JP2010095211A

JP2010095211A - Vehicular suspension device

Info

Publication number: JP2010095211A
Application number: JP2008269587A
Authority: JP
Inventors: Atsushi Ogawa; 敦司小川
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2008-10-20
Filing date: 2008-10-20
Publication date: 2010-04-30

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vehicular suspension device capable of reducing a frequency of damping force changing control in a small area of an absolute value of a sprung-unsprung relative speed. <P>SOLUTION: A suspension ECU 21 calculates request damping force Freq generated by a shock absorber 12 based on the nonlinear H∞ control theory. The suspension ECU 21 determines whether the absolute value of the sprung-unsprung relative speed V is less than a reference relative speed Vo preset as a value within the sprung-unsprung relative speed when a request damping coefficient substantially coincides with a fixed (linear) damping coefficient in the nonlinear H∞ control theory. When the relative speed V is less than the reference relative speed Vo by this determination, the ECU 21 prohibits the damping force changing control to the absorber 12 by setting valve opening OP of a variable orifice mechanism 13 to a preset fixed stage, since the request damping force Freq to be generated in the absorber 12 becomes substantially constant. <P>COPYRIGHT: (C)2010,JPO&INPIT

Description

本発明は、減衰係数が可変制御される減衰力発生手段を備える車両のサスペンション装置に関する。 The present invention relates to a vehicle suspension apparatus including a damping force generating means whose damping coefficient is variably controlled.

車両のサスペンション装置は、一般にサスペンションスプリングおよびショックアブソーバを備えている。サスペンションスプリングは、路面からの振動を吸収する。一方、ショックアブソーバは、サスペンションスプリングによって支持されているバネ上部材とサスペンションスプリングの下方端に連結されてサスペンションスプリングを支持するバネ下部材との間に介装されており、路面からの振動を減衰する。 A vehicle suspension device generally includes a suspension spring and a shock absorber. The suspension spring absorbs vibration from the road surface. On the other hand, the shock absorber is interposed between the sprung member supported by the suspension spring and the unsprung member connected to the lower end of the suspension spring to support the suspension spring, and attenuates vibration from the road surface. To do.

そして、従来から、ショックアブソーバによる振動の減衰特性、具体的には、バネ上−バネ下相対速度（バネ上部材の上下方向の速度とバネ下部材の上下方向の速度との差）に対する減衰力の大きさを表す減衰係数が車両の走行状態に応じて変更可能とされたサスペンション装置はよく知られている。この種のサスペンション装置として、例えば、下記特許文献１には、非線形Ｈ∞制御理論に基づいて減衰係数を変更するサスペンション装置が示されている。 Conventionally, the damping force of the vibration by the shock absorber, specifically, the damping force with respect to the sprung-unsprung relative speed (the difference between the vertical speed of the sprung member and the vertical speed of the unsprung member). A suspension device in which the damping coefficient representing the size of the vehicle can be changed according to the traveling state of the vehicle is well known. As this type of suspension device, for example, Patent Document 1 below discloses a suspension device that changes the damping coefficient based on the nonlinear H∞ control theory.

この従来のサスペンション装置においては、非線形Ｈ∞制御理論に基づいて減衰係数の可変分（可変減衰係数）が算出され、算出された可変分に予め設定された減衰係数（固定減衰係数）が加算されることにより減衰係数が算出されて減衰力が制御される。このように、非線形Ｈ∞制御理論に基づいて減衰係数を変更して減衰力が制御されることにより、バネ上−バネ下相対速度に対する減衰力の特性を表す波形図が第一象限および第三象限に滑らかなリサージュ波形を描き、ショックアブソーバの減衰係数が制御可能な実用範囲内で理想的な減衰力制御が可能となる。
特開２００１−１７３６号公報 In this conventional suspension device, a variable amount of the attenuation coefficient (variable attenuation coefficient) is calculated based on the nonlinear H∞ control theory, and a preset attenuation coefficient (fixed attenuation coefficient) is added to the calculated variable amount. Thus, the damping coefficient is calculated and the damping force is controlled. As described above, the damping force is controlled by changing the damping coefficient based on the non-linear H∞ control theory, so that the waveform diagram showing the characteristics of the damping force with respect to the sprung-unsprung relative velocity is the first quadrant and the third A smooth Lissajous waveform is drawn in the quadrant, and ideal damping force control is possible within the practical range where the damping coefficient of the shock absorber can be controlled.
JP 2001-1736 A

ところで、非線形Ｈ∞制御理論に基づいて減衰係数を変更する場合、バネ上−バネ下相対速度の絶対値が大きい領域では、バネ上−バネ下相対速度に対する減衰力の制御幅（変化幅）が大きくなり、良好にショックアブソーバの減衰力を変更制御することができる。一方、バネ上−バネ下相対速度の絶対値が小さい領域においては、非線形Ｈ∞制御理論では非線形重みによりリサージュ波形を調整しているため、可変減衰係数が小さくなり、減衰係数がほぼ固定減衰係数（線形減衰係数）となる。したがって、バネ上−バネ下相対速度の絶対値が小さい領域では、ショックアブソーバに対して要求される減衰力（要求減衰力）はほぼ一定となるため、バネ上−バネ下相対速度に対する減衰力の制御幅（変化幅）が極めて小さくなる。しかしながら、実際には、要求減衰力が僅かに変化しており、減衰力の制御幅（変化幅）が小さい分だけこの僅かな要求減衰力の変化に対応して頻繁にショックアブソーバの減衰力が変更制御される可能性がある。 By the way, when the damping coefficient is changed based on the nonlinear H∞ control theory, the control width (change width) of the damping force with respect to the sprung-unsprung relative speed is large in the region where the absolute value of the sprung-unsprung relative speed is large. As a result, the damping force of the shock absorber can be changed and controlled satisfactorily. On the other hand, in the region where the absolute value of the sprung-unsprung relative velocity is small, the Lissajous waveform is adjusted by the nonlinear weight in the nonlinear H∞ control theory, so the variable damping coefficient becomes small, and the damping coefficient is almost fixed. (Linear damping coefficient). Therefore, in the region where the absolute value of the sprung-unsprung relative velocity is small, the damping force (required damping force) required for the shock absorber is substantially constant. The control width (change width) becomes extremely small. However, in actuality, the required damping force has changed slightly, and the damping force of the shock absorber frequently changes in response to this slight change in required damping force by a small control range (change width) of the damping force. There is a possibility of change control.

本発明は、上記課題を解決するためになされたものであり、その目的は、非線形Ｈ∞制御理論に基づいて減衰力変更制御されるサスペンション装置において、バネ上−バネ下相対速度の絶対値が小さい領域における減衰力変更制御の頻度を低減できる車両のサスペンション装置を提供することにある。 The present invention has been made in order to solve the above-described problems, and its object is to provide an absolute value of a sprung-unsprung relative velocity in a suspension device that is controlled to change damping force based on a nonlinear H∞ control theory. An object of the present invention is to provide a vehicle suspension device that can reduce the frequency of damping force change control in a small region.

上記目的を達成するために、本発明の特徴は、車両のバネ下部材とバネ上部材との間に配設され、前記バネ下部材に対する前記バネ上部材の振動を減衰する減衰力を発生する減衰力発生手段と、この減衰力発生手段が発生する減衰力を変更制御する減衰力変更制御手段とを備えた車両のサスペンション装置において、前記減衰力変更手段が、前記バネ下部材の上下方向の加速度を検出するバネ下加速度検出手段と、前記バネ上部材の上下方向の加速度を検出するバネ上加速度検出手段と、前記バネ下部材の上下方向の速度と前記バネ上部材の上下方向の速度との相対差を表すバネ上−バネ下相対速度を検出するバネ上−バネ下相対速度検出手段と、非線形Ｈ∞制御理論に基づいて前記減衰力発生手段の減衰係数の可変分である可変減衰係数を算出するとともに、この算出した可変減衰係数に予め設定された減衰係数の固定分である固定減衰係数を加算して要求減衰係数を算出し、この算出した要求減衰係数に対して前記バネ上−バネ下相対速度検出手段によって検出された前記バネ上−バネ下相対速度を乗算して、前記バネ下部材に対する前記バネ上部材の振動を減衰するために要求される要求減衰力を計算する要求減衰力計算手段と、前記バネ上−バネ下相対速度検出手段によって検出された前記バネ上−バネ下相対速度の絶対値が予め設定された小さな基準相対速度未満であるか否かを判定する相対速度判定手段と、前記相対速度判定手段によって前記バネ上−バネ下相対速度の絶対値が予め設定された小さな基準相対速度未満であると判定されたときに、前記減衰力発生手段が発生する減衰力の変更を禁止し、前記相対速度判定手段によって前記バネ上−バネ下相対速度の絶対値が前記基準相対速度以上であると判定されたときに、前記減衰力発生手段が発生する減衰力を前記要求減衰力計算手段によって計算された要求減衰力となるように変更する減衰力変更手段とを備えることにある。 In order to achieve the above object, a feature of the present invention is that it is disposed between an unsprung member and a sprung member of a vehicle, and generates a damping force that attenuates vibration of the sprung member with respect to the unsprung member. In a vehicle suspension apparatus comprising a damping force generating means and a damping force change control means for changing and controlling the damping force generated by the damping force generating means, the damping force changing means is arranged in the vertical direction of the unsprung member. Unsprung acceleration detecting means for detecting acceleration; sprung acceleration detecting means for detecting vertical acceleration of the sprung member; vertical speed of the unsprung member; and vertical speed of the sprung member; A sprung-unsprung relative speed detecting means for detecting a sprung-unsprung relative speed representing a relative difference between the two and a variable damping coefficient which is a variable component of the damping coefficient of the damping force generating means based on the nonlinear H∞ control theory The And calculating a required damping coefficient by adding a fixed damping coefficient which is a fixed amount of a preset damping coefficient to the calculated variable damping coefficient, and the sprung-spring is calculated with respect to the calculated requested damping coefficient. A required damping force for multiplying the sprung-unsprung relative speed detected by the lower relative speed detecting means to calculate a required damping force required to damp the vibration of the sprung member with respect to the unsprung member. Relative speed determination for determining whether the absolute value of the sprung-unsprung relative speed detected by the calculating means and the sprung-unsprung relative speed detecting means is less than a preset small reference relative speed. And the damping force generating means when it is determined by the relative speed determining means that the absolute value of the sprung-unsprung relative speed is less than a preset small reference relative speed. The damping force generating means is generated when the change of the generated damping force is prohibited and the relative speed determining means determines that the absolute value of the sprung-unsprung relative speed is greater than or equal to the reference relative speed. And a damping force changing means for changing the damping force so as to be the required damping force calculated by the required damping force calculating means.

この場合、前記相対速度判定手段が用いる前記基準相対速度は、前記要求減衰力計算手段が計算する前記要求減衰係数が前記固定減衰係数にほぼ一致するときの前記バネ上−バネ下相対速度以内に設定されるとよい。 In this case, the reference relative speed used by the relative speed determination means is within the sprung-unsprung relative speed when the required damping coefficient calculated by the required damping force calculating means substantially matches the fixed damping coefficient. It should be set.

また、前記減衰力発生手段が発生する減衰力は、所定の変化幅を有する複数の切替段数によって段階的に切り替えられるものであり、前記減衰力変更手段は、前記相対速度判定手段によって前記バネ上−バネ下相対速度の絶対値が前記基準相対速度未満であると判定されたときに、前記切替段数を予め設定された所定の段数に固定し、前記相対速度判定手段によって前記バネ上−バネ下相対速度の絶対値が前記基準相対速度以上であると判定されたときに、前記減衰力発生手段の発生する減衰力が前記前記要求減衰力計算手段によって計算された要求減衰力に最も近くなるように前記切替段数を切り替えて変更するとよい。 Further, the damping force generated by the damping force generating means is switched stepwise by a plurality of switching stages having a predetermined change width, and the damping force changing means is controlled by the relative speed determining means. -When it is determined that the absolute value of the unsprung relative speed is less than the reference relative speed, the number of switching stages is fixed to a predetermined number set in advance, and the sprung-unsprung by the relative speed determining means. When it is determined that the absolute value of the relative speed is greater than or equal to the reference relative speed, the damping force generated by the damping force generation means is closest to the required damping force calculated by the required damping force calculation means. It is preferable to change the number of switching stages.

これらによれば、非線形Ｈ∞制御理論に基づいて要求減衰力が計算され、この計算された要求減衰力に基づいて減衰力発生手段が減衰力を発生する車両のサスペンション装置においては、バネ上−バネ下相対速度の絶対値が小さいときに、減衰力発生手段が発生する減衰力の変更を禁止することができる。これにより、サスペンション装置を構成する減衰力発生手段の減衰力変更頻度を適切に減少させることができ、減衰力発生手段（具体的には、ショックアブソーバ）に組み付けられる各種構成部品（例えば、シール部材）の作動頻度が低減されて耐久性を長期にわたり確保することができる。 According to these, the required damping force is calculated based on the nonlinear H∞ control theory, and in the vehicle suspension apparatus in which the damping force generating means generates the damping force based on the calculated required damping force, the sprung − When the absolute value of the unsprung relative speed is small, change of the damping force generated by the damping force generation means can be prohibited. Thus, the frequency of changing the damping force of the damping force generating means constituting the suspension device can be appropriately reduced, and various components (for example, a seal member) assembled to the damping force generating means (specifically, the shock absorber) ) And the durability can be secured over a long period of time.

以下、本発明の実施形態に係る車両のサスペンション装置について、図面を用いて詳細に説明する。図１は、本実施形態のサスペンション装置の全体概略図である。このサスペンション装置は、車両の上下振動を吸収および減衰するものであり、サスペンション機構１０と、このサスペンション機構１０の作動を制御する電気制御装置２０とを備えている。 Hereinafter, a vehicle suspension apparatus according to an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is an overall schematic diagram of the suspension device of the present embodiment. This suspension device absorbs and attenuates vertical vibrations of the vehicle, and includes a suspension mechanism 10 and an electric control device 20 that controls the operation of the suspension mechanism 10.

サスペンション機構１０は、サスペンションスプリング１１とショックアブソーバ１２とを備えている。サスペンションスプリング１１およびショックアブソーバ１２の一端（下端）はバネ下部材ＬＡに接続され、他端（上端）はバネ上部材ＨＡに接続されている。サスペンションスプリング１１は、路面からタイヤＷおよびバネ下部材ＬＡを介して伝達される振動を吸収するものであり、例えば、金属製のコイルスプリングや空気スプリングなどが採用される。ショックアブソーバ１２は、サスペンションスプリング１１と並行に配列されており、前記振動を減衰するものである。なお、車輪に連結されたナックルや、一端がナックルに連結されたロアアームなどがバネ下部材ＬＡに相当する。また、バネ上部材ＨＡは、サスペンションスプリング１１およびショックアブソーバ１２に支持される部材であり、車体もバネ上部材ＨＡに含まれる。 The suspension mechanism 10 includes a suspension spring 11 and a shock absorber 12. One end (lower end) of the suspension spring 11 and the shock absorber 12 is connected to the unsprung member LA, and the other end (upper end) is connected to the sprung member HA. The suspension spring 11 absorbs vibration transmitted from the road surface via the tire W and the unsprung member LA. For example, a metal coil spring or an air spring is employed. The shock absorber 12 is arranged in parallel with the suspension spring 11 and attenuates the vibration. A knuckle connected to the wheel, a lower arm having one end connected to the knuckle, or the like corresponds to the unsprung member LA. The sprung member HA is a member supported by the suspension spring 11 and the shock absorber 12, and the vehicle body is also included in the sprung member HA.

ショックアブソーバ１２は、図１および図２に示すように、シリンダ１２ａと、ピストン１２ｂと、ピストンロッド１２ｃとを備えている。シリンダ１２ａは、内部に粘性流体（例えば、オイルなど）が封入された筒状部材であり、その下端がバネ下部材ＬＡであるロアアームに連結されている。ピストン１２ｂは、シリンダ１２ａ内に配設され、シリンダ１２ａの内部空間を軸方向に移動可能に構成されている。これにより、ピストン１２ｂは、シリンダ１２ａの内部空間を上部空間１２ａ１と下部空間１２ａ２とに分割する。また、ピストン１２ｂには、連通路１２ｂ１が形成されている。連通路１２ｂ１は、上部空間１２ａ１に面する上面１２ｂ２と下部空間１２ａ２に面する下面１２ｂ３とに開口し、上部空間１２ａ１と下部空間１２ａ２とを連通している。ピストンロッド１２ｃは、棒状の部材であって、その一端がピストン１２ｂに接続され、その他端がバネ上部材ＨＡである車体に連結されている。 As shown in FIGS. 1 and 2, the shock absorber 12 includes a cylinder 12a, a piston 12b, and a piston rod 12c. The cylinder 12a is a cylindrical member in which a viscous fluid (for example, oil or the like) is sealed, and its lower end is connected to a lower arm that is an unsprung member LA. The piston 12b is disposed in the cylinder 12a and is configured to be movable in the axial direction in the internal space of the cylinder 12a. Thereby, the piston 12b divides the internal space of the cylinder 12a into an upper space 12a1 and a lower space 12a2. In addition, a communication passage 12b1 is formed in the piston 12b. The communication path 12b1 opens to an upper surface 12b2 facing the upper space 12a1 and a lower surface 12b3 facing the lower space 12a2, and connects the upper space 12a1 and the lower space 12a2. The piston rod 12c is a rod-shaped member, one end of which is connected to the piston 12b, and the other end is connected to a vehicle body that is a sprung member HA.

このように構成されたショックアブソーバ１２においては、車両走行中に路面凹凸などによってバネ下部材ＬＡが上下に振動した場合に、この上下振動がバネ下部材ＬＡからショックアブソーバ１２のシリンダ１２ａに伝達され、シリンダ１２ａも上下に振動する。このとき、ピストン１２ｂは、シリンダ１２ａ内に配設されているため、シリンダ１２ａの上下振動によって上下方向に相対変位する。そして、この相対変位に応じて、連通路１２ｂ１内を粘性流体が流通することにより粘性抵抗が発生し、この粘性抵抗が上下振動に対する減衰力となって、振動が減衰する。 In the shock absorber 12 configured as described above, when the unsprung member LA vibrates up and down due to road surface unevenness during traveling of the vehicle, this up-and-down vibration is transmitted from the unsprung member LA to the cylinder 12a of the shock absorber 12. The cylinder 12a also vibrates up and down. At this time, since the piston 12b is disposed in the cylinder 12a, the piston 12b is relatively displaced in the vertical direction by the vertical vibration of the cylinder 12a. And according to this relative displacement, viscous fluid generate | occur | produces when a viscous fluid distribute | circulates in the communicating path 12b1, This viscous resistance becomes a damping force with respect to a vertical vibration, and a vibration attenuate | damps.

また、サスペンション機構１０は、可変絞り機構１３を備えている。この可変絞り機構１３は、図２に示すように、ロータリバルブ１３ａと、アクチュエータ１３ｂと、コントロールロッド１３ｃとを有する。ロータリバルブ１３ａは、ピストン１２ｂに形成された連通路１２ｂ１に設けられていて、連通路１２ｂ１の少なくとも一部の流路断面積の大きさ、すなわち、バルブ開度ＯＰを変化させる。アクチュエータ１３ｂは、例えば、サーボモータを主要構成部品とするものであり、コントロールロッド１３ｃを介してロータリバルブ１３ａを作動させる。コントロールロッド１３ｃは、シール部材１３ｄにより気密性が確保された状態でピストンロッド１２ｃ内に挿通されており、ロータリバルブ１３ａとアクチュエータ１３ｂとを連結する。 The suspension mechanism 10 includes a variable aperture mechanism 13. As shown in FIG. 2, the variable throttle mechanism 13 includes a rotary valve 13a, an actuator 13b, and a control rod 13c. The rotary valve 13a is provided in the communication passage 12b1 formed in the piston 12b, and changes the size of the flow passage cross-sectional area of at least a part of the communication passage 12b1, that is, the valve opening OP. The actuator 13b has, for example, a servo motor as a main component, and operates the rotary valve 13a via the control rod 13c. The control rod 13c is inserted into the piston rod 12c with airtightness secured by the seal member 13d, and connects the rotary valve 13a and the actuator 13b.

この構成により、可変絞り機構１３においては、アクチュエータ１３ｂが段階的（間歇的）に作動してコントロールロッド１３ｃを所定回転角度ずつ回転させることにより、ロータリバルブ１３ａのバルブ開度ＯＰが複数段（例えば、９段）に渡り変更される。このように、ロータリバルブ１３ａのバルブ開度ＯＰが段階的に変更されることにより、連通路１２ｂ１の流路断面積が段階的に変更され、その結果、連通路１２ｂ１内を粘性流体が流通するときの抵抗力も変更される。したがって、ロータリバルブ１３ａのバルブ開度ＯＰが段階的に変更されれば、ショックアブソーバ１２の減衰力の大きさを表す減衰係数も段階的に変更される。 With this configuration, in the variable throttle mechanism 13, the actuator 13 b operates stepwise (intermittently) to rotate the control rod 13 c by a predetermined rotation angle, so that the valve opening OP of the rotary valve 13 a has a plurality of stages (for example, , 9). As described above, the valve opening OP of the rotary valve 13a is changed stepwise, whereby the flow passage cross-sectional area of the communication passage 12b1 is changed stepwise, and as a result, the viscous fluid flows through the communication passage 12b1. Sometimes the resistance is also changed. Therefore, if the valve opening OP of the rotary valve 13a is changed stepwise, the damping coefficient indicating the magnitude of the damping force of the shock absorber 12 is also changed stepwise.

電気制御装置２０は、図１に示すように、可変絞り機構１３のアクチュエータ１３ｂの作動を制御するためのサスペンション電子制御ユニット２１（以下、単に、サスペンションＥＣＵ２１という）を備えている。サスペンションＥＣＵ２１は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭなどを主要構成部品とするマイクロコンピュータである。そして、サスペンションＥＣＵ２１は、後述する減衰力変更制御プログラムを含む各種プログラムを実行することにより、アクチュエータ１３ｂの駆動を制御して、ショックアブソーバ１２が発生する減衰力F（より詳しくは、減衰係数）を適宜変更する。このため、サスペンションＥＣＵ２１には、図１に示すように、バネ上加速度センサ２２と、バネ下加速度センサ２３と、ストロークセンサ２４と、タイヤ変位量センサ２５とが接続されている。 As shown in FIG. 1, the electric control device 20 includes a suspension electronic control unit 21 (hereinafter simply referred to as a suspension ECU 21) for controlling the operation of the actuator 13b of the variable aperture mechanism 13. The suspension ECU 21 is a microcomputer whose main components are a CPU, a ROM, a RAM, and the like. Then, the suspension ECU 21 executes various programs including a damping force change control program, which will be described later, to control the driving of the actuator 13b and to generate a damping force F (more specifically, a damping coefficient) generated by the shock absorber 12. Change as appropriate. For this reason, as shown in FIG. 1, an unsprung acceleration sensor 22, an unsprung acceleration sensor 23, a stroke sensor 24, and a tire displacement sensor 25 are connected to the suspension ECU 21.

バネ上加速度センサ２２は、バネ上部材ＨＡとしての車体に組み付けられていて、絶対空間に対するバネ上部材ＨＡの上下方向の加速度を検出する。そして、バネ上加速度センサ２２は、検出したバネ上部材ＨＡの上下方向の加速度に応じた信号としてバネ上加速度x_pb''をサスペンションＥＣＵ２１に出力する。バネ下加速度センサ２３は、バネ下部材ＬＡとしてのロワーアームなどに組み付けられていて、絶対空間に対するバネ下部材ＬＡの上下方向の加速度を検出する。そして、バネ下加速度センサ２３は、検出したバネ下部材ＬＡの上下方向の加速度に応じた信号としてバネ下加速度x_pw''をサスペンションＥＣＵ２１に出力する。 The sprung acceleration sensor 22 is assembled to the vehicle body as the sprung member HA, and detects the acceleration in the vertical direction of the sprung member HA with respect to the absolute space. Then, the sprung acceleration sensor 22 outputs a sprung acceleration x _pb ″ to the suspension ECU 21 as a signal corresponding to the detected vertical acceleration of the sprung member HA. The unsprung acceleration sensor 23 is assembled to a lower arm or the like as the unsprung member LA, and detects the acceleration in the vertical direction of the unsprung member LA with respect to the absolute space. Then, the unsprung acceleration sensor 23 outputs unsprung acceleration x _pw ″ to the suspension ECU 21 as a signal corresponding to the detected vertical acceleration of the unsprung member LA.

ストロークセンサ２４は、バネ上部材ＨＡとバネ下部材ＬＡとの間に配置されていて、バネ上部材ＨＡとバネ下部材ＬＡとの間の相対変位量を検出する。そして、ストロークセンサ２４は、検出した相対変位量に応じた信号としてバネ上部材ＨＡの基準位置からの上下方向の変位量x_pbとバネ下部材ＬＡの基準位置からの上下方向の変位量x_pwとの差であるバネ上−バネ下相対変位量x_pw−x_pbをサスペンションＥＣＵ２１に出力する。タイヤ変位量センサ２５は、タイヤＷの変位量を検出するものである。そして、タイヤ変位量センサ２５は、検出したタイヤの変位量に応じた信号として路面の基準位置からの変位量x_prとバネ下部材ＬＡの基準位置からの上下方向の変位量x_pwとの差であるバネ下相対変位量x_pr−x_pwをサスペンションＥＣＵ２１に出力する。 The stroke sensor 24 is disposed between the sprung member HA and the unsprung member LA, and detects a relative displacement amount between the sprung member HA and the unsprung member LA. Then, the stroke sensor 24 outputs, as signals according to the detected relative displacement amount, the vertical displacement amount x _pb from the reference position of the sprung member HA and the vertical displacement amount x _pw from the reference position of the unsprung member LA. The unsprung-unsprung relative displacement amount x _pw −x _pb that is the difference between the two is output to the suspension ECU 21. The tire displacement amount sensor 25 detects the displacement amount of the tire W. Then, the tire displacement amount sensor 25, the difference between the vertical displacement amount x _pw from the reference position of the displacement x _pr and the unsprung member LA from the reference position of the road surface as a signal corresponding to the displacement amount of the detected tire The unsprung relative displacement amount x _pr −x _pw is output to the suspension ECU 21.

ここで、バネ上加速度センサ２２およびバネ下加速度センサ２３は車両上方への加速度を正の加速度として検出し、車両下方への加速度を負の加速度として検出する。また、ストロークセンサ２４は、バネ上部材ＨＡの基準位置から車両上方への変位を正の変位とするとともに車両下方への変位を負の変位とし、バネ下部材ＬＡの基準位置から車両上方への変位を正の変位とするとともに車両下方への変位を負の変位として相対変位量を検出する。さらに、タイヤ変位量センサ２５は、バネ下部材ＬＡの基準位置から車両上方への変位を正の変位とするとともに車両下方への変位を負の変位とし、路面の基準位置から上方への変位を正の変位とするとともに下方への変位を負の変位として相対変位量を検出する。 Here, the sprung acceleration sensor 22 and the unsprung acceleration sensor 23 detect the acceleration upward of the vehicle as a positive acceleration, and detect the acceleration downward of the vehicle as a negative acceleration. The stroke sensor 24 sets the displacement of the sprung member HA from the reference position upward to the vehicle to a positive displacement and the displacement to the vehicle downward to a negative displacement. The relative displacement is detected with the displacement as a positive displacement and the downward displacement of the vehicle as a negative displacement. Further, the tire displacement sensor 25 sets the displacement of the unsprung member LA from the reference position to the upper side of the vehicle as a positive displacement, the displacement toward the lower side of the vehicle as a negative displacement, and the displacement from the reference position of the road surface to the upper side. The relative displacement is detected with a positive displacement and a downward displacement as a negative displacement.

さらに、サスペンションＥＣＵ２１には、図１に示すように、アクチュエータ１３ｂの作動を制御するための駆動回路２６が接続されている。この構成により、サスペンションＥＣＵ２１は、駆動回路２６を駆動制御することにより、アクチュエータ１３ｂを作動させてショックアブソーバ１２の減衰力F（減衰係数）すなわち減衰力特性を変更するようになっている。 Furthermore, as shown in FIG. 1, a drive circuit 26 for controlling the operation of the actuator 13b is connected to the suspension ECU 21. With this configuration, the suspension ECU 21 controls the drive circuit 26 to operate the actuator 13b to change the damping force F (damping coefficient), that is, the damping force characteristic of the shock absorber 12.

次に、上記のように構成したサスペンション装置の作動について説明する。運転者が図示しないイグニッションスイッチをオン状態にすると、サスペンションＥＣＵ２１は、図３に示す減衰力変更制御プログラムを所定の短時間ごとに繰り返し実行する。以下、この減衰力変更制御プログラムを詳細に説明する。 Next, the operation of the suspension device configured as described above will be described. When the driver turns on an ignition switch (not shown), the suspension ECU 21 repeatedly executes the damping force change control program shown in FIG. 3 every predetermined short time. Hereinafter, the damping force change control program will be described in detail.

この減衰力変更制御プログラムは、ステップＳ１０にて、その実行が開始される。そして、続くステップＳ１１において、サスペンションＥＣＵ２１は、バネ上加速度センサ２２、バネ下加速度センサ２３、ストロークセンサ２４およびタイヤ変位量センサ２５からそれぞれの検出値、具体的には、バネ上加速度x_pb''、バネ下加速度x_pw''、バネ上−バネ下相対変位量x_pw−x_pbおよびバネ下相対変位量x_pr−x_pwを入力する。 The execution of this damping force change control program is started in step S10. In the subsequent step S11, the suspension ECU 21 detects the detected values from the sprung acceleration sensor 22, the unsprung acceleration sensor 23, the stroke sensor 24, and the tire displacement sensor 25, specifically, the sprung acceleration x _pb ″. , _Unsprung acceleration x _pw ″, unsprung-unsprung relative displacement x _pw −x _pb and unsprung relative displacement x _pr −x _pw are input.

続いて、サスペンションＥＣＵ２１は、ステップＳ１２にて、前記ステップＳ１１にて入力したバネ上加速度x_pb''およびバネ下加速度x_pw''をそれぞれ時間積分してバネ上部材ＨＡの上下方向の速度であるバネ上速度x_pb'およびバネ下部材ＬＡの上下方向の速度であるバネ下速度x_pw'を計算する。さらに、サスペンションＥＣＵ２１は、計算したバネ上速度x_pb'およびバネ下速度x_pw'を用いて、これら各速度の差であるバネ上−バネ下相対速度V（＝x_pw'−x_pb'）を計算する。なお、バネ上−バネ下相対速度Vの算出については、前記ステップＳ１１にて入力したバネ上−バネ下相対変位量x_pw−x_pbを時間微分して計算することも可能である。そして、サスペンションＥＣＵ２１は、バネ上速度x_pb'、バネ下速度x_pw'およびバネ上−バネ下相対速度Vを計算すると、ステップＳ１３に進む。 Subsequently, in step S12, the suspension ECU 21 integrates the sprung acceleration x _pb ″ and the unsprung acceleration x _pw ″ input in step S11 with respect to time, at the vertical speed of the sprung member HA. A certain sprung speed x _pb ′ and an unsprung speed x _pw ′ that is the speed in the vertical direction of the unsprung member LA are calculated. Further, the suspension ECU 21 uses the calculated sprung speed x _pb ′ and unsprung speed x _pw ′, and the sprung-unsprung relative speed V (= x _pw ′ −x _pb ′), which is the difference between these speeds. Calculate The sprung-unsprung relative velocity V can be calculated by differentiating the sprung-unsprung relative displacement amount x _pw -x _pb input in step S11 with time. When the suspension ECU 21 calculates the sprung speed x _pb ′, the unsprung speed x _pw ′, and the sprung-unsprung relative speed V, the process proceeds to step S13.

ここで、バネ上速度x_pb'およびバネ下速度x_pw'は、車両上方に向かう速度を正の速度として計算され、車両下方に向かう速度を負の速度として計算される。また、バネ上−バネ下相対速度Vは、バネ上部材ＨＡとバネ下部材ＬＡとの間隔が狭まる方向に向かう速度を正の速度として計算され、前記間隔が広がる方向に向かう速度を負の速度として計算される。 Here, the sprung speed x _pb ′ and the unsprung speed x _pw ′ are calculated as a positive speed when traveling upward and as a negative speed when traveling downward. Further, the sprung-unsprung relative speed V is calculated with a speed toward the direction in which the distance between the sprung member HA and the unsprung member LA is narrowed as a positive speed, and a speed toward the direction in which the distance is widened is a negative speed. Is calculated as

ステップＳ１３においては、サスペンションＥＣＵ２１は、ショックアブソーバ１２が発生すべき減衰力Fを決定する要求減衰係数C_Hを計算する。なお、本実施形態においては、サスペンションＥＣＵ２１は、周知の非線形Ｈ∞制御理論を用いて要求減衰係数C_Hを計算する。以下、この非線形Ｈ∞制御理論を用いた要求減衰係数C_Hの計算について簡単に説明しておく。 In step S13, the suspension ECU21 calculates the required damping coefficient C _H to determine the damping force F shock absorber 12 to be generated. In the present embodiment, the suspension ECU 21 calculates the required damping coefficient C _H using a well-known nonlinear H∞ control theory. Hereinafter, calculation of the required damping coefficient C _H using this nonlinear H∞ control theory will be briefly described.

この実施形態において計算される要求減数係数C_Hは、減衰係数の可変部分（非線形部分）である可変減衰係数C_Vと、減衰係数の固定部分（線形部分）である固定減衰係数C_Sとの和により表される。ここで、可変減衰係数C_Vは、前記ステップＳ１１にて入力された各センサ２２〜２５による検出値および前記ステップＳ１２にて計算された値を用いて計算されるものである。また、固定減衰係数C_Sは、ショックアブソーバ１２の仕様によって予め定められるものであり、例えば、ショックアブソーバ１２および可変絞り機構３０により実現可能な減衰係数の最大値と最小値の中間の値付近の減衰係数に設定することができる。 The required reduction coefficient C _H calculated in this embodiment includes a variable attenuation coefficient C _V that is a variable part (nonlinear part) of an attenuation coefficient and a fixed attenuation coefficient C _S that is a fixed part (linear part) of the attenuation coefficient. Represented by the sum. Here, the variable attenuation coefficient C _V is calculated using the detection values obtained by the sensors 22 to 25 input in step S11 and the values calculated in step S12. The fixed damping coefficient C _S is determined in advance according to the specifications of the shock absorber 12. For example, the fixed damping coefficient C _S is about the middle value between the maximum value and the minimum value of the damping coefficient that can be realized by the shock absorber 12 and the variable throttle mechanism 30. The attenuation coefficient can be set.

そして、可変減衰係数C_Vの計算においては、一般的に、図４に示すような車両の単輪モデルが想定され、バネ上部材ＨＡの基準位置からの上下変位量をx_pb、バネ下部材ＬＡの基準位置からの上下変位量をx_pw、路面の基準位置からの上下変位量をx_prとすると、車輪の単輪モデルにおけるバネ上部材ＨＡとバネ下部材ＬＡの運動方程式はそれぞれ下記式（１），式（２）で表すことができる。

In the calculation of the variable damping coefficient C _V , generally, a single-wheel model of a vehicle as shown in FIG. 4 is assumed, and the vertical displacement amount from the reference position of the sprung member HA is x _pb and the unsprung member. If the vertical displacement amount from the reference position of LA is x _pw and the vertical displacement amount from the reference position of the road surface is x _pr , the equations of motion of the sprung member HA and the unsprung member LA in the single wheel model of the wheel are as follows: It can be represented by (1) and formula (2).

ただし、前記式（１），式（２）において、M_bはバネ上部材ＨＡの質量を表し、M_wはバネ下部材ＬＡの質量を表し、K_sはサスペンションスプリング１１のバネ定数を表し、K_tはタイヤＷのバネ定数を表す。また、前記式（１），式（２）における上下変位量x_pb、上下変位量x_pwおよび上下変位量x_prは、各基準位置から上方向への変位を正の変位とし、下方向への変位を負の変位とする。 However, the formula (1), in the formula (2), M _b represents the mass of the sprung member HA, M _w represents the weight of the unsprung member LA, K _s represents the spring constant of the suspension spring 11, K _t represents the spring constant of the tire W. In addition, the vertical displacement amount x _pb , the vertical displacement amount x _pw and the vertical displacement amount x _pr in the above formulas (1) and (2) are defined as positive displacements from the respective reference positions, and downward. The displacement of is a negative displacement.

また、制御入力uを可変減衰係数C_V、外乱w₁を路面の上下変位速度x_pr'とし、このモデルを状態空間表現すると、下記式（３）により表される。

ただし、前記（３）中におけるx_p，A_p，B_p1，B_p2(x_p)は下記式（４）により表される。

Further, when the control input u is the variable damping coefficient C _V , the disturbance w ₁ is the road surface vertical displacement speed x _pr ′, and this model is expressed in the state space, it is expressed by the following equation (3).

However, x _p , A _p , B _p1 , B _p2 (x _p ) in the above (3) are represented by the following formula (4).

ここで、サスペンション装置の特性向上の目標は、バネ上部材ＨＡの振動に大きく影響するバネ上速度x_pb'、車両の乗り心地に大きく影響するバネ上加速度x_pb''、およびバネ下部材ＬＡの振動に大きく影響するバネ上−バネ下相対速度Vを同時に抑制することである。したがって、評価出力z_pとして、バネ上速度x_pb'、バネ上加速度x_pb''およびバネ上−バネ下相対速度Vが用いられる。また、サスペンション装置においては、バネ上加速度x_pb''およびバネ上−バネ下相対変位量x_pw−x_pbが比較的検出されやすいため、バネ上加速度x_pb''およびバネ上−バネ下相対変位量x_pw−x_pbが観測出力y_pとされる。なお、この観測出力y_pには、観測ノイズw₂が含まれているとする。そして、これらを状態空間表現すると、下記式（５）および式（６）によって表すことができる。

Here, the objectives of improving the characteristics of the suspension device are the sprung speed x _pb ′ that greatly affects the vibration of the sprung member HA, the sprung acceleration x _pb ″ that greatly affects the riding comfort of the vehicle, and the unsprung member LA. Is to simultaneously suppress the sprung-unsprung relative velocity V that greatly affects the vibration of the spring. Therefore, the sprung speed x _pb ′, the sprung acceleration x _pb ″, and the sprung-unsprung relative speed V are used as the evaluation output z _p . Further, in the suspension system, on acceleration x _pb 'spring' and sprung - for unsprung relative displacement amount x _pw -x _pb is relatively detected easily, it sprung acceleration x _pb '' and the sprung - unsprung relative The displacement x _pw −x _pb is taken as the observation output y _p . Note that this observation output y _p includes observation noise w ₂ . And when these are expressed in a state space, they can be expressed by the following equations (5) and (6).

ただし、前記式（５）および式（６）におけるz_p，y_p，C_p1，D_p12(x_p)，C_p2，D_p21，D_p22(x_p)は、それぞれ、下記式（７）により表される。

However, z _p in formula (5) and _{(6), y p, C} p1, D p12 (x p), C p2, D p21, D p22 (x p) , respectively, the following equation (7) It is represented by

ここで、モデルの状態空間表現を表す前記式（３）の右辺第三項においては、係数B_p2(x_p)に状態量x_pが含まれ、このB_p2(x_p)に制御入力uが乗算されている。したがって、このシステムは双線形システムであり、状態量x_pの原点近傍では制御入力uが作用せずに不可制御となる。この問題を解決するために、非線形や重み関数を用いた非線形Ｈ∞状態フィードバック制御系が設計される。 Here, in the third term on the right side of the equation (3) representing the state space representation of the model, the coefficient B _p2 (x _p ) includes the state quantity x _p, and the control input u is included in this B _p2 (x _p ). Has been multiplied. Thus, the system is bi-linear system, the control input u is uncontrollable without effect near the origin of the state quantity x _p. In order to solve this problem, a non-linear H∞ state feedback control system using a non-linear or weight function is designed.

今、非線形Ｈ∞状態フィードバック制御系を設計するために、評価出力z_pと制御入力uに周波数重みを加えた図５に示すような非線形Ｈ∞状態フィードバック制御系の一般化プラントを想定する。ここで、周波数重みとは、重みの大きさが周波数に応じて変化する重みであり、伝達関数で与えられる動的な重みのことである。この周波数重みを用いることにより、制御性能を上げたい周波数帯域の重みを大きくし、制御性能を無視してよい周波数帯域に関しては重みを小さくすることが可能となる。 Now, in order to design a nonlinear H∞ state feedback control system, a generalized plant of a nonlinear H∞ state feedback control system as shown in FIG. 5 in which frequency weights are added to the evaluation output z _p and the control input u is assumed. Here, the frequency weight is a weight whose weight changes according to the frequency, and is a dynamic weight given by a transfer function. By using this frequency weight, it is possible to increase the weight of the frequency band for which the control performance is desired to be increased and reduce the weight for the frequency band where the control performance can be ignored.

そして、図５に示した一般化プラントにおいては、評価出力z_pと制御入力uに周波数重みW_s(s)，W_u(s)がそれぞれ乗算され、さらに、下記式（８）によって表される条件を満たす状態量xについての非線形な重み関数a₁(x)，a₂(x)がそれぞれ乗算される。

In the generalized plant shown in FIG. 5, the evaluation output z _p and the control input u are multiplied by frequency weights W _s (s) and W _u (s), respectively, and further expressed by the following equation (8). Are multiplied by nonlinear weight functions a ₁ (x) and a ₂ (x) for the state quantity x satisfying the following condition.

ここで、周波数重みW_s(s)に対する状態空間表現は、周波数重みW_s(s)の状態量x_w、周波数重みW_s(s)の出力z_wおよび各定数行列A_w，B_w，C_w，D_wにより、下記式（９）によって表される。また、周波数重みW_u(s)に対する状態空間表現は、周波数重みW_u(s)の状態量x_u、周波数重みW_u(s)の出力z_uおよび各定数行列A_u，B_u，C_u，D_uにより、下記式（１０）によって表される。

Here, state space representations for the frequency weight W _s (s), the frequency weight W state quantity x _w of _s (s), the output z _w and the constant matrix A _w of the frequency weight _{_{W s (s), B w}} , C _w, the D _w, it is represented by the following formula (9). The state space representation for the frequency weight W _u (s) is the state amount x _u of the frequency weight W _u (s), the output z _u and the constant matrix A _u of the frequency weight _{_{W u (s), B u}} , C _{By u 1} and D _u , it is expressed by the following formula (10).

そして、前記式（９）および式（１０）を用いることにより、前記式（３）によって表される状態空間表現は、下記式（１１）のように表される。

ただし、前記式（１１）において、状態量x、各係数行列A，B₁，B₂(x)，C₁₁，D₁₂₁(x)，C₁₂，D₁₂₂(x)は、下記式（１２）に示すように表現される。

And by using said Formula (9) and Formula (10), the state space expression represented by said Formula (3) is represented like the following formula (11).

However, in the above equation (11), the state quantity x, each coefficient matrix A, B ₁ , B ₂ (x), C ₁₁ , D ₁₂₁ (x), C ₁₂ , D ₁₂₂ (x) are expressed by the following equation (12 ).

また、前記式（１１）によって表される状態空間表現は、下記式（１３）によって表される条件を考慮することによって、下記式（１４）のように表される。

Moreover, the state space expression represented by the said Formula (11) is represented like the following formula (14) by considering the conditions represented by the following formula (13).

ここで、係数行列D₁₂₂ ^-1が存在し、所定の正定数γに対して下記式（１５）によって表されるリカッチ方程式を満たす正定対称解Pが存在し、かつ、重み関数a₁(x)，a₂(x)が下記式（１６）の制約条件を満たす場合、閉ループシステムが内部安定となり、かつ、外乱に対するロバスト性を表すL2ゲインが正定数γ以下となる制御入力u（＝k(x)）は、下記式（１７）によって表される。

Here, there is a coefficient matrix D ₁₂₂ ⁻¹ , there is a positive definite symmetric solution P that satisfies the Riccati equation expressed by the following equation (15) for a predetermined positive constant γ, and the weight function a ₁ (x ), A ₂ (x) satisfy the constraint condition of the following equation (16), the control input u (= k) where the closed-loop system is internally stable and the L2 gain representing robustness against disturbance is a positive constant γ or less. (x)) is expressed by the following equation (17).

そして、前記式（１６）を満たす重み関数a₁(x)，a₂(x)が下記式（１８）にように表わされた場合、前記式（１７）によって表される制御入力u＝k(x)は、下記式（１９）のように表される。

ただし、前記式（１８）および式（１９）中のm₁(x)は、任意の正定関数である。 When weighting functions a ₁ (x) and a ₂ (x) satisfying the equation (16) are expressed as in the following equation (18), the control input u = k (x) is represented by the following equation (19).

However, m ₁ (x) in the equations (18) and (19) is an arbitrary positive definite function.

このように導出される前記式（１９）に基づいて、制御入力u、すなわち、可変減衰係数C_Vを計算すると、サスペンションＥＣＵ２１は、予め設定された固定減衰係数C_Sを加算して要求減衰係数C_Hを計算する。そして、サスペンションＥＣＵ２１は、要求減衰係数C_Hを計算すると、ステップＳ１４に進む。 When the control input u, that is, the variable damping coefficient C _V is calculated based on the equation (19) derived as described above, the suspension ECU 21 adds the preset fixed damping coefficient C _S to the required damping coefficient. Calculate C _H. Then, the suspension ECU21, when calculating the required damping coefficient C _H, the process proceeds to step S14.

ステップＳ１４においては、サスペンションＥＣＵ２１は、前記ステップＳ１３にて計算した要求減衰係数C_Hを用いて、要求減衰力Freqを計算する。すなわち、サスペンションＥＣＵ２１は、要求減衰係数C_Hとバネ上−バネ下相対速度Vとを乗算して要求減衰力Freqを計算する。 In step S14, the suspension ECU21 uses the required damping coefficient C _H calculated at step S13, calculates the required damping force Freq. That is, the suspension ECU21 is required damping coefficient C _H and sprung - calculating the required damping force Freq by multiplying the unsprung relative speed V.

ここで、非線形Ｈ∞制御理論に基づいて計算された要求減衰係数C_Hを用いて計算される要求減衰力Freqのバネ上−バネ下相対速度Vの変化に対する変化は、図６に示すように、原点を中心として第一象限および第三象限に描かれる滑らかなリサージュ曲線によって表されるＦ−Ｖ特性として得られる。そして、このＦ−Ｖ特性によれば、バネ上−バネ下相対速度Vの絶対値が大きいときには、制御目標としての要求減衰力Freqの制御幅が広がり、バネ上−バネ下相対速度Vの絶対値が小さくなる原点近傍においては、相対速度Vに対する要求減衰力Freqのへ変化特性が線形となって制御幅が極めて小さくなる。 Here, the change of the required damping force Freq calculated using the required damping coefficient C _H calculated based on the nonlinear H∞ control theory with respect to the change of the sprung-unsprung relative speed V is as shown in FIG. , Obtained as an FV characteristic represented by a smooth Lissajous curve drawn in the first quadrant and the third quadrant with the origin as the center. According to this FV characteristic, when the absolute value of the sprung-unsprung relative speed V is large, the control range of the required damping force Freq as a control target is widened, and the absolute value of the sprung-unsprung relative speed V is increased. In the vicinity of the origin where the value becomes smaller, the change characteristic of the required damping force Freq with respect to the relative speed V becomes linear, and the control width becomes extremely small.

ところで、サスペンションＥＣＵ２１は、ショックアブソーバ１２の減衰力Fを変更制御するにあたり、後述するように、まず、要求減衰力Freqに最も近い減衰力Fに対応するバルブ開度ＯＰを選択して決定する。そして、この決定したバルブ開度ＯＰとすることにより、ショックアブソーバ１２は、要求減衰力Freqに極めて近い減衰力Fを発生する。 By the way, when changing and controlling the damping force F of the shock absorber 12, the suspension ECU 21 first selects and determines the valve opening degree OP corresponding to the damping force F closest to the required damping force Freq, as will be described later. Then, by using the determined valve opening OP, the shock absorber 12 generates a damping force F that is very close to the required damping force Freq.

しかし、要求減衰力Freqの制御幅が極めて小さくなるバネ上−バネ下相対速度Vの微低速域では、要求減衰係数C_Hがほぼ固定減衰係数C_S（線形減衰係数）となって計算される要求減衰力Freqの値そのものが小さくてほとんど変化しないため、要求減衰力Freqの変化が乗り心地の悪化に与える影響は小さい。一方で、バネ上−バネ下相対速度Vの微低速域では、図６および図７にて直線により示すように、バルブ開度ＯＰの変更に伴う減衰力Fの差（より具体的には、図６および図７に示す直線の傾き差）が混み合っているため、計算される要求減衰力Freqの僅かな差によってバルブ開度ＯＰが変化しやすくなる。すなわち、バネ上−バネ下相対速度Vの微低速域では、ショックアブソーバ１２に要求される要求減衰力Freqがほとんど変化しない状況であっても、バルブ開度ＯＰは頻繁に変更される状況が発生し、その結果、ショックアブソーバ１２の耐久性、特に、可変絞り機構１３のシール部材１３ｄの摩耗が発生して耐久性に影響を与える可能性がある。 However, the required damping coefficient C _H is calculated as a substantially fixed damping coefficient C _S (linear damping coefficient) in the very low speed range of the sprung-unsprung relative speed V where the control width of the requested damping force Freq is extremely small. Since the value of the required damping force Freq is small and hardly changes, the influence of the change in the required damping force Freq on the deterioration of the riding comfort is small. On the other hand, in the very low speed region of the sprung-unsprung relative speed V, as indicated by a straight line in FIGS. 6 and 7, the difference in the damping force F accompanying the change in the valve opening OP (more specifically, 6 and FIG. 7 is crowded, the valve opening degree OP is likely to change due to a slight difference in the calculated required damping force Freq. That is, in the very low speed region of the sprung-unsprung relative speed V, the valve opening OP is frequently changed even when the required damping force Freq required for the shock absorber 12 hardly changes. As a result, the durability of the shock absorber 12, particularly the wear of the seal member 13 d of the variable throttle mechanism 13, may occur and the durability may be affected.

そこで、サスペンションＥＣＵ２１は、前記ステップＳ１４にて要求減衰力Freqを計算すると、ステップＳ１５にて、バネ上−バネ下相対速度Vが予め設定された小さな基準速度Vo未満であるか否かを判定する。ここで、基準速度Voは、相対速度Vに対する要求減衰力Freqの変化特性が線形となるバネ上−バネ下相対速度以内の速度として予め設定される。すなわち、サスペンションＥＣＵ２１は、バネ上−バネ下相対速度Vが基準速度Vo未満であれば、ショックアブソーバ１２が微低速域でストロークしている状況であるため、「Ｙｅｓ」と判定してステップＳ１６に進む。一方、バネ上−バネ下相対速度Vが基準速度Vo以上であれば、ショックアブソーバ１２がある程度大きな速度でストロークしている状況であるため、サスペンションＥＣＵ２１は「Ｎｏ」と判定してステップＳ１７に進む。 Therefore, when the suspension ECU 21 calculates the required damping force Freq in step S14, it determines in step S15 whether the sprung-unsprung relative speed V is less than a preset small reference speed Vo. . Here, the reference speed Vo is set in advance as a speed within a sprung-unsprung relative speed at which the change characteristic of the required damping force Freq with respect to the relative speed V is linear. That is, if the sprung-unsprung relative speed V is less than the reference speed Vo, the suspension ECU 21 determines that “Yes” because the shock absorber 12 is stroking in the very low speed range and proceeds to step S16. move on. On the other hand, if the sprung-unsprung relative speed V is equal to or higher than the reference speed Vo, the shock absorber 12 is stroking at a somewhat large speed, so the suspension ECU 21 determines “No” and proceeds to step S17. .

ステップＳ１６においては、サスペンションＥＣＵ２１は、ショックアブソーバ１２のピストン１２ｂに形成された連通路１２ｂ１の流路断面積を段階的に変更するバルブ開度ＯＰの段数を予め設定された固定段に設定する。ここで、図７にてドットにより示すように、バネ上−バネ下相対速度Vが基準速度Vo未満であるときに計算される要求減衰力Freqは、固定減衰係数C_S（すなわち線形減衰係数）に沿って、あるいは、固定減衰係数C_Sの周辺にて微小に変化する。したがって、設定される固定段としては、例えば、変更可能な段数のうち固定減衰係数C_S（線形減衰係数）に近い段数（本実施形態においては、９段階に変更可能であるため５段または６段）であるとよい。そして、サスペンションＥＣＵ２１は、バルブ開度ＯＰの段数を所定の固定段に設定すると、ステップＳ１８に進む。 In step S16, the suspension ECU 21 sets the number of stages of the valve opening OP, which changes the flow path cross-sectional area of the communication path 12b1 formed in the piston 12b of the shock absorber 12 in stages, to a preset fixed stage. Here, as indicated by dots in FIG. 7, the required damping force Freq calculated when the sprung-unsprung relative speed V is less than the reference speed Vo is a fixed damping coefficient C _S (that is, a linear damping coefficient). Or slightly around the fixed damping coefficient C _S. Therefore, as the fixed stage to be set, for example, the number of stages that can be changed is close to the fixed attenuation coefficient C _S (linear attenuation coefficient) (in this embodiment, since it can be changed to 9 stages, 5 stages or 6 stages). Step). Then, when the number of stages of the valve opening OP is set to a predetermined fixed stage, the suspension ECU 21 proceeds to step S18.

一方、ステップＳ１７においては、サスペンションＥＣＵ２１は、例えば、図示しないＲＯＭ内に予め記憶している減衰力特性テーブルを参照して、バルブ開度ＯＰを決定する。なお、この減衰力特性テーブルには、ショックアブソーバ１２および可変絞り機構１３により設定可能な全てのバルブ開度ＯＰの段数をパラメータとしたバネ上−バネ下相対速度Vに対するショックアブソーバ１２の減衰力Fのデータが記憶されている。また、この記憶データをＦ−Ｖ特性として示した場合には、図６にて中太実線で示した複数の曲線となる。そして、サスペンションＥＣＵ２１は、減衰力特性テーブルに記憶されている各減衰力の中から、前記ステップＳ１４にて計算した要求減衰力Freqに最も近い減衰力Fに対応するバルブ開度ＯＰの段数を選択して決定し、ステップＳ１８に進む。 On the other hand, in step S17, the suspension ECU 21 determines the valve opening degree OP with reference to, for example, a damping force characteristic table stored in advance in a ROM (not shown). In this damping force characteristic table, the damping force F of the shock absorber 12 with respect to the sprung-unsprung relative speed V with the number of stages of the valve opening OP settable by the shock absorber 12 and the variable throttle mechanism 13 as parameters. Is stored. Further, when this stored data is shown as the FV characteristic, it becomes a plurality of curves shown by middle thick solid lines in FIG. Then, the suspension ECU 21 selects the number of stages of the valve opening OP corresponding to the damping force F closest to the required damping force Freq calculated in step S14 from the damping forces stored in the damping force characteristic table. The process proceeds to step S18.

ステップＳ１８においては、サスペンションＥＣＵ２１は、駆動回路２６を介して、前記ステップＳ１６または前記ステップＳ１７の処理により決定したバルブ開度ＯＰの段数に対応する信号をアクチュエータ１３ｂに出力する。そして、アクチュエータ１３ｂは、出力された信号に基づいてコントロールロッド１３ｃの回転変位を禁止したり、回転変位させて、前記決定されたバルブ開度ＯＰの段数に対応するようにロータリバルブ１３ａを作動させる。これにより、ショックアブソーバ１２は、要求減衰力Freqに最も近い減衰力Fを発生させる。 In step S18, the suspension ECU 21 outputs a signal corresponding to the number of stages of the valve opening degree OP determined by the processing of step S16 or step S17 to the actuator 13b via the drive circuit 26. Then, the actuator 13b prohibits or displaces the control rod 13c based on the output signal, and operates the rotary valve 13a to correspond to the determined number of stages of the valve opening OP. . Thereby, the shock absorber 12 generates the damping force F closest to the required damping force Freq.

このように、アクチュエータ１３ｂの作動を制御すると、サスペンションＥＣＵ２１は、ステップＳ１９に進み、減衰力制御プログラムの実行を一旦終了する。そして、所定の短い時間の経過後、ふたたび、ステップＳ１０にてプログラムの実行を開始する。 As described above, when the operation of the actuator 13b is controlled, the suspension ECU 21 proceeds to step S19 and temporarily ends the execution of the damping force control program. Then, after a predetermined short period of time has elapsed, program execution is started again in step S10.

以上の説明からも理解できるように、非線形Ｈ∞制御理論に基づいて要求減衰力Freqが計算され、この計算された要求減衰力Freqに基づいてショックアブソーバ１２が減衰力Fを発生する車両のサスペンション装置においては、サスペンションＥＣＵ２１は、バネ上−バネ下相対速度Vの絶対値が基準相対速度Vo未満であるときに、ショックアブソーバ１２が発生する減衰力Fの変更（すなわち、バルブ開度ＯＰの変更）を禁止することができる。これにより、ショックアブソーバ１２に対する減衰力Fの変更頻度を適切に減少させることができ、ショックアブソーバ１２に組み付けられる可変絞り機構１３の作動頻度を低減することができる。したがって、特に、コントロールロッド１３ｃに気密的に組み付けられるシール部材１３ｄの耐久性を長期にわたり確保することができる。 As can be understood from the above description, the required damping force Freq is calculated based on the nonlinear H∞ control theory, and the suspension of the vehicle in which the shock absorber 12 generates the damping force F based on the calculated required damping force Freq. In the apparatus, the suspension ECU 21 changes the damping force F generated by the shock absorber 12 when the absolute value of the sprung-unsprung relative speed V is less than the reference relative speed Vo (that is, the valve opening OP is changed). ) Can be prohibited. Thereby, the change frequency of the damping force F with respect to the shock absorber 12 can be reduced appropriately, and the operating frequency of the variable throttle mechanism 13 assembled to the shock absorber 12 can be reduced. Therefore, in particular, the durability of the seal member 13d that is airtightly assembled to the control rod 13c can be ensured over a long period of time.

本発明の実施形態に係る車両のサスペンション装置の全体概略図である。1 is an overall schematic diagram of a vehicle suspension apparatus according to an embodiment of the present invention. 図１のショックアブソーバおよび可変絞り機構の構成を具体的に示す図である。It is a figure which shows concretely the structure of the shock absorber of FIG. 1, and a variable aperture mechanism. 図１のサスペンションＥＣＵにより実行される減衰力変更制御プログラムのフローチャートである。It is a flowchart of the damping force change control program executed by the suspension ECU of FIG. 非線形Ｈ∞制御理論に基づいて要求減衰係数を算出するために想定される車両の単輪モデルを示す図である。It is a figure which shows the single-wheel model of the vehicle assumed in order to calculate a request | requirement damping coefficient based on nonlinear Hinfinity control theory. 非線形Ｈ∞状態フィードバック制御系の一般化プラントを示すブロック図である。It is a block diagram which shows the generalized plant of a nonlinear Hinfinity state feedback control system. 非線形Ｈ∞制御理論に基づいて要求減衰係数を算出した場合におけるＦ−Ｖ特性を示す図である。It is a figure which shows the FV characteristic at the time of calculating | requiring a request | requirement damping coefficient based on the nonlinear Hinfinity control theory. 図６のＦ−Ｖ特性のうち、バネ上−バネ下相対速度の絶対値が小さい微低速域を拡大した図である。It is the figure which expanded the very low speed area where the absolute value of the sprung-unsprung relative speed is small among the FV characteristics of FIG.

符号の説明Explanation of symbols

１０…サスペンション機構、１１…サスペンションスプリング、１２…ショックアブソーバ、１２ａ…シリンダ、１２ｂ…ピストン、１２ｂ１…連通路、１２ｃ…ピストンロッド、１３…可変絞り機構、１３ａ…ロータリバルブ、１３ｂ…アクチュエータ、１３ｃ…コントロールロッド、１３ｄ…シール部材、２０…電気制御装置、２１…サスペンションＥＣＵ、２２…バネ上加速度センサ、２３…バネ下加速度センサ、２４…ストロークセンサ、２５…タイヤ変位量センサ、２６…駆動回路、ＨＡ…バネ上部材、ＬＡ…バネ下部材、ＯＰ…バルブ開度 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Suspension mechanism, 11 ... Suspension spring, 12 ... Shock absorber, 12a ... Cylinder, 12b ... Piston, 12b1 ... Communication path, 12c ... Piston rod, 13 ... Variable throttle mechanism, 13a ... Rotary valve, 13b ... Actuator, 13c ... Control rod, 13d ... sealing member, 20 ... electric control device, 21 ... suspension ECU, 22 ... sprung acceleration sensor, 23 ... unsprung acceleration sensor, 24 ... stroke sensor, 25 ... tire displacement sensor, 26 ... drive circuit, HA ... Spring member, LA ... Unsprung member, OP ... Valve opening

Claims

車両のバネ下部材とバネ上部材との間に配設され、前記バネ下部材に対する前記バネ上部材の振動を減衰する減衰力を発生する減衰力発生手段と、この減衰力発生手段が発生する減衰力を変更制御する減衰力変更制御手段とを備えた車両のサスペンション装置において、前記減衰力変更手段が、
前記バネ下部材の上下方向の加速度を検出するバネ下加速度検出手段と、
前記バネ上部材の上下方向の加速度を検出するバネ上加速度検出手段と、
前記バネ下部材の上下方向の速度と前記バネ上部材の上下方向の速度との相対差を表すバネ上−バネ下相対速度を検出するバネ上−バネ下相対速度検出手段と、
非線形Ｈ∞制御理論に基づいて前記減衰力発生手段の減衰係数の可変分である可変減衰係数を算出するとともに、この算出した可変減衰係数に予め設定された減衰係数の固定分である固定減衰係数を加算して要求減衰係数を算出し、この算出した要求減衰係数に対して前記バネ上−バネ下相対速度検出手段によって検出された前記バネ上−バネ下相対速度を乗算して、前記バネ下部材に対する前記バネ上部材の振動を減衰するために要求される要求減衰力を計算する要求減衰力計算手段と、
前記バネ上−バネ下相対速度検出手段によって検出された前記バネ上−バネ下相対速度の絶対値が予め設定された小さな基準相対速度未満であるか否かを判定する相対速度判定手段と、
前記相対速度判定手段によって前記バネ上−バネ下相対速度の絶対値が予め設定された小さな基準相対速度未満であると判定されたときに、前記減衰力発生手段が発生する減衰力の変更を禁止し、前記相対速度判定手段によって前記バネ上−バネ下相対速度の絶対値が前記基準相対速度以上であると判定されたときに、前記減衰力発生手段が発生する減衰力を前記要求減衰力計算手段によって計算された要求減衰力となるように変更する減衰力変更手段とを備えることを特徴とする車両のサスペンション装置。 A damping force generating means that is disposed between an unsprung member and a sprung member of the vehicle and generates a damping force that attenuates vibration of the sprung member with respect to the unsprung member, and the damping force generating means is generated. In a vehicle suspension apparatus comprising a damping force change control means for changing and controlling the damping force, the damping force changing means includes:
Unsprung acceleration detecting means for detecting vertical acceleration of the unsprung member;
Sprung acceleration detecting means for detecting the vertical acceleration of the sprung member;
A sprung-unsprung relative speed detecting means for detecting a sprung-unsprung relative speed representing a relative difference between a vertical speed of the unsprung member and a vertical speed of the sprung member;
Based on the nonlinear H∞ control theory, a variable damping coefficient that is a variable part of the damping coefficient of the damping force generating means is calculated, and a fixed damping coefficient that is a fixed part of the damping coefficient set in advance to the calculated variable damping coefficient To calculate the required damping coefficient, and multiply the calculated requested damping coefficient by the sprung-unsprung relative speed detected by the sprung-unsprung relative speed detecting means to obtain the unsprung mass. A required damping force calculating means for calculating a required damping force required for damping the vibration of the sprung member with respect to the member;
A relative speed determining means for determining whether or not the absolute value of the sprung-unsprung relative speed detected by the sprung-unsprung relative speed detecting means is less than a preset small reference relative speed;
Changing the damping force generated by the damping force generating means when the relative speed judging means determines that the absolute value of the sprung-unsprung relative speed is less than a preset small reference relative speed is prohibited. When the relative speed determining means determines that the absolute value of the sprung-unsprung relative speed is equal to or higher than the reference relative speed, the damping force generated by the damping force generating means is calculated as the required damping force calculation. A suspension device for a vehicle, comprising: damping force changing means that changes the required damping force calculated by the means.

請求項１に記載した車両のサスペンション装置において、
前記相対速度判定手段が用いる前記基準相対速度は、
前記要求減衰力計算手段が計算する前記要求減衰係数が前記固定減衰係数にほぼ一致するときの前記バネ上−バネ下相対速度以内に設定されることを特徴とする車両のサスペンション装置。 In the vehicle suspension device according to claim 1,
The reference relative speed used by the relative speed determining means is
The vehicle suspension apparatus, wherein the required damping force calculated by the required damping force calculation means is set within the sprung-unsprung relative speed when the required damping coefficient substantially matches the fixed damping coefficient.

請求項１に記載した車両のサスペンション装置において、
前記減衰力発生手段が発生する減衰力は、所定の変化幅を有する複数の切替段数によって段階的に切り替えられるものであり、
前記減衰力変更手段は、
前記相対速度判定手段によって前記バネ上−バネ下相対速度の絶対値が前記基準相対速度未満であると判定されたときに、前記切替段数を予め設定された所定の段数に固定し、前記相対速度判定手段によって前記バネ上−バネ下相対速度の絶対値が前記基準相対速度以上であると判定されたときに、前記減衰力発生手段の発生する減衰力が前記前記要求減衰力計算手段によって計算された要求減衰力に最も近くなるように前記切替段数を切り替えて変更することを特徴とする車両のサスペンション装置。 In the vehicle suspension device according to claim 1,
The damping force generated by the damping force generating means is switched stepwise by a plurality of switching stages having a predetermined change width,
The damping force changing means is
When the relative speed determination means determines that the absolute value of the sprung-unsprung relative speed is less than the reference relative speed, the number of switching stages is fixed to a predetermined number of stages, and the relative speed When the determination means determines that the absolute value of the sprung-unsprung relative speed is greater than or equal to the reference relative speed, the damping force generated by the damping force generation means is calculated by the required damping force calculation means. A suspension apparatus for a vehicle, wherein the number of switching steps is changed so as to be closest to the required damping force.