JP5056367B2 - 車両の制振制御装置 - Google Patents

Description

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

車両の走行中のピッチ・バウンス振動等の車体振動は、車両の加減速時に車体に作用する制駆動力（若しくは慣性力）又はその他の車体に作用する外力により発生するところ、それらの力は、車輪トルクに反映される。そこで、車両の制振制御の分野に於いて、車両の制駆動力制御を通して車輪トルクを調節し、車両の走行中に於ける車体の振動を抑制することが提案されている（例えば、特許文献１、２参照）。かかる車輪トルク又は制駆動力制御による車体振動の制振制御に於いては、車両の加減速要求若しくは旋回要求による車輪トルクの変動が予想される場合又は車体に外力（路面上の凹凸又は異物、勾配又は摩擦状態の変化などの車両の走行路面上の状態変化による路面反力の変動や風等の力などの力学的な外乱）が作用して車輪トルクに変動があった場合に、所謂車体のばね上振動又はばね上・ばね下振動の力学的モデルなどを仮定して構築された車体振動の運動モデルを用いて、車体に生ずるピッチ・バウンス振動を予測し、その予測された振動が抑制されるように車輪のトルク又は制駆動力が調節される。このような形式の制振制御の場合、サスペンションによる制振制御の如く発生した振動エネルギーを吸収することにより抑制するというよりは、振動を発生する力の源を調節して振動エネルギーの発生が抑えられることになるので、制振作用が比較的速やかであり、また、エネルギー効率が良いなどの利点を有する。また、上記の如き制振制御に於いては、制御対象が車輪トルク又は車輪の制駆動力に集約されるので、制御の調節が比較的に容易である。
特開２００４−１６８１４８ 特開２００６−６９４７２ 特開平７−３２８３７

上記の如き車輪トルク制御による制振制御に於いては、既に触れたように、まず、車体振動の力学的な運動モデルに基づいて車体に発生する振動を予測又は推定し、その予測又は推定された振動変位が低減又は相殺されるように、つまり、振動変位が０に収束されるように車輪トルクを修正する（補償する）ための補償成分が算出される。そして、補償成分に従って車輪に於ける制駆動トルクが変動されるように、車輪トルク制御を実行するアクチュエータ、即ち、エンジン又はモータ等の車両の駆動装置、制動装置又は操舵装置に対して制御指令が与えられ、運動モデルから推定される車体振動が抑制されることとなる。

しかしながら、運動モデルとしてばね上振動モデルを採用して、上記の如き制御態様に従い、実際の車両に於いて制振制御を実行してみると、確かに、車両のピッチ・バウンス振動が低減され、車体の安定性が向上するが、他方で、所謂、“ブルブル振動”（２〜１５Ｈｚ程度の微振動）、“ゴツゴツ振動”（１５〜３０Ｈｚ程度の微振動）といったピッチ・バウンス振動よりも高周波の振動が車両の運転者又は乗員に感じられるようになる場合があることが見出された。また、そのようなブルブル振動、ゴツゴツ振動は、車輪トルク制御に於けるピッチ・バウンス振動の抑制のための補償成分の寄与が増大すると、より顕著になることが見出された。かかるブルブル・ゴツゴツ振動は、過剰に大きくなければ、車両の安定性・運動性能や各部の構造に悪影響に与えるものではない。だが、運転者又は乗員にとっては、不快な振動であり、彼らの乗り心地を損ねることとなる。従って、運動モデルとしてばね上振動モデルを採用した車輪トルク制御による車両のピッチ・バウンス振動の制振制御を実際の車両に於いて実行する場合には、ピッチ・バウンス振動の抑制により得られる車体の安定性の向上とこれによる運動性能及び（大きな揺れが治まることによる）乗り心地の向上と、ブルブル・ゴツゴツ振動の如き高周波振動による損なわれる乗り心地の悪化とのバランスを考慮して、制振制御の寄与の大きさを適宜調整できることが望ましいであろう。

かくして、本発明の主要な課題は、上記の如きばね上振動モデルを採用して車輪トルク制御により車両のピッチ・バウンス振動を抑制するための制振制御に於いて、制振制御の寄与又は作用効果の増大に起因してブルブル・ゴツゴツ振動による乗り心地の悪化が生ずることを考慮し、制振制御の寄与の大きさが適切に設定できるようにすることである。

本発明によれば、車両の車輪と路面との接地個所に於いて発生する車輪トルクを制御することにより車両のピッチ・バウンス振動を抑制する車両の制振制御装置であって、制振制御の作用効果の必要性の程度に応じて、その寄与が増減することが可能となっており、これにより、車体の安定性の向上とブルブル・ゴツゴツ振動の如き高周波振動により影響される乗り心地とのバランスが調整できるようになった制振制御装置が提供される。

本発明の制振制御装置は、基本的な構成として、ピッチ・バウンス振動を抑制するよう車輪トルクを補償するための補償成分を算出する補償成分決定部を含む。即ち、本発明の制振制御装置は、基本的には、車両の走行中に運転者又は自動運転制御による制駆動要求（又は旋回要求）又は車体に作用する外乱によって発生し得る車体のピッチ・バウンス振動を低減又は相殺するよう車輪トルクを増減するアクチュエータ（エンジン・モータ等の駆動装置、制動装置又は操舵装置）の出力（駆動装置の場合には、駆動トルク）を補償する形式の制振制御装置である。かかる制振制御装置に於いては、特に駆動装置（例えば、エンジン）の駆動出力により車輪トルクを制御する場合には、典型的には、補償成分決定部にて算出された補償成分は、駆動装置へ与えられる駆動トルクの要求値に重畳され、これにより、駆動トルクの要求値に含まれている車体振動を惹起する成分が低減又は除去され、或いは、車体に作用する外乱に於ける車体振動を惹起する成分（起振力）の作用を相殺する方向に駆動トルクが制御される。

しかしながら、既に述べた如く、制振制御の作用効果を増大すると、ピッチ・バウンス振動が抑制されることにより、４輪の接地荷重変化が低減され、車体の姿勢が安定化する（車体の“フラット感”が増す）一方で、座席又は運転台に伝達されるブルブル・ゴツゴツ振動等の高周波振動が顕著になり、乗り心地が悪化する。そこで、本発明の制御装置に於いては、制振制御の作用効果の大きさを適宜調節できるようにするために、車輪トルクを制御する車輪トルク制御手段（エンジン・モータ等の駆動制御装置、制動制御装置又は操舵制御装置）へ前記の補償成分を与える際の補償成分の制御ゲインを調節する制御ゲイン調節部が設けられる。かかる制御ゲイン調節部の制御ゲインの調節に於いては、本発明では、概して述べれば、制振制御による車体の安定化・運動性能の向上と、高周波振動による乗り心地の悪化の程度とのバランスが考慮される。

例えば、路面の起伏又は凹凸が比較的激しく走行中の車体に対して比較的広範な帯域の振動が比較的大きな振幅にて伝達される状況（砂利道走行中など）であるが、車体に対してヨー方向の姿勢制御などの運動制御の必要性が低い場合には、車体の安定化・運動性能の向上よりも乗り心地の悪化を回避する方が望ましい。そこで、本発明の装置の制御ゲイン調節部は、一つの態様に於いて、補償成分、車両の前後方向若しくは上下方向振動又はピッチ・バウンス振動の振動振幅が所定振幅以上となる状態が所定時間に渡って継続したときには、それらの振動振幅が所定振幅より小さいときに比して、制御ゲインを低減するようになっていてよい。ここで、補償成分、車両の前後方向若しくは上下方向振動又はピッチ・バウンス振動の振動振幅が所定振幅以上となる状態が所定時間に渡って継続したか否かを判断基準としているのは、起伏又は凹凸が比較的激しい路面上では、補償成分その他の上記に列記の各量の振動成分の振幅が大きくなる状態が持続するからである。かくして、路面の起伏又は凹凸が比較的激しい路面上を走行中に於いては、そのことを自動的に判定して制御ゲインを低減し、制振制御の作用効果が低減される。この場合、ピッチ・バウンス振動の制振効果が低減して、車体の安定化・運動性能の向上の効果が低減されるが、高周波振動による乗り心地の悪化が回避されることとなる。

なお、前記の車両の前後方向若しくは上下方向振動とは、車両の前後方向加速度、車両のアクセル開度、車両のサスペンションストローク量及びサスペンションの上下方向加速度からなる群から選択される少なくとも一つの値の振動成分であってよい（典型的には、ピッチ・バウンス振動の周波数以上の周波数の振動成分であってよい。）。制御ゲインを低減するか否かの判定（振幅が所定振幅を超えた状態が所定時間以上継続しているか否かの判定）には、補償成分、ピッチ・バウンス振動、上記の車両の前後方向若しくは上下方向振動のいずか一つ又はそれらの任意の組み合わせが参照されてよい。基準となる所定振幅、所定時間、及び、制御ゲインの低減前後の具体的な値は、実験的に又は理論的に適当な値に決定されてよい。

また、例えば、緊急時の急制動時や急旋回時など、車両の運動挙動安定化の必要性が高いときには、車両の乗り心地よりも車体の安定化・運動性能の向上が優先されるべきである。そこで、本発明の装置の制御ゲイン調節部は、もう一つの態様に於いて、車両挙動安定化制御の実行中に於いては、車両挙動安定化制御が実行されていないときに比して、制御ゲインを増大するようになっていてよく、或いは、車両の運転者による制動操作量が所定操作量を超えるときには、所定操作量を超えないときに比して、制御ゲインを増大するようになっていてよい。この場合は、先に述べた態様とは逆に、運動性能が優先されるべきときが自動的に判定され、制御ゲインが増大されることにより制振制御の作用効果が増大し、ブルブル・ゴツゴツ振動等の高周波振動による乗り心地の悪化の程度が大きくなるが、車体の安定性が向上して、車両に対してより良好な運動性能が与えられることとなる。なお、上記の車両挙動安定化制御は、例えば、ＡＢＳ制御、横滑り防止制御（ビークル・スタビリティ・コントロール（ＶＳＣ））、トラクションコントロール（ＴＲＣ）、衝突回避制御（ＰＣＳ、ＦＣＡＡＳ）等の車両の運動制御の分野で知られている制御からなる群から選択される少なくとも一つであってよく、また、これらのうちのいずか又はそれらの組み合わせが実行されるときに、制御ゲインが増大されるようになっていてよい。上記の所定の制動操作量と、制御ゲインの増大前後の具体的な値とは、実験的に又は理論的に適当な値が決定されてよい。

更に、上記の構成に於いて、運転者が制振制御の作用効果の強さを選択できるようになっていてもよい。従って、上記の構成に於いて、車両の運転者により制御ゲインの大きさを少なくとも二段階のいずれかに設定可能なゲイン切換スイッチが設けられていてよい。実施の形態に於いては、車両の運転者により設定可能なオン状態とオフ状態とを有する第一のスイッチが設けられ、該第一のスイッチがオン状態に設定されたときには、制御ゲインが第一のスイッチがオフ状態である場合に比して低減されるようになっていてもよく、或いは、車両の運転者により設定可能なオン状態とオフ状態とを有する第二のスイッチが設けられ、該第二のスイッチがオン状態に設定されたときには、制御ゲインが第二のスイッチがオフ状態である場合に比して増大されるようになっていてよい。なお、かかるスイッチは、アクティブサスペンションの制御のために設けられる運転者により切換可能な設定スイッチが本発明の制御装置のための切換に用いられてもよい（設定信号が本発明の装置にも送信されるようになっていてよい。）。

総じて、本発明によれば、ピッチ・バウンス振動の制振制御、換言すると、ばね上振動モデルを用いた車輪トルク制御による制振制御に於いて、“運動性能”と“乗り心地”という相反する性能に対してバランスをとって制御ゲインが決定されることとなる。上記の如く、一つの態様に於いては、車両が起伏又は凹凸が比較的激しい路面上を走行する場合のように、広範囲の周波数帯域の振動が車体に伝達されやすい状況に於いては、制御ゲインが低減されて、ブルブル・ゴツゴツ振動が座席又は運転台に伝達されにくくされる。また、別の態様に於いて、緊急操作時の如く、車両のヨー挙動が悪化しやすいとき又は悪化し始めたときには、制御ゲインが増大され、これにより、車体のピッチ・バウンス振動が抑制されて、運動性能の向上が図られることとなる。

ところで、本発明の対象となっている制振制御では、既に述べた如く、ピッチ・バウンス振動の振動変位が０に収束されるよう車輪トルクが制御される。かかる制御作用は、要すれば、振動に抗する力を付与することとなるので、力学的には、サスペンションのダンパの減衰係数を増大した場合と同様の効果を与えることと等価であると考えることができる。この点に関し、サスペンションのダンパに於いては、減衰係数を増大すると、車両の荷重移動が抑制され、車両の姿勢が安定化する一方でブルブル・ゴツゴツ振動等の高周波振動が座席まで伝達されやすくなり、減衰係数を低減すると、車体が弾性的に変位可能となり、ブルブル・ゴツゴツ振動等の高周波振動が吸収されやすくなる一方で車両の荷重移動が生じ易くなるといった背反がある。そこで、サスペンションのダンパのチューニングに於いては、減衰係数は、車両の性格（ラグジュアリーカーであるか又はスポーツカーであるかなど）を考慮して、車体の安定性と乗り心地とのバランスをとって設定される。そして、かかるバランスを変更するためには、従前のサスペンションのチューニングに於いては、ダンパ自体を減衰係数の異なるものに交換するか、ダンパ特性を変更するための特別の機構が必要となる（例えば、特許文献３参照）。他方、本発明によれば、上記の如きバランスの変更は、補償成分決定部からの補償成分を、車輪トルクを制御するアクチュエータの制御装置に出力する際の制御ゲインの値を演算上（ソフト的に）変更するだけで動的に達成することができる。即ち、本発明の場合は、ハード部品の交換や特別なハード上の構成を必要としないので、従前のサスペンションのチューニングよりも有利且つ有用であることは理解されるべきである。また、実際のダンパは、微小なストロークを減衰可能な構造を構成することが困難であるが、本発明の制振制御では、制御ゲインの調節によって微小なストロークを減衰することも可能であることが見出されており、更に、有利に振動の抑制が達成される。

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

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

装置の構成
図１は、本発明の制振制御装置の好ましい実施形態が搭載される自動車等の車両を模式的に示している。同図に於いて、左右前輪１２ＦＬ、１２ＦＲと、左右後輪１２ＲＬ、１２ＲＲを有する車両１０には、通常の態様にて、運転者によるアクセルペダル１４の踏込みに応じて後輪に駆動力又は駆動トルクを発生する駆動装置２０が搭載される。駆動装置２０は、図示の例では、駆動トルク或いは回転駆動力が、エンジン２２から、トルクコンバータ２４、自動変速機２６、差動歯車装置２８等を介して、後輪１２ＲＬ、１２ＲＲへ伝達されるよう構成される。しかしながら、駆動装置は、エンジン２２に代えて電動機が用いられる電気式、或いは、エンジンと電動機との双方を有するハイブリッド式の駆動装置が用いられてもよい。また、車両は、四輪駆動車又は前輪駆動車であってもよい。更に、簡単のため図示していないが、車両１０には、通常の車両と同様に、ブレーキペダル１６の踏込みに応じて各輪に制動力を発生する制動系装置と前輪又は前後輪の舵角を制御するためのステアリング装置が設けられる。

駆動装置２０の作動は、電子制御装置５０により制御される。電子制御装置５０は、通常の形式の、双方向コモン・バスにより相互に連結されたＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及び入出力ポート装置を有するマイクロコンピュータ及び駆動回路を含んでいてよい。電子制御装置５０には、各輪に搭載された車輪速センサ３０ｉ（ｉ＝ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ）からの車輪速を表す信号Ｖｗｉ（ｉ＝ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ）と、車両の各部に設けられたセンサからのエンジンの回転速ｎｅ、変速機の回転速ｎｏ、アクセルペダル踏込量θａ、ブレーキペダル踏込量θｂ、Ｇセンサ（図示せず）からの車両の前後方向加速度、サスペンションに備え付けられたストロークセンサからのストローク量、サスペンションに備え付けられた上下方向Ｇセンサからのサスペンションに於ける上下方向加速度等の信号が入力される。また、上記以外に、本実施形態の車両に於いて実行されるべき各種制御に必要な種々のパラメータを得るための各種検出信号、例えば、各輪に任意に設けられてよい荷重センサからの各輪荷重を表す信号、エンジン出力軸トルクなどが入力されてよいことは理解されるべきである。

本発明の制振制御装置は、上記の電子制御装置５０に於いて実現される。図２は、かかる電子制御装置５０の実施形態の内部の構成を制御ブロックの形式で表したものである。

図２を参照して、電子制御装置５０は、エンジンの作動を制御する駆動制御装置５０ａと、制動装置(図示せず)の作動を制御する制動制御装置５０ｂと、更に、公知の車両の電子制御装置に装備される各種の制御装置（図示せず）から構成されてよい。なお、制振制御装置を含む駆動制御装置等の各種の制御装置の構成及び作動は、車両の運転中、電子制御装置５０内のＣＰＵ等の処理作動に於いて実現されることは理解されるべきである。

制動制御装置５０ｂには、図示の如く、各輪の車輪速センサ３０ｉ（ｉ＝ＦＲ、ＦＬ、ＲＲ、ＲＬ）からの、車輪が所定量回転する毎に逐次的に生成されるパルス形式の電気信号が入力され、かかる逐次的に入力されるパルス信号の到来する時間間隔を計測することにより車輪の回転速ωが算出され、これに車輪半径ｒが乗ぜられることにより、車輪速値ｒ・ωが算出される。そして、その車輪速値ｒ・ωは、後に詳細に説明する制振制御を実行するために、駆動制御装置５０ａ（車輪トルク推定器５２ｃ）へ送信されて、車輪トルク推定値の算出に用いられる。なお、車輪回転速から車輪速への演算は、駆動制御装置５０ａにて行われてもよい。その場合、車輪回転速が制動制御装置５０ｂから駆動制御装置５０ａへ与えられる。

駆動制御装置５０ａは、基本的な構成として、アクセルペダルセンサからのアクセルペダル踏込量又はアクセル開度θａに基づいて運転者の要求するエンジンの駆動トルク要求値を決定する駆動トルク要求値決定部５１と、車輪トルク（駆動トルク）制御による車体のピッチ／バウンス振動制振制御を実行するための補償成分を算出して駆動トルク要求値を補償（修正）する補償成分決定部５２と、かかる補償成分決定部により算出された補償成分により補償された駆動トルク要求値に基づいてその要求値を達成するよう、公知の任意の形式にてエンジン各部の制御指令を生成し、対応する制御器（図示せず）へ送信する制御指令決定部５３を含んでいる。［制御指令は、ガソリンエンジンであれば、目標スロットル開度、ディーゼルエンジンであれば、目標燃料噴射量、モータであれば、目標電流量などである。］

かかる基本構成に於いて、駆動トルク要求値決定部５１は、公知の任意の手法によりアクセル開度θａに対応して駆動トルク要求値（補償前）を決定して出力するようになっていてよい。なお、「アクセル開度」とは、車両の運転者によるアクセルペダルの踏込量若しくは操作量、又は、自動走行制御装置（図示せず）が装備されている車両の場合には自動走行制御装置による駆動トルク若しくは駆動出力の要求量を表す量であり、車両に対する加減速力又は制駆動トルクの要求量を表す。なお、駆動トルク要求値の単位は、基本的には、エンジンに於ける駆動トルクであってよいが、ガソリンエンジンであれば、吸入空気量又はスロットル開度、ディーゼルエンジンであれば、燃料噴射量、モータであれば、電流値であってよい（以下、特に断らない限り、駆動トルク要求値の単位は、エンジンに於ける駆動トルクであるものとする。）。

補償成分決定部５２は、図示の如く、駆動トルク要求値決定部５１に於いて決定された駆動トルク要求値（補償前）を車輪トルクに変換した値（車輪トルク要求値）と、車輪トルク推定器５２ｃにて車輪速ｒ・ωから推定される現に車輪に作用している車輪トルクの推定値とを受信し、後に詳細に説明される態様により、それらの車輪トルク要求値及び推定値に於ける車体にピッチ・バウンス振動を惹起し得る振動成分を低減又は相殺する補償成分（Ｋ・Ｘ）を算出する。なお、車輪トルクＴｗの入力に際しては、後述の運動モデルに於ける運転者要求車輪トルクＴｗ０と車輪トルク推定値Ｔｗとの寄与のバランスを調整するために、車輪トルクＴｗは、フィードバック制御ゲイン（入力ゲイン）λｉｎが乗ぜられてから、補償成分決定部に入力されるようになっていてよい（５２ｄ）。また更に、補償成分決定部は、運転者によるブレーキ操作又はステアリング操作により車輪に生ずる車輪トルクの変化に起因するピッチ・バウンス振動を制振するための補償成分を算出するようになっていてよい。その場合には、図中点線にて示されている如く、車輪トルク推定器５２ｘにてブレーキ操作量又はステアリング操作量に基づいて推定される車輪トルク推定値が補償成分決定部に入力され、車輪トルク要求値等と同様に処理されて、補償成分が算出される。ブレーキ操作量又はステアリング操作量に基づく車輪トルクの変化量の推定は、任意の方法により為されてよい。

かくして、補償成分決定部５２で算出された補償成分（Ｋ・Ｘ）は、駆動トルク要求値の単位に変換されて（補償成分Ｕ）、加算器ａ１へ向けて送信され、加算器ａ１に於いて駆動トルク要求値（補償前）に補償成分が重畳されることにより、駆動トルク要求値が補償される（図示の例では、駆動トルク要求値から補償成分Ｕが差し引かれるよう構成されている。）。そして、制御指令決定部５３に於いて、補償後の駆動トルク要求値に基づいて、そのときのエンジン回転数及び／又はエンジン温度等を参照して、予め実験的に又は理論的に定められたマップを用いて、公知の態様にて、駆動トルクを達成するように、エンジンの各部の駆動器（図示せず）への制御指令の決定及び各駆動器への制御指令の送信が為される。

更に、上記の基本的な構成に加えて、本実施形態に於いては、車両の走行状態又は路面の状態に応じて、駆動トルク要求値に重畳される補償成分の大きさを調節して、車両全体での車輪トルク制御に於けるピッチ・バウンス振動の制振制御の作用効果を加減するための構成が設けられる。「発明の開示」の欄に於いて既に述べた如く、車輪トルク制御によるピッチ・バウンス振動の制振制御が実行されると、車体のピッチ・バウンス振動が抑制され、車体の姿勢の安定化及びこれによる運動性能の向上が図られる一方、ピッチ・バウンス振動よりも高周波のブルブル振動、ゴツゴツ振動の座席への伝達が顕著となり、乗り心地が悪化されることがある。そこで、本発明では、運動性能の向上と乗り心地の悪化とのバランスを図るべく、駆動トルク要求値に重畳されて制御指令決定部５３に入力される際に補償成分に乗ぜられる制御ゲインλｏｕｔの大きさを調節する制御ゲイン調節器５２ｆが設けられる。制御ゲイン調節器５２ｆは、後により詳細に説明される如く、図２に列記の種々の振動成分（補償成分Ｋ・Ｘ、前後Ｇ等）、挙動制御の作動情報、ブレーキの踏込量を参照して、車両の走行状態が運動性能の向上と乗り心地のいずれかを優先すべき状態になっていることを検出し、その場合に、乗算器５２ｅにて補償成分Ｋ・Ｘに乗ぜられる制御ゲイン（出力ゲイン）λｏｕｔの値を増減する。また、制御ゲインλｏｕｔは、サスペンションの固さの設定をするための運転者により操作される“ＣＯＭＦＯＲＴ”スイッチ又は“ＳＰＯＲＴ”スイッチのＯＮ／ＯＦＦ状態に基づいて、運転者の選択により増減設定ができるようになっていてよい。

装置の作動
以下、図２に例示の制御装置の制御ブロックについて、それらの作動の詳細について説明する。

（ｉ）ピッチ・バウンス制振制御
上記の構成に於いて、図２の補償成分決定部５２にて算出される補償成分によるピッチ・バウンス制振制御は、以下の如き態様にて行われてよい。

（制振制御の原理）
車両に於いて、運転者の駆動要求に基づいて駆動装置が作動して車輪トルクの変動が生ずると、図３（Ａ）に例示されている如き車体１０に於いて、車体の重心Ｃｇの鉛直方向（ｚ方向）のバウンス振動と、車体の重心周りのピッチ方向（θ方向）のピッチ振動が発生し得る。また、車両の走行中に路面状態の変化や風の影響により車輪上に力又はトルク（外乱）が作用すると、その外乱が車両に伝達され、やはり車体にバウンス方向及びピッチ方向の振動が発生し得る。そこで、ここに例示するピッチ・バウンス振動制振制御に於いては、車体のピッチ・バウンス振動の運動モデルを構築し、そのモデルに於いて駆動トルク要求値を車輪トルクに換算した値（車輪トルク要求値）及び／又は現在の車輪トルク推定値を入力した際の車体の変位ｚ、θとその変化率ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔ、即ち、車体振動の状態変数を算出し、モデルから得られた状態変数が０に収束するように、即ち、ピッチ／バウンス振動が抑制されるよう駆動装置（エンジン）の駆動トルクが調節される（駆動トルク要求値が修正される。）。

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

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

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

であり、行列Ａの各要素a1-a4及びb1-b4は、それぞれ、式（１ａ）、（１ｂ）のｚ、θ、ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔの係数をまとめることにより与えられ、
a1=-(kf+kr)/M、a2=-(cf+cr)/M、
a3=-(kf・Lf-kr・Lr)/M、a4=-(cf・Lf-cr・Lr)/M、
b1=-(Lf・kf-Lr・kr)/I、b2=-(Lf・cf-Lr・cr)/I、
b3=-(Lf²・kf+Lr²・kr)/I、b4=-(Lf²・cf+Lr²・cr)/I
である。また、ｕ(t)は、
ｕ(t)＝Ｔ
であり、状態方程式（２ａ）にて表されるシステムの入力である。従って、式（１ｂ）より、行列Ｂの要素p1は、
p1=h/(I・r)
である。

状態方程式（２ａ）に於いて、
ｕ(t)＝−Ｋ・Ｘ(t) …（２ｂ）
とおくと、状態方程式（２ａ）は、
dＸ(t)/dt＝(Ａ−ＢＫ)・Ｘ(t) …（２ｃ）
となる。従って、Ｘ（ｔ）の初期値Ｘ₀(t)をＸ₀(t)＝(0,0,0,0)と設定して（トルク入力がされる前には振動はないものとする。）、状態変数ベクトルＸ(t)の微分方程式（２ｃ）を解いたときに、Ｘ(t)、即ち、バウンス方向及びピッチ方向の変位及びその時間変化率、の大きさを０に収束させるゲインＫが決定されれば、ピッチ・バウンス振動を抑制するトルク値ｕ（ｔ）が決定されることとなる。かかるトルク値ｕ（ｔ）をエンジンの駆動トルク要求値に変換した値が制振制御によりエンジンに与えられる補償成分である。

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

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

などと置いて、式（３ａ）に於いて、状態ベクトルの成分のうち、特定のもの、例えば、ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔ、のノルム（大きさ）をその他の成分、例えば、ｚ、θ、のノルムより大きく設定すると、ノルムを大きく設定された成分が相対的に、より安定的に収束されることとなる。また、Ｑの成分の値ｑ１〜ｑ４を大きくすると、過渡特性重視、即ち、状態ベクトルの値が速やかに安定値に収束し、Ｒの値ρを大きくすると、消費エネルギーが低減される。

（補償成分決定部の構成）
上記のピッチ・バウンス制振制御のための補償成分Ｕを算出する図２の補償成分決定部５２内部の制御処理の構成は、図３（Ｃ）に於いて、制御ブロックの形式にて示されている。図３（Ｃ）の制御構成に於いては、まず、運動モデルの車輪トルク入力端へ、駆動トルク要求決定部５１からの駆動トルク要求値を車輪トルクに換算して得られる車輪トルク要求値Ｔｗｏと現に車輪に於いて発生している車輪トルク（の推定値）Ｔｗが、それぞれ、入力される（更に、図中点線の如く、ブレーキ操作量又はステアリング操作量に対応する車輪トルク推定値が入力されるようになっていてよい。）。次いで、運動モデルに於いて、そのトルク入力値Ｔ（＝Ｔｗｏ＋Ｔｗ）を用いて式（２ａ）の微分方程式を解くことにより、状態変数ベクトルＸ(t)が算出される。そして、その状態ベクトルＸ(t)に、上記の如く状態変数ベクトルＸ(t)を０又は最小値に収束させるべく決定されたゲインＫを乗じた値Ｋ・Ｘ（＝−ｕ（ｔ））が算出され、そのＫ・Ｘがエンジンの駆動トルク要求値単位の補償成分Ｕに換算される。かくして算出された補償成分は、加算器ａ１へ送信され、加算器ａ１に於いて、駆動トルク要求値に重畳され、これにより、Ｋ・Ｘ（ｔ）の値に相当する成分が駆動トルク要求値から差し引かれることとなる。車体のピッチ・バウンス振動システムは、式（１ａ）及び（１ｂ）からも理解される如く、共振システムであり、任意の入力に対して状態変数ベクトルＸ（ｔ）の値は、実質的には、システムの固有振動数（通常、１〜２Ｈｚ程度）を概ね中心とした或るスペクトル特性を有する帯域の周波数成分のみとなっている。従って、上記の如く、駆動トルク要求値からＫ・Ｘ（ｔ）を差し引く構成により、駆動トルク要求値或いは現に発生している車輪トルクのうち、システムの固有振動数の成分、即ち、車体に於いてピッチ・バウンス振動を引き起こす成分が低減又は除去され、車体に於けるピッチ・バウンス振動が抑制されることとなる。

(車輪トルクの推定)
図３（Ｃ）に於ける運動モデルに対して、外乱の作用として入力される現に発生している車輪トルクの値Ｔｗは、理想的には、各輪にトルクセンサを設け、実際に検出されればよいが、通常の車両の各輪にトルクセンサを設けることは困難である。そこで、図示の例では、車輪トルクの外乱入力として、走行中の車両に於けるその他の検出可能な値から車輪トルク推定器５２ｃ（図２）にて推定された車輪トルク推定値が用いられる。車輪トルク推定値Ｔｗは、典型的には、駆動輪の車輪速センサから得られる車輪回転速ω又は車輪速値ｒ・ωの時間微分を用いて、
Ｔｗ＝Ｍ・ｒ^２・ｄω／ｄｔ …（４）
と推定することができる。ここに於いて、Ｍは、車両の質量であり、ｒは、車輪半径である。［駆動輪が路面の接地個所に於いて発生している駆動力の総和が、車両の全体の駆動力Ｍ・Ｇ（Ｇは、加速度）に等しいとすると、車輪トルクＴｗは、
Ｔｗ＝Ｍ・Ｇ・ｒ …（４ａ）
にて与えられる。車両の加速度Ｇは、車輪速度ｒ・ωの微分値より、
Ｇ＝ｒ・ｄω／ｄｔ …（４ｂ）
で与えられるので、車輪トルクは、式（４）の如く推定される。］なお、車輪トルク推定値は、車輪速ではなく、エンジン回転速、変速機回転速、タービン回転速など、駆動輪に作動的に連結した駆動系の回転軸の回転速から推定されるようになっていてもよい。駆動装置のエンジン又はモータの出力軸の回転速ｎｅを用いる場合には、駆動輪の車輪回転速は、
ωe＝ｎｅ×トランスミッション（変速機）ギア比×デフ（差動装置）ギア比 …（５）
により与えられる。また、変速機の出力軸の回転速ｎｏを用いる場合には、
ωo＝ｎｏ×デフギア比 …（６）
により与えられる。そして、式（５）又は（６）の駆動輪の車輪回転速ωの推定値は、式（４）に代入され、車輪トルク推定値が算出される。

（制振制御の作用効果）
上記の制振制御は、状態変数Ｘ（ｔ）の各変数、即ち、車体の変位ｚ、θとその変化率ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔを０に収束される方向に作用することとなる。かかる作用に於いて、変位を起こす力、つまり、起振力又は振動強制力は、弾性的に吸収されるのではなく、除去、相殺又は低減されることとなるので、結局、かかる制振制御は、図４に模式的に示されている如く、サスペンションのダンパの減衰率を増大したことと等価であるということができる。［なお、車輪トルク制御による制振制御の場合、変位が低減される点でダンパを硬くすることと等価となるのであり、発生した振動のエネルギーを吸収するダンパを付与するわけではない。］

ところで、一般にサスペンションのダンパの減衰率を増大すると、車体のピッチ・バウンス方向の変位は低減され、車両のフラット感が増し、各輪の接地荷重変化が少なくなるので、車両のヨー方向の応答が良くなるなど、車両の運動性能が向上される。他方、サスペンションのダンパの減衰率が増大すると、サスペンションのばねによる変位が低減され、ピッチ・バウンス振動よりも高周波の振動、例えば、ブルブル振動、ゴツゴツ振動といった運転者又は乗員に不快感を与える振動が座席まで伝達されやすくなり、乗り心地が悪くなる。実際、既に述べた如く、車両に於いて、上記の車輪トルク制御による制振制御を実行した際も、車両の車輪トルク制御に於ける補償成分の寄与を大きくすると、ブルブル・ゴツゴツ振動が顕著に感じられることが明らかになった。

一般のサスペンションのチューニングに於いて、ダンパは、車体の安定性（運動性能）と乗り心地（ブルブル・ゴツゴツ振動が感じられる程度）との相反する性能の双方が適当に確保される減衰率を有するものが選択される。そこで、本発明の図示の実施形態に於いては、制振制御により付与されるみかけの減衰率の調節を可能にするべく、既に触れたように、補償成分決定部により算出される補償成分に制御ゲインλｏｕｔを乗じ、その後、補償成分を駆動トルク要求値に重畳する構成が設けられ、制御ゲインλｏｕｔの増減により、実際の車輪に於ける車輪トルクの変化に於ける補償成分の寄与の大きさ（みかけの減衰率の付加分の大きさ）が調節される。

（ii）制御ゲインの調節
図２に関連して説明されている如く、本発明の実施形態の制御装置に於いては、補償成分決定部５２から加算器ａ１へ渡される補償成分に制御ゲインλｏｕｔを乗ずる乗算器５２ｅと、その乗算器に対して制御ゲインλｏｕｔの値の指示を与える制御ゲイン調節器５２ｆとが設けられている。制御ゲイン調節器５２ｆは、車両の走行状況に応じて、制御ゲインλｏｕｔの値を、λnormal、λhigh、λlowのいずれかに設定する。

λhighは、車体の安定化（運動性能の向上）が優先される場合に使用される値であり、運転者により急制動操作が実行された場合、ＡＢＳ制御、ＶＳＣ、ＴＲＣ等の挙動安定化制御、ＰＣＳ、ＦＣＡＡＳ等の衝突被害軽減・衝突回避支援の制御（以下、総じて、“挙動安定化制御”と称する。）のいずれかが実行された場合、及び、運転者の選択により、サスペンションの固さの設定をするための運転者により操作される“ＳＰＯＲＴ”スイッチがＯＮに設定された場合に設定される。

また、λlowは、運動性能の向上が優先されるべきでない状態であって、路面の起伏・凹凸上の走行中の車両に於いて、比較的激しく車体が揺動されている状態であり、乗り心地が悪化している場合に使用される値である。かかるλlowは、具体的には、サスペンションの固さの設定をするための運転者により操作される“ＣＯＭＦＯＲＴ”スイッチがＯＮに設定された場合、或いは、下記の信号から任意に選択されてよい少なくとも一つの振幅が大きな状態が一定時間以上継続した場合に設定される。
（ａ）補償成分Ｋ・Ｘ
（ｂ）車体の変位ｚ、θとその変化率ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔのいずれか
（ｃ）車両の前後方向加速度の振動成分
（ｄ）アクセル開度の振動成分
（ｅ）サスペンションのストローク量の振動成分
（ｆ）サスペンションの位置に於ける上下方向加速度の振動成分
（ｇ）車輪トルク推定値Ｔｗの振動成分
なお、上記の値に於いて、（ａ）、（ｂ）、（ｇ）は、補償成分決定部に於ける算出値が用いられてよい。また、（ｃ）−（ｆ）は、それぞれ、対応する値を検出するセンサによるセンサ値が用いられてよい。（ｃ）−（ｇ）の値は、直流成分を含むので、図２に示されている如く、直流成分を除去するためのハイパスフィルタ処理された値が使用される。フィルタ処理は、それぞれの値に対して、即時的に処理後の値を出力することが可能な公知の任意の形式のアナログ又はデジタルフィルタ技術を用いて実行されてよい。また、実際には、上記のいずれか一つの値が参照されてもよく、いくつかの値の組み合わせが参照されてもよい。例えば、複数の値の振幅の全てが一定期間大きい状態が継続した場合にλlowが使用されるようになっていてよい。更に、これらの値以外に、例えば、車両が砂利道上などを走行する間に振幅が増大する任意の値が、乗り心地が悪化している状況を判定するために参照されてよい。（なお、上記に於いて、「振幅」とは、振動成分の極大又は極小変位の大きさのことを意味している。）

λnormalは、上記のλhigh、λlowが使用されない場合の通常の走行時に於いて使用される値である。上記の制御ゲインの値は、想定される走行条件の下、実験的に又は理論的に予め適当に設定された値が用いられる。重要なことは、これらの制御ゲインの値に於いて、
λlow＜λnormal＜λhigh
の関係が成立していることである。これにより、λlowが設定されたときは、制振制御により付与される減衰率が通常時よりも低減され、これにより、運転性能の向上が犠牲になるが、乗り心地の悪化が抑制される。他方、λhighが設定されたときには、乗り心地が犠牲になるが、運動性能の向上が図られることとなる。

図５は、制御ゲイン調節器５２ｆに於ける制御ゲインの決定の制御処理をフローチャートの形式で表したものである。なお、図示の制御処理は、車両の走行中、所定の制御サイクル時間にて繰り返し実行される。同図を参照して、まず、挙動安定化制御が実行されているか否か（ステップ１００）、ブレーキ踏込量θｂが所定量θｏ以上であるか否か（ステップ１１０）、ＳＰＯＲＴスイッチがＯＮ状態でるか否かが判定される。上記のいずれかが成立しているときには、制御ゲインは、λhighに設定され、これにより、運動性能の向上が優先された態様にて制振制御が実行されることとなる。なお、ステップ１１０は、要すれば、急制動操作を検出するものなので、このステップに於いては、θｂ＞θｏの状態が一定時間以上継続したときに肯定判別が為されるようになっていてよい。また、ブレーキ踏込量θｂに変えて、車両の前後加速度が減速方向に所定値を超えた状態が一定時間以上継続したときに肯定判別が為されるようになっていてもよい。

ステップ１００〜１２０の条件がいずれも成立しないときには、ＣＯＭＦＯＲＴスイッチがＯＮであるか否か（ステップ１４０）、上記の（ａ）〜（ｇ）から選択される値の振動成分の振幅が所定振幅以上である状態が一定時間継続しているか否か（ステップ１５０−「振幅大」か否かと表記されている。）が判定される。そして、これらのいずれかが成立したときには、制御ゲインは、λlowに設定され、これにより、乗り心地が優先された態様にて制振制御が実行され、他方、いずれの条件も成立していないときには、制御ゲインは、λnormalに設定される。

上記のステップ１５０に於ける「振幅大」か否か、即ち、上記の（ａ）〜（ｇ）の値のいずれかの振動成分（ここでは、“ψ”と表す。）の振幅が所定振幅ψｏ以上である状態が一定時間継続しているか否かの決定は、例えば、図６（Ａ）にてフローチャートの形式にて表された処理により為されてよい。なお、図６（Ａ）の処理は、図５の処理とは独立に実行されてもよいし、ステップ１５０のサブルーチンとして実行されてもよい。

図６（Ａ）の処理では、端的には述べれば、略正弦波状に変位が変動する振動成分ψの振幅が所定振幅ψｏ以上である状態を検出するために、振動成分ψの変位が所定振幅ψｏ以上となっている時から、所定の時間以内に、再び、振動成分ψの変位が所定振幅ψｏ以上となるか否かが検出される。即ち、変位ψの絶対値が所定振幅ψｏを下回ってから所定の時間以内に所定振幅ψｏを上回ったときに、振動成分ψの振幅が所定振幅ψｏ以上であると判定される。そして、かかる振動成分ψの振幅が所定振幅ψｏ以上である状態が一定時間継続しているか否かが検出され、これにより、「振幅大」と判定される。他方、「振幅大」と判定された後、変位ψの絶対値が所定振幅ψｏを下回ってから所定の時間以内に所定振幅ψｏを上回らなかったときには、振幅が小さくなったと判定し、「振幅大」の状態が解除される。

かかる判定処理を実行するために、具体的には、図６（Ａ）の処理が所定の制御サイクル時間にて繰り返し実行される毎に動作する二つのカウンタ処理ＣＴ１とＣＴ２とが準備される。ＣＴ１は、即時の振動成分の変位ψの絶対値が所定振幅ψｏを超えたときに、常に、所定カウント数ＣＴ１ｎ（任意に設定される正の整数）に設定され、振動成分の変位ψの絶対値が所定振幅ψｏを下回るときには減数されるカウンタであり、ＣＴ２は、即時の振動成分の変位ψの絶対値が所定振幅ψｏを超えた後、ＣＴ１が０に到達しない限り増数されるカウンタであり、ＣＴ２が所定カウント数ＣＴ２ｎ（任意に設定される正の整数）を超えると、「振幅大」と決定される。（ＣＴ１もＣＴ２も、制御の実行開始時には、０に設定される。）。

かくして、まず、振動変位の振幅が小さいとき、即ち、「振幅大」に設定されていないときには、振動変位の読込みが実行された後（ステップ２００）、振動変位ψの絶対値がψｏより小さいと判定され（ステップ２１０）、カウンタＣＴ１が１減数される（ステップ２２０）。この場合、ＣＴ１は、０以下のままなので（ステップ２３０）、カウンタＣＴ１は０に設定され（ステップ２４０）、サイクルが繰り返される。

振動変位の振幅が小さい状態から大きい状態へ変化したときに於いては、まず、振動変位の読込み後（ステップ２００）、振動変位ψの絶対値がψｏより大きいとの判定が為され（ステップ２１０）、カウンタＣＴ１がＣＴ１ｎに設定される（ステップ２６０）。次いで、ＣＴ２が１増数され、ＣＴ２がＣＴ２ｎに達したか否かが判定される。振動変位ψの絶対値がψｏより大きいと最初に判定された直後では、ＣＴ２は、ＣＴ２ｎを超えないので、そのまま、処理サイクルが繰り返される。続くサイクルに於いて、振動変位ψは既に述べた如く正弦波状に変動するので、振動変位ψの絶対値がψｏより小さくなると、ステップ２２０に於いて、ＣＴ１が１減数される。しかしながら、一旦、振動変位ψがψｏを超えると、ＣＴ１は、ＣＴ１ｎに設定されているので、ＣＴ１ｎが０以下に到達するまでは、ＣＴ２が増数される。

かくして、ＣＴ１を“１”減数し、ＣＴ２を“１”増数しながら、処理サイクルが繰り返される間、ＣＴ１が０に到達する前に振動変位ψの絶対値がψｏより大きいとの判定が為されると、ＣＴ１は、再び、ＣＴ１ｎに設定される（ステップ２６０）。かかる処理に於いて、振動成分の振幅が大きければ、周期的に、振動変位ψの絶対値がψｏより大きいとの判定が為されるので、ＣＴ１ｎ（×処理サイクル時間）を振動周期よりも長い期間に設定しておけば、振動成分の振幅がψｏより大きい間中、ＣＴ２が増数され続けることとなる。そして、ＣＴ２がＣＴ２ｎに到達すると、振幅大との決定が為される（ステップ２８０、２９０）。

図６（Ｂ）は、上記の処理により、「振幅大」の状態が決定される過程に於ける振動変位ψの時間変化を示している。同図の左端から見て、変位（の絶対値）ψが最初にψｏを超えたとき、ＣＴ１がＣＴ１ｎに設定され、ＣＴ２の増数が開始される。ＣＴ１ｎは、想定される振動周期（ピッチバウンス振動の場合、周波数にして、１〜２Ｈｚ）に相当する処理サイクル数（又はそれよりも適当に大きな数）に設定されるので、図示の如く振幅が、略ψｏを超える状態では、変位（の絶対値）ψがψｏを超える毎に、ＣＴ１が（０に到達する前に）ＣＴ１ｎに設定し直されることとなる。そして、その間、ＣＴ２が増数を継続し、ＣＴ２ｎに達すると、「振幅大」との決定が為される。

上記の如く、「振幅大」が決定された後については、振動成分の振幅がψｏより大きい限り、つまり、ＣＴ１が０に到達しない限り、ＣＴ２は増大するので、「振幅大」の状態が維持され、図５のステップ１５０に於いて制御ゲインがλlowに設定されることとなる。なお、制御ゲインがλlowに低減されたときには、車輪トルク制御に於ける補償成分の寄与が低減されるので、上記（ａ）〜（ｇ）の値の振動成分の振幅は増大することとなる（ピッチ・バウンス振動が大きくなるが、ブルブル・ゴツゴツ振動が吸収されて車体に伝達されにくくなる。）。従って、車体に発生する振動の起振力となる作用又は外乱が低減又は消滅しなければ、「振幅大」の判定が維持され、制御ゲインがλlowに設定されたままとなる。

他方、車体に発生する振動の起振力となる作用又は外乱が低減又は消滅すると、振動変位ψの絶対値がψｏを下回った状態が継続してＣＴ１が０まで減数することとなる（図６（Ｃ）参照）。そうなると、図６（Ａ）のステップ２３０に於いて肯定判別が為され、ＣＴ１、ＣＴ２が０に設定された後に、振幅大判定の取り消しが為される（ステップ２５０）。これにより、図５のステップ１５０に於いて制御ゲインがλnormalに戻されることとなる。

なお、上記の図５、６の処理に於いて、制御ゲインは、λlowの状態であっても、運動性能の向上が優先される状態が発生したときには、λhighの状態に設定されてもよく、また、運動性能の向上が優先される状態が解消したときには、λhighからλlowに戻されてよい。また、上記の例では、制御ゲインの切換は、三段階であるが、λnormalとλlowとの間のみ（図５のステップ１００〜１３０を省略）又はλnormalとλhighとの間のみ（図５のステップ１４０〜１６０を省略）としてもよい。逆に、制御ゲインは、走行状態に応じて更に多段階に切り替えられるようになっていてもよい。その場合、制御ゲインを０又は負値に設定されるようになっていてもよい。制御ゲインが０のときには、制振制御を中止することに相当する。また、制御ゲインが負値に設定される場合には、サスペンションのダンパの減衰率を更に低減することとを同様の効果が得られる。

重要なことは、本発明の制御手法によれば、制御ゲインの調節又は切換をするだけで、走行状態に応じて優先させる性能が選択的に向上されるように、サスペンションの減衰率の変更に相当する作用効果が得られるということである。

かくして、上記の如く決定された制御ゲインの値が乗算器５２ｅに於いて補償成分決定部の出力に乗算され、
λout・Ｋ・Ｘ
の値が、単位の変換の後、駆動トルク要求値に重畳される。

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

例えば、上記の実施形態に於ける車輪トルク推定値が車輪速から推定されるものであるが、車輪トルク推定値が車輪速から以外のパラメータから推定されるものであってもよい。また、上記の実施形態に於ける制振制御は、運動モデルとしてばね上振動モデルを仮定して最適レギュレータの理論を利用したピッチ・バウンス振動の制振制御であるが、本発明の概念は、車輪トルクを利用するものであれば、ここに紹介されているもの以外の運動モデルを採用したもの或いは最適レギュレータ以外の制御手法により任意の車体振動の制振を行うものにも適用され、そのような場合も本発明の範囲に属する。

ところで、上記に於いて、制御ゲインの増大は、運動性能の向上が優先されるべきときに行われるところ、運動性能の向上が望まれるのは、主として、車両を制動する場合である。従って、車両全体としては、制動力がかけられるべきであるにもかかわらず、制振制御による車輪トルク制御は、車輪トルクが振動的に変化させられ、トルクを駆動方向に増大するので、制御ゲインの増大は、要求される制動とは逆の作用を増大してしまうように思われる。しかしながら、制振制御の補償成分は、車両の加減速力に比して微小であること、及び、時間平均では、０となるので、制御ゲインの増大による駆動方向のトルクの増大が車両の制動に影響を与えることは殆どないということできる。

図１は、本発明による制振制御装置の好ましい実施形態が実現される自動車の模式図を示している。 図２は、図１の電子制御装置の実施形態の内部構成を制御ブロック図の形式で表したものである。駆動トルク要求値決定部５１、制御指令決定部５３には、図示されているもの以外の、例えば、エンジン温度等の種々のパラメータが入力されてよい。 図３Ａは、本発明の好ましい実施形態の制振制御の作動に於いて抑制される車体振動の状態変数を説明する図である。図３Ｂは、本発明の好ましい実施形態の制振制御に於いて仮定される車体振動の力学的運動モデルの一つである「ばね上振動モデル」について説明する図であり、図３Ｃは、本発明の好ましい実施形態に於ける補償成分決定部の構成を制御ブロック図の形式で表した図である。 図４は、車両のサスペンションの状態をモデル化して表した図である。制振制御は、減衰率ｃｆ−λを有するサスペンションのダンパを付加する作用効果を与える。制御ゲインの増減は、減衰率ｃｆ−λの値を増減することに相当する。 図５は、図２の制御ゲイン調節器に於ける制御処理をフローチャートの形式にて表したものである。 図６（Ａ）は、図５のステップ１５０に於いて判定される振動成分の振幅が所定振幅ψｏ以上である状態が一定時間継続しているか否かの決定（振幅大か否かの判定）をする処理をフローチャートの形式にて表したものである。振動成分ψは、本文中の（ａ）〜（ｇ）の値の振動成分のいずれであってもよい。図６（Ｂ）は、振幅大と判定される際の振動変位ψの時間変化を示している。図中、振動変位ψがψｏ又は−ψｏを越えるときは、ＣＴ１は、ＣＴ１ｎに設定される。図６（Ｃ）は、振幅大の判定が取り消される際の振動変位ψの時間変化を示している。

符号の説明

１０…車体
１２ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ…車輪
１４…アクセルペダル
２０…駆動装置
２２…ディーゼルエンジン
２２ａ…燃料装置
３０ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ…車輪速センサ
５０…電子制御装置
５０ａ…駆動制御装置
５０ｂ…制動制御装置

Claims (8)

1. 車両の車輪と路面との接地個所に於いて発生する車輪トルクを制御することにより前記車両のピッチ・バウンス振動を抑制する車両の制振制御装置であって、車体振動の力学的な運動モデルに基づいて予測又は推定されたピッチ・バウンス振動変位を抑制するよう前記車輪トルクを補償するための補償成分を算出する補償成分決定部と、前記補償成分を前記車輪トルクを制御する車輪トルク制御手段へ与える際の前記補償成分の制御ゲインを調節する制御ゲイン調節部とを含み、前記制御ゲイン調節部が、前記補償成分、前記車両の前後方向若しくは上下方向振動又は前記ピッチ・バウンス振動の振動振幅が所定振幅以上となる状態が所定時間に渡って継続したときには、前記補償成分、前記車両の前後方向若しくは上下方向振動又は前記ピッチ・バウンス振動の振動振幅が前記所定振幅より小さいときに比して、前記制御ゲインを低減することを特徴とする装置。
   
2. 請求項１の装置であって、前記車両に車両挙動安定化制御を実行する装置が搭載されており、前記車両挙動安定化制御の実行中に於いては、前記車両挙動安定化制御が実行されていないときに比して、前記制御ゲインが増大されることを特徴とする装置。
3. 請求項１又は２の装置であって、前記車両の前後方向若しくは上下方向振動が前記車両の前後方向加速度、前記車両のアクセル開度、前記車両のサスペンションストローク量及び前記サスペンションの上下方向加速度からなる群から選択される少なくとも一つの値の振動成分であることを特徴とする装置。
4. 請求項２又は請求項２を引用する請求項３の装置であって、前記車両挙動安定化制御がＡＢＳ制御、横滑り防止制御、トラクションコントロール、衝突回避制御からなる群から選択される少なくとも一つであることを特徴とする装置。
5. 請求項１乃至４の装置であって、前記車両の運転者による制動操作量が所定値を超えるときには、前記所定値を超えないときに比して、前記制御ゲインが増大されることを特徴とする装置。
6. 請求項１乃至５の装置であって、前記車両の運転者により前記制御ゲインの大きさを少なくとも二段階のいずれかに設定可能なゲイン切換スイッチが設けられていることを特徴とする装置。
7. 請求項１乃至６の装置であって、前記車両の運転者により設定可能なオン状態とオフ状態とを有する第一のスイッチを有し、該第一のスイッチがオン状態に設定されたときには、前記制御ゲインが前記第一のスイッチがオフ状態である場合に比して低減されることを特徴とする装置。
8. 請求項１乃至７の装置であって、前記車両の運転者により設定可能なオン状態とオフ状態とを有する第二のスイッチを有し、該第二のスイッチがオン状態に設定されたときには、前記制御ゲインが前記第二のスイッチがオフ状態である場合に比して増大されることを特徴とする装置。

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