記車両の走行速度が大きい場合は小さい場合より小さい値に決定し、前記車両が旋回走行している場合には、前記ゲインを、前記車両の操舵輪の舵角の絶対値が大きい場合は小さい場合より小さい値に決定するゲイン決定部を含むことを特徴とするサスペンション制御装置。
本項に記載のサスペンション制御装置には、(1)項ないし(20)項のいずれかに記載の技術的特徴を採用することができる。
(22)車両に設けられ、路面の同じ検出対象部分の凹凸の状態を検出する少なくとも1つの路面センサを含み、その少なくとも1つの路面センサによる検出値に基づいて、前記路面の検出対象部分より後方にある制御対象輪のサスペンションを制御するサスペンション制御装置であって、
前記路面の検出対象部分と前記制御対象輪のタイヤが通ると予測される路面との重なりを予測し、その重なりが少ない場合は多い場合より、前記サスペンションの制御に使用されるゲインを小さい値に決定するゲイン決定部を含むことを特徴とするサスペンション制御装置(請求項9)。
本項に記載のサスペンション制御装置には、(1)項ないし(21)項のいずれかに記載の技術的特徴を採用することができる。
(23)車両に設けられ、路面の同じ検出対象部分の凹凸の状態を検出する少なくとも1つの路面センサを含み、その少なくとも1つの路面センサによる検出値に基づいて、前記路面の検出対象部分より後方にある制御対象輪のサスペンションを制御するサスペンション制御装置であって、
前記路面の検出対象部分と前記制御対象輪のタイヤが通ると予測される路面とを予測し、その検出対象部分の前記タイヤが通ると予測される路面に対する相対位置に基づいて、前記サスペンションの制御に使用されるゲインを決定するゲイン決定部を含むことを特徴とするサスペンション制御装置。
本項に記載のサスペンション制御装置には、(1)項ないし(22)項のいずれかに記載の技術的特徴を採用することができる。
例えば、検出対象部分が、制御対象輪のタイヤが通る路面の幅方向の中央部に位置する場合には、中央から離れた部分に位置する場合より、ゲインを大きい値にすることができる。
(1) A rear wheel that is provided on the front wheel side of the vehicle and includes at least one sensor that detects the behavior in the vertical direction of the front wheel side portion, and is a wheel to be controlled of the vehicle based on a detection value by the at least one sensor. A suspension control device for controlling a suspension of a wheel,
Predict the overlap between the road surface through which the front wheel tire passes and the road surface through which the rear wheel tire is expected to pass, and if the overlap is small, the gain used for controlling the suspension is smaller than when there is more. A suspension control device including a gain determining unit for determining the number of the suspensions.
(2) The gain determination unit includes an overlap acquisition unit that acquires a value representing an overlap between a road surface on which the front wheel tire passes and a road surface on which the rear wheel tire is predicted to pass. Suspension control device.
The value representing the overlap is a value corresponding to the overlap with one to one, and is a value representing the degree of overlap. For example, it can be acquired based on the difference between the trajectories of the front wheels and the rear wheels and the widths of the tires of the front wheels and the rear wheels.
For example, as described above, when the travel distance of the vehicle is a predetermined set distance, the area of the overlapping portion with respect to the area of the road surface through which the tire of the rear wheel passes, or the length of the overlapping portion in the width direction of the vehicle Express the value by dividing the road surface area of the overlapping part by the area of the road surface through which the rear wheel tire passes, or by dividing the width of the overlapping part in the width direction by the tire width. Etc.
(3) The gain determination unit includes a trajectory corresponding overlap acquisition unit that determines that the value representing the overlap is a smaller value than when the difference between the trajectory of the front wheel and the trajectory of the rear wheel is small. The suspension control device according to item (1) or (2) (claim 2).
When the difference between the trajectory of the front wheel and the trajectory of the rear wheel is large, it can be assumed that there is less overlap than when the trajectory is small. In this case, it is necessary to consider the widths of the front and rear tires, but if the front and rear tire widths are known in advance, it is necessary to directly consider the tire width. Is low, and the degree of overlap can be obtained from the difference in trajectory.
The difference between the trajectory of the front wheel and the trajectory of the rear wheel is the difference between the trajectories of the wheels on the same side of the vehicle (for example, the difference between the trajectory of the right front wheel and the trajectory of the right rear wheel, the trajectory of the left front wheel and the trajectory of the left rear wheel Or the difference between the locus on the front wheel side and the locus on the rear wheel side.
(4) The suspension control device according to (3), wherein the trajectory corresponding overlap acquisition unit includes a trajectory difference acquisition unit that acquires a difference between the trajectory of the front wheel and the trajectory of the rear wheel on the same side in the vehicle width direction.
(5) When the difference between the trajectory of the front wheel and the trajectory of the rear wheel is equal to or less than the width of the tire, the trajectory corresponding overlap acquisition unit has the overlap, but the difference in the trajectory is larger than the width of the tire. In some cases, the suspension control device according to (3) or (4), including an overlap presence / absence determination unit that determines that there is no overlap.
If the trajectory difference (the difference between the turning radii is the value obtained by subtracting the smaller turning radius from the larger turning radius) is less than or equal to the tire width, it can be estimated that there is an overlap and is greater than the tire width. It can be estimated that there is no overlap.
The width of the tire can be the width of the tire when the front wheel and the rear wheel are the same, and can be the average of these when the front wheel and the rear wheel are different.
(6) The trajectory-corresponding overlap acquisition unit calculates the length in the width direction of the vehicle of the portion predicted to overlap the road surface on which the front wheel tire passes and the road surface on which the rear wheel tire is predicted to pass. The suspension control device according to any one of (3) to (5), further including a lap ratio acquisition unit that acquires a lap ratio that is a value divided by the width of the tire of the rear wheel.
When the lap rate is high, the ratio of the overlapping portion to the road surface through which the rear wheel tire passes is higher than when the lap rate is low, and it can be considered that the preview control is more effective. Therefore, when the wrap rate is high, it is appropriate to set the gain to a larger value than when the lap rate is low.
The lap rate can be obtained as a value obtained by dividing a value obtained by subtracting a track difference from the width of the tire and dividing the tire width by the tire width when the tire width is the same between the front wheel and the rear wheel.
(7) The trajectory corresponding overlap acquisition unit includes a turning radius acquisition unit that acquires the trajectory as a turning radius of each of the front wheel and the rear wheel when the vehicle is turning. The suspension control device according to any one of claims (claim 4).
The turning radius can be adopted as the trajectory, and when the difference in turning radius (the value obtained by subtracting the smaller one from the larger turning radius) is large, it can be considered that the difference in the trajectory is larger than when the turning radius is small.
Further, when the slip of the wheel is large, it is desirable not to obtain the turning radius. This is because when the slip is large, it is difficult to accurately obtain the turning radius. When the slip is large, the gain can be set to 0 without acquiring the overlap or acquiring the gain according to the overlap.
(8) The control command value for the suspension of the rear wheel is determined from the time when the detected value by the at least one sensor is acquired, from the margin time determined by the wheel base of the vehicle and the traveling speed of the vehicle. The suspension control device according to any one of (1) to (7), further including a preview control unit that outputs after a time when subtracting has elapsed.
If the control command value is output after the time obtained by subtracting the control delay time from the allowance time, the vertical vibration of the wheel to be controlled can be satisfactorily suppressed.
(9) Gain gradual reduction in which the gain determining unit determines the gain to be a smaller value as the value representing the overlap becomes smaller when the value representing the overlap is smaller than a predetermined first set value The suspension control device according to any one of (1) to (8), including a section (claim 6).
(10) In the item (9), the gain determining unit includes means for determining the gain to be a value equal to or greater than a predetermined set gain when a value representing the overlap is equal to or greater than the first set value. The suspension control device described.
While the vehicle is turning, the lap ratio is 1, that is, the road surface through which the front wheel tire passes and the road surface through which the rear wheel tire do not become the same, so that preview control may not be performed. it can.
On the other hand, for example, when the lap rate is 0.8 (first set value) or more, the gain can be set to a value greater than or equal to the set gain, assuming that preview control is effective. The gain may be a fixed value or a variable value, but in any case, the gain is not made smaller than the set gain.
Further, when the wrap rate is smaller than 0.8, the gain becomes a small value as the wrap rate decreases. The gain may be a continuously decreasing value or a gradually decreasing value as the lap rate decreases, and if it is a continuously decreasing value, it is a linearly decreasing value. Or a value that decreases in a curvilinear manner.
(11) The gain determination unit includes a 0 determination unit that sets the gain to 0 when a value representing the overlap is equal to or smaller than a predetermined second set value smaller than the first set value. The suspension control device according to any one of
For example, the second set value may be a value indicating that there is no overlap, and the gain is set to 0 when there is no overlap. Also, the second set value can be a value that is considered to have little overlap and the effect of preview control is very small. In this case, the gain is set to 0 even if there is an overlap.
(12) The gain determination unit includes any one of the items (1) to (11), wherein the gain determination unit includes a vehicle speed corresponding gain determination unit that determines the gain to a smaller value than when the vehicle traveling speed is large. Suspension control device described in one.
During turning, the rear wheel suspension can be more appropriately controlled by setting the gain to a smaller value when the vehicle traveling speed is large than when the vehicle is traveling at a low speed. The gain may be a value that is decreased when the vehicle speed is higher than the vehicle speed determined by the control delay of the suspension to be controlled.
In the suspension device described in this section, the gain is determined by both the turning state and the vehicle speed.
(13) The suspension of the wheel to be controlled includes a vertical force generator provided between an unsprung member and a sprung member that holds the wheel to be controlled, and generates a force in a substantially vertical direction. Any one of the items (1) to (12), wherein the control device includes a vertical force control device that controls the vertical force generation device based on a value detected by the at least one sensor and the gain. A suspension control device according to claim 7 (Claim 7).
The vertical force generator is provided between the unsprung member and the sprung member, and generates a force in the vertical direction. The vertical force is a force having a vertical component, and may be a vertical direction of the vehicle or a direction slightly inclined with respect to the vertical direction of the vehicle.
The direction of the vertical force generated by the vertical force generator is determined by the body of the unsprung member, the structure of the connecting portion with respect to the wheel, the state of connection between the vertical force generator and the unsprung member, and the like. If the unsprung member is connected so as to be rotatable in the vertical direction, and the movement (or rotation) in the front-rear direction and the width direction is not permitted, the generated force is considered to be a vertical force. be able to.
If the vertical force generator is controlled based on the detection value and gain by the sensor, the vertical vibration of the wheel to be controlled can be satisfactorily suppressed. The vertical force can be a damping force or an elastic force, as will be described later.
(14) The vertical force generating device includes a damping force generating device that generates a damping force, and the vertical force control device corresponds to the wheel to be controlled based on a detection value by the at least one sensor. Of the absolute speed in the vertical direction of the sprung member, the absolute speed in the vertical direction of the unsprung member holding the wheel to be controlled, and the relative speed in the vertical direction of the sprung member and the unsprung member A target damping force determining unit that estimates one or more speeds and at least a value determined based on the estimated one or more speeds and the gain, and controls the damping force generator. And a damping force control unit that outputs the target damping force determined by the target damping force determination unit.
A damping force is generated by the control of the vertical force generator, thereby suppressing vertical vibrations. The damping force is a magnitude corresponding to the absolute speed of the unsprung member, whether it is a magnitude corresponding to the absolute speed of the sprung member in the vertical direction or a magnitude corresponding to the relative speed between the sprung member and the unsprung member. It may be good. When determining the magnitude of the damping force or determining the damping coefficient, two or more of these speeds may be considered.
Further, the vertical force generated in the vertical force generator can be a magnitude including these two or more damping forces. For example, the magnitude can be controlled to include a damping force corresponding to the absolute speed of the sprung member and a damping force corresponding to the absolute speed of the unsprung member.
When the absolute speed of the sprung member is acquired based on the detection value by the sensor, when the absolute speed of the unsprung member is acquired, the relative speed of the unsprung member may be acquired, etc. The value detected by the sensor and the acquired speed are not necessarily the same.
(15) The vertical force generator includes an elastic force generator that generates an elastic force, and the vertical force controller corresponds to the wheel to be controlled based on a detection value by the at least one sensor. One of a displacement in the vertical direction of the sprung member, a displacement in the vertical direction of the unsprung member that holds the control target wheel, and a relative displacement in the vertical direction between the sprung member and the unsprung member. A target elastic force determination unit that sets a target elastic force to a value determined by at least one estimated displacement and the gain, and the elastic force generator is controlled and determined by the target elastic force determination unit The suspension control device according to item (13) or (14), further including an elastic force control unit that outputs the target elastic force.
By controlling the vertical force generating device, an elastic force is generated, thereby suppressing the vertical vibration of the wheel to be controlled.
Further, the vertical force generated in the vertical force generator can have a magnitude including these two or more elastic forces. For example, the magnitude can be controlled to include an elastic force corresponding to the displacement of the sprung member and an elastic force corresponding to the displacement of the unsprung member. Further, the vertical force can be controlled so as to be the sum of the damping force and the elastic force.
(16) The vertical force generator includes an elastic member having one end connected to one of the unsprung member and the sprung member and the other end connected to the other, and the vertical force The control device includes a drive source that elastically deforms the elastic member against a restoring force, and includes an elastic deformation amount control unit that controls the vertical force by changing an elastic deformation amount of the elastic member (13 The suspension control device according to any one of items (15) to (15) (claim 8).
(17) The elastic member is a generally L-shaped bar including a first bar portion extending in the front-rear direction of the vehicle and a second bar portion extending in the width direction, and the drive source is the L The suspension control device according to item (16), including an electric motor that rotates one of the first bar portion and the second bar portion of the character-shaped bar about its axis.
(18) The elastic member is a rod composed of one of a first bar portion extending in the front-rear direction of the vehicle and a second bar portion extending in the width direction, and the drive source is bent to the rod. The suspension control device according to (16) or (17), including an electric motor that applies a moment.
The elastic member may be an L-shaped member or a member extending in a straight line when viewed from above and below. In other words, the shape may be curved in the vertical direction.
(19) A suspension spring is provided between the unsprung member and the sprung member in parallel with the vertical force generator as an elastic member different from the elastic member included in the vertical force generator. The suspension control device according to any one of (13) to (18).
Between the unsprung member and the sprung member, an elastic member of the vertical force generator and a suspension spring which is an elastic member different from the elastic member are provided. As described above, the elastic member included in the vertical force generator is elastically deformed by the drive source to generate the vertical force, but the suspension spring is not elastically deformed by the drive source. It is elastically deformed by a load applied to the.
The load applied to the wheel is received by the suspension spring and the elastic member. However, when the elastic member is not elastically deformed when the drive source is not in operation, no force is generated in the elastic member, and the load is received by the suspension spring. This state is the reference state of the drive source of the vertical force generator. The reference state is determined by the load applied to the wheel. When the load is large, the distance between the sprung springs is shorter than when the load is small.
For example, when the electric motor of the drive source is rotated in one direction from the reference state, the distance between the sprung member and the unsprung member increases. The direction of the elastic force of the suspension spring and the direction of the elastic force of the elastic member are the same. When the distance between the unsprung springs increases and the elastic force of the suspension spring decreases, the elastic force of the elastic member increases, and the sum of these is maintained at a magnitude corresponding to the load.
When the electric motor is rotated in the other direction from the reference state, the distance between the sprung member and the unsprung member is reduced. The direction of the elastic force of the suspension spring is opposite to the direction of the elastic force of the elastic member. When the distance between the unsprung springs becomes smaller and the elastic force of the suspension spring becomes larger, the elastic force in the opposite direction of the elastic member becomes larger.
When the elastic member is an L-shaped bar, when one of the first bar portion and the second bar portion (hereinafter referred to as the shaft portion) is rotated around the axis, the other (hereinafter referred to as the arm portion). ) Is rotated, thereby changing the distance between the sprung sprung. Also, when the shaft portion is twisted, the torsional moment applied to the shaft portion (same as the torque applied by the electric motor) and the bending moment applied to the arm portion become equal, so the vertical force of the magnitude determined by it is Added to the unsprung member.
When the elastic member is a linear rod, the torque applied to the rod by the electric motor is equal to the bending moment, so that a vertical force of a magnitude determined by the torque is applied to the unsprung member.
Comparing the case where the elastic member is an L-shaped bar and the case where it is a linear rod, in either case, the vertical direction according to the magnitude at which the torque and bending moment applied to the elastic member by the electric motor are equal. The same is true for the point at which the force is generated (assuming that the torsional stress and bending stress simultaneously reach the allowable stress).
Further, when the elastic member is an L-shaped bar, the arm portion is rotated by rotation around the axis of the shaft portion, whereas when the elastic member is a linear rod, the linear rod is It is rotated directly by an electric motor. Therefore, when the length of the linear rod is the same as the length of the arm portion of the L-shaped bar, the L-shaped bar is the driving source compared to the linear rod. Can be provided in a portion away from the wheel of the vehicle body (sprung member).
(20) A suspension control device for controlling a suspension of a wheel to be controlled behind a detection target portion of at least one sensor based on a detection value by at least one sensor provided in the vehicle,
When the overlap between the road surface through which the front wheel tire passes and the road surface through which the rear wheel tire is predicted to pass is predicted, and the value representing the overlap is equal to or greater than a predetermined first set value, A gain determination for determining a gain used for controlling the suspension to be a value equal to or greater than a predetermined set gain and determining the gain to be 0 when the gain is equal to or less than a second set value smaller than the first set value. A suspension control device comprising a portion.
The suspension control device described in this section can employ the technical features described in any one of the items (1) to (19).
When the value representing the overlap is smaller than the first set value and greater than the second set value, the gain can be a value that decreases as the value representing the overlap decreases.
(21) A suspension control device for controlling a suspension of a wheel to be controlled behind a detection target portion of the at least one sensor based on a detection value by at least one sensor provided in the vehicle,
When the vehicle is traveling straight ahead, the gain used for controlling the suspension is determined to be a smaller value when the traveling speed of the vehicle is high, and when the vehicle is turning. Includes a gain determining unit that determines the gain to be a smaller value when the absolute value of the steering angle of the steering wheel of the vehicle is large.
The suspension control device described in this section can employ the technical features described in any one of the items (1) to (20).
(22) The vehicle includes at least one road surface sensor that detects an uneven state of the same detection target portion on the road surface, and is behind the detection target portion of the road surface based on a detection value by the at least one road surface sensor. A suspension control device for controlling the suspension of the wheel to be controlled in
The overlap between the detection target portion of the road surface and the road surface on which the tire of the wheel to be controlled is predicted to pass is predicted, and the gain used for controlling the suspension is set to a smaller value than when the overlap is small. A suspension control device comprising a gain determining unit for determining (suspension control device).
The suspension control device described in this section can employ the technical features described in any one of the items (1) to (21).
(23) The vehicle includes at least one road surface sensor that detects the uneven state of the same detection target portion on the road surface, and is located behind the detection target portion of the road surface based on a detection value by the at least one road surface sensor. A suspension control device for controlling the suspension of the wheel to be controlled in
Control of the suspension based on the relative position of the detection target portion with respect to the road surface predicted to pass the tire is predicted by predicting the detection target portion of the road surface and the road surface predicted to pass the tire of the wheel to be controlled. A suspension control device including a gain determining unit that determines a gain used in the vehicle.
The suspension control device described in this section can employ the technical features described in any one of the items (1) to (22).
For example, when the detection target portion is located at the center portion in the width direction of the road surface through which the tire of the control subject wheel passes, the gain can be set to a larger value than when the detection target portion is located at a portion away from the center.
以下、本発明の一実施例であるサスペンション制御装置を含むサスペンションシステムについて説明する。
図2,3において、車両の前後左右の各車輪12FR、FL、RL、RRとばね上部材としての車体14との間にサスペンション16が設けられる。
サスペンション16は、サスペンションスプリングとしてのコイルスプリング20FR、FL、RL、RR、ショックアブソーバ(以下、アブソーバと略称する場合がある)22FR、FL、RL、RR、上下方向力発生装置24FR、FL、RL、RR等を含む。以下、車輪の位置を表す添え字FR、FL、RL、RRはこれらを区別する必要がある場合に記載するが、区別する必要がない場合には記載しない。また、前輪側と後輪側とを区別する必要が場合に、添え字F、Rを付すことがある。さらに、前後左右の車輪のうちの任意の一輪を表す場合において、それが同じ車輪であること表す場合に、添え字ij(i=F、R j=R、L)を付すことがある。
また、図3に示すように、サスペンション16は、第1アッパアーム40,第2アッパアーム42,第1ロアアーム44,第2ロアアーム46,トーコントロールアーム48等の複数のサスペンションアームを含む。本実施例において、サスペンション16はマルチリンク式とされている。これら5本のサスペンションアーム40,42,44,46,48は、それぞれの一端部において、車体14に回動可能に連結され、他端部において、車輪12を相対回転可能に保持するアクスルキャリア50に回動可能に連結されている。アクスルキャリア50は、車体14に、それら5本のアーム40,42,44,46,48により予め定められた軌跡に沿って上下方向に相対移動可能とされる。
Hereinafter, a suspension system including a suspension control apparatus according to an embodiment of the present invention will be described.
2 and 3, a
The
As shown in FIG. 3, the
ショックアブソーバ22は、図4に示すように、ばね上部材としての車体14と、ばね下部材としての第2ロアアーム46との間に、原則的に、上下方向に相対移動不能、かつ、揺動可能に連結されている。ショックアブソーバ22は、減衰特性制御装置56を含み、減衰特性が連続的に制御可能とされている。
ショックアブソーバ22は、ハウジング60とピストン62とを含み、ハウジング60において第2ロアアーム46に連結され、ピストン62のピストンロッド64において、マウント部54を介して車体14に連結される。ピストンロッド64は、中間部において、ハウジング60の蓋部66にシール68を介して摺接させられる。
ハウジング60は、図5に示すように、外筒71と内筒72とを含み、それらの間がバッファ室74とされる。上述のピストン62は、その内筒72の内側に液密かつ摺動可能に嵌合されているのであり、内筒72の内側が、上室75と下室76とに仕切られる。
ピストン62には、上室75と下室76とを接続する接続通路77、78が同心状に複数個ずつ設けられる(図5には、そのうちの2つずつが記載されている)。ピストン62の下面に配設された弁板79、上面に配設された弁板80、81は、それぞれ、ピストンロッド64に設けられた段部、ナットによって支持されている。
弁板79は、外周側にある接続通路78の開口は覆わないが、内周側にある接続通路77の開口を覆う大きさであり、上室75と下室76との液圧差が設定値以上となり、開弁圧以上の力が作用すると撓められ、上室75から下室76への作動液の流れを許容する。弁板79,接続通路77の開口部等によりリーフバルブ84が構成される。
弁板80、81は上下方向に重ねて設けられる。弁板80が接続通路78の開口を覆い、弁板80,81の接続通路77の開口に対応する部分には開口部が形成されている。下室76と上室75との液圧差が設定値以上になり、開弁圧以上の力が作用すると撓められ、下室76から上室75へ向かう作動液の流れを許容する。弁板80,81、接続通路78の開口部等によりリーフバルブ86が構成される。
下室76と上述のバッファ室74との間には、リーフバルブを備えたベースバルブ本体88が設けられる。
As shown in FIG. 4, the
The
As shown in FIG. 5, the
The
The
The
A
減衰特性制御装置56は、図4に示すように、電動モータ90,電動モータ90の回転を直線運動に変換する運動変換機構91,調節ロッド92等を含む。ピストンロッド64の内部には、それの軸線方向に延びた貫通穴94が形成され、その貫通穴94に調節ロッド92が配設される。調節ロッド92は、上端部において運動変換機構91の出力部材に連結されており、電動モータ90の回転に伴ってピストンロッド64に対して直線的に相対移動させられる。電動モータ90の回転角度はモータ回転角センサ96によって検出される。
図5に示すように、貫通穴94は段付き形状を成しており、上部が大径部98、下部が小径部100とされる。小径部100において下室76に開口し、大径部98において接続通路102を介して上室75と連通させられる。上室75と下室76とは、貫通穴94,接続通路102によって互いに連通させられる。
一方、調整ロッド92の中間部の外径は大径部98の内径より小さく、かつ、小径部100の内径より大きくされており、下端部106の外径は下方にいくにつれて漸減させられる(例えば、下端部106の形状を円錐形状とすることができる)。調整ロッド92は、中間部が大径部98に位置し、下端部106が大径部98と小径部100との段差部付近に位置する状態で配設される。
調整ロッド92の下端部106の外周面と、大径部98と小径部100との段部の周縁107との間の隙間(開口面積)が、調節ロッド92(下端部106)のピストンロッド64に対する相対位置の変化に伴って、連続的に変化させられる。調整ロッド92の相対位置は、電動モータ90の回転角度からわかる。電動モータ90の制御により、可変絞り108の開口面積が制御されるのであり、調整ロッド76の下端部106、周縁107を含む貫通穴94の内周面等により流量制御弁(可変絞り)108が構成される。
なお、貫通穴94の接続通路102が接続された部分より上方にはシール部材109が設けられ、貫通穴94の内周面と調整ロッド92の外周面との間が液密に保たれる。
As shown in FIG. 4, the damping
As shown in FIG. 5, the through
On the other hand, the outer diameter of the intermediate portion of the
A clearance (opening area) between the outer peripheral surface of the
A
例えば、ばね上部材14と第2ロアアーム46(車輪12)とを接近させる向きの力、すなわち、ピストン62をハウジング60に対して相対的に下方へ移動させる向きの力が加えられた場合には、下室76の液圧が高くなる。
下室76の作動液の一部が貫通穴94の可変絞り108を通って上室75へ流れる。また、弁板80(81)に加えられる液圧差に応じた力が開弁圧以上となり、リーフバルブ86が開状態に切り換えられると、接続通路78を経て作動液が上室75へ流れる。さらに、ベースバルブ体88のリーフバルブを経てバッファ室74へ流出する。ショックアブソーバ22の減衰特性は、主として、可変絞り108の開口面積で決まる。作動液が可変絞り108を流れる際に加えられる抵抗力は、流速が同じである場合には、可変絞り108の開口面積が小さくなるほど大きくなる。本実施例においては、ショックアブソーバ全体において、減衰係数が所望の大きさとなるように、電動モータ90の制御により、可変絞り108の開口面積が制御される。
For example, when a force in a direction to bring the sprung member 14 and the second lower arm 46 (wheel 12) closer, that is, a force in a direction to move the
A part of the hydraulic fluid in the
逆に、ばね上部材14と第2ロアアーム46(車輪12)とを離間させる向きの力、すなわち、ピストン62をハウジング60に対して相対的に上方に移動させる向きの力が加えられた場合には、上室75の液圧が高くなる。
上室75内の作動液の一部が貫通穴94の可変絞り108を通って下室76へ流れる。また、弁板79に加えられる力が開弁圧以上になるとリーフバルブ84が開状態に切り換えられて、接続通路77を経て下室76に作動液が流れる。また、バッファ室74の作動液の一部がベースバルブ体88のリーフバルブを経て流入する。減衰特性は、可変絞り108の開口面積の制御によって制御される。
なお、ピストン62の移動速度(作動液の流速)が同じ場合には、減衰特性(減衰係数)の制御により減衰力が制御されるため、減衰特性の制御を減衰力の制御であると考えることもできる。
On the contrary, when a force in a direction to separate the sprung member 14 and the second lower arm 46 (wheel 12), that is, a force in a direction to move the
A part of the hydraulic fluid in the
When the moving speed of the piston 62 (the flow rate of the hydraulic fluid) is the same, the damping force is controlled by controlling the damping characteristic (damping coefficient), so the damping characteristic control is considered to be the damping force control. You can also.
前記コイルスプリング20は、ショックアブソーバ22のハウジング60の中間部に設けられた下部リテーナ110と、マウント部54に防振ゴム112を介して設けられた上部リテーナ114との間に配設される。ハウジング60は第2ロアアーム46に支持され、マウント部54において車体14に取り付けられるため、コイルスプリング20は、第2ロアアーム46と車体14との間に、ショックアブソーバ22と並列に設けられることになる。
なお、ピストンロッド64のハウジング60の内部に位置する部分には、弾性部材116が設けられ、その弾性部材116の上面が蓋部66の下面に当接することによってリバウンド方向(車輪と車体との離間方向)の移動限度が規定される。また、ハウジング60の蓋部66の上面が防振ゴム112に当接することによってバウンド方向(車輪と車体との接近方向)の移動限度が規定される。弾性部材116,あるいは、弾性部材116および蓋部66の下面によってリバウンド側のストッパが構成され、防振ゴム112,あるいは、防振ゴム112および蓋部66の上面によってリバウンド側のストッパが構成される。
The
An
上下方向力発生装置24は、図3,6に示すように、上下方向から見た場合に、概してL字形を成したバー122(弾性部材の一態様であり、以下、L字形バーと略称する)と、そのL字形バー122を軸線Ls回りに回転させるアクチュエータ(駆動源の一態様である)124とを含む。L字形バー122は、概ね車幅方向に延びるシャフト部130と、シャフト部130と交差して概ね車両の後方に延びるアーム部132とを含み、一体的に力を伝達可能に(例えば、1本のバーを曲げて)製造されたものである。アクチュエータ124は被取付部134において車体14に固定される。
L字形バー122は、それのシャフト部130のアーム部132が設けられた側とは反対側の端部において、アクチュエータ124に連結されることにより車体14に支持され、アーム部側の端部において、取付具136によって車体14に、シャフト部130の軸線Ls回りの回転を許容する状態で支持される。また、アーム部132のシャフト部130とは反対側の端部は、リンクロッド137を介して、第2ロアアーム46に連結されている。リンクロッド137は、一端部において、第2ロアアーム46に設けられたリンクロッド連結部138に揺動可能に連結され、他端部において、L字形バー122のアーム部132の端部に揺動可能に連結されている。
As shown in FIGS. 3 and 6, the vertical force generator 24 is a
The L-shaped
図7に示すように、アクチュエータ124は、電動モータ140と減速機142とを含み、L字形バー122のシャフト部130が、減速機142を介して電動モータ140の出力軸に連結される。シャフト部130には、電動モータ140の回転が減速して伝達される。
ハウジング144には、電動モータ140と減速機142とが直列に設けられる。電動モータ140の出力軸146,減速機142の出力軸148は、それぞれ、ハウジング144にベアリング150,152を介して相対回転可能に保持される。また、これら出力軸146,148は中空とされており、これらの内側に、シャフト部130が挿入される。シャフト部130は、ブッシュ型軸受け153を介してハウジング144に相対回転可能に保持される。
電動モータ140は、ハウジング144の内周面に設けられた複数のコイル154と、出力軸146と、出力軸146に設けられた複数の永久磁石155(永久磁石155は出力軸146の外周面に設けても、埋め込んでもよい。)とを含む。電動モータ140は、3相のDCブラシレスモータとされており、電動モータ140の回転角度はモータ回転角センサ156により検出される。
減速機142は、ハーモニックギヤ機構として構成されるものであり、波動発生器(ウェーブジェネレータ)157,フレキシブルギヤ(フレクスプライン)158およびリングギヤ(サーキュラスプライン)160を含む。波動発生器157は、楕円状カムと、それの外周に嵌められたボールベアリングとを含み、モータ出力軸146の一端部に固定されている。フレキシブルギヤ158は、筒部が弾性変形可能なカップ形状をなすものであり、筒部の外周面に複数の歯(本減速機142では、400歯)が形成されており、底部に形成された孔にL字形バー122のシャフト部130が嵌合され、一体的に回転可能とされている。リングギヤ160は、概してリング状をなして内周に複数の歯(本減速機142においては、402歯)が形成されたものであり、ハウジング144に固定されている。フレキシブルギヤ158は、その筒部が波動発生器157の外周側に位置し、楕円状に弾性変形させられ、楕円の長軸方向に位置する2箇所においてリングギヤ160と噛合し、他の箇所では噛合しない状態とされている。
As shown in FIG. 7, the
In the
The
The
波動発生器157が1回転(360度回転)、すなわち、電動モータ140の出力軸146が1回転させられると、フレキシブルギヤ158とリングギヤ160とが、2歯分だけ相対回転させられ、シャフト部130が回転させられる。本実施例においては、フレキシブルギヤ158のシャフト部130と一体的に回転可能な部分が減速機142の出力軸148とされる。
減速機142の減速比は、1/200であり、比較的大きい。電動モータ140の回転速度に対して減速機142の出力軸148の回転速度が小さく、その結果、アクチュエータ124の制御遅れが大きくなる(電動モータ140に制御指令値を出力してから、シャフト部130にトルクが加えられるまでの間の時間が長い)。
When the
The reduction ratio of the
一方、アクチュエータ124の正効率ηPを、ある外部入力に抗してL字形バー122のシャフト部130を回転させるのに必要な最小のモータ力に対するその外部入力の比率と定義し、逆効率ηNを、ある外部入力によってもアクチュエータ124が回転させられない最小のモータ力の、その外部入力に対する比率と定義した場合に、アクチュエータ力(アクチュエータ124に外部から加えられる力であり、アクチュエータトルクと考えてることもできる)をFa、電動モータ140が発生させる力であるモータ力(モータトルクと考えることができる。)をFmとすれば、正効率ηP,逆効率ηNは、下式のように表現できる。
ηP=Fa/Fm
ηN=Fm/Fa
正効率ηP、逆効率ηPは、同じ大きさのアクチュエータ力Faを発生させる場合であっても、正効率特性下において必要な電動モータ140のモータ力FmPと、逆効率特性下において必要なモータ力FmNとで異なる(FmP>FmN)。また、電動モータ140の正効率ηPと逆効率ηNとの積(正逆効率積ηP・ηNと称する)は、ある大きさの外部入力に抗してアクチュエータを動作させるのに必要なモータ力と、その外部入力によってもアクチュエータが動作させられないために必要なモータ力との比(FmN/FmP)と考えることができる。
そして、正逆効率積ηP・ηNが小さい程、正効率特性下において必要な電動モータのモータ力FmPに対して、逆効率特性下において必要なモータ力FmNが小さくなるのであり、動かされ難いアクチュエータであると考えることができる。
本実施例においては、アクチュエータの正逆効率積ηP・ηNが小さいものとされているため、L字形バー122に加えられる力を保持するのに、小さい電流でよいという利点がある。
On the other hand, the positive efficiency η P of the
η P = Fa / Fm
η N = Fm / Fa
The normal efficiency η P and the reverse efficiency η P are required under the reverse efficiency characteristic and the motor force Fm P of the
The smaller the forward / reverse efficiency product η P · η N is, the smaller the motor force Fm N required under the reverse efficiency characteristic is relative to the motor force Fm P required under the normal efficiency characteristic. It can be considered that the actuator is hard to be moved.
In this embodiment, since the forward / reverse efficiency product η P · η N of the actuator is small, there is an advantage that a small current is sufficient to hold the force applied to the L-shaped
前述のように、ばね下部材46とばね上部材14との間には、コイルスプリング20,ショックアブソーバ22,弾性部材としてのL字形バー122が互いに並列に設けられる。そのため、車輪12に加えられる荷重は、これらコイルスプリング20,ショックアブソーバ22,L字形のバー122が協働して受けることになる。電動モータ140に電流が供給されていない場合には、L字形バー122には力が発生させられていないため、荷重がコイルスプリング20とショックアブソーバ22とによって受けられる(主としてコイルスプリング20が受けるため、以下、コイルスプリング20が受けると記載する)。この状態を、本実施例においては、電動モータ140の回転角度が0の基準状態(アクチュエータ124の基準状態)とする。
As described above, between the
この基準状態から、電動モータ140が駆動させられると、電動モータ140のトルクがシャフト部130に加えられる。アーム部132が回動させられ、シャフト部130が捩られる。なお、電動モータ140の回転角度とアクチュエータ124の回転角度とは1対1に対応する。制御指令値は後述するように電動モータ140の回転角度の目標値である。
図8(a)に示すように(図8においては、電動モータ140の回転、アーム部132の回動、ばね下部材46の回動の関係を理解し易い状態で記載した。そのため、L字形バー122の実際の姿勢とは異なる)、アクチュエータ124がP方向に回転角θMA回転させられた場合において、アーム132部がθA回動させられた場合には、それによって、ばね上ばね下間のストロークが大きくなる。アーム部132がP方向に回動角θA回動させられると、ばね上ばね下間のストロークは、θA(sinθA)に応じた距離だけ大きくなり、サスペンションスプリング20の弾性力は、その分、小さくなる。
また、シャフト部130は、アクチュエータ124の回転角θMAからアーム部132の回動角θAを引いた角度で捩られる。シャフト部130に加えられる捩りモーメントTM(アクチュエータ124によって加えられるトルク)と、アーム部132に生じる曲げモーメントとは等しいため、式
TM=FB・L・・・(1)
が成立する。ここで、Lはアーム部132の長さであり、FBはアーム部132に加えられる力(第2ロアアーム46に加えられる力の反力)であり、FB・Lが、アーム部132に生じる曲げモーメントである。第2ロアアーム46には、下向きの力(下向きの成分を有する力)が加えられる。
一方、シャフト部130の捩りモーメントTMは、剪断弾性係数GS、断面2次極モーメントIPとした場合に、式
TM=GS・IP・(θMA−θA)・・・(2)
が成立する。
(1)式、(2)式から、
FB=GS・IP・(θMA−θA)/L・・・(3)
が成立し、第2ロアアーム46に加えられる力(上下方向力に対応し、アーム部132に加えられる力に対応する)は、捩り角(θMA−θA)に比例した大きさになることがわかる。
また、アクチュエータ124の回転角θMAとアーム部132の回転角θAとの間(車高の変化量)には、予め定められた関係がある。
以上の事情から、アクチュエータ124(電動モータ140)の回転角θMAが決まれば、ばね上ばね下間の距離の変化量および第2ロアアーム46に加えられる力FBが決まるのであり、本実施例においては、第2ロアアーム46に加えられる上下方向力(L字形バー122によって加えられる上下方向力)が、所望の大きさとなるように、電動モータ140の回転角θMが制御される。
なお、前述のように、シャフト部130は、アーム部132の近傍において車体14に保持されているため、シャフト部130の曲げを考慮する必要はない。
また、弾性部材をL字形バー122としたため、直線状のロッドとする場合に比較して、アクチュエータ124を車体14の車輪12から離れた部分に設けることができ、車輪近傍の設計の自由度を向上させることができる。
When the
As shown in FIG. 8 (a) (in FIG. 8, the relationship between the rotation of the
The
Is established. Here, L is the length of the
On the other hand, the torsional moment T M of the
Is established.
From formulas (1) and (2),
F B = G S · I P · (θ MA −θ A ) / L (3)
And the force applied to the second lower arm 46 (corresponding to the vertical force and corresponding to the force applied to the arm portion 132) is proportional to the torsion angle (θ MA −θ A ). I understand.
Further, a predetermined relationship exists between the rotation angle θ MA of the
From the above circumstances, once the rotation angle theta MA of the actuator 124 (electric motor 140), and than the force F B exerted on the change amount and the second
As described above, since the
In addition, since the elastic member is the L-shaped
図8(b)に示すように、電動モータ140(アクチュエータ124)をQ方向に回転させた場合には、アーム部132は、矢印Q方向にθA回動させられる。ばね上ばね下間のストロークが小さくなり、コイルスプリング20によって発生させられる力が大きくなる。シャフト部130は、(θMA−θA)でQ方向に捩られ、第2ロアアーム46には、ばね上ばね下間のストロークが小さくなる向きの上下方向力が加えられる。L字形アーム122によって第2ロアアーム46に加えられる力の向きは、コイルスプリング20によって加えられる向きと逆向きとなる。
この場合においても、電動モータ140の回転角θMの制御により、第2ロアアーム46に加えられる上下方向力が制御される。
図8(a)、(b)から、電動モータ140の回転方向によって上下方向力の向きが決まり、電動モータ140の回転角θMの大きさ(回転角の絶対値と称することもある)によって上下方向力の大きさ、および、ばね上ばね下間の距離(あるいは距離の変化量)が決まる。
As shown in FIG. 8B, when the electric motor 140 (actuator 124) is rotated in the Q direction, the
Also in this case, the vertical force applied to the second
8 (a) and 8 (b), the direction of the vertical force is determined by the rotation direction of the
本実施例において、ショックアブソーバ22,上下方向力発生装置24等は、図11に示すサスペンション制御ユニット168によって制御される。サスペンション制御ユニット168は、上下方向力発生装置制御ユニット(ECU)170と、アブソーバ制御ユニット(ECU)172とを含む。上下方向力発生装置制御ユニット170によって、L字形バー122によって第2ロアアーム46に加えられる上下方向力が制御され、アブソーバ制御ユニット172によってショックアブソーバ22において発生させられる減衰力が制御される。
上下方向力発生装置制御ユニット170は、実行部173、入出力部174、記憶部175を備えたコンピュータを主体とするコントローラ176と、駆動回路としてのインバータ178とを含み、コントローラ176の入出力部174には、上記モータ回転角センサ156、ばね上加速度センサ196,車高センサ198、左右前輪(操舵車輪)12FL、FRの舵角を検出する舵角センサ200、操舵部材の操舵量(本実施例においては図示しないステアリングホイールの操舵角)を検出する操舵角センサ204等が接続されるとともに、上述のインバータ178が接続される。ばね上加速度センサ196は、車体14のマウント部54に設けられ、ばね上部材14の上下方向の加速度を検出する。車高センサ198は、ばね上部材14のばね下部材46に対する上下方向の変位(ばね上ばね下間の距離)を検出する。ばね上加速度センサ196,車高センサ198は、前後左右の各輪12FL、FR、RL、RRに対応して設けられる。記憶部175には、複数のテーブル、プログラム等が記憶されている。
In this embodiment, the
The vertical force
アブソーバ制御ユニット172も、同様に、実行部210、入出力部211、記憶部212等を含むコンピュータを主体とするコントローラ220と、駆動回路としてのインバータ222とを含み、入出力部211には、ばね上加速度センサ196,車高センサ198、舵角センサ200、操舵角センサ204、モータ回転角センサ96等が接続されるとともに、上述のインバータ222が接続される。
ブレーキ制御ユニット224も、同様に、コンピュータを主体とするコントローラを含む。ブレーキ制御ユニット224には、各輪12FR、FL、RR、RLの回転速度を検出する車輪速センサ226が接続され、これら車輪速センサ226による検出値に基づいて車両の走行速度やスリップ状態が取得される。
これら上下方向力発生装置制御ユニット170、アブソーバ制御ユニット172,ブレーキ制御ユニット224等は互いにCAN(Car Area Network)を介して接続され、ブレーキ制御ユニット224において取得された車両の走行速度を表す情報、前後左右の各輪12FL、FR、RL、RRのスリップ状態を表す情報等が上下方向力発生装置制御ユニット170,アブソーバ制御ユニット172等に供給される。
Similarly, the
Similarly, the
The vertical force
なお、上下方向力発生装置ECU170のコントローラ176,アブソーバECU172のコントローラ220は、各輪毎に(各インバータ毎に)、それぞれ個別に設けることもできる。
It should be noted that the
図9に示すように、電動モータ140は、Δ結線された3相のDCブラシレスモータであり、各相(U,V,W)に対応してそれぞれ通電端子230u,230v,230w(以下、総称して「通電端子230」という場合がある)を有している。
インバータ178は、各通電端子、つまり各相(U,V,W)ごとに、high(正)側,low(負)側に対応して、設けられた2つずつのスイッチング素子(UHC,ULC,VHC,VLC,WHC,WLC)と、これらスイッチング素子を切り換えるスイッチング素子切換回路とを含む。スイッチング素子切換回路は、電動モータ140に設けられた3つのホール素子HA,HB,HC(図では、Hと表記している)の検出信号により回転角(電気角)を判断し、その回転角に基づいて6つのスイッチング素子の各々のON/OFFの切り換えを行う。なお、インバータ178は、コンバータ232を介してバッテリ236に接続される。
このように、電動モータ140には、コンバータ232によって制御された一定の電圧が加えられるため、電動モータ140への供給電力量は、供給電流量を変更することによって変更される。供給電流量の変更は、インバータ178においてPWM(Pulse Width Modulation)によるパルスオン時間とパルスオフ時間との比(デューティ比)を変更することによって行われる。
上記のように構成されたインバータ178の作動状態を制御することにより、電動モータ140の作動モードが変更される。作動モードには、バッテリ236から電動モータ140への電力の供給が行われる制御通電モード、電力の供給が行われないスタンバイモード,ブレーキモード,フリーモードがある。
As shown in FIG. 9, the
The
In this way, since a constant voltage controlled by the
By controlling the operation state of the
制御通電モードにおいて、図9,10に示すように、いわゆる120゜通電矩形波駆動と呼ばれる方式にて、各スイッチング素子UHC,ULC,VHC,VLC,WHC,WLCのON/OFFが、電動モータ140の回転角に応じて切り換えられる。この場合において、high側の各スイッチング素子UHC,VHC,WHCに対してはデューティ制御が実行されないが、low側の各スイッチング素子ULC,VLC,WLCに対してデューティ制御が実行される。そのデューティ比が変更されることにより、電動モータ140への供給電流量が変更される。図10における「1*」は、デューティ制御されることを示している。各スイッチング素子の切換形態は、電動モータ140の回転方向に応じて異なっており、便宜的に、時計回り方向(CW方向)と反時計回り(CCW方向)と称する。
制御通電モードにおいては、電動モータ140への供給電力が制御され、それによって、トルクの向きおよび大きさが制御される。
In the control energization mode, as shown in FIGS. 9 and 10, the switching elements UHC, ULC, VHC, VLC, WHC, and WLC are turned on and off by the so-called 120 ° energization rectangular wave drive method. Is switched according to the rotation angle. In this case, duty control is not executed for the high-side switching elements UHC, VHC, WHC, but duty control is executed for the low-side switching elements ULC, VLC, WLC. By changing the duty ratio, the amount of current supplied to the
In the control energization mode, the power supplied to the
スタンバイモードにおいては、各スイッチング素子の切り換えが実行されても、実際にはバッテリ236から電動モータ140への電力が供給されることがない。
図10に示すように、制御通電モードにおける場合と比較すると、high側に存在する各スイッチ素子WHC,VHC,UHCは、制御通電モータにおける場合と同様に切り換えられるが、low側に存在する各スイッチング素子ULC,VLC,WLCのいずれにおいても、デューティ比が0とされるのであり、low側のスイッチング素子ULC,VLC,WLCは、常時、OFF状態(開状態)とされる。その結果、本モードでは、電動モータ140に電力が供給されないことになる。図10における「0*」は、そのことを示している。
このように、本モードにおいて、各スイッチング素子UHC,VHC,WHC,ULC,VLC,WLCのうちの1つのスイッチング素子のみがON状態(閉状態)とされるため、3つの通電端子230のうちの1つとコンバータ232の高電位側の端子234Hとの導通が確保される。このため、本作動モードは、特定端子通電モードの一種と考えることができる。なお、スタンバイモードにおいても、スイッチング素子の切換形態に関してCW方向,CCW方向の2形態がある。
ブレーキモードにおいては、スイッチング素子のON/OFFにより、電動モータ140の各通電端子が相互に導通させられる。このモードは、全端子間導通モードの一種と考えることができる。電動モータ140の回転角に拘わらず、スイッチング素子のうちのhigh側,low側の一方(本実施例においては、low側)に配置されたすべてのものが閉状態に維持され、high側,low側の他方(本実施例においては、high側)に配置されたすべてのものが開状態に維持される。ON状態とされたhigh側のスイッチング素子UHC,VHC,WHCにより、電動モータ140の各相は短絡させられた状態となる。本モードにおいては、短絡制動の効果が得られることになる。
フリーモードにおいては、スイッチング素子UHC,ULC,VHC,VLC,WHC,WLCのすべてが、OFF状態(開状態)とされる。本モードにおいては、電動モータ140はフリーの状態となる。
In the standby mode, even if switching of each switching element is executed, power from the
As shown in FIG. 10, compared with the case in the control energization mode, the switch elements WHC, VHC, UHC existing on the high side are switched in the same manner as in the control energization motor, but each switching element existing on the low side is switched. In any of the elements ULC, VLC, WLC, the duty ratio is 0, and the low-side switching elements ULC, VLC, WLC are always in the OFF state (open state). As a result, power is not supplied to the
Thus, in this mode, only one switching element among the switching elements UHC, VHC, WHC, ULC, VLC, and WLC is turned on (closed). One is secured to the high-potential side terminal 234H of the
In the brake mode, the energization terminals of the
In the free mode, all of the switching elements UHC, ULC, VHC, VLC, WHC, and WLC are in an OFF state (open state). In this mode, the
以上のように、インバータ178におけるスイッチング素子の切換え制御により、電動モータ140(アクチュエータ124)の作動が制御され、それによって、L字形バー122によってばね下部材46に加えられる上下方向の力FBが制御される。本実施例においては、上下方向力FBの向きがばね下部材46の上下方向の移動方向と逆向きとなり、大きさがばね下部材46の絶対速度に応じた大きさとなるように制御される。上下方向力が減衰力として作用するように制御されるのである。
上下方向力FBの向きは基準位置からの電動モータ140の回転方向で決まり、上下方向力FBの大きさは、電動モータ140の回転角の大きさによって制御される。前述のように、電動モータ140の回転角θMと上下方向力FBの大きさとの間には予め定められた関係があるため、これらの間の関係に基づけば、上下方向力FBが所望の向きおよび大きさとなるように、目標回転角θM*(回転方向と大きさ)を決めることができる。
As described above, the operation of the electric motor 140 (actuator 124) is controlled by the switching control of the switching element in the
The direction of the vertical force F B is determined by the rotation direction of the
電動モータ140への供給電流量は、電動モータ140の目標回転角θM*と、実際の回転角をθとのモータ回転角偏差Δθ(=θM*−θ)に応じた大きさとされる。本実施例においては、PI制御が行われるのであり、供給電流量が、式
i=KP・Δθ+KI・Int(Δθ)
に従って決まる。KP,KIは、それぞれ、比例ゲイン,積分ゲインであり、Int(Δθ)は、モータ回転角偏差Δθの積分値に相当する。回転角偏差Δθの絶対値が大きい場合は、供給電流量を大きくして、実際の回転角θが速やかに目標回転角θM*に近づくように供給電流iが供給される。
本実施例においては、後述する上下方向力の目標値FB*の絶対値が増加させられる場合には、この供給電流iの大きさ(絶対値)に基づいて、電動モータ140を駆動するためのデューティ比が決定される。また、この供給電流iの符号が電動モータ140の所望のトルク(回転方向)の向きに対応する。それらデューティ比および回転方向についての制御指令がインバータ178に出力されると、インバータ178において、制御指令値に応じて、スイッチング素子の制御が行われる。この場合には、供給電流i*(符号を有する)が制御指令値に対応する。それに対して、目標値FB*の絶対値が保持または減少させられる場合には、デューティ比、回転方向についての制御指令値が出力されるのではなく、後述するように、ブレーキモード、フリーモードに切り換えることを表す制御指令値が出力される。
The amount of current supplied to the
It depends on. K P and K I are a proportional gain and an integral gain, respectively, and Int (Δθ) corresponds to an integral value of the motor rotation angle deviation Δθ. When the absolute value of the rotation angle deviation Δθ is large, the supply current i is supplied such that the supply current amount is increased and the actual rotation angle θ quickly approaches the target rotation angle θ M *.
In the present embodiment, when the absolute value of the target value F B * of the vertical force described later is increased, the
なお、本実施例においては、PI制御則に従い供給電流iが決定されたが、PID制御則に従い供給電流iが決定されるようにすることも可能である。この場合、例えば、式
i=KP・Δθ+KI・Int(Δθ)+KD・Δθ
に従って、供給電流iが決定される。KDは微分ゲインであり、第3項は、微分項成分を意味する。
In the present embodiment, the supply current i is determined according to the PI control law. However, the supply current i may be determined according to the PID control law. In this case, for example, the equation i = K P · Δθ + K I · Int (Δθ) + K D · Δθ
Accordingly, the supply current i is determined. K D is a differential gain, and the third term means a differential term component.
本実施例において、前輪側の上下方向力発生装置24Fについては通常制御が行われ、後輪側の上下方向力発生装置24Rについては、原則として、プレビュー制御が行われるが、プレビュー制御によって上下方向の振動を効果的に抑制できない場合には、通常制御が行われる場合もある。
通常制御は、センサ196,198によって上下挙動が検出される検出対象車輪と、上下方向力が制御される制御対象車輪とが同じである制御をいう。通常制御は、通常サスペンション制御と称することもある。
通常制御において、制御対象輪(検出対象輪でもある)12ijのばね下部材46の絶対速度(以下、ばね下絶対速度と称する)VLが取得され、ばね下絶対速度VLに応じた減衰力が得られるように、上下方向力発生装置24ijが制御される。
制御対象輪12ijに対応して設けられたばね上加速度センサ196による検出値GUを時間で積分することによりばね上部材14の絶対速度(以下、ばね上絶対速度と称する)VUが取得され、車高センサ198による検出値を時間で微分することによりばね上ばね下間の相対速度(ばね上ばね下の間のストロークの変化速度)VSが取得される。そして、ばね上絶対速度VUから相対速度VSを引くことにより、ばね下絶対速度VLが取得される。
VL=VU−VS=VU−(VU−VL)
上下方向力の目標値(目標減衰力)FB*は、ばね下絶対速度をVLとした場合に、式
FB*=−G0・C・VL
に従って求められ、電動モータ140の目標回転角θM*が、式
θM*=f(FB*)
に従って求められる。Cは、減衰係数であり、予め定められた固定値である。G0は通常制御のゲインであり、予め決められた固定値である。fは予め定められた関数であり、関数式に従って、目標回転角θM*が取得される。符号(−)は、目標減衰力FB*の向きがばね下絶対速度の向きと逆であることを表す。ばね下絶対速度が上向きである場合には、目標減衰力FB*は下向きである。
そして、上述のように、目標回転角度θM*と実際の回転角度θとから回転角偏差Δθが取得され、回転角偏差Δθに応じた供給電流iが求められ、供給電流i等に基づいて上述のように制御指令値が作成されて、出力される。通常制御においては、制御指令値は、作成されると直ちに出力される。
In this embodiment, normal control is performed on the front wheel side vertical force generator 24F, and in principle, preview control is performed on the rear wheel side vertical force generator 24R. In the case where it is not possible to effectively suppress the vibration, normal control may be performed.
Normal control refers to control in which the detection target wheel whose vertical behavior is detected by the
In normal control, the absolute speed (hereinafter referred to as unsprung absolute speed) V L of the
The absolute speed (hereinafter referred to as the sprung absolute speed) V U of the sprung member 14 is obtained by integrating the detection value G U by the sprung
V L = V U −V S = V U − (V U −V L )
The vertical force target value (target damping force) F B *, the unsprung absolute speed when the V L, wherein F B * = - G 0 · C · V L
The target rotation angle θ M * of the
As required. C is an attenuation coefficient, and is a predetermined fixed value. G 0 is a gain of normal control and is a predetermined fixed value. f is a predetermined function, and the target rotation angle θ M * is acquired according to the function formula. The sign (−) indicates that the direction of the target damping force F B * is opposite to the direction of the unsprung absolute speed. When the unsprung absolute speed is upward, the target damping force F B * is downward.
Then, as described above, the rotation angle deviation Δθ is acquired from the target rotation angle θ M * and the actual rotation angle θ, the supply current i corresponding to the rotation angle deviation Δθ is obtained, and based on the supply current i and the like As described above, the control command value is created and output. In normal control, the control command value is output as soon as it is created.
一方、前述のように、アクチュエータ124は制御遅れが大きい(応答性が悪い)ものである。そのため、自車輪12ijの上下方向の挙動に基づいて同じ車輪12ijのアクチュエータ124ijが制御される場合には、振動を良好に抑制できなかったり、かえって、乗り心地が悪くなったりする場合がある。
それに対して、実車試験やシミュレーション等により、実際の振動に対して、制御が1/8位相遅れて開始されても、その振動を抑制し得ることが確かめられている。また、制御遅れ時間(制御指令値を出力してから、実際に電動モータ140のトルクがL字形バー122に加えられるまでの時間)は、アクチュエータ124の構造、インバータ178の性能等により予め決まる。
そこで、本実施例においては、サスペンション制御が、その実際の振動に対して遅れて開始されても、その遅れの時間が、その振動の1/8位相に相当する時間以下である場合には、アクチュエータ124ijの制御(通常制御)が行われるようにされている。
アクチュエータ124の制御遅れ時間がTDである場合に、その制御遅れ時間TDが1/8位相に相当する周波数fDは、式
fD=1/(8・TD)
で求められる。そのため、実際の車輪12ijの上下方向の振動の周波数fが、周波数(以下、遅れ対応周波数と称する)fDより高く(大きく)、より高周波の振動が生じている場合(f>fD)には、制御遅れ時間TDが1/8位相分より長くなるため、上下方向力発生装置24ijによる減衰力の制御は行われない。それに対して、実際の周波数fが遅れ対応周波数fD以下で、低周波の振動が生じている場合(f≦fD)には、制御遅れ時間TDが1/8位相分以下となるため、制振効果が得られる。そのため、この場合には、上下方向力発生装置24ijによる減衰力の制御が行われるのである。
On the other hand, as described above, the
On the other hand, it has been confirmed by actual vehicle tests, simulations, and the like that even if the control is started with a delay of 1/8 phase with respect to the actual vibration, the vibration can be suppressed. The control delay time (the time from when the control command value is output until the torque of the
Therefore, in this embodiment, even if the suspension control is started with a delay with respect to the actual vibration, if the delay time is equal to or less than the time corresponding to 1/8 phase of the vibration, Control (normal control) of the actuator 124ij is performed.
When the control delay time of the
Is required. Therefore, actual frequency f of the vertical vibration of the wheel 12ij is, the frequency (hereinafter, referred to as lag corresponding frequency) higher than f D (large), more if high-frequency vibration occurs (f> f D) since the response delay time T D is longer than the 1/8 phase component, control of damping force by the vertical force generator 24ij is not performed. On the other hand, when the actual frequency f is equal to or less than the delay corresponding frequency f D and the low frequency vibration occurs (f ≦ f D ), the control delay time T D is equal to or less than 1/8 phase. , Vibration suppression effect can be obtained. Therefore, in this case, the damping force is controlled by the vertical force generator 24ij.
プレビュー制御において、制御対象車輪が後輪とされ、検出対象車輪が前輪とされる(センサによる検出対象部が前輪側部分とされる)。前輪12FL、FRの各々の上下方向の挙動が検出され、その検出された上下方向の挙動に基づいて、車両の幅方向の同じ側の後輪12RL、RRの上下方向力発生装置24RL、RRがそれぞれ制御される。
図1に示すように、前輪12FL、FRが通った路面と同じ路面を後輪12RL、RRが通ると仮定した場合には、前輪12FL、FRに加えられた路面入力と同じ入力を後輪12RL、RRも受け、前輪12FL、FRのばね下部材46FL、FRの上下方向の挙動と同じ挙動が所定の時間が経過した後に、後輪12RL、RRのばね下部材46RL、RRに生じる。このことを利用して、前輪12Fのばね下部材46Fの上下方向の挙動に基づいて後輪12Rの上下方向力発生装置24Rが制御されるようにすれば、上下方向力発生装置24Rの制御遅れを小さく、あるいは、0とすることができ、後輪12Rのばね下部材46Rの上下方向の振動を良好に抑制することが可能となる。
本実施例においては、前輪12Fのばね下絶対速度VLが取得され、そのばね下絶対速度VLに応じた目標減衰力FB*が求められ、制御指令値が作成される。そして、所定の時間の経過後に、すなわち、後輪12Rのばね下部材46Rの、その上下方向の挙動に合わせて、制御指令値に応じた減衰力が後輪12Rに発生させられるように、上下方向力発生装置24Rが制御される。
In the preview control, the control target wheel is a rear wheel and the detection target wheel is a front wheel (the detection target portion by the sensor is a front wheel side portion). The vertical behavior of each of the front wheels 12FL, FR is detected, and based on the detected vertical behavior, the vertical force generators 24RL, RR of the rear wheels 12RL, RR on the same side in the vehicle width direction are detected. Each is controlled.
As shown in FIG. 1, when it is assumed that the rear wheels 12RL and RR pass through the same road surface through which the front wheels 12FL and FR pass, the same input as the road surface input applied to the front wheels 12FL and FR is applied to the rear wheels 12RL. , RR are also received, and the same behavior as that of the unsprung members 46FL, FR of the front wheels 12FL, FR is generated in the unsprung members 46RL, RR of the rear wheels 12RL, RR after a predetermined time has elapsed. If this is used to control the vertical force generator 24R of the
In this embodiment, the unsprung absolute speed V L of the
目標減衰力FB*は、ばね下絶対速度VLに基づいて決まり、式
FB*=−G・C・VL
に従って取得される。Gは、プレビューゲイン(プレビュー制御に使用されるゲイン)である。
そして、前述のように、目標回転角度θMが、式
θM*=f(FB*)
に従って求められ、前述のように、目標回転角度θM*と実際の回転角度θとから回転角偏差Δθが取得され、回転角偏差Δθに応じた供給電流iが求められ、それに基づいて制御指令値が作成される。
制御指令値は、原則として、前輪側部分の上下挙動が検出されてから、ホイールベースLWを車速Vで割って得られる余裕時間TPから遅れ時間TDを引いた時間TQ(以下、待ち時間と称する)が経過した後に出力される。
TP=LW/VS
TQ=TP−TD
The target damping force F B * is determined based on the unsprung absolute velocity V L , and the formula F B * = − G · C · V L
Get according to. G is a preview gain (a gain used for preview control).
As described above, the target rotation angle θ M is expressed by the equation θ M * = f (F B *)
As described above, the rotation angle deviation Δθ is obtained from the target rotation angle θ M * and the actual rotation angle θ, and the supply current i corresponding to the rotation angle deviation Δθ is obtained. A value is created.
Control command value is, in principle, from the detection of the vertical behavior of the front-wheel side portion, the wheel base L W time minus the time T D delayed previewable time T P is obtained by dividing the vehicle speed V and T Q (hereinafter, This is output after the waiting time).
T P = L W / V S
T Q = T P -T D
余裕時間TPは、同じ路面の凹凸を、前輪12Fが通過してから後輪12Rが通過するまでの時間であり、図12(a)に示すように、同じ車両について(ホイールベースLWが同じである場合)は、車速Vが大きい場合は小さい場合より短くなる。
余裕時間TPが制御遅れ時間TD以上である場合、すなわち、余裕時間TPから制御遅れ時間TD(本実施例においては、制御遅れ時間が第1設定時間に対応する)を引いた時間である待ち時間TQが0以上である場合には、プレビュー制御を有効に行うことができる。そのため、図12(b)に示すように、待ち時間TQが0以上である場合には、プレビューゲインを1とする。待ち時間が0以上の場合は、余裕時間TPが制御遅れ時間TD以上である場合に対応し、車速Vが、ホイールベースLWを制御遅れ時間TDで割った大きさVD(VD=LW/TD)以下の場合(VS≦VD)に対応する。
それに対して、車速が大きくなり、余裕時間TPが制御遅れ時間TDより短くなると、たとえ、待ち時間TQなしで制御指令値が出力されても、後輪12Rの上下方向力発生装置24Rに対する制御が、実際の後輪12Rのその上下方向の挙動に対して遅れるため、プレビュー制御によって、後輪12Rの上下方向の振動を良好に抑制できなかったり、かえって、乗り心地が悪くなったりすることがある。そこで、本実施例においては、余裕時間TPが制御遅れ時間TDより短くなると、図12(b)の実線が示すように、車速Vの増加に伴って(余裕時間が短くなるのに伴って)プレビューゲインGが直線的に漸減させられる。
Afford time T P, the unevenness of the same road, a time until the
When the margin time T P is equal to or longer than the control delay time T D , that is, the time obtained by subtracting the control delay time T D (in this embodiment, the control delay time corresponds to the first set time) from the margin time T P. When the waiting time TQ is 0 or more, the preview control can be performed effectively. Therefore, as shown in FIG. 12B, when the waiting time TQ is 0 or more, the preview gain is set to 1. When the waiting time is 0 or more, it corresponds to the case where the margin time T P is equal to or longer than the control delay time T D , and the vehicle speed V is a magnitude V D (V obtained by dividing the wheel base L W by the control delay time T D. D = L W / T D ) or less (V S ≦ V D ).
In contrast, the vehicle speed is increased, the margin time T P becomes shorter than the response delay time T D, even if the control command value without waiting T Q is output, the vertical force generator 24R for the
また、余裕時間TPが効果有り時間TLより短くなる(TP<TL)と、プレビューゲインGが0とされるのであり、プレビュー制御は行われない。
前述のように、実際のその振動に対して制御が遅れても、その遅れが、1/8位相相当時間以下である場合においては、制御の効果が得られることがわかっている。この事実に基づいて、図12(a)、(c)に示すように、待ち時間なしで、制御指令値を直ちに出力しても、後輪12Rの実際の上下方向の振動に対して1/8位相遅れる場合の余裕時間を効果有り時間TLとする。
効果有り時間TLは、ばね下部材46の振動の周波数がN(Hz)である場合に、制御遅れ時間TDから1/8位相遅れる時間TX{1/(8×N)sec}を引いた時間であり、本実施例においては、効果有り時間TLが第2設定時間に対応する。
制御遅れ時間TDが同じ場合(アクチュエータ124が同じ場合)において、周波数Nが小さい振動においては、1/8位相に相当する時間TXは長くなるため、効果有り時間TLが短くなり、周波数Nが大きい振動においては、効果有り時間TLが長くなる。本実施例においては、Nが3とされている。周波数3Hzは、通常生じる車両の振動において、比較的高い周波数であり、アクチュエータ124によって制御可能な最大周波数である。その結果、アクチュエータ124の制御可能な範囲において、最長の効果有り時間TLがしきい値として設定されることになる。
また、余裕時間TPが効果有り時間TLである場合の車速Vは、
VSMAx=LW/TL
となる。したがって、車速VがVSMAxより大きくなると、プレビュー制御が行われないことになる。
プレビューゲインGと余裕時間TPとの関係は、図12(b)に示すように、予めテーブル化されて記憶されている。
Also, when the margin time T P becomes shorter than the effective time T L (T P <T L ), the preview gain G is set to 0, and preview control is not performed.
As described above, it is known that even if the control is delayed with respect to the actual vibration, the control effect can be obtained when the delay is equal to or shorter than the 1/8 phase equivalent time. Based on this fact, as shown in FIGS. 12 (a) and 12 (c), even if the control command value is immediately output without waiting time, the actual vertical vibration of the
The effective time T L is a time T X {1 / (8 × N) sec} that is 1/8 phase delayed from the control delay time T D when the vibration frequency of the
In the case where the control delay time T D is the same (when the
The vehicle speed V when the margin time T P is the effective time T L is
V SMAx = L W / T L
It becomes. Therefore, when the vehicle speed V becomes higher than VSMAx , the preview control is not performed.
Relationship between the preview gain G and the previewable time T P, as shown in FIG. 12 (b), are stored previously been tabulated.
なお、余裕時間TPが制御遅れ時間TDより短い場合に、プレビューゲインGは、図12(b)の破線が示すように曲線的に漸減させるようにしても、二点鎖線が示すように0としてもよい。
また、テーブルは、プレビューゲインGと車速Vとの関係を表すものであってもよい。
さらに、第1設定時間は、制御遅れ時間TDより長い時間(設定値を加えた時間、1より大きい比率を掛けた時間)としたり、制御遅れ時間TDより短い時間(設定値を引いた時間、1より小さい比率を掛けた時間)としたりすることができる。
また、振動の周波数をその都度取得し、その都度、第2設定時間(効果有時間TL)あるいはプレビュー制御が行われる車速の上限値VSMAXを決めて、その都度、ゲインを決めることができる。例えば、プレビューゲインGを、実際の車速Vとした場合に、式
G=V/(VSMAX−VD)
に従って求めることができる。
Incidentally, when the previewable time T P is shorter than the response delay time T D, the preview gain G is also possible to curvedly gradually decreases as shown by the broken line in FIG. 12 (b), as indicated by the two-dot chain line It may be 0.
Further, the table may represent the relationship between the preview gain G and the vehicle speed V.
Furthermore, the first set time is a time longer than the control delay time T D (a time when the set value is added, a time multiplied by a ratio greater than 1), or a time shorter than the control delay time T D (the set value is subtracted). Time multiplied by a ratio less than 1).
Further, the vibration frequency is acquired each time, and the second set time (effective time T L ) or the upper limit value V SMAX of the vehicle speed at which the preview control is performed is determined each time, and the gain can be determined each time. . For example, when the preview gain G is the actual vehicle speed V, the equation G = V / (V SMAX −V D )
Can be asked according to.
車両が旋回している場合には、前輪12FL、FRが通った路面と同じ路面を後輪12RL、RRが通るとは限らない。後輪12RL、RRが前輪12FL、FRが通った路面と同じ路面を全く通らない場合には、プレビュー制御を効果的に行うことができない場合がある。そこで、本実施例においては、図13(a)、(b)に示すように、軌道差ΔRとタイヤ幅WTとに基づいてラップ率Lapを取得し、ラップ率Lapが低い場合は高い場合より、プレビューゲインGを小さい値とする。また、図16(b)に示すように、ラップ率Lapが0以下の場合には、プレビューゲインを0として、プレビュー制御が行われないようにする。
ラップ率Lapは、前輪12FL、FRのタイヤWFが通った路面と後輪12RL、RRのタイヤWRが通ると予測される路面との重なり部分の車両の幅方向(旋回半径方向)の長さΔWTをタイヤの幅方向の寸法WTで割った値(ΔWT/WT)である。タイヤの幅方向の寸法(以下、タイヤの幅と略称する)WTは、前輪12Fと後輪12Rとで、タイヤの幅が同じである場合の、その寸法である。
When the vehicle is turning, the rear wheels 12RL and RR do not always pass along the same road surface as the front wheels 12FL and FR have passed. When the rear wheels 12RL and RR do not pass through the same road surface as the road through which the front wheels 12FL and FR have passed, the preview control may not be performed effectively. Therefore, in the present embodiment, as shown in FIGS. 13A and 13B, the lap rate Lap is acquired based on the track difference ΔR and the tire width W T, and the case where the lap rate Lap is low is high. Accordingly, the preview gain G is set to a small value. Also, as shown in FIG. 16B, when the lap rate Lap is 0 or less, the preview gain is set to 0 so that preview control is not performed.
The lap rate Lap is the length ΔW in the vehicle width direction (turning radius direction) of the overlapping portion of the road surface on which the tires WF of the front wheels 12FL and FR pass and the road surface on which the tires WR of the rear wheels 12RL and RR are expected to pass. T is a value obtained by dividing the width dimension W T of the tire ([Delta] W T / W T). Widthwise dimension of the tire (hereinafter, width abbreviated tire) W T is the
各輪12FL、FR、RL、RRの軌道(軌跡)は、それぞれ、連続した1本の線で表される。本実施例においては、車輪12(あるいはタイヤ)の幅方向の中央面の路面との接点の集合で表され、その接点の集合の旋回半径Rで表される。
また、左前輪12FLの軌跡、右前輪12FRの軌跡の中間の軌跡を前輪側の軌跡とすることができる。中間の軌跡は、左前輪12FLの旋回半径と右前輪12FRの旋回半径との平均値で表したり、図14に示すように、車両の前輪側の幅方向の中心点PFの軌跡(旋回半径)で表したりすることができる。中心点PFは、厳密に言うと、車両が水平な路面を直進走行している場合において、車両の重心Gを通る前後方向に延びる線LVを含む鉛直面と、左右前輪12FL、FRの車軸の軸線を通る線との交点である。この交点PFの軌跡は、交点PFを路面に投影した点の集合から成るものと考えることもできる。
同様に、軌道差(軌跡差)ΔRは、前輪12Fの旋回半径Rfから後輪12Rの旋回半径Rrを引いた値であるが、同じ側の前輪12F、後輪12Rの旋回半径の差としても、前輪側の旋回半径と後輪側の旋回半径との差としてもよい。後輪側の軌跡は、前輪側の軌跡と同様に、中心線LVを含む鉛直面と、左右後輪12RL、RRの車軸の軸線を通る線(左右後輪12RL、RRの中心同士を通る線)との交点(中心点)PRの旋回半径Rrで表すことができる。
The trajectory (trajectory) of each wheel 12FL, FR, RL, RR is represented by a single continuous line. In the present embodiment, it is represented by a set of contacts with the road surface of the center plane in the width direction of the wheel 12 (or tire), and is represented by a turning radius R of the set of contacts.
Further, a trajectory in the middle of the trajectory of the left front wheel 12FL and the trajectory of the right front wheel 12FR can be used as a trajectory on the front wheel side. The intermediate trajectory is represented by an average value of the turning radius of the left front wheel 12FL and the turning radius of the right front wheel 12FR, or as shown in FIG. 14, the trajectory (turning radius) of the center point PF in the width direction on the front wheel side of the vehicle. Or can be represented by Center point PF is strictly speaking, when the vehicle is traveling straight horizontal road surface, a vertical plane including the line L V extending in the longitudinal direction through the center of gravity G of the vehicle, the left and right front wheels 12FL, FR axle It is the intersection with the line that passes through the axis. The trajectory of the intersection point PF can be considered to be composed of a set of points obtained by projecting the intersection point PF onto the road surface.
Similarly, the trajectory difference (trajectory difference) ΔR is a value obtained by subtracting the turning radius Rr of the
図14に示すように、車輪12FL、FR、RL、RRのスリップが小さい場合には、旋回中心が、左右後輪12RL、RRの車軸の中心線を通る線の延長線上にあることが知られている。したがって、操舵輪(前輪)12Fの舵角の絶対値をδWとし、ホイールベースをLWとすれば、前輪側の中心点PF、後輪側の中心点PRの旋回半径は、式
Rf=LW/sinδW・10-3
Rr=LW/tanδW・10-3
に従って求めることができる。10-3は、ホイールベースLWの単位が(mm)であり、旋回半径Rf、Rrの単位が(m)であるため、これらの単位の換算のための値である。本実施例においては、旋回方向は関係がないため、舵角の絶対値が用いられる。
一方、旋回内側の前輪12F、後輪12Rの旋回半径は、それぞれ、式
Rfin≒Rf−Tf/2
Rrin=Rr−Tr/2
で表すことができ、旋回外側の前輪12F、後輪12Rの旋回半径は、それぞれ、
Rfout≒Rf+Tf/2
Rrout=Rr+Tr/2
で表すことができる。Tf、Trは、それぞれ、左右前輪12FL、FR、左右後輪12RL、RRのホイールトレッドである。
As shown in FIG. 14, when the slips of the wheels 12FL, FR, RL, and RR are small, it is known that the turning center is on an extension of the line passing through the center line of the axles of the left and right rear wheels 12RL and RR. ing. Therefore, if the absolute value of the steering angle of the steered wheel (front wheel) 12F is δ W and the wheel base is L W , the turning radius of the center point PF on the front wheel side and the center point PR on the rear wheel side is given by the equation Rf = L W / sinδ W · 10 -3
Rr = L W / tan δ W · 10 −3
Can be asked according to. Since 10 -3 is the unit of the wheel base L W (mm) and the unit of the turning radii Rf and Rr is (m), it is a value for conversion of these units. In this embodiment, since the turning direction is not related, the absolute value of the steering angle is used.
On the other hand, the turning radii of the
Rrin = Rr-Tr / 2
The turning radii of the
Rfout≈Rf + Tf / 2
Rrout = Rr + Tr / 2
Can be expressed as Tf and Tr are wheel treads of the left and right front wheels 12FL and FR, and the left and right rear wheels 12RL and RR, respectively.
その結果、旋回内側の前輪12F、後輪12Rの旋回半径の差(軌道差)ΔRin、旋回外側の前輪12F、後輪12Rの旋回半径の差ΔRoutは、それぞれ、式
ΔRin≒Rf−{Rr+(Tf−Tr)/2}
=(Rf−Rr)−(Tf−Tr)/2・・・(4)
ΔRout≒Rf−{Rr−(Tf−Tr)/2}
=(Rf−Rr)+(Tf−Tr)/2・・・(5)
で、表される大きさとなる。
一方、前輪側、後輪側の旋回半径の差は、式
ΔR=Rf−Rr
で表されるため、(4)式より、旋回内輪の前輪12F、後輪12Rの旋回半径差ΔRinは、前輪側、後輪側の旋回半径の差(Rf−Rr)よりトレッド差(Tf−Tr)の1/2だけ小さくなり、(5)式より、旋回外輪の前輪12F、後輪12Fの旋回半径差ΔRoutは、前輪側、後輪側の旋回半径の差(Rf−Rr)よりトレッド差(Tf−Tr)の1/2だけ大きくなることがわかる。
図15に示すように、上記式から、前輪側の旋回半径(中心点PFの旋回半径)Rf(前輪12の旋回半径はRfin、Rfout)は、後輪側の旋回半径(中心点PRの旋回半径)Rr(後輪の旋回半径Rrin、Rrout)より相対的に大きくなり、前輪舵角の絶対値δWが大きいほど旋回半径が小さくなることがわかる。また、旋回半径の差、すなわち、軌道差は、前輪舵角の絶対値δWが大きく、旋回半径Rが小さいほど大きくなることがわかる。
As a result, the difference (trajectory difference) ΔRin between the turning radii of the
= (Rf-Rr)-(Tf-Tr) / 2 (4)
ΔRout≈Rf− {Rr− (Tf−Tr) / 2}
= (Rf-Rr) + (Tf-Tr) / 2 (5)
It becomes the size expressed.
On the other hand, the difference between the turning radii on the front wheel side and the rear wheel side is expressed as:
Therefore, from equation (4), the turning radius difference ΔRin between the
As shown in FIG. 15, from the above equation, the turning radius on the front wheel side (turning radius of the center point PF) Rf (the turning radius of the
なお、前輪側の旋回半径Rf、後輪側の旋回半径Rrは、図24に示すように、車両の重心Gの旋回半径Rgと、重心Gと前輪側の中心点PFとの間の距離LWf,重心Gと後輪側の中心点PRとの間の距離LWrとから、下式に従って取得することもできる。
Rf=√(Rg2+LWf2)
Rr=√(Rg2+LWr2)
LW=LWf+LWr
この場合、車両の重心Gの旋回半径Rgは、ステアリングホイールの操舵角度の絶対値δと、車両の走行速度Vとから、式
Rg=V/(dδ/dt)
に従って求めることができる。
また、旋回半径Rgは、式
Rg=LW・(1+K・V2)/(dδ/dt)
に従って求めることもできる。ここで、Kは、スタビリティファクタであり、前輪、後輪の等価コーナリングパワーをKf,Krとし、車両の質量をmとした場合に、式
K=m(LWr・Kr−LWf・Kf)/(2・LW 2・Kf・Kr)
に従って求めることができる。
さらに、車両の重心Gの旋回半径Rgは、ナビゲーションシステムからの道路情報に基づいて取得することもできる。道路のコーナの曲率半径を表す情報に基づけば、車両の旋回半径を求めることができる。
As shown in FIG. 24, the turning radius Rf on the front wheel side and the turning radius Rr on the rear wheel side are the distance L between the turning radius Rg of the center of gravity G of the vehicle and the center point PF on the front wheel side. It can also be obtained according to the following equation from W f and the distance L W r between the center of gravity G and the center point PR on the rear wheel side.
Rf = √ (Rg 2 + L W f 2 )
Rr = √ (Rg 2 + L W r 2 )
L W = L W f + L W r
In this case, the turning radius Rg of the center of gravity G of the vehicle is expressed by the equation Rg = V / (dδ / dt) from the absolute value δ of the steering angle of the steering wheel and the traveling speed V of the vehicle.
Can be asked according to.
Further, the turning radius Rg is given by the formula Rg = L W · (1 + K · V 2 ) / (dδ / dt)
You can also ask for it. Here, K is a stability factor, and when the equivalent cornering power of the front and rear wheels is Kf, Kr and the mass of the vehicle is m, the equation K = m (L W r · Kr−L W f・ Kf) / (2 ・ L W 2・ Kf ・ Kr)
Can be asked according to.
Further, the turning radius Rg of the center of gravity G of the vehicle can be acquired based on road information from the navigation system. Based on information representing the radius of curvature of the corner of the road, the turning radius of the vehicle can be obtained.
図13(b)に示すように、前輪12Fが通る路面と後輪12Rが通ると予測される路面とが重なる部分の幅方向の長さΔWTは、前輪側の旋回半径Rf、後輪側の旋回半径Rrを考えた場合に、式
ΔWT=(Rr+WT/2)−(Rf−WT/2)
=WT−(Rf−Rr)
=WT−ΔR・・・(6)
で表される長さとなる。後輪12Rのタイヤの外周側の縁の旋回半径から前輪12Fのタイヤの内周側の縁の旋回半径を引くことによって求めることができる。
(6)式から、重なり部の幅ΔWTは、タイヤ幅WTから前輪側、後輪側の旋回半径差(軌道差)ΔRを引いた値となることがわかる。この式から、軌道差がタイヤの幅より小さい場合には、重なり部分が存在するが、軌道差がタイヤの幅以上になると、重なり部分が存在しないことがわかる。
なお、旋回半径を、それぞれ、旋回内側、旋回外側のそれぞれについて求めた場合には、(6)式において、ΔRの代わりに、それぞれ、ΔRin、ΔRoutを代入すればよい。
したがって、ラップ率Lapは、式
Lap=(WT−ΔR)/WT=1−ΔR/WT
に従って求めることができる。
As shown in FIG. 13 (b), the length ΔW T in the width direction of the portion where the road surface through which the
= W T- (Rf-Rr)
= W T -ΔR (6)
It becomes the length represented by. This can be obtained by subtracting the turning radius of the inner peripheral side edge of the tire of the
From (6), the width [Delta] W T of the overlapping portion, it can be seen that the front wheel side, the value obtained by subtracting the turning radius difference for the rear wheels (track difference) [Delta] R from the tire width W T. From this equation, it can be seen that when the track difference is smaller than the width of the tire, there is an overlapping portion, but when the track difference is equal to or greater than the width of the tire, there is no overlapping portion.
When the turning radii are obtained for each of the inside of the turning and the outside of the turning, respectively, ΔRin and ΔRout may be substituted for ΔR in the equation (6), respectively.
Accordingly, the lap rate Lap is expressed by the formula Lap = (W T −ΔR) / W T = 1−ΔR / W T
Can be asked according to.
ラップ率Lapは、図16(a)に示すように、軌道差ΔRが大きくなると小さくなる値である。軌道差ΔRが大きくなると、前輪12のタイヤWFが通る路面と後輪12のタイヤWRが通る路面との重なり部分ΔWTが少なくなるからである。また、前輪舵角の絶対値δWが設定値δW0に達すると、ラップ率Lapが0になり、その後、前輪舵角の絶対値δWの増加に伴ってラップ率は0より小さい値となる。ラップ率Lapが0以下であるということは、前輪12Fが通る路面と後輪12Rが通る路面との重なり部分が存在しないということである。前述のように、前輪側と後輪側の軌道差ΔRがタイヤの幅WT以上になると、重なり部分がなくなり、ラップ率は0以下となる。
また、プレビューゲインGは図16(b)の実線が示すように、ラップ率Lapが設定値Lapth以上である場合には1とされる。設定値Lapthは、重なりが多いため、旋回中であっても、有効にプレビュー制御が行われ得ると考えられる値であり、例えば、0.8近傍の値とすることができる。ラップ率Lapが、設定値Lapthより小さくなると、ラップ率Lapの減少に伴ってプレビューゲインも小さい値とされる。重なりが少なくなるのに伴ってプレビューゲインが小さくされるのである。そして、ラップ率Lapが0となると、プレビューゲインも0とされる。ラップ率Lapが0以下である場合には、プレビュー制御が行われることがない。このラップ率Lapとプレビューゲインとの関係は、予めテーブル化されて、記憶されている。
As shown in FIG. 16A, the lap rate Lap is a value that decreases as the trajectory difference ΔR increases. When the track difference ΔR becomes large and the overlapping portion [Delta] W T of the road surface through the tire WR road and the
The preview gain G is set to 1 when the lap rate Lap is equal to or larger than the set value Lapth as indicated by the solid line in FIG. Since the setting value Lapth has many overlaps, it is considered that the preview control can be effectively performed even during turning, and can be set to a value in the vicinity of 0.8, for example. When the lap rate Lap is smaller than the set value Lapth, the preview gain is also reduced as the lap rate Lap decreases. As the overlap is reduced, the preview gain is reduced. When the lap rate Lap is 0, the preview gain is also 0. When the lap rate Lap is 0 or less, preview control is not performed. The relationship between the lap rate Lap and the preview gain is previously tabulated and stored.
なお、プレビューゲインは、図16(b)の破線が示すように、ラップ率Lapの低下に伴って漸減させられる値とすることもできる。
また、テーブルは、前輪舵角の絶対値δWとプレビューゲインとの関係を表すものとすることができる。
Note that the preview gain can also be a value that gradually decreases as the lap rate Lap decreases, as indicated by the broken line in FIG.
Further, the table can represent the relationship between the absolute value δ W of the front wheel steering angle and the preview gain.
通常制御は、図21のフローチャートで表される通常制御プログラムの実行に従って行われる。本プログラムは、左右前輪12FL、FRの各々について、予め定められた設定時間毎に実行される。
ステップ101(以下、単に、S101と略称する。他のステップについても同様とする)において、制御対象輪(例えば、左前輪12FLが制御対象輪である場合について説明する)のばね上加速度GUが検出され、S102において、車高(ばね上ばね下ストローク)Hが検出され、S103、104において、左前輪12FLの上下方向力発生装置24FLに対応する制御指令値が作成される。具体的には、ばね上加速度GUを積分することによりばね上絶対速度VUが求められ、車高Hを微分することによりばね上ばね下の相対速度(ストローク変化)ΔH(VS)が求められ、これらから、ばね下絶対速度VLが求められる。そして、ゲインG0、減衰係数C、ばね下絶対速度VLから目標減衰力FB*が求められ、目標回転角度θM*が取得され、実際の回転角度θと目標回転角度θM*との差である回転角偏差Δθから供給電流iが取得される。
そして、S105において、ばね下絶対速度VLに基づいて、ばね下部材46の上下振動の周波数fが取得される。絶対速度が0である場合には、ばね下部材46が振幅の絶対値が最大となる位置にあるのであり、このことに基づけば、周波数を取得することができる。S106において、周波数fが、予め定められた遅れ対応周波数fD以下であるか否かが判定される。左前輪12FLの実際の上下振動の周波数fが小さく、遅れ対応周波数fD以下である場合には、制御は有効であるため、S107において、制御指令値が出力される。
それに対して、実際の左前輪12FLの上下方向の振動の周波数fが遅れ対応周波数fDより高周波である場合には、制御が有効であると考えられないため、S106の判定がNOとなり、制御指令値が出力されることがない(上下方向力発生装置24FLの制御は行われない)。
The normal control is performed according to the execution of the normal control program represented by the flowchart of FIG. This program is executed at predetermined time intervals for each of the left and right front wheels 12FL, FR.
Step 101 (hereinafter, simply, the same applies for. Other steps abbreviated as S101) in, sprung acceleration G U of the control object wheels (e.g., will be described the front left wheel 12FL is controlled wheel) is In step S102, a vehicle height (unsprung unsprung stroke) H is detected. In steps S103 and 104, a control command value corresponding to the vertical force generator 24FL of the left front wheel 12FL is created. Specifically, the sprung absolute speed V U is obtained by integrating the sprung acceleration G U, and the relative height (stroke change) ΔH (V S ) of the sprung spring is obtained by differentiating the vehicle height H. From these, the unsprung absolute speed V L is obtained. Then, the target damping force F B * is obtained from the gain G 0 , the damping coefficient C, and the unsprung absolute speed V L , the target rotation angle θ M * is obtained, and the actual rotation angle θ and the target rotation angle θ M * are obtained. The supply current i is acquired from the rotation angle deviation Δθ that is the difference between the two.
In S105, the frequency f of the vertical vibration of the
In contrast, when a high frequency than the corresponding frequency f D lag the actual vertical vibration of the frequency f of the front left wheel 12FL, since control is not considered valid, S106 the determination is NO, control No command value is output (the vertical force generator 24FL is not controlled).
S107の制御指令値の出力は、図22のフローチャートに従って行われる。S121において、目標減衰力FB*の絶対値が増加しているか否かが判定される。増加している場合には、S122において、供給電流iを表す制御指令値がインバータ176FLに出力される。
それに対して、増加していない場合、すなわち、減少しているか、ほぼ一定である場合には、S123において、目標減衰力FB*の絶対値がしきい値Fth以上であるか否かが判定される。しきい値Fth以上である場合には、S124において、ブレーキモードが選択され、その旨を表す制御指令値が出力される。しきい値Fthより小さい場合には、S125において、フリーモードが選択され、その旨を表す制御指令値が出力される。
図23に示すように、減衰力の絶対値を大きくする場合には、電動モータ140が通電状態とされるが、減衰力の絶対値を小さくする場合には、電流が供給されない。車輪12に加えられる荷重により、ばね上ばね下の間を基準状態に戻そうとする力が、第2ロアアーム46、L字形バー120を介してアクチュエータ124に加えられるため、供給電流の制御を行わなくても、基準位置に戻される。また、アクチュエータ124は正逆効率積が小さく、外部入力の影響を受け難いものであるが、フリーモードが設定されれば、外部入力によって作動させられ基準位置に戻される。このように、減衰力の絶対値を小さくする場合に電流が供給されないようにすれば、消費電力の低減を図ることができる
また、目標減衰力FB*の絶対値が大きい場合には、ブレーキモードが設定されるため、外力によって、急激に減衰力の絶対値が小さくされることを回避することができる。
さらに、目標減衰力FB*の絶対値を小さくする場合には、エネルギ回生を行うことも可能であり、そのようにすれば、さらに、エネルギ効率を向上させることができる。
また、目標減衰力FB*の絶対値を小さくする場合に通電状態とされないため、アクチュエータ124の回転方向を、電流制御が行われる場合に比較して、速やかに逆向きにすることが可能となり、応答性の低下を抑制することができる。
The output of the control command value in S107 is performed according to the flowchart of FIG. In S121, it is determined whether or not the absolute value of the target damping force F B * has increased. If it has increased, a control command value representing the supply current i is output to the inverter 176FL in S122.
On the other hand, if the absolute value of the target damping force F B * is not less than the threshold value Fth, it is determined in S123 if it has not increased, that is, if it has decreased or is almost constant. Is done. If it is equal to or greater than the threshold value Fth, the brake mode is selected in S124, and a control command value indicating that is output. If it is smaller than the threshold value Fth, the free mode is selected in S125, and a control command value indicating that is output.
As shown in FIG. 23, when the absolute value of the damping force is increased, the
Furthermore, when the absolute value of the target damping force F B * is reduced, it is possible to perform energy regeneration. In this way, energy efficiency can be further improved.
Further, since the energized state is not set when the absolute value of the target damping force F B * is reduced, the rotation direction of the
なお、制御対象輪の上下方向の振動の周波数は、ばね上絶対速度の変化に基づいて取得されるようにしたり、ばね上あるいはばね下の変位に基づいて取得されるようにしたりすることができる。また、フーリエ変換等を利用して取得することもできる。 Note that the frequency of the vertical vibration of the wheel to be controlled can be acquired based on a change in the sprung absolute speed, or can be acquired based on the displacement of the sprung or unsprung. . It can also be acquired using Fourier transform or the like.
プレビュー制御は、図17のフローチャートで表されるプレビュー制御プログラムの実行に従って行われる。左右後輪12RL、RR毎に、それぞれ、予め定められた設定時間毎に実行される。左後輪12RLの上下方向力発生装置24RLは、左前輪12FLの上下方向の挙動に基づいて制御され、右後輪12RRの上下方向力発生装置24RRは、右前輪12FRの上下方向の挙動に基づいて制御される。
S1において、制御対象輪(例えば、左後輪12RLが制御対象輪である場合について説明する)と同じ側の前輪(左前輪)12FLのばね上加速度GUが検出され、S2において、車高Hが検出される。S3において、前述のように、これらに基づいてばね下絶対速度VLが取得される。そして、S4において、プレビューゲインGが決定され、S5において、決定されたプレビューゲインGが0であるか否かが判定される。
プレビューゲインが0より大きい場合には、S6〜10においてプレビュー制御が行われる。S6において、プレビューゲインG、減衰係数C、ばね下絶対速度VLから目標減衰力FB*が取得され、目標減衰力FB*から目標回転角度θM*が取得され、回転角偏差Δθから供給電流iが取得される。S7において、S4において求められた余裕時間TPから待ち時間TQが求められる。S8において、余裕時間TPと制御遅れ時間TDとを比較して、余裕時間TPが制御遅れ時間TD以上である場合は、S9において、供給電流量iが記憶される。制御指令値は待ち時間TQが経過した後に出力される。
それに対して、余裕時間TPが制御遅れ時間TDより短い場合には、S10において、制御指令値が直ちに出力される。
プレビューゲインが0である場合には、S11において、前述の図21のフローチャートで表される通常制御と同様の制御が行われる。制御対象輪が左後輪12RLである場合には、左後輪12RLの上下方向の挙動に基づいて上下方向力発生装置24RLが制御されることになる。
また、S9,10の制御指令値の出力は、図22のフローチャートに従って、通常制御における場合と同様に行われる。目標減衰力FB*が減少傾向にある場合には、電動モータ140には通電されないため、通電される場合に比較して、消費電力の低減を図ることができる。
The preview control is performed according to the execution of the preview control program represented by the flowchart of FIG. Each of the left and right rear wheels 12RL and RR is executed at predetermined time intervals. The vertical force generator 24RL of the left rear wheel 12RL is controlled based on the vertical behavior of the left front wheel 12FL, and the vertical force generator 24RR of the right rear wheel 12RR is based on the vertical behavior of the right front wheel 12FR. Controlled.
In S1, the control object wheel (e.g., described in the case the rear left wheel 12RL is controlled wheel) is detected sprung acceleration G U and the same side front wheel (left front wheel) 12FL, at S2, the vehicle height H Is detected. In S3, as described above, the unsprung absolute speed V L is acquired based on these. In step S4, the preview gain G is determined. In step S5, it is determined whether the determined preview gain G is zero.
If the preview gain is greater than 0, preview control is performed in S6-10. In S6, the target damping force F B * is acquired from the preview gain G, the damping coefficient C, and the unsprung absolute speed V L, the target rotation angle θ M * is acquired from the target damping force F B *, and from the rotation angle deviation Δθ. Supply current i is acquired. In S7, the waiting time T Q is determined from the margin time T P determined in S4. In S8, by comparing the margin time T P and the response delay time T D, when the previewable time T P is the response delay time T D above, in S9, the supply current amount i is stored. The control command value is output after the waiting time TQ has elapsed.
In contrast, when the previewable time T P is shorter than the response delay time T D, in S10, the control command value is immediately outputted.
When the preview gain is 0, the same control as the normal control represented by the flowchart of FIG. 21 is performed in S11. When the wheel to be controlled is the left rear wheel 12RL, the vertical force generator 24RL is controlled based on the vertical behavior of the left rear wheel 12RL.
Further, the output of the control command values in S9 and S10 is performed in the same manner as in the normal control according to the flowchart of FIG. When the target damping force F B * tends to decrease, the
なお、S9においては、待ち時間TQの経過後に、図22のフローチャートに従って、通常制御と同様の実行が行われるようにしても、予め制御指令値を作成し、制御指令値自体を記憶し、待ち時間TQの経過後に、その制御指令値が出力されるようにすることもできる。 In the S9, after a waiting time T Q, in accordance with the flowchart of FIG. 22, even as the normal control similar run is performed, to create the pre-control command value, and stores the control command value itself, The control command value may be output after the waiting time TQ has elapsed.
S4のプレビューゲインは、図18のフローチャートに従って決定される。
本実施例においては、車両が直進走行状態にある場合には、車速(余裕時間)に基づいて決定された車速対応ゲイン(余裕時間対応ゲインと称することもできる)GVがそのままプレビューゲインとして使用される。旋回状態にある場合には、旋回状態で決まる旋回時ゲインGRと車速対応ゲインGVとの相乗平均、すなわち、これらの積GR・GVを1/2乗した値{√(GR・GV)}がプレビューゲインGとされる。また、操舵車輪(前輪12F)の舵角の絶対値δWが設定値以下である場合には、直進走行状態にあるとされ、設定値より大きい場合には、旋回状態にあるとされる。設定値は、車両が直進走行中であるとみなし得る大きさである。
S21において、車速対応ゲインGVが決定され、S22において前輪12Fの舵角が検出され、S23において、舵角の絶対値δWが設定値δMIN以下であるか否かが判定される。設定値δMIN以下である場合には、旋回状態を考慮する必要がないため、S24において、車速対応ゲインGVがプレビューゲインとされる(G←GV)。
それに対して、前輪舵角の絶対値δWが設定値δMINより大きい場合には、S25において、前後左右の車輪12FL、FR、RL、RRのうちの少なくとも1輪のスリップ率が予め定められた設定スリップ率以上であるか否かが判定される。少なくとも1つの車輪の前後方向のスリップ率(制動スリップ、または、駆動スリップ)が予め定められた第1設定スリップ率以上であることと、横方向のスリップ率が予め定められた第2設定スリップ率以上であることとの少なくとも一方が満たされた場合には、判定がYESとなる。旋回時ゲインが決定されないで、S24において、車速対応ゲインGVがプレビューゲインGとされる。第1,第2設定スリップ率は、旋回半径の推定精度が低くなる大きさであり、予め設定された固定値である。判定がNOである場合には、S26において、旋回時ゲインGRが決定され、S27において、車速対応ゲインGV、旋回時ゲインGRの相乗平均がプレビューゲインGとして決定される。
The preview gain in S4 is determined according to the flowchart of FIG.
In the present embodiment, when the vehicle is in a straight traveling state, a vehicle speed-related gain (also referred to as a margin time-related gain) G V determined based on the vehicle speed (room time) is used as it is as a preview gain. Is done. If in a turning state, the geometric mean of the turning-state gain G R and the vehicle speed-basis gain G V determined by the turning state, i.e., these products G R ·
In S21, the determined vehicle speed-basis gain G V is, the steering angle of the
On the other hand, if the absolute value δ W of the front wheel rudder angle is larger than the set value δ MIN , the slip ratio of at least one of the front, rear, left and right wheels 12FL, FR, RL, RR is determined in advance in S25. It is determined whether or not the set slip ratio is greater than or equal to. The slip ratio in the front-rear direction (braking slip or drive slip) of at least one wheel is greater than or equal to a predetermined first set slip ratio, and the second set slip ratio in which the lateral slip ratio is predetermined. If at least one of the above is satisfied, the determination is YES. The turning gain is not determined, and the vehicle speed corresponding gain G V is set as the preview gain G in S24. The first and second set slip ratios are magnitudes that reduce the estimation accuracy of the turning radius, and are preset fixed values. If the determination is NO in S26, the determined turning-state gain G R are in S27, the vehicle speed-basis gain G V, geometric mean of turning-state gain G R is determined as a preview gain G.
S21の車速対応ゲインの決定は、図19のフローチャートに従って実行される。
S51において、車速Vが取得され、S52において、車速VとホイールベースLWとから余裕時間TPが取得され、S53において、余裕時間TPが制御遅れ時間TD以上であるか否かが判定される。制御遅れ時間TD以上である場合には、S54において、車速対応ゲインGVが1とされる。
それに対して、余裕時間TPが制御遅れ時間TDより短い場合には、さらに、効果有り時間TLより短いか否かが判定される。効果有り時間TLより短い場合には、S56において、車速対応ゲインGVが0とされる。余裕時間TPが制御遅れ時間TDより短いが、効果有り時間TL以上である場合には、S57においてテーブル値に決定される。余裕時間TPの減少に伴って車速対応ゲインGVが小さくなる値に決定されるのである。車速対応ゲインGVは、左後輪12RLに対しても、右後輪12RRに対しても同じ大きさとなる。
The determination of the vehicle speed corresponding gain in S21 is executed according to the flowchart of FIG.
In S51, the vehicle speed V is acquired in S52, is retrieved from the vehicle speed V and the wheel base L W previewable time T P is, in S53, it determines whether the previewable time T P is the response delay time T D or Is done. If it is the response delay time T D above, in S54, the vehicle speed-basis gain G V is one.
On the other hand, if the margin time T P is shorter than the control delay time T D , it is further determined whether or not the effect time T L is shorter. If it is shorter than the effective time T L , the vehicle speed corresponding gain G V is set to 0 in S56. Although the previewable time T P is shorter than the response delay time T D, if it is effective limit time T L or more is determined to be the table value at S57. As the margin time T P decreases, the vehicle speed corresponding gain G V is determined to be a smaller value. The vehicle speed-corresponding gain G V is the same for both the left rear wheel 12RL and the right rear wheel 12RR.
S25の旋回時ゲインの決定は、図20のフローチャートに従って実行される。
S71において、前輪側(点PF)の旋回半径、後輪側(点PR)の旋回半径が求められ、S72において旋回半径差(軌道差)が取得される。制御対象輪である左後輪12RLが旋回外輪である場合にはΔRoutが取得され、左後輪12RLが旋回内輪である場合にはΔRinが取得される。そして、S73において、ラップ率Lapが求められる。
S74〜78において、ラップ率Lapに基づいて旋回時ゲインが決定される。S74において、ラップ率Lapが設定値Lapth以上であるか否かが判定される。設定値Lapth以上である場合には、S75において、旋回時ゲインGRが1とされる。ラップ率Lapが設定値Lapthより小さい場合には、0より大きいか否かが判定され、0より大きい場合には、S77において、テーブル値が旋回時ゲインGRとされ、0以下である場合には、S78において、0とされる。
The turning gain determination in S25 is executed according to the flowchart of FIG.
In S71, the turning radius on the front wheel side (point PF) and the turning radius on the rear wheel side (point PR) are obtained, and in S72, the turning radius difference (trajectory difference) is acquired. ΔRout is acquired when the left rear wheel 12RL that is the control target wheel is a turning outer wheel, and ΔRin is acquired when the left rear wheel 12RL is a turning inner wheel. In S73, the lap rate Lap is obtained.
In S74-78, the turning gain is determined based on the lap rate Lap. In S74, it is determined whether or not the lap rate Lap is equal to or greater than a set value Lapth. If the set value Lapth above, in S75, the turning time of the gain G R are considered to be one. When the overlap ratio Lap is set value Lapth smaller is determined whether or not greater than zero, when greater than 0, in S77, a table value is a turning-state gain G R, if it is 0 or less Is set to 0 in S78.
なお、ラップ率Lapは、左後輪12RL、右後輪12RRの各々について取得し(旋回内輪、旋回外輪の各々について取得し)、その取得されたラップ率Lapを用いて旋回時ゲインGRを取得しても、旋回内輪のラップ率Lapinと旋回外輪のラップ率Lapoutとの平均値を用いて旋回ゲインGRを取得してもよい。前者の場合には、左右後輪についてそれぞれプレビューゲインの値が異なることもある。 Incidentally, the overlap ratio Lap is the rear left wheel 12RL, obtained for each of the right rear wheel 12RR (turning inner acquired for each of the turning outer wheel), the turning-state gain G R using the acquired overlap ratio Lap it is obtained, may be acquired pivot gain G R using the average value of the overlapping ratio Lapout turning inner wrap ratio Lapin a turning outer wheel. In the former case, the preview gain values may be different for the left and right rear wheels.
このように、本実施例においては、後輪12Rの上下方向力発生装置24Rについてプレビュー制御が行われるため、アクチュエータ124Rの制御遅れが大きくても、遅れを0または小さくすることができ、後輪12RL、RRの上下方向の振動を良好に抑制することができる。
また、余裕時間TPが制御遅れ時間TDより短い場合や、前輪12Fが通った路面と後輪12Rが通る路面との重なりが少ない場合にプレビュー制御が行われると、かえって、乗り心地が悪くなるおそれがあるが、プレビューゲインGが車速や旋回状態に基づいて1より小さい値に決定されるため、プレビュー制御が行われることにより、乗り心地が悪くなることを回避し、後輪12RL、RRの上下方向の振動を良好に抑制することができる。
さらに、通常制御は、アクチュエータ124の制御遅れ時間TDが1/8位相に相当する振動より低周波の振動が生じた場合に行われ、高周波の振動が生じた場合には行われないが、プレビュー制御は、アクチュエータ124の応答性で決まる制御可能な周波数以下の振動であれば、行われる。その結果、アクチュエータ124に対しては、プレビュー制御が行われるようにすれば、より高周波数の振動を抑制することが可能となる。
また、上下方向力発生装置24の作用状態においては、周波数の大きい振動等は、L字形バー122の弾性変形により吸収することが可能となる。
As described above, in this embodiment, the preview control is performed on the vertical force generating device 24R of the
Further, and when the previewable time T P is shorter than the response delay time T D, the preview control is performed when the overlap between the road surface through which the
Further, the normal control, the response delay time T D of the
Further, in the operating state of the vertical force generator 24, vibrations having a large frequency can be absorbed by elastic deformation of the L-shaped
以上のように、本実施例においては、ばね上加速度センサ196,車高センサ198,サスペンションECU168に含まれる上下方向力発生装置ECU170の図17のフローチャートで表されるプレビュー制御プログラム、図21のフローチャートで表される通常制御プログラムを記憶する部分、実行する部分等により上下方向力制御装置が構成される。本実施例においては、上下方向力発生装置24は減衰力発生装置として機能し、上下方向力制御装置が減衰力制御部として機能する。減衰力制御部は、ばね下運動依拠上下方向力制御部でもある。
また、上下方向力制御装置のうち、図17のプレビュー制御プログラムのS4を記憶する部分、実行する部分、図12(b)のマップで表されるテーブル、図16(b)のマップで表されるテーブルを記憶する部分等によりゲイン決定部が構成される。そのうちの、図12(b)のの実線あるいは破線で表されるテーブルを記憶する部分、図19のフローチャートのS56,57を記憶する部分、実行する部分等によりゲイン減少部が構成され、そのうちの、図12(b)テーブルを記憶する部分、図19のフローチャートのS56を記憶する部分、実行する部分等により請求項3に記載の0決定部が構成される。さらに、図16(b)のテーブルを記憶する部分、図18のフローチャートのS26を記憶する部分、実行する部分等により旋回時ゲイン決定部が構成される。なお、請求項4に記載の0決定部は、図12(b)の一点鎖線で表されるテーブルを記憶する部分、S57を記憶する部分、実行する部分等によって構成される。
As described above, in this embodiment, the preview control program represented by the flowchart of FIG. 17 of the vertical
Also, in the vertical force control device, the part for storing S4 of the preview control program of FIG. 17, the part to be executed, the table represented by the map of FIG. 12B, and the map of FIG. 16B. The gain determination unit is configured by a part that stores the table. Among them, a gain reduction unit is configured by a part storing a table represented by a solid line or a broken line in FIG. 12B, a part storing S56 and S57 in the flowchart of FIG. The part for storing the table in FIG. 12B, the part for storing S56 in the flowchart of FIG. Further, a turning gain determining unit is configured by a part storing the table of FIG. 16B, a part storing S26 of the flowchart of FIG. Note that the 0 determining unit described in claim 4 includes a part for storing a table represented by a one-dot chain line in FIG. 12B, a part for storing S57, a part for executing, and the like.
さらに、図20のフローチャートのS71〜73を記憶する部分、実行する部分等により軌跡対応重なり取得部が構成される。軌跡対応重なり取得部はラップ率取得部でもある。そのうちのS71を記憶する部分、実行する部分等により旋回半径取得部が構成され、図6(b)のテーブルを記憶する部分、図20のフローチャートのS77を記憶する部分、実行する部分等によりゲイン減少部が構成される。 Furthermore, a locus corresponding overlap acquisition unit is configured by a portion that stores S71 to S73 in the flowchart of FIG. The trajectory corresponding overlap acquisition unit is also a lap rate acquisition unit. Of these, the turning radius acquisition unit is configured by the part that stores S71, the part that executes, etc., and the part that stores the table of FIG. 6B, the part that stores S77 of the flowchart of FIG. A decreasing part is configured.
なお、車速対応ゲインGVを取得する際に、余裕時間TPを求めることは不可欠ではなく、車速Vに基づいて取得することができる。前述のように、車速とゲインとの関係を表すテーブルを作成することができるのである。
旋回時ゲインGRを取得する際も同様に、ラップ率を求めることは不可欠ではなく、重なり部の幅ΔWTや軌道差(旋回半径差)に基づいて取得することもできる。
また、上記実施例においては、旋回中において、車速対応ゲインGVと旋回時ゲインGRとの相乗平均が、プレビューゲインGとされたが、そのようにすることは不可欠ではない。旋回中には、旋回時ゲインGRがプレビューゲイン(GR→G)とされ、直進中には、車速対応ゲインGVがプレビューゲインGとされる(GV→G)ようにすることもできる。この場合には、S26のステップが不要となる。
さらに、通常制御、プレビュー制御の少なくとも一方において、減衰力FB*が、スカイフック理論に基づいて制御されるようにすることもできる。
また、目標減衰力FB*を、ばね上絶対速度VUに応じた値としたり、ばね上ばね下相対速度VSに応じた値としたりすることもできる。それらの場合には、ばね下絶対速度VLに基づく制御が行われる場合と、目標減速度FB*を取得する際の規則を変更することもできる。
FB*=−G・C・VU
FB*=−G・C・VS
In addition, when acquiring the vehicle speed corresponding gain G V , it is not essential to obtain the allowance time T P, and it can be acquired based on the vehicle speed V. As described above, a table representing the relationship between vehicle speed and gain can be created.
Similarly, when retrieving a turn when the gain G R, rather it is essential to obtain the overlapping ratio can also be obtained based on the width [Delta] W T and orbital difference of the overlapping portion (the turning radius difference).
Further, in the above embodiment, during turning, the geometric mean of the running-speed-basis gain G V and the turning time gain G R are, have been preview gain G, it is not essential to do so. During turning, the turning gain G R is set as a preview gain (G R → G), and during straight traveling, the vehicle speed corresponding gain G V is set as a preview gain G (G V → G). it can. In this case, step S26 is not necessary.
Furthermore, the damping force F B * can be controlled based on the skyhook theory in at least one of normal control and preview control.
Further, the target damping force F B * can be set to a value corresponding to the sprung absolute speed V U or a value corresponding to the sprung unsprung relative speed V S. In these cases, the control based on the unsprung absolute speed VL and the rule for obtaining the target deceleration F B * can be changed.
F B * = − G ・ C ・ V U
F B * =-G ・ C ・ V S
さらに、上記実施例においては、上下方向力発生装置24の制御により減衰力が加えられる場合について説明したが、ばね下部材46の変位XLに応じた弾性力(上下方向力)が加えられるようにすることもできる。
上下方向力の目標値(目標弾性力)FB*は、式
FB*=G・K・XL
に従って求められる。
ばね下部材46の変位(以下、ばね下変位と略称する)XLが基準位置より下方である場合には、目標弾性力FB*の向きも下方とされる。ばね上ばね下間の距離が大きくなると、コイルスプリング20の弾性力が小さくなる。そのコイルスプリング20の弾性力の減少分を、上下方向力発生装置24によって発生させることにより、ばね下部材46の変位に伴うばね上部材14の変位が抑制される。なお、電動モータ140の回転に伴うアーム部132の回動により、ばね上ばね下間の距離がばね下変位XLに応じた距離となる。
ばね下変位XLが基準位置より上方である場合には、目標弾性力FB*の向きは上方とされる。ばね上ばね下間の距離が小さくなると、コイルスプリング20の弾性力が増加するため、その増加分に応じた逆向きの力を、上下方向力発生装置24によって発生させて、ばね下部材46の上下方向の変位に伴うばね上部材の変位を抑制するのである。
Further, in the above embodiment, the case has been described where the damping force is applied by the control of the vertical force generator 24, so that the elastic force corresponding to the displacement X L of the unsprung member 46 (vertical force) is applied It can also be.
The target value of the vertical force (target elastic force) F B * is expressed by the formula F B * = G · K · X L
As required.
Displacement of the unsprung member 46 (hereinafter, referred to as unsprung displacement) when X L is lower than the reference position, the target elastic force F B * orientation is also the lower. When the distance between the sprung springs increases, the elastic force of the
When the unsprung displacement XL is above the reference position, the direction of the target elastic force F B * is upward. When the distance between the unsprung springs decreases, the elastic force of the
ばね下変位XLは、ばね下絶対速度VLを積分することによって求めたり、ばね上加速度GUを2回積分した値とばね上ばね下間のストロークHとから求めたりすることができる。KはL字形のバー122のばね定数であり、シャフト部130の剪断係数、断面二次モーメント、アーム部132の曲げ剛性等に基づいて決まる固定値である。
この場合の一制御例を図25、26のフローチャートに基づいて説明する。上記実施例における場合と同じ実行(図17、21のフローチャートで表されるプログラムと同じ実行)が行われるステップについては同じステップ番号を付して説明を省略する。
左前輪12FLが制御対象輪である場合において、通常制御は、図26のフローチャートで表される通常制御プログラムの実行に従って行われる。S103bにおいて、左後輪12RLのばね上加速度GUと車高Hから、上述のように、左後輪12RLのばね下変位XLが取得され、S104bにおいて、目標弾性力FB*が求められ、それに応じて目標回転角度θM*が求められ、供給電流iが求められる。そして、S105、106において、左前輪12FLのばね下部材46の実際の振動の周波数fが取得され、制御遅れ対応周波数fD以下であるか否かが判定される。周波数は、ばね下絶対速度に基づいて取得しても、ばね下変位に基づいて取得してもよい。実際の振動の周波数fが、制御遅れ対応周波数fD以下である場合には、S107において、供給電流i、目標弾性力FB*に基づいて決まる制御指令値が上記実施例における場合と同様に出力される。
Unsprung displacement X L is or can be obtained from or calculated by integrating the absolute velocity V L unsprung, the sprung acceleration G U and stroke H between the integrated value and sprung under the two. K is the spring constant of the L-shaped
An example of control in this case will be described based on the flowcharts of FIGS. Steps in which the same execution as in the above embodiment (the same execution as the program shown in the flowcharts of FIGS. 17 and 21) is performed are denoted by the same step numbers and description thereof is omitted.
When the left front wheel 12FL is a wheel to be controlled, normal control is performed according to the execution of the normal control program represented by the flowchart of FIG. In S103b, a sprung acceleration G U and vehicle height H of the left rear wheel 12RL, as described above, unsprung displacement X L of the left rear wheel 12RL is acquired, at S104b, * is obtained target elastic force F B Accordingly, the target rotation angle θ M * is obtained, and the supply current i is obtained. Then, in S105 and S106, the actual vibration frequency f of the front left wheel 12FL
制御対象輪が左後輪12RLである場合において、プレビュー制御は、図25のフローチャートで表されるプレビュー制御プログラムの実行に従って行われる。S3bにおいて、左前輪12FLのばね上加速度センサ196による検出値と、車高Hとからばね下変位XLが取得される。そして、プレビューゲインが0より大きい場合には、S6bにおいて、ばね下変位XL、弾性係数K、プレビューゲインGから、目標弾性力(上下方向力の目標値)FB*が取得され、目標弾性力FB*が得られるように、目標回転角度θM*が求められ、供給電流iが求められる。そして、余裕時間TPが制御遅れ時間TD以上である場合には、待ち時間TQの経過後に、制御指令値が後輪12FRの上下方向力発生装置24のインバータ178に出力され、余裕時間TPが制御遅れ時間TDより短い場合には、制御指令値が直ちに出力される。
プレビューゲインが0である場合には、S11bにおいて、通常制御が行われる。
このように、プレビュー制御は、減衰力の制御に限らず、弾性力の制御にも適用することができる。
本実施例においては、上下方向力発生装置が弾性力発生装置として機能し、上下方向力制御装置が弾性力制御部として機能する。
When the control target wheel is the left rear wheel 12RL, the preview control is performed according to the execution of the preview control program represented by the flowchart of FIG. In S3b, the detection value by the sprung
If the preview gain is 0, normal control is performed in S11b.
Thus, preview control can be applied not only to damping force control but also to elastic force control.
In the present embodiment, the vertical force generator functions as an elastic force generator, and the vertical force controller functions as an elastic force controller.
なお、目標弾性力FB*は、ばね上部材14の変位XUに応じた値としたり、ばね上ばね下の相対変位(車高)XSに応じた値としたりすることもでき、上記実施例における場合と同様のプレビュー制御が行われるようにすることができる。
FB*=G・K・XU
FB*=G・K・XS
The target elastic force F B * can be a value corresponding to the displacement X U of the sprung member 14 or a value corresponding to the relative displacement (vehicle height) X S under the sprung member 14. Preview control similar to that in the embodiment can be performed.
F B * = G ・ K ・ X U
F B * = G ・ K ・ X S
また、上記実施例においては、上下方向力発生装置24を制御することにより上下方向力が制御されるようにされていたが、ショックアブソーバ22の制御によって減衰力の制御が行われるようにすることもできる。本実施例においては、スカイフック理論に基づいて減衰力の制御が行われる場合について説明する。
その場合の制御例を図27,28のフローチャートに基づいて説明する。本実施例においては、上記実施例(図17,21のフローチャート)における場合と同じ実行が行われるステップについては同じステップ番号を付して説明を省略する。また、本実施例においては、ばね上部材14の振動の周波数が制御遅れ対応周波数以下であるか否かが判定される。
図28のフローチャートで表される通常制御において、制御対象輪が左前輪12FLである場合には、左前輪12FLのばね上加速度GU,ばね上ばね下間の距離Hが取得され、S105bにおいて、周波数fが取得され、S106bにおいて、取得された周波数fが制御遅れ対応周波数fD以下であるか否かが判定される。周波数fは、ばね上加速度に基づいて取得したり、ばね上絶対速度に基づいて取得したりすることができる。すなわち、上記実施例における場合と同様に、絶対速度が0である場合に振幅の絶対値が最大の位置にあることを利用して取得したり、フーリエ変換等を利用して取得したりすることができるのである。そして、制御遅れ対応周波数fD以下である場合には、S106bの判定がYESとなり、S103dにおいて、ばね上絶対速度VU、ばね上ばね下の相対速度VSが取得される。そして、S104d〜104fにおいて、目標減衰係数C*が求められる。S104dにおいて、ばね上絶対速度VUと、ばね上ばね下間の相対速度VSとの積の値が正であるか否かが判定される。正である場合(VU・VS>0)には、S104eにおいて、目標減衰係数C*が(G0・C・VU/VS)とされ、積の値が負である場合(VU・VS<0)には、S104fにおいて、目標減衰係数C*が小さい値CMINとされる。G0は通常制御のゲインであり、Cは定数である。そして、S104gにおいて、目標減衰係数C*が実現される供給電流iが求められ、S107において、制御指令値が出力される。
本実施例においては、減衰係数の増加・減少とは関係なく、電動モータ90に電流が供給される。そのため、供給電流iが制御指令値に対応し、制御指令値iがインバータ222に出力される。電動モータ90における消費電力は小さいからである。
In the above embodiment, the vertical force is controlled by controlling the vertical force generator 24. However, the damping force is controlled by controlling the
A control example in that case will be described with reference to the flowcharts of FIGS. In the present embodiment, steps that are executed in the same manner as in the above-described embodiment (flowcharts of FIGS. 17 and 21) are denoted by the same step numbers and description thereof is omitted. Further, in this embodiment, it is determined whether or not the frequency of vibration of the sprung member 14 is equal to or less than the control delay corresponding frequency.
In the normal control represented by the flowchart of FIG. 28, when the wheel to be controlled is the left front wheel 12FL, the sprung acceleration G U of the left front wheel 12FL and the distance H between the sprung unsprung are acquired, and in S105b, frequency f is obtained in S 106 b, the obtained frequency f is equal to or less than the response delay corresponding frequency f D is determined. The frequency f can be acquired based on the sprung acceleration or can be acquired based on the sprung absolute speed. That is, as in the case of the above embodiment, when the absolute velocity is 0, the absolute value of the amplitude is obtained using the maximum position, or obtained using the Fourier transform or the like. Can do it. When control delay corresponding at frequency f D or less, the determination is YES in S 106 b, in S103d, sprung absolute speed V U, the relative velocity V S of the sprung and unsprung portions is obtained. In S104d to 104f, the target attenuation coefficient C * is obtained. In S104d, it is determined whether or not the product value of the sprung absolute speed V U and the relative speed V S between the sprung springs is positive. If it is positive (V U · V S > 0), the target damping coefficient C * is set to (G 0 · C · V U / V S) in S104e, and the product value is negative (V For U · V S <0), the target damping coefficient C * is set to a small value C MIN in S104f. G 0 is a normal control gain, and C is a constant. In S104g, a supply current i that achieves the target damping coefficient C * is obtained, and in S107, a control command value is output.
In this embodiment, a current is supplied to the
図27のフローチャートで表されるプレビュー制御において、制御対象輪が左後輪12RLである場合には、左前輪12FLのばね上加速度GU、ばね上ばね下ストロークHが取得され、S3dにおいて、ばね上絶対速度VU、相対速度VSが取得される。そして、S4において、上記実施例における場合と同様にプレビューゲインが決定される。決定されたプレビューゲインGが0でない場合には、上述の場合と同様に、S6d〜6hにおいて、目標減衰係数が決定される。ばね上絶対速度VUと相対速度VSとの積の値の符号が正である場合には、目標減衰係数がC*=G・C・VU/VSとされ、負である場合には、CMINとされるのである。そして、S6gにおいて、目標減衰係数C*に基づいて供給電流iが求められる。以下、上記実施例における場合と同様に、余裕時間TPが制御遅れ時間TD以上である場合には、制御指令値iが待ち時間TQの経過後に出力され、制御遅れ時間TDより短い場合には、直ちに出力される。
それに対して、プレビューゲインGが0である場合には、S11dにおいて、図28のフローチャートに従って左後輪12RLの上下方向の挙動に基づいて左後輪12RLの減衰特性制御装置56が制御される。目標減衰特性C*は、左後輪12RLのばね上絶対速度VUとばね上ばね下相対速度VSとの積の値で決まる大きさに決定される。
In the preview control represented by the flowchart of FIG. 27, when the wheel to be controlled is the left rear wheel 12RL, the sprung acceleration G U and the sprung unsprung stroke H of the left front wheel 12FL are acquired. In S3d, the spring The upper absolute speed V U and the relative speed V S are acquired. In S4, the preview gain is determined in the same manner as in the above embodiment. If the determined preview gain G is not 0, the target attenuation coefficient is determined in S6d to 6h as in the above case. When the sign of the product value of the sprung absolute velocity V U and the relative velocity V S is positive, the target damping coefficient is C * = G · C · V U / V S, and is negative. Is C MIN . In S6g, the supply current i is obtained based on the target attenuation coefficient C *. Hereinafter, as in the above embodiment, when the margin time T P is equal to or longer than the control delay time T D , the control command value i is output after the waiting time T Q has elapsed and is shorter than the control delay time T D. In the case, it is output immediately.
On the other hand, when the preview gain G is 0, in S11d, the damping
本実施例と上記実施例とを比較(制御対象が減衰特性制御装置56である場合と上下方向力発生装置24である場合とを比較)すると、制御対象が減衰特性制御装置56である場合の方が、制御遅れ時間が短く、制御可能な周波数が高い。そのため、制御遅れ対応周波数fDが大きく(より高周波側の値)なり、制御遅れ時間TDが短くなり、制御効果有り時間TLが短くなる。
したがって、上下方向力発生装置24の制御における場合より高周波数の振動が生じても、通常制御が行われることになる。通常制御において、効果的にサスペンション制御が行われる周波数領域が広くなるのである(図28のフローチャートのS106bの判定がYESとなる場合が多くなる)。また、上下方向力発生装置24の制御における場合より車速が大きくても、プレビューゲインが1とされる。プレビュー制御が有効に行われる車速の範囲が広くなるのである。さらに、上記実施例における場合より車速が大きくても、プレビュー制御が行われる(図27のフローチャートのS5の判定がYESとなる場合が少なくなる)。
When this embodiment is compared with the above-described embodiment (when the control target is the damping
Therefore, normal control is performed even if vibrations with a higher frequency than in the control of the vertical force generator 24 occur. In normal control, the frequency range in which suspension control is effectively performed becomes wider (the determination in S106b in the flowchart of FIG. 28 is more likely to be YES). Further, the preview gain is set to 1 even if the vehicle speed is higher than in the case of the control of the vertical force generator 24. The vehicle speed range in which the preview control is effectively performed is widened. Furthermore, preview control is performed even if the vehicle speed is higher than in the above embodiment (the case where the determination of S5 in the flowchart of FIG. 27 is YES is less).
また、車速Vが大きい場合には、上下方向力発生装置24についてプレビュー制御が行われなくても、ショックアブソーバ22についてはプレビュー制御が行われることになり、ショックアブソーバ22の制御により、後輪12Rの上下方向の振動を良好に抑制することが可能となる。
同様に、高周波数の振動が生じて、上下方向力発生装置24の制御が行われなくてもショックアブソーバ22の制御が行われるのであり、高周波数の振動が生じた場合においても、上下方向の振動を良好に抑制することが可能となる。
Further, when the vehicle speed V is high, the preview control is performed on the
Similarly, even if high-frequency vibration is generated and the vertical force generator 24 is not controlled, the
なお、ショックアブソーバの制御は、図29に概念的に示すように、車輪12を保持するばね下部材280とばね上部材282との間に、コイルスプリング284と、ショックアブソーバ286とが並列に設けられ、上下方向力発生装置24が設けられていないサスペンションに適用することができる。ショックアブソーバ286の減衰特性制御装置288は、サスペンション制御ユニット290の指令に基づいて上記実施例における場合と同様に制御される。
As shown in FIG. 29, the shock absorber is controlled in a manner that a
また、本発明は、図30に示すサスペンションに適用することもできる。本実施例においては、ばね下部材300と、ばね上部材302との間に、コイルスプリング310と、液圧シリンダ装置312とが並列に設けられる。液圧シリンダ装置312は、液圧シリンダ314、ポンプ316、電動モータ318等を含む。液圧シリンダ314は、ハウジング320とハウジング320に液密かつ摺動可能に嵌合されたピストン322とを含み、ピストン322のピストンロッド324がばね下部材300に揺動可能に連結され、ハウジング320がばね上部材302に揺動可能に連結される。ハウジング320の内側のピストン322によって仕切られた2つの液室330,332の間には、ポンプ316が接続され、ポンプ316によって、2つの液室330,332の一方から作動液を汲み上げて他方に供給したり、他方から作動液を汲み上げて一方に供給したりすることができる。それによって、液室330,332の液圧およびピストン322のストロークが制御される。なお、液圧シリンダ314と並列に作動液補償装置340が設けられる。
The present invention can also be applied to the suspension shown in FIG. In the present embodiment, a
電動モータ318はコンピュータを主体とするサスペンションECU350からの指令に基づいて制御される。サスペンションECU350は、入出力部352,記憶部354,実行部356等を有するコンピュータを主体とするコントローラを含み、入出力部352には、左右前後輪12FL、FR、RL、RRに対応してそれぞれ設けられた車高センサ(上下ストロークセンサ)360,ばね上加速度センサ362等が接続されるとともに各輪毎に対応して設けられたポンプモータ318が図示しない駆動回路を介して接続される。
記憶部354には、複数のプログラム、テーブル等が記憶される。
The
The
本実施例においては、液圧シリンダ装置312の電動モータ318の制御により、ばね下絶対速度に応じた弾性力と、スカイフック理論に基づく減衰力との和の上下方向力が発生させられる。上下方向力は、液圧シリンダ装置312の液圧に対応する。
また、上記実施例における場合と同様に、車輪に加えられる荷重は、スプリング310と液圧シリンダ装置312とが受けるために、基準位置からのストロークと液圧シリンダ装置312の液圧との間には一定の関係がある。そのため、上下方向力の目標値が決定されれば、それに応じたストロークが実現されるように、ポンプモータ318が作動させられる。本実施例においては、上下方向力の目標値FB*は、ばね下部材300の変位に応じた弾性力と、ばね上部材302の絶対速度に応じた減衰力との和とされる。
In this embodiment, the vertical force that is the sum of the elastic force corresponding to the unsprung absolute speed and the damping force based on the Skyhook theory is generated by the control of the
Similarly to the case of the above embodiment, the load applied to the wheel is received by the
その場合の制御例を図31,32のフローチャートに基づいて説明する。本実施例においては、上記実施例(図17,21のフローチャート、図27,28のフローチャート)における場合と同じ実行が行われるステップについては同じステップ番号を付して説明を省略する。
制御対象輪が左後輪12RLである場合には、図31のフローチャートで表されるプレビュー制御プログラムが実行される。左前輪12FLのばね上加速度GU、ばね上ばね下ストロークHが取得され、S3eにおいて、ばね上絶対速度VU、相対速度VS、ばね下絶対速度VLが取得される。そして、プレビューゲインGが上記実施例における場合と同様に決定され、プレビューゲインGが0でない場合には、S6dにおいて、ばね上絶対速度VUと相対速度VSとの積の値の符号が正であるか負であるかが判定され、正である場合には、S6hにおいて、減衰係数CがCMID(予め定められた値)とされ、負である場合には、S6fにおいて、減衰係数CがCMIN(予め定められた値)とされる。そして、S6iにおいて、式
FB*=(G・K・XL)+(−G・C・VU)
に従って上下方向力の目標値FB*が決定され、上下方向力の目標値FB*に応じて電動モータ318RLへの供給電流iが決定される。上式において、Kはスプリング310のばね定数Kである。
以下、上記実施例における場合と同様に、余裕時間TPが制御遅れ時間TD以上である場合には、制御指令値iが待ち時間TQの経過後に出力され、制御遅れ時間TDより短い場合には、直ちに出力される。
本実施例においては、電動モータ318における消費電力が大きいため、上下方向力発生装置24の制御における場合と同様に、上下方向力の目標値FB*の絶対値が保持または減少させられる場合には、電動モータ318には電流が供給されないようにすることが望ましい。
A control example in that case will be described based on the flowcharts of FIGS. In the present embodiment, steps that are executed in the same manner as in the above embodiments (the flowcharts in FIGS. 17 and 21 and the flowcharts in FIGS.
When the control target wheel is the left rear wheel 12RL, the preview control program represented by the flowchart of FIG. 31 is executed. The sprung acceleration G U and the sprung unsprung stroke H of the left front wheel 12FL are acquired, and in S3e, the sprung absolute speed V U , the relative speed V S , and the unsprung absolute speed V L are acquired. Then, the preview gain G is determined in the same manner as in the above embodiment, and when the preview gain G is not 0, the sign of the product value of the sprung absolute velocity V U and the relative velocity V S is positive in S6d. If negative, the attenuation coefficient C is set to C MID (predetermined value) in S6h. If negative, the attenuation coefficient C is determined in S6f. Is C MIN (predetermined value). In S6i, the formula F B * = (G · K · X L ) + (− G · C · V U )
Accordingly, the target value F B * of the vertical force is determined, and the supply current i to the electric motor 318RL is determined according to the target value F B * of the vertical force. In the above equation, K is the spring constant K of the
Hereinafter, as in the above embodiment, when the margin time T P is equal to or longer than the control delay time T D , the control command value i is output after the waiting time T Q has elapsed and is shorter than the control delay time T D. In the case, it is output immediately.
In this embodiment, since the electric power consumed by the
それに対して、プレビューゲインGが0である場合には、S11eにおいて、左後輪12RLの上下方向の挙動に基づいて左後輪12RLの電動モータ318RLが制御されるのであり、図32のフローチャートに従って通常制御が行われる。
S103eにおいて、ばね上加速度、車高に基づいてばね下変位XL、ばね上絶対速度VUが取得され、S104d、104f、104hにおいて、同様に、減衰係数が決定され、S104iにおいて上下方向力の目標値FB*が、式、
FB*=(−G0・K・XL)+(−G0・C・VU)
に従って決定され、目標値FB*で決まる供給電流iが決定される。G0は、通常制御のゲインであり、固定値である。
そして、S105c,106cにおいて、左後輪12RLのばね下絶対速度VLに基づいて取得された周波数と、ばね上絶対速度VUに基づいて取得された周波数との大きい方が、制御遅れ対応周波数fD以下であるか否かが判定される。制御遅れ対応周波数以下である場合には、制御指令値が直ちに出力される。
なお、S105c,106cにおいて、周波数は、ばね下絶対速度に基づいて取得しても、ばね上絶対速度に基づいて取得してもよい。
On the other hand, when the preview gain G is 0, in S11e, the electric motor 318RL of the left rear wheel 12RL is controlled based on the vertical behavior of the left rear wheel 12RL. Normal control is performed.
In S103e, the unsprung displacement X L and the unsprung absolute velocity V U are acquired based on the sprung acceleration and the vehicle height. Similarly, in S104d, 104f, and 104h, the damping coefficient is determined. In S104i, the vertical force The target value F B * is the formula
F B * = (− G 0 · K · X L ) + (− G 0 · C · V U )
The supply current i determined by the target value F B * is determined. G 0 is a gain of normal control and is a fixed value.
In S105c and 106c, the greater one of the frequency acquired based on the unsprung absolute speed V L of the left rear wheel 12RL and the frequency acquired based on the sprung absolute speed V U is the control delay corresponding frequency. or less than f D is determined. If the frequency is equal to or less than the control delay corresponding frequency, the control command value is immediately output.
In S105c and 106c, the frequency may be acquired based on the unsprung absolute speed or may be acquired based on the sprung absolute speed.
このように、本実施例においては、ばね下変位に応じた弾性力とばね上絶対速度に応じた減衰力との両方合わせた大きさの上下方向力が加えられる。ばね下の振動の抑制制御とスカイフック制御との両方を実現することが可能となり、車輪12の上下方向の振動を良好に抑制することができ、乗り心地の向上を図ることができる。
また、後輪12Rの液圧シリンダ装置312Rにおいては、プレビュー制御が行われるため、制御遅れを小さく、あるいは、0とすることができ、後輪12Rの上下方向の振動を良好に抑制することができる。
Thus, in the present embodiment, a vertical force having a magnitude that combines both the elastic force according to the unsprung displacement and the damping force according to the sprung absolute velocity is applied. Both suppression control of unsprung vibration and skyhook control can be realized, vibration in the vertical direction of the
Further, in the hydraulic cylinder device 312R for the
なお、上下方向力の目標値FB*は、上述の弾性力と減衰力との和とする必要は必ずしもなく、下式のいずれか一方で決まる大きさとすることもできる。
FB*=G・K・XL
FB*=−G・C・VU
また、その他、目標値FB*を、式
FB*=−G・C・VL
FB*=G・K・XU
FB*=−G・C・VS
に従って決まる値等とすることもでき、これらの2つ以上の和の値を目標値とすることもできる。
Note that the target value F B * of the vertical force is not necessarily the sum of the elastic force and the damping force described above, and can be a magnitude determined by one of the following equations.
F B * = G ・ K ・XL
F B * = − G ・ C ・ V U
In addition, the target value F B * is expressed by the formula F B * = − G · C · V L
F B * = G ・ K ・ X U
F B * =-G ・ C ・ V S
It is also possible to use a value determined according to the above, or to set the sum of two or more of these as the target value.
さらに、本発明は、図33に示すサスペンションの制御にも適用することができる。
本実施例においては、上下方向力発生装置370がL字形バーの代わりに直線状のロッド372を含む。直線状のロッド372の一端部がアクチュエータ374に連結され、他端部がリンク部材378を介してばね下部材380に連結される。アクチュエータ374はばね上部材としての車体382に取り付けられており、ばね上部材382とばね下部材380との間に、直線状のロッド372が配設されることになる。ばね上部材382とばね下部材380との間には、コイルスプリング384が設けられ、コイルスプリング384と弾性部材としての直線状のロッド372とが並列に設けられることになる。
アクチュエータ374は、電動モータと減速機とを含み、直線状のロッド372が、減速機を介して電動モータの出力軸に連結され、電動モータの駆動によりモータトルクTMが加えられる。また、直線状のロッド372において、モータトルクTMと曲げモーメントL・FB*とが等しくなるため、反力FB*は、式
FB*=TM/L
で求められる大きさとなる。反力FB*は、上下方向力発生装置370によって、ばね下部材380に加えられる力FB*の反力である。
アクチュエータ374は、インバータ390を介して、コンピュータを主体とするコントローラ392に接続される。コントローラ392には、上記実施例における場合と同様に、ばね上加速度センサ、車高センサ、舵角センサ、操舵角センサ、ブレーキECU等が接続されており、コントローラ392の指令に基づいてインバータ390が制御され、電動モータ374の出力トルクが制御される。本実施例においては、コントローラ392とインバータ390とによって、サスペンション制御ユニットが構成される。
上下方向力の目標値FB*は、上記各実施例における場合と同様に適宜決定することができ、電動モータ374のトルクTMを制御することにより、上下方向力を制御することができる。
Furthermore, the present invention can also be applied to the suspension control shown in FIG.
In this embodiment, the
The
Is the size required by Reaction force F B * is the
The
Target value of the vertical force F B * may be similarly appropriately determined as in the above embodiments, by controlling the torque T M of the
なお、上記各実施例においては、前輪側部分の上下方向の挙動を検出するセンサ196F,198Fによる検出値に基づいて後輪12Rのサスペンションに対してプレビュー制御が行われる場合について説明したが、本発明は、図34に示すように、フロントバンパ400に設けられた路面センサ402による検出値に基づいて前輪12Fのサスペンション、後輪12Rのサスペンションに対してプレビュー制御が行われる場合にも同様に適用することができる。
路面センサ402は、例えば、超音波により、路面の凹凸を検出するものとすることができる。送信した超音波を受信し、その超音波を受信するまでの間の時間(路面によって反射して戻るまでの時間)に基づいて路面までの距離を取得し、路面の凹凸を取得する。路面センサ402は、図35に示すように、バンパ400の右前輪12FRの前方と、左前輪12FLの前方との両方にそれぞれ設けられる(402R、402L)。路面センサ402R、Lによって検出される路面の部分(路面の検出対象部)は、車両の停止中において、路面センサ402R、Lが設けられた位置のほぼ真下に対応する部分である。
したがって、プレビューゲインを取得する際には、車両の路面センサ402が設けられた位置から制御対象輪までの距離{制御対象輪が前輪である場合には、距離LP、制御対象輪が後輪である場合には距離(LP+LW)}と車両の走行速度とで決まる余裕時間やその路面の検出対象部と制御対象輪が通る路面との重なりが問題となる。
In each of the above-described embodiments, the case where the preview control is performed on the suspension of the
The
Therefore, when acquiring the preview gain, the distance from the position where the vehicle
制御対象輪が前輪12Fである場合において、路面センサ402R、Lと左右前輪12FL、FRとの間の前後方向の距離は、車両の直進状態において、一対の路面センサ402を通る線(車両の幅方向に延びる線)と左右前輪12FL、FRの車軸の中心線が通る線との間の前後方向の距離LPとなる。したがって、この距離LPを車速で割った値が余裕時間TPである。
TP=LP/V
制御対象輪が後輪である場合においては、上述の距離LPとホイールベールLWとの和が、路面センサ402R、Lと左右後輪12RL、RRとの間の前後方向の距離に対応する。その結果、余裕時間TPは、式
TP=(LP+LW)/V
で表される時間となる。
以下、上記実施例における場合と同様に、車速対応ゲインGVを取得することができる。
When the wheel to be controlled is the
T P = L P / V
When the wheel to be controlled is a rear wheel, the sum of the distance L P and the wheel bale L W corresponds to the distance in the front-rear direction between the
The time represented by
Hereinafter, the vehicle speed corresponding gain G V can be acquired in the same manner as in the above embodiment.
前輪側の旋回半径、後輪側の旋回半径および旋回内側、旋回外側の前輪、後輪の旋回半径は、上記実施例における場合と同様に求めることができる。
また、検出対象部の軌跡は、路面センサ402R、Lの軌跡と同じであると考えることができる。路面センサ402の軌跡は、路面センサ402R、L各々における予め定められた点の軌跡として取得したり、路面センサ402R、Lの軌跡の中間の軌跡として取得したり、車両の前部の中心点Pfvの軌跡として取得したりすることもできる。中心点Pfvは、車両が水平な路面に停止している場合において、重心Gを通る前後方向に延びる線を含む鉛直面と一対の路面センサ402R、Lを通る線との交点Pfvである。軌跡を路面上の点の集合と考えた場合には、中心点Pfvの路面への投影点の集合を軌跡となる。中心点Pfvの軌跡(旋回半径)は、センサ側の軌跡(旋回半径)と称する。
センサ側の旋回半径は、図35に示すように、式
Rfv=(LP+LW)/sinδW・10-3
に従って求めることができる。
距離LPは旋回半径Rfvに対して小さいため、中心角(Pfv−0−PR)は、操舵輪の舵角の絶対値δWと同じであるとみなすことができる。
The turning radius of the front wheel side, the turning radius of the rear wheel side, the turning inner side, the turning wheel front and rear turning radii can be obtained in the same manner as in the above embodiment.
Further, the trajectory of the detection target portion can be considered to be the same as the trajectories of the
As shown in FIG. 35, the turning radius on the sensor side is expressed by the equation R fv = (L P + L W ) / sinδ W · 10 −3.
Can be asked according to.
Since the distance L P is smaller than the turning radius R fv , the center angle (P fv −0−PR) can be regarded as the same as the absolute value δ W of the steering angle of the steered wheels.
制御対象輪が前輪12Fである場合において、旋回内側における路面センサ402と前輪との旋回半径の差(軌道差)は、式
ΔRfin =(Rfv−Ts/2)−(Rf−Tf/2)=Rfv−Rf
に、従って求めることができ、旋回外側における路面センサ402と前輪との旋回半径の差は、式
ΔRfout =(Rfv+Ts/2)−(Rf+Tf/2)=Rfv−Rf
に従って求めることができる。Tsは一対の路面センサ402の間隔であるが、本実施例においては、前輪のホイールトレッドTfと等しい。
路面センサ402による検出対象部が直径Dの円で囲まれた部分である場合には、図36に示すように、重なり部分の幅方向の長さΔWTは、式
ΔWT=(Rf+WT/2)−(Rfv−D/2)=(WT/2+D/2)−ΔR・・・(7)
に従って求めることができ、ラップ率Lapは、式
Lap=ΔWT/WT
に従って求めることができる。
When the wheel to be controlled is the
Therefore, the difference in turning radius between the
Can be asked according to. Ts is the distance between the pair of
When the detection target portion by the
The lap rate Lap can be calculated according to the formula Lap = ΔW T / W T
Can be asked according to.
制御対象輪が後輪である場合において、旋回内側における路面センサ402と後輪との旋回半径の差、旋回外側における路面センサ402と後輪との旋回半径の差は、それぞれ、式
ΔRrin =(Rfv−Ts/2)−(Rr−Tr/2)=Rfv−{Rr+(Ts−Tr)/2}
ΔRrout =(Rfv+Ts/2)−(Rr+Tr/2)=Rfv−{Rr−(Ts−Tr)/2}
で表すことができる。
重なり部分の幅方向の長さΔWTは、式
ΔWT=(Rr+WT/2)−(Rfv−D/2)=(WT/2+D/2)−ΔR・・・(8)
に従って求めることができ、ラップ率Lapは、式
Lap=ΔWT/WT
に従って求めることができる。
以下、上記実施例における場合と同様に、ラップ率Lapに基づいて旋回時ゲインGRが取得されるのであり、プレビューゲインGが取得される。
When the wheel to be controlled is a rear wheel, the difference in turning radius between the
ΔR r out = (R fv + T s / 2) − (R r + T r / 2) = R fv − {R r − (T s −T r ) / 2}
Can be expressed as
The length ΔW T in the width direction of the overlapping portion is expressed by the equation ΔW T = (R r + W T / 2) − (R fv −D / 2) = (W T / 2 + D / 2) −ΔR (8)
The lap rate Lap can be calculated according to the formula Lap = ΔW T / W T
Can be asked according to.
Hereinafter, as in the embodiments described above, and a is the turning-state gain G R are obtained based on the overlap ratio Lap, preview gain G is obtained.
それに対して、検出対象部の領域が非常に小さく、殆ど「点」と見なし得る場合には、(7)式、(8)式において直径Dを0とすればよい。
その場合には、(7)式、(8)式から、軌道差ΔRがタイヤ幅の1/2(WT/2)より大きい場合には、重なりが存在せず、タイヤ幅の1/2以下である場合には、重なりが存在することがわかる。また、長さΔWTは、検出対象部のタイヤが通る路面に対する相対位置(タイヤが通る路面のタイヤの外周側の縁からの長さ)を表す。長さΔWTがタイヤの幅の1/2(WT/2)である場合(ΔWT=WT/2)には、旋回半径の差ΔR=0であり、タイヤの中央部が検出対象部を通る。長さΔWTが0に近い場合(ΔWT≒0)には、旋回半径の差ΔR=WT/2であり、タイヤの外周側の縁部が検出対象部を通る。長さΔWTがタイヤの幅WTに近い場合(ΔWT≒WT)には、旋回半径の差ΔR=−WT/2であり、タイヤの内周側の縁部が検出対象部を通ることがわかる。換言すれば、タイヤの中央部が検出対象部を通る場合は縁部が通る場合より、その路面センサ402によって検出された検出対象部周辺の路面の凹凸との重なり部が多いと考えることができる。そのように考えれば、上述の長さΔWTをタイヤ幅WTで割ることによって得られるラップ率を、上記実施例における場合と同様に採用することが可能となり、ラップ率が大きい場合は小さい場合よりゲインを大きくすることは妥当なことである。
On the other hand, when the area of the detection target portion is very small and can be regarded as almost “point”, the diameter D may be set to 0 in the equations (7) and (8).
In this case, from the equations (7) and (8), when the track difference ΔR is larger than 1/2 of the tire width (W T / 2), there is no overlap and 1/2 of the tire width. It can be seen that there is an overlap if: The length [Delta] W T represent the relative position with respect to the road surface through the tire to be detected portion (length from the outer peripheral edge of the road surface of the tire through the tire). When the length ΔW T is ½ (W T / 2) of the tire width (ΔW T = W T / 2), the turning radius difference ΔR = 0, and the center of the tire is the detection target Go through the department. When the length ΔW T is close to 0 (ΔW T ≈0), the turning radius difference ΔR = W T / 2, and the outer peripheral edge of the tire passes through the detection target portion. When the length ΔW T is close to the tire width W T (ΔW T ≈W T ), the turning radius difference ΔR = −W T / 2, and the inner peripheral edge of the tire defines the detection target portion. You can see that it passes. In other words, when the center portion of the tire passes the detection target portion, it can be considered that there are more overlapping portions with the road surface irregularities around the detection target portion detected by the
これらの各値に基づいて、プレビューゲインが上記実施例における場合と同様に求められる。また、路面センサ402によって検出された路面の凹凸は、制御対象輪のばね下部材の変位であると考えることができる。それらに基づいて、前輪12Fの上下方向力発生装置24F、後輪12Rの上下方向力発生装置24Rがそれぞれ制御される。それによって、後輪12Rのみならず、前輪12Fにおいてもプレビュー制御が可能となるため、制御遅れを小さくして、前輪12Fの上下方向の振動を良好に抑制することが可能となる。
Based on these values, the preview gain is obtained in the same manner as in the above embodiment. Further, the unevenness of the road surface detected by the
なお、上記実施例においては、路面センサ402がほぼ鉛直下方の路面の凹凸を検出するものであったが、前方、後方の路面の凹凸を検出するものとすることができる。その場合には、その制御対象路面の部分と制御対象輪の車軸の中心線との間の距離と、車速とによって余裕時間が取得されることになる。
また、モデルを考え、路面の凹凸(ばね下変位)に基づいてばね上変位XU、ばね上絶対速度VU、ばね上ばね下相対速度VS等を取得して、それに基づいてプレビュー制御が行われるようにすることもできる。
さらに、本実施例は、図29,図30,図33に記載のサスペンションと組み合わせて適用することもできる。
In the above-described embodiment, the
Considering a model, the sprung displacement X U , the sprung absolute speed V U , the sprung unsprung relative speed V S, etc. are acquired based on the road surface unevenness (unsprung displacement), and the preview control is performed based on the obtained values. It can also be done.
Furthermore, the present embodiment can also be applied in combination with the suspension described in FIGS. 29, 30 and 33.
以上、複数の態様について記載したが、サスペンションの構造、サスペンション制御の内容は上記実施例には限らない等、本発明は、前記に記載の態様の他、当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を施した態様で実施することができる。 Although a plurality of aspects have been described above, the present invention is not limited to the above-described embodiments, such as the structure of the suspension and the content of suspension control. It can be implemented in an improved manner.
12:車輪 14:車体 20:コイルスプリング 22:ショックアブソーバ 24:上下方向力発生装置 46:第2ロアアーム 56:減衰特性制御装置 90:電動モータ 122:L字形バー 124:アクチュエータ 130:シャフト部 132:アーム部 140:電動モータ 168:サスペンションECU 170:上下方向力発生装置ECU 172ショックアブソーバECU 178:インバータ 222:インバータ 196:ばね上加速度センサ 198:車高センサ 200:舵角センサ 284:コイルスプリング 286:ショックアブソーバ 288:減衰特性制御装置 312:液圧シリンダ装置 316:ポンプ 318;電動モータ 350:サスペンションECU 360:ストロークセンサ 362:ばね上加速度センサ 370:上下方向力発生装置 372:直線状のロッド 374:アクチュエータ 390:インバータ 392:サスペンションECU 402:路面センサ
12: Wheel 14: Car body 20: Coil spring 22: Shock absorber 24: Vertical force generator 46: Second lower arm 56: Damping characteristic controller 90: Electric motor 122: L-shaped bar 124: Actuator 130: Shaft part 132: Arm unit 140: Electric motor 168: Suspension ECU 170: Vertical
Claims (9)
前記車両の旋回時に、前記前輪のタイヤが通った路面と前記後輪のタイヤが通ると予測される路面との重なりを予測し、その重なりが少ない場合は多い場合より、前記サスペンションの制御に使用されるゲインを小さい値に決定するゲイン決定部を含むことを特徴とするサスペンション制御装置。 A suspension of a rear wheel, which is provided on the front wheel side of the vehicle, includes at least one sensor for detecting the vertical behavior of the front wheel side portion, and is a wheel to be controlled of the vehicle based on a detection value by the at least one sensor. Suspension control device for controlling
When the vehicle turns, it predicts the overlap between the road surface through which the front wheel tire passes and the road surface through which the rear wheel tire is expected to pass. A suspension control apparatus including a gain determining unit that determines a gain to be reduced to a small value.
前記車両の旋回時に、前記路面の検出対象部分と前記制御対象輪のタイヤが通ると予測される路面との重なりを予測し、その重なりが少ない場合は多い場合より、前記サスペンションの制御に使用されるゲインを小さい値に決定するゲイン決定部を含むことを特徴とするサスペンション制御装置。 A control that is provided in the vehicle and includes at least one road surface sensor that detects an uneven state of a detection target portion of the road surface, and is located behind the detection target portion of the road surface based on a detection value by the at least one road surface sensor. A suspension control device for controlling a suspension of a target wheel,
When the vehicle turns, it predicts the overlap between the detection target part of the road surface and the road surface on which the tire of the wheel to be controlled is predicted to pass, and is used for controlling the suspension than when the overlap is small. A suspension control apparatus including a gain determination unit that determines a gain to be a small value.
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