JP5093490B2 - サスペンション制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、制御ダンパにより自動車などの車両の振動を制御するサスペンション制御装置に関する。

従来のサスペンション制御装置の一例として、当該制御装置に用いられるアクチュエータのモデルを考慮したサスペンション制御装置がある（非特許文献１参照）。
「セミアクティブサスペンションにおけるアクチュエータを考慮した制御系設計法」深尾隆則、鈴木隆文、大須賀公一（第５回計測自動制御学会制御部門大会、2005年5月25日〜27日）

しかしながら、非特許文献１に示されるサスペンション制御装置では、当該制御装置に用いられるアクチュエータ（制御ダンパ）のモデルとして、簡易で実用に供するレベルに達していない一次線形モデルを用いており、そのまま実使用に用いることは困難である。
また、サスペンション制御装置では、これに用いられるアクチュエータ（制御ダンパ）が、一般的に強い非線形性を持ち、時間遅れ要素があるため、必要な力が必要な時に得られるとは限られず、ずれ(誤差)が生じてしまう。このような事態になることを回避することが望まれるものの、従来技術においてはこの対策が施されていないというのが実情であった。

本発明は、上記事情に鑑みてなされたもので、制御ダンパの非線形性及び時間遅れ要素を考慮してモデル設計を行うことにより、振動制御を良好に実行できるサスペンション制御装置を提供することを目的とする。

請求項１記載の発明は、車体と車輪との間に介装され、前記車体と前記車輪との間に制御力を発生することにより車体の振動を抑制するサスペンション制御装置であって、指令信号に応じて前記制御力を発生する制御ダンパと、前記車体の運動を検出する運動検出手段と、検出された車体運動に基づいて目標制御力を算出するフィードバック制御器と、前記検出された車体運動と前記指令信号とに基づいて推定制御力を算出する推定器と、前記制御ダンパの非線形性に基づいて非線形ゲインを算出する非線形ゲイン算出手段と、前記目標制御力と前記推定制御力とに基づき、前記制御力が適正な大きさとなるように、制御ダンパのダイナミクスを補償する前記指令信号を出力する補償器とからなり、前記推定制御力は、非線形ゲインに前記指令信号を乗じ、さらに、制御ダンパのダイナミクス関数を乗じて算出することを特徴とする。

本発明によれば、制御ダンパの非線形性及び時間遅れ要素を考慮してモデル設計を行うことにより、振動制御を良好に実行できる。

以下、本発明の一実施形態に係るサスペンション制御装置を図面に基づいて説明する。
図１は、本発明の一実施形態に係るサスペンション制御装置を模式的に示すブロック図である。図１において、本発明の一実施形態に係るサスペンション制御装置は、車両１の車体（図示省略）の運動（車体運動）に基づいて目標減衰力（目標制御力）を算出するＨ
∞制御器２と、Ｈ∞制御器２が出力する目標減衰力（Ｈ∞制御器出力ｕ_r）の入力を受けて車両１に対して実減衰力Ｆ_dを付与する制御システム３と、を備えている。Ｈ∞制御器２で上述したように目標減衰力の算出に用いる車両１の車体の運動（車体運動）は、車両１に設けられて、車体の上下振動などの運動を検出する上下Ｇセンサなどの運動検出手段（図示省略）から入力を受けるようになっている。本実施形態では、Ｈ∞制御器２がフィードバック制御器を構成している。

制御システム３は、制御ダンパの一例であるセミアクティブダンパ４（セミアクティブサスペンションのダンパ）、補償器の一例である非線形制御器５、及びオブザーバ６を含んでおり、かつ後述するようにセミアクティブダンパ４（以下、適宜、単にダンパ４ともいう。）の非線形動特性（ダイナミクス）を考慮したものになっている。すなわち、制御システム３は、制御上、車体部分(車両１)とダンパ部分（ダンパ４）を分離して考え、車両１の車体部分は線形モデルとし、この車体部分に対しては、線形Ｈ∞制御（Ｈ∞制御器２）を適用し、強い非線形性を有するダンパ部分（ダンパ４）に対しては、非線形制御のひとつであるバックステッピング法（後述する）を適用するように構成されており、セミアクティブダンパ４（制御ダンパ）ひいては車体の振動を制御する。換言すれば、制御システム３は、非線形制御のひとつであるバックステッピング法を適用することにより、ダンパ４の非線形性を考慮した設計を行っている。

このバックステッピング法では、実減衰力Ｆ_dの内の減衰特性可変部（制御力）が、Ｈ∞制御器出力ｕ_rに近づくように指令電流ｉを生成する。そして、この制御手法（バックステッピング法）では、推定減衰力Ｆ_u（推定制御力）とＨ∞制御器出力ｕ_rの誤差を小さくすることで、加速度の過渡特性を改善し、つまりジャーク(加速度の時間変化率)を低減し、ばね上共振以上の高周波数領域の振動低減を図るようにしている。前記オブザーバ６は、ダンパ４の非線形ダイナミクスを考慮して減衰特性可変部に対する推定処理を行い、推定減衰力Ｆ_uを出力する。前記オブザーバ６は、さらに、ダンパ４に備えられる図示しないピストンの速度（ピストン速度）ｖ〔車体及び図示しない車輪間の推定相対速度に相当する。推定ピストン速度ｖともいう。〕を出力する。

次に、図２及び図３に基づいて、セミアクティブダンパ４の非線形ダイナミクスのモデル化について詳述する。
図１に示すセミアクティブダンパ４は、図２のマップに示すように、指令電流ｉとダンパ４のピストン速度ｖに依存する減衰力を発生し、その特性は非線形である。さらに、ピストン速度ｖが０m/s付近では減衰力を発生しないという双線形性も有している。
ダンパ４が発生できる減衰力Ｆ_d（ｖ，ｉ）〔実減衰力に相当し、以下、適宜、実減衰力Ｆ_dともいう。〕は、指令電流ｉとピストン速度ｖに依存する減衰力特性可変部の減衰力Ｆ_u（ｖ，ｉ）と、ピストン速度ｖのみに依存する減衰力特性不変部（＝ソフト時の減衰力特性）の減衰力Ｆｙ（ｖ）の和
Ｆ_d（ｖ，ｉ）＝Ｆ_u（ｖ，ｉ）＋Ｆ_y（ｖ） （１）
で表すことができ〔なお、本実施形態では、推定減衰力Ｆ_uは、減衰力特性可変部の減衰力である。〕、特にＦ_u（ｖ，ｉ）は、
Ｆ_u＝Ｆ_k（ｖ）・ｉ （２）
として、指令電流ｉに関して線形の式で表わすことができる。

Ｆ_u（ｖ，ｉ）について、式（２）で表すことができることから、Ｆ_k（ｖ）を指令電流ｉに関する傾き（以下、適宜、非線形ゲインともいう。）と考える。本実施形態では、傾きＦ_k（ｖ）が非線形の要素に相当する。この実際の減衰力特性から求めた指令電流ｉに対する減衰力の傾きなどを基に、次のようにＦ_k（ｖ）〔正接の逆関数（arc tan関数）。非線形ゲイン算出手段〕を近似する。
Ｆ_k（ｖ）＝（ａ／ｂ）tan^-1（ｂ・ｖ） （３）

図２の実データを基に、ａ、ｂを次式（４）に示すように、

と設定した。ピストン速度毎の指令電流ｉに対する減衰力の傾きを図３に示す。
同図３には、実データの減衰力特性から求めた傾きと式（４）の関数近似により求めた傾きを合わせて示す。

次に、ダンパ４のダイナミクスを補償するために、減衰力特性可変部〔減衰力Ｆ_u（ｖ，ｉ）〕のダイナミクスを1次遅れ系で表現すると、減衰力Ｆ_uは、時定数Ｔを用いて、式（５）のように表される。
Ｆ_u＝Ｆ_k（ｖ）・ｉ／（Ｔｓ＋１） （５）
ただし、１／Ｔｓ＋１は、ダイナミクス関数である。式（５）はラプラス演算子ｓによる周波数領域の式である。図１に示すオブザーバ６による実減衰力Ｆ_dの推定については、図２のマップもしくは、式（５）を用いて、指令電流ｉとピストン速度ｖより算出し、推定減衰力Ｆ_uとして得る。式（５）を時間領域で表現すると、次式（６）に示すようになる。

この式（６）を前記バックステッピング法に用いることにより、ダンパ４の非線形ダイナミクスを考慮することができ、本実施形態では、式（６）を前記バックステッピング法に用いてダンパ４の非線形ダイナミクスを考慮したものにしている。本実施形態では、実験データから、式（５）において、時定数ＴをＴ=0.02とした。
本実施形態は、上述したように推定減衰力Ｆ_uについて減衰力特性可変部〔減衰力Ｆ_u（ｖ，ｉ）〕のダイナミクスを1次遅れ系で表現し、このように得られる推定減衰力Ｆ_uを非線形制御器５が用いて、ダンパ４のダイナミクスを補償するようにしており、制御ダンパの時間遅れ要素を考慮して制御系が構成されている。

ここで、非線形制御器５が採用して指令電流ｉの算出のために用いる前記バックステッピング法について、図４に基づいて説明する。なお、図４では、Ｈ∞制御器２が出力するＨ∞制御器出力ｕ_rを時間微分してＨ∞制御器出力ｕ_rの時間微分値ｕ_r´を得る部分（微分器）については、記載を省略している。
前記減衰力特性可変部の推定減衰力Ｆ_uとＨ∞制御器出力ｕ_rとの誤差をζ=ｕ_r−Ｆ_uと定義する。この誤差ζの定義式のＦ_uに式（６）を代入して、時間微分し、次式（７）に示される誤差時間微分値が得られる。

ここで、ｉを式（８）の通り

と選ぶと、誤差時間微分値は、式（９）の通り

となり、ｔ→∞のとき、ζ→０となり安定化できる。

式（８）及び式（９）において、ｈは正の定数である。定数ｈが小さい場合、誤差の収束時間は遅くなる。しかしながら、定数ｈが大きい場合、指令電流ｉの制限により、発散する可能性がある。定数ｈの選定には、若干の試行錯誤が必要である。式(８)において、ピストン速度が０になると、非線形ゲインＦ_k（ｖ）が０になり、指令電流ｉが発散してしまうので、非線形ゲインＦ_k（ｖ）を算出するためのピストン速度（制御に用いるピストン速度）は所定値以下とならないように修正する。具体的には表形式で示す図１０に示す通りである。本実施形態では、観測ノイズの影響を考慮して、図１０において、ε=0.01m/sとした。

さらに、ピストン速度ｖが原点近傍の不可制御になる特異点に対して対処するために、式(８)の定数ｈを次式（１０）のように速度依存パラメータに変更する。
ｈ（ｖ）＝（ｖ／λ）²＋δ （１０）
ただし、式(１０)では、ピストン速度ｖを図１０に示すようには制限していない。
ここで、λ、δは正の定数である。本実施形態では、シミュレーションによる試行錯誤の末λ=0.01、δ=0.1とした。また、定数ｈは大きすぎないように、ｈ（ｖ）≦１００の制限を設けた。式（１０）は２次関数の形であり、ピストン速度ｖが原点近傍において誤差ζの値を小さくすることで、不可制御となるこの付近では、無理に制御をしないようにしている。

上述したように、本実施形態では、制御システム３が、非線形制御のひとつであるバックステッピング法を適用し、ダンパ４の非線形性を考慮した設計を行い、さらに、減衰力特性可変部〔減衰力Ｆ_u（ｖ，ｉ）〕のダイナミクスを1次遅れ系で表現して得られる減衰力Ｆ_uを非線形制御器５が用いて、ダンパ４のダイナミクスを補償するようにしており、制御ダンパの時間遅れ要素を考慮して構成されている。このため、時間遅れの抑制が図れ、かつ制御ダンパの特性に応じた実用的な制御力調整を行なうことができる。

また、本実施形態によれば、制御ダンパの非線形性とダイナミクスの両方を補償した制御系設計を施しているので、目標減衰力と実減衰力（実際には実減衰力の内の減衰特性可変部）の誤差を低減でき、ひいてはばね上加速度とジャークの両方を低減できる。このようにばね上加速度とジャークの両方を低減できることに伴い、乗心地性能を向上できる。さらに、制御ダンパの応答遅れを補償できるので、応答性の低い安価な制御ダンパを用いても、ばね上加速度とジャークの両方を低減して、乗心地性能を向上できる。

上述したように構成したサスペンション制御装置について、（ア）フルビークルシミュレーション、（イ）４輪加振試験および（ウ）実車走行試験を行い、サスペンション制御装置が採用する非線形性と遅れ要素を考慮した制御手法の有効性を検証した。この検証内容を以下に説明する。
上記検証については、制御対象となる車両として大型セダン車を選び、当該大型セダン車にはばね上上下加速度センサが備えられている場合を例にして行った。ばね上上下加速度センサが検出するばね上上下加速度信号から適応VSS（可変構造システムVariable structure system）オブザーバ（図１オブザーバ６参照）により制御に使用するピストン速度を推定し、推定ピストン速度と指令電流から減衰力を推定して推定減衰力を得、これを非線形制御器（図１非線形制御器５参照）に出力する。

本実施形態の制御則及び比較対象の制御則の条件は、表形式で示す図１１に示すとおりである。すなわち、本実施形態の制御則は、ダンパ４の非線形性とダイナミクスの両方を考慮している制御則である。
前記比較対象としては、ダンパ（図１ダンパ４参照）のダイナミクスのみ考慮している制御則を用いる制御技術Ｂと、ダンパ（図１ダンパ４参照）の非線形性のみ考慮している制御則を用いる制御技術Ｃと、ダンパ（図１ダンパ４参照）の非線形性とダイナミクスのどちらも考慮せず、線形Ｈ∞制御のみを適用した制御則を用いる従来技術Ｄを用いている。なお、Ｈ∞制御器２については、それぞれ同じものを用いている。さらに、前記比較対象には、パッシブサスペンションを搭載した標準車（図８及び図９に「標準」としてデータを示す。）を含んでおり、後述するように本実施形態との比較を行う。

（ア）フルビークルシミュレーション
フルビークルモデルを用いて0.5〜20Hzに周波数帯域を絞ったランダム波加振と、0.3〜4Hzで加振振幅を一定としたログスイープ加振のシミュレーションを行った。
ランダム波加振によるばね上加速度のパワースペクトル密度(PSD)を図５に示す。低周波数領域からばね上共振付近では、本実施形態は従来技術Ｄと同等の制振性能であるが、ばね上共振以上の周波数領域では、本実施形態が従来技術ＤよりもPSDを低減している。
ログスイープ加振による加振周波数毎のばね上ジャークのP-P値（Peak-to-Peak値）を図６に示す。加振周波数の全領域において、本実施形態は従来技術Ｄに比してジャークを低減する結果を得た。

（イ）４輪加振試験
周波数4Hzの実車４輪同位相加振試験による時刻歴応答の結果を図７に示す。図７中(a)は、時間‐ばね上加速度（ばね上上下加速度）特性を示し、(b)は、時間対応で表示したＨ∞制御器出力ｕ_rと実減衰力Ｆ_dとの誤差特性を示している。
図７(a)に示される結果から明らかなように、本実施形態は制御技術Ｂ、Ｃに比べ、応答が滑らかであり、かつ、ばね上加速度を低減できていることがわかる。このように本実施形態が制御技術Ｂ、Ｃに比べ良好な結果を得られる理由は、図７(b)に示される誤差の違いに基づくものである。この誤差が小さければ小さいほど、望ましい減衰力であるＨ∞制御器出力ｕ_r（図1参照）が車両に伝わっていることを意味する。ここで、制御技術Ｃによるばね上加速度が大きく変化している部分、つまりジャークが悪化している時刻では、ばね上加速度の変化と同様に、誤差も大きくなっていることがわかる。このように制御技
術Ｃによれば良好なデータが得られないが、このことは、ダンパのダイナミクスが考慮されていないところに起因していると考えられる。

制御技術Ｂでは、ダンパのダイナミクスが考慮されているので、制御技術Ｃよりも誤差が小さく、ばね上加速度が低減されている。しかしながら、ダンパの非線形性を考慮していない分、本実施形態よりも誤差が大きくなるときがあり、その時刻では、誤差が大きく変化するとともに、ばね上加速度も大きく変化し、ジャークが悪化している。
本実施形態では、ダンパ４の非線形性とダイナミクスの両方を考慮した制御系設計を施しているので、上述した試験結果で明らかなように、制御技術Ｂや制御技術Ｃよりも誤差を小さくでき、Ｈ∞制御器２の能力を発揮させて、ばね上加速度とジャークの両方を低減できることになる。

（ウ）実車走行試験
ばね上共振が励起されるうねり路面を走行したときの時刻歴応答を図８に示す。図８中(a)は、ばね上加速度、(b)は、ばね上ジャークである。本実施形態と制御技術Ｃは標準車（パッシブサスペンション搭載車）に対し、ばね上加速度のP-P値を、同程度に低減できていることがわかる。しかしながら、図８中(a)の一点鎖線Ｆ内では、制御技術Ｃと標準車のばね上加速度が大きく変化している。このときのばね上ジャークは、図８(b)の一点鎖線Ｇ内に示すとおりで、本実施形態は制御技術Ｃに対し、ばね上ジャークのP-P値を半減できている。これらは、実際の乗心地に非常に大きな影響を与えるものであり、本実施形態によれば、制御技術Ｃに比して良好な乗り心地を確保できることが、本試験結果からもわかる。
次に、うねり路と悪路を含む路面を走行したときの、ばね上加速度のPSDを図９に示す。ばね上共振付近では、本実施形態と制御技術Ｃは標準車に対し、同程度にPSDを低減できている。一方、ばね上共振付近以上の高周波数領域では、本実施形態のみが、標準車よりもPSDを低減できており、制御技術Ｃよりも高い制振効果を実現している。

上記実施形態では、フィードバック制御器がＨ∞制御器２である場合を例にしたが、これに代えてスカイフック制御器やＬＱ制御器など、他のフィードバック制御器を用いてもよい。
上記実施形態では、非線形ゲイン算出手段がＦ_k（ｖ）〔正接の逆関数（a tan関数）〕である場合を例にしたが、これに代えて非線形ゲインを含むマップ（即ち、ピストン速度ｖに応じて定まる係数であって、これに指令電流ｉを乗じると推定制御力Ｆ_uが算出できるもの）を用いてもよい。
上記実施形態では、制御ダンパが１次遅れ系であるとしてダイナミクス関数を構成しているが、２次遅れ系などの時間遅れ系であるとして構成してもよい。
上記実施形態では、制御ダンパがセミアクティブダンパ４である場合を例にしたが、これに代えて、アクティブダンパ（電気アクチュエータ、油圧アクチュエータのいずれか）を用いるようにしてもよい。アクティブダンパであっても、推定制御力は、指令信号と前記推定相対速度とに依存する制御力特性可変部（Ｆ_u）と制御力特性不変部（Ｆ_y）との和として表せるので、上記実施形態と同様に扱うことができる。

上記実施形態では、指令信号が指令電流ｉ（電気信号）である場合を例にしたが、これに限らず、光信号など他の信号を用いてもよい。

本発明の一実施形態に係るサスペンション制御装置を模式的に示すブロック図である。 図１のセミアクティブダンパの減衰力特性を示す図である。 図１のセミアクティブダンパのピストン速度毎の指令電流に対する減衰力の傾きを示す図である。 図１の非線形制御器を模式的に示すブロック図である。 フルビークルシミュレーションで得られたランダム波加振時のばね上加速度のパワースペクトル密度(PSD)を示す特性図である。 フルビークルシミュレーションで得られたログスイープ加振時の加振周波数毎のばね上ジャークのP-P値を示す特性図である。 周波数4Hzの実車４輪同位相加振試験における時刻歴応答の結果であり、(a)は、時間‐ばね上上下加速度特性を示し、(b)は、時間対応で表示したＨ∞制御器出力と実減衰力との誤差特性を示す図である。 うねり路面を走行したときの時刻歴応答であり、(a)は、ばね上加速度、(b)は、ばね上ジャークを示す図である。 うねり路と悪路を含む路面を走行したときのばね上加速度のPSD（乗り心地試験結果）を示す図である。 ピストン速度の修正について表形式で示す図である。 本実施形態と比較対象の制御則の条件について表形式で示す図である。

符号の説明

１…車両、２…Ｈ∞制御器（フィードバック制御器）、４…セミアクティブダンパ（制御ダンパ）、５…非線形制御器（補償器）。

Claims (9)

1. 車体と車輪との間に介装され、前記車体と前記車輪との間に制御力を発生することにより車体の振動を抑制するサスペンション制御装置であって、
   指令信号に応じて前記制御力を発生する制御ダンパと、
   前記車体の運動を検出する運動検出手段と、
   検出された車体運動に基づいて目標制御力を算出するフィードバック制御器と、
   前記検出された車体運動と前記指令信号とに基づいて推定制御力を算出する推定器と、
   前記制御ダンパの非線形性に基づいて非線形ゲインを算出する非線形ゲイン算出手段と、
   前記目標制御力と前記推定制御力とに基づき、前記制御力が適正な大きさとなるように、制御ダンパのダイナミクスを補償する前記指令信号を出力する補償器とからなり、
   前記推定制御力は、非線形ゲインに前記指令信号を乗じ、さらに、制御ダンパのダイナミクス関数を乗じて算出することを特徴とするサスペンション制御装置。
2. 請求項１に記載のサスペンション制御装置において、前記推定制御力は、次の式であることを特徴とするサスペンション制御装置。
   Ｆ_u＝Ｆ_k・ｉ／(Ｔｓ＋１)
   （ただし、Ｆ_uは前記推定制御力、Ｆ_kは前記非線形ゲイン、iは前記指令電流、ｓはラプラス演算子、Ｔは前記制御ダンパの時定数である。）
3. 請求項１又は２に記載のサスペンション制御装置において、前記制御ダンパが、前記車体と前記車輪間の相対速度及び前記指令信号に応じてその減衰力特性が調整される減衰力調整式ダンパであり、
   前記推定器を包含するとともに前記検出された車体運動と前記指令信号とに基づいて前記車体と前記車輪との推定相対速度を算出するオブザーバを有していることを特徴とするサスペンション制御装置。
4. 請求項１又は２に記載のサスペンション制御装置において、前記制御ダンパが、電気アクチュエータ、油圧アクチュエータのいずれかであることを特徴とするサスペンション制御装置。
5. 請求項１から４のいずれかに記載のサスペンション制御装置において、前記補償器は、前記目標制御力と前記推定制御力との差を減少させるような前記指令信号を出力する補償器であることを特徴とするサスペンション制御装置。
6. 請求項５に記載のサスペンション制御装置において、前記補償器は、バックステッピング法を用いて前記目標制御力と前記推定制御力との差を減少させるように前記指令信号を出力することを特徴とするサスペンション制御装置。
7. 請求項１から６のいずれかに記載のサスペンション制御装置において、前記補償器は、非線形の要素を含む非線形制御器であることを特徴とするサスペンション制御装置。
8. 車体と車輪との間に介装され、前記車体と前記車輪との間に制御力を発生することにより車体の振動を抑制するサスペンション制御装置であって、
   指令信号に応じてその特性が調整されることにより、該指令信号と前記車体及び前記車輪間の相対速度とに応じて前記制御力を発生する制御ダンパと、
   前記車体の運動を検出する運動検出手段と、
   検出された車体運動に基づいて目標制御力を算出するフィードバック制御器と、
   前記車体と前記車輪との推定相対速度を検出する推定相対速度検出手段と、
   前記推定相対速度と前記指令信号とに基づいて推定制御力を算出する推定器と、
   前記目標制御力と前記推定制御力との誤差を小さくするような前記指令信号を算出する補償器とからなり、
   前記推定器は、前記制御ダンパの前記相対速度に対する非線形性に基づく非線形ゲイン部と時間遅れ部とからなることを特徴とするサスペンション制御装置。
9. 請求項８に記載のサスペンション制御装置において、前記補償器は、前記推定相対速度と、前記目標減衰力と、前記目標減衰力の時間微分値と、前記推定減衰力とに基づいて前記指令信号を算出することを特徴とするサスペンション制御装置。

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