JP5929584B2 - Vehicle system vibration control device - Google Patents

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Description

本発明は、走行中、推定した車体のばね上挙動を駆動トルクの補正制御により抑制する車体制振制御装置に関する。   The present invention relates to a vehicle system vibration control device that suppresses an estimated sprung behavior of a vehicle body during driving by correction control of driving torque.

従来、駆動トルクと車輪速を入力し、これらの微分値により車体振動を推定し、駆動トルクを制御して車体振動を抑制するようにした車両の駆動力制御装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。   2. Description of the Related Art Conventionally, a driving force control device for a vehicle is known in which driving torque and wheel speed are input, vehicle vibration is estimated from these differential values, and driving torque is controlled to suppress vehicle vibration (for example, Patent Document 1).

特開２００９−２４７１５７号公報JP 2009-247157 A

しかしながら、従来の駆動力制御装置にあっては、トルク変動入力による車体振動は制振制御対象に含むものの、外乱によるばね上挙動を制御対象に含まないため、タイヤに外乱が入力する走行シーンにおいて、車体振動の抑制効果を期待できない、という問題があった。   However, in the conventional driving force control device, although the vehicle body vibration due to the torque fluctuation input is included in the vibration suppression control object, the sprung behavior due to the disturbance is not included in the control object. There was a problem that the effect of suppressing vehicle body vibration could not be expected.

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、サスペンションが変位する外乱入力走行シーンにおいて、路面勾配によらず車輪速変動に基づいて算出する路面からの上下力推定精度を確保する車体制振制御装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made paying attention to the above problems, and in a disturbance input traveling scene in which the suspension is displaced, a vehicle system that ensures the vertical force estimation accuracy from the road surface calculated based on the wheel speed fluctuation regardless of the road surface gradient. An object is to provide a vibration control device.

上記目的を達成するため、本発明の車体制振制御装置は、走行中に取得される車両からのセンシング情報を車輪入力に変換する入力変換部に、サスペンション・ジオメトリに基づくタイヤ変位特性を用い、車輪速センサからの車輪速変動に基づいて、路面からタイヤに加わる上下力を算出する上下力算出部を有する。
そして、上下力算出部に、車両が走行する路面勾配に応じて車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行う車輪速変動補正部を設けた。
ここで、「サスペンション・ジオメトリ」とは、車両の各輪を車体に支持するサスペンションの動きを決めるため設計されたアーム長さや取り付け位置などの幾何学的な形状や相対位置のことをいい、略称表記を「サスジオ」という。 In order to achieve the above object, the vehicle system vibration control device of the present invention uses tire displacement characteristics based on suspension geometry in an input conversion unit that converts sensing information from a vehicle acquired during traveling into wheel input, Based on wheel speed fluctuations from the wheel speed sensor, there is a vertical force calculator that calculates vertical force applied to the tire from the road surface.
And the wheel speed fluctuation | variation correction part which performs correction | amendment which removes the noise contained in wheel speed fluctuation | variation according to the road surface gradient which a vehicle drive | works was provided in the vertical force calculation part.
Here, “suspension geometry” refers to the geometric shape and relative position, such as the arm length and mounting position, designed to determine the movement of the suspension that supports each wheel of the vehicle on the vehicle body. The notation is called "sususio".

車輪速変動に基づいてタイヤに加わる上下力を算出する場合、平坦路を基準としてタイヤ変位特性の傾き係数であるサスジオ係数を決めている。一方、サスペンション・ジオメトリに基づくタイヤ変位特性は、サスペンション変位によってサスジオ係数が変化する非線形特性を示す。このため、上り勾配路や下り勾配路を走行すると、車輪速変動に基づいて算出される路面からタイヤに加わる上下力の推定精度が低下する。
これに対し、サスペンション変位によってサスジオ係数が変化すると共に、サスジオ係数が大きい方が、サスジオ係数が小さいときに比べ、車輪速センサからの車輪速信号にノイズが乗りやすいと知見した。この知見に基づき、車両が走行する路面勾配に応じて車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行うようにした。したがって、路面勾配によらず、路面からタイヤに加わる上下力の推定精度が確保される。
このように、路面勾配に応じて車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行うことで、サスペンションが変位する外乱入力走行シーンにおいて、路面勾配によらず車輪速変動に基づいて算出する路面からの上下力推定精度を確保することができる。 When calculating the vertical force applied to the tire based on the wheel speed fluctuation, the suspension coefficient, which is the slope coefficient of the tire displacement characteristic, is determined with reference to a flat road. On the other hand, the tire displacement characteristic based on the suspension geometry shows a non-linear characteristic in which the suspension ratio changes depending on the suspension displacement. For this reason, when the vehicle travels on an uphill or downhill road, the estimation accuracy of the vertical force applied to the tire from the road surface calculated based on the wheel speed fluctuation is reduced.
On the other hand, it has been found that the suspension speed changes due to suspension displacement, and that the higher the suspension ratio, the easier it is to get noise on the wheel speed signal from the wheel speed sensor than when the suspension ratio is small. Based on this knowledge, correction for removing noise included in wheel speed fluctuations is performed in accordance with the road surface gradient on which the vehicle travels. Therefore, the estimation accuracy of the vertical force applied to the tire from the road surface is ensured regardless of the road surface gradient.
In this way, by performing correction to remove the noise included in the wheel speed fluctuation according to the road surface gradient, in the disturbance input traveling scene in which the suspension is displaced, from the road surface calculated based on the wheel speed variation regardless of the road surface gradient. The vertical force estimation accuracy can be ensured.

実施例１の車体制振制御装置が適用されたエンジン車を示す全体システム構成図である。1 is an overall system configuration diagram showing an engine vehicle to which a vehicle system vibration control device of Embodiment 1 is applied. 実施例１のエンジン車システムにおけるエンジンコントロールモジュール内の制御プログラム構成を示す制御ブロック図である。It is a control block diagram which shows the control program structure in the engine control module in the engine vehicle system of Example 1. FIG. 実施例１のエンジンコントロールモジュール内の車体制振制御装置を示す制御ブロック図である。It is a control block diagram which shows the vehicle system vibration control apparatus in the engine control module of Example 1. 実施例１のサスストローク算出部での説明においてサスペンションがストロークする際にタイヤが前後方向に変位することを示す模式図である。FIG. 6 is a schematic diagram showing that the tire is displaced in the front-rear direction when the suspension strokes in the description of the suspension stroke calculation unit of the first embodiment. 実施例１の入力変換部に有するサスストローク算出部でのサスペンション・ジオメトリに基づくホイールセンターの前後及び上下方向変位の関係特性の一例を示す前輪タイヤ変位非線形特性図である。It is a front-wheel tire displacement nonlinear characteristic figure which shows an example of the relationship characteristic of the front-back and up-down direction displacement of a wheel center based on the suspension geometry in the suspension stroke calculation part which has in the input conversion part of Example 1. FIG. 実施例１の入力変換部に有するサスストローク算出部でのサスペンション・ジオメトリに基づくホイールセンターの前後及び上下方向変位の関係特性の一例を示す後輪タイヤ変位非線形特性図である。It is a rear-wheel tire displacement nonlinear characteristic figure which shows an example of the relational characteristic of the front-back and up-down direction displacement of a wheel center based on the suspension geometry in the suspension stroke calculation part which has in the input conversion part of Example 1. FIG. 実施例１の車体振動推定部に有する車両モデルを図式化したものを示す車両モデル図である。It is a vehicle model figure which shows what represented the vehicle model which has in the vehicle body vibration estimation part of Example 1 graphically. 実施例１のトルク指令値算出部に有する第１〜第３レギュレータ部と第１〜第３チューニングゲイン設定部と加算器の構成を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the structure of the 1st-3rd regulator part which has in the torque command value calculation part of Example 1, the 1st-3rd tuning gain setting part, and an adder. 実施例１のトルク指令値算出部に有する第１〜第３レギュレータ部に設定された各レギュレータゲインが発揮する機能を示すゲイン機能説明図である。It is a gain function explanatory drawing which shows the function which each regulator gain set to the 1st-3rd regulator part which has in the torque command value calculation part of Example 1 exhibits. 実施例１のエンジンコントロールモジュールにおいて実行される車体制振制御全体処理の流れを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the flow of the vehicle system vibration control whole process performed in the engine control module of Example 1. FIG. 実施例１の入力変換部に有する車輪速変動補正による前後輪上下力の算出構成を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the calculation structure of the front-rear wheel vertical force by the wheel speed fluctuation | variation correction | amendment which the input conversion part of Example 1 has. 図１０の車体制振制御全体処理のうちステップＳ３での勾配推定処理を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the gradient estimation process in step S3 among the vehicle system vibration control whole processes of FIG. 図１０の車体制振制御全体処理のうちステップＳ４での走行状態検出処理を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the driving | running | working state detection process in step S4 among the vehicle system vibration control whole processes of FIG. 図１０の車体制振制御全体処理のうちステップＳ５でのサスジオノイズ閾値算出処理を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the suspension noise threshold value calculation process in step S5 among the whole vehicle structure vibration control processes of FIG. 図１０の車体制振制御全体処理のうちステップＳ６での車輪速変動判定ゲイン設定処理（処理Ａ）を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the wheel speed fluctuation | variation determination gain setting process (process A) in step S6 among the vehicle system vibration control whole processes of FIG. 図１０の車体制振制御全体処理のうちステップＳ７での車輪速変動補正処理（処理Ｂ）を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the wheel speed fluctuation | variation correction process (process B) in step S7 among the whole vehicle system vibration control processes of FIG. 図１０の車体制振制御全体処理のうちステップＳ８での上下力算出処理（処理Ｃ）を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the up-and-down force calculation process (process C) in step S8 among the whole vehicle structure vibration control processes of FIG. 車体制振制御の基本作用の説明図であり、走行状況(a)、車軸トルク特性のタイムチャート(b)、ピッチ角速度特性のタイムチャート(c)を示す。It is explanatory drawing of the basic effect | action of vehicle structure vibration control, and shows the driving condition (a), the time chart (b) of an axle torque characteristic, and the time chart (c) of a pitch angular velocity characteristic. 実施例１の車体制振制御で狙っている効果である「操舵応答の向上」と「荷重変動の抑制」と「ロール速度の抑制」の基本原理を示す原理説明図である。It is a principle explanatory view showing basic principles of “improvement of steering response”, “suppression of load fluctuation”, and “suppression of roll speed”, which are the effects aimed at the vehicle system vibration control of the first embodiment. 実施例１の車体制振制御のロジック詳細を示すロジック構成図である。It is a logic block diagram which shows the logic detail of the vehicle structure vibration control of Example 1. FIG. 実施例１の車体制振制御装置を搭載した車両で操舵時に実現される効果をあらわすピッチレイト（制御なし）・操舵入力・制御指令値（＝駆動トルク指令値）・ピッチレイト（制御後）・ヨーレイト（制御後）・ロールレイト（制御後）の対比特性を示すタイムチャートである。Pitch rate (no control), steering input, control command value (= drive torque command value), pitch rate (after control) representing the effect realized during steering in a vehicle equipped with the vehicle system vibration control device of the first embodiment. It is a time chart which shows the contrast characteristic of a yaw rate (after control) and a roll rate (after control). 平坦路走行時と下り坂走行時と上り坂走行時とでの前輪と後輪のそれぞれのタイヤ変位特性（非線形特性）の変化状況を示す特性変化説明図である。It is a characteristic change explanatory view showing the change situation of the tire displacement characteristic (nonlinear characteristic) of each of the front wheel and the rear wheel during flat road running, downhill running and uphill running. 実施例１の車体制振制御装置を搭載した車両で路面外乱（路面凹凸など）を通過するとき、処理Ａにおける車輪速から算出した車輪速変動・閾値判定・車輪速変動判定ゲインの設定の各特性、処理Ｂにおける上下力推定に使用する車輪速変動の特性、処理Ｃにおける車輪速変動から推定した上下力・車輪速から算出した指令トルクの各特性を示すタイムチャートある。When a vehicle equipped with the vehicle system vibration control device of the first embodiment passes a road surface disturbance (road surface unevenness, etc.), each of wheel speed fluctuation / threshold judgment / wheel speed fluctuation judgment gain setting calculated from the wheel speed in process A 4 is a time chart showing characteristics, characteristics of wheel speed fluctuation used for vertical force estimation in process B, and command torque characteristics calculated from vertical force and wheel speed estimated from wheel speed fluctuation in process C.

以下、本発明の車体制振制御装置を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１に基づいて説明する。   Hereinafter, the best mode for realizing a vehicle system vibration control device of the present invention will be described based on Example 1 shown in the drawings.

まず、構成を説明する。
実施例１の車体制振制御装置における構成を、［全体システム構成］、［エンジンコントロールモジュールの内部構成］、［入力変換部構成］、［車体振動推定部構成］、［トルク指令値算出部構成］、［車体制振制御の全体処理構成］、［車輪速変動補正による上下力算出構成］に分けて説明する。 First, the configuration will be described.
The configuration of the vehicle system vibration control device of the first embodiment includes the following: [Overall system configuration], [Internal configuration of engine control module], [Input conversion unit configuration], [Body vibration estimation unit configuration], [Torque command value calculation unit configuration] ], [Overall processing configuration of vehicle system vibration control], and [Up / down force calculation configuration by wheel speed fluctuation correction].

［全体システム構成］
図１は、実施例１の車体制振制御装置が適用されたエンジン車を示す全体システム構成図である。以下、図１に基づき、全体システム構成を説明する。
ここで、「車体制振制御」とは、車載アクチュエータ(実施例１では「エンジン106」)による駆動トルクを車体の振動に合わせて適切に制御することにより、車体振動を抑制する機能を持つ制御をいう。実施例１の車体制振制御においては、操舵時のヨー応答向上効果、操舵時のリニアリティ向上効果、ロール挙動の抑制効果も併せて得られる。 [Overall system configuration]
FIG. 1 is an overall system configuration diagram illustrating an engine vehicle to which the vehicle system vibration control device of the first embodiment is applied. The overall system configuration will be described below with reference to FIG.
Here, “vehicle system vibration control” is a control having a function of suppressing vehicle body vibration by appropriately controlling the drive torque by the on-vehicle actuator (“engine 106” in the first embodiment) in accordance with the vibration of the vehicle body. Say. In the vehicle system vibration control of the first embodiment, the effect of improving the yaw response at the time of steering, the effect of improving the linearity at the time of steering, and the effect of suppressing the roll behavior are also obtained.

実施例１の車体制振制御装置が適用されたエンジン車は、図１に示すように、マニュアル変速による後輪駆動車であり、エンジンコントロールモジュール(ECM)101と、エンジン106と、を備えている。   As shown in FIG. 1, the engine vehicle to which the vehicle system vibration control device of the first embodiment is applied is a rear wheel drive vehicle by manual shift, and includes an engine control module (ECM) 101 and an engine 106. Yes.

前記エンジンコントロールモジュール101（以下、「ECM101」という。）は、エンジン106の駆動トルク制御を行う。このECM101には、左右前輪102FR,102FL（従動輪）と左右後輪102RR,102RL（駆動輪）に接続された車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの信号と、ステアリングホイール110に接続された操舵角センサ111からの信号と、が入力される。さらに、ブレーキペダルへのドライバ操作量を検出するブレーキストロークセンサ104からの信号と、アクセルペダルへのドライバ操作量を検出するアクセル開度センサ105からの信号と、が入力される。これらの入力信号に応じてエンジン106を駆動するトルク指令値を算出し、トルク指令値をエンジン106へ送る。   The engine control module 101 (hereinafter referred to as “ECM101”) performs drive torque control of the engine 106. This ECM101 is connected to the steering wheel 110 and signals from wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, 103RL connected to the left and right front wheels 102FR, 102FL (driven wheel) and the left and right rear wheels 102RR, 102RL (drive wheel). A signal from the steering angle sensor 111 is input. Further, a signal from the brake stroke sensor 104 that detects the driver operation amount to the brake pedal and a signal from the accelerator opening sensor 105 that detects the driver operation amount to the accelerator pedal are input. A torque command value for driving the engine 106 is calculated according to these input signals, and the torque command value is sent to the engine 106.

前記エンジン106は、ECM101からのトルク指令値に応じた駆動トルクを発生し、発生した駆動トルクは、MT変速機107でドライバのシフト操作に応じて増減速される。MT変速機107で変速された駆動トルクは、シャフト108及びディファレンシャルギア109でさらに変速され、左右後輪102RR,102RLへと伝達され、車両を駆動する。   The engine 106 generates a drive torque according to the torque command value from the ECM 101, and the generated drive torque is increased / decreased by the MT transmission 107 according to the shift operation of the driver. The drive torque changed by the MT transmission 107 is further changed by the shaft 108 and the differential gear 109 and transmitted to the left and right rear wheels 102RR and 102RL to drive the vehicle.

［エンジンコントロールモジュールの内部構成］
車体制振制御装置は、ECM101内に制御プログラムの形で構成されていて、ECM101内部の制御プログラムをあらわすブロック構成を図２に示す。以下、図２に基づき、ECM101の内部構成を説明する。 [Internal configuration of engine control module]
The vehicle structure vibration control device is configured in the form of a control program in the ECM 101, and FIG. 2 shows a block configuration representing the control program in the ECM 101. Hereinafter, the internal configuration of the ECM 101 will be described with reference to FIG.

前記ECM1101は、図２に示すように、ドライバ要求トルク演算部201と、トルク指令値演算部202と、車体制振制御装置203と、を備えている。   As shown in FIG. 2, the ECM 1101 includes a driver request torque calculation unit 201, a torque command value calculation unit 202, and a vehicle system vibration control device 203.

前記ドライバ要求トルク演算部201は、ブレーキストロークセンサ104からのドライバによるブレーキ操作量情報と、アクセル開度センサ105からのドライバによるアクセル操作量情報を入力し、ドライバ要求トルクを演算する。   The driver request torque calculation unit 201 inputs the brake operation amount information by the driver from the brake stroke sensor 104 and the accelerator operation amount information by the driver from the accelerator opening sensor 105, and calculates the driver request torque.

前記トルク指令値演算部202は、ドライバ要求トルク演算部201からのドライバ要求トルクに車体制振制御装置203からの補正トルク値を加算したトルク指令値と、車載の他システム（例えば、VDCやTCS等）からのトルク要求を入力する。そして、これらの入力情報に基づき、エンジン106への駆動トルク指令値を算出する。   The torque command value calculation unit 202 includes a torque command value obtained by adding the correction torque value from the vehicle system vibration control device 203 to the driver request torque from the driver request torque calculation unit 201, and other in-vehicle systems (for example, VDC and TCS). Etc.) is input. Based on the input information, a drive torque command value for the engine 106 is calculated.

前記車体制振制御装置203は、入力変換部204と、車体振動推定部205と、トルク指令値算出部206と、の３部構成となっている。前記入力変換部204は、走行中に取得される車両からのセンシング情報を車輪入力に変換する。前記車体振動推定部205は、入力変換部204からの各車輪入力と車両モデルを用いて車体のばね上挙動を推定する。前記トルク指令値算出部206は、車体振動推定部205により推定された車体のばね上挙動状態量（バウンス速度、バウンス量、ピッチ速度、ピッチ角度）に基づき、車体のばね上挙動を抑制するように補正トルク値を算出する。   The vehicle system vibration control device 203 has a three-part configuration including an input conversion unit 204, a vehicle body vibration estimation unit 205, and a torque command value calculation unit 206. The input conversion unit 204 converts sensing information from the vehicle acquired during traveling into wheel input. The vehicle body vibration estimation unit 205 estimates the sprung behavior of the vehicle body using each wheel input from the input conversion unit 204 and the vehicle model. The torque command value calculation unit 206 suppresses the sprung behavior of the vehicle body based on the sprung behavior state quantity (bounce speed, bounce amount, pitch speed, pitch angle) of the vehicle body estimated by the vehicle body vibration estimation unit 205. The correction torque value is calculated.

［入力変換部構成］
図３〜図６に基づき、３部構成の車体制振制御装置203のうち、入力変換部204の構成を説明する。 [Input converter configuration]
Based on FIGS. 3-6, the structure of the input conversion part 204 is demonstrated among the vehicle structure vibration control apparatuses 203 of 3 parts structure.

前記入力変換部204は、車両からのセンシング情報を、後段の車体振動推定部205で用いる車両モデル307への入力形式（具体的には、タイヤに加わるトルクまたは力の次元）に変換する。この入力変換部204は、図３に示すように、駆動トルク変換部301と、車輪速変動判定ゲイン設定部302と、車輪速変動補正部303と、上下力算出部304と、旋回挙動推定部305と、旋回抵抗力算出部306と、を有する。そして、入力変換部204では、車体振動推定部205への入力として、駆動軸端トルクＴwと、前輪上下力Ｆf及び後輪上下力Ｆrと、前輪旋回抵抗力Ｆcf及び後輪旋回抵抗力Ｆcrと、を算出する。   The input conversion unit 204 converts sensing information from the vehicle into an input format (specifically, a dimension of torque or force applied to the tire) to the vehicle model 307 used in the subsequent vehicle body vibration estimation unit 205. As shown in FIG. 3, the input conversion unit 204 includes a drive torque conversion unit 301, a wheel speed variation determination gain setting unit 302, a wheel speed variation correction unit 303, a vertical force calculation unit 304, and a turning behavior estimation unit. 305 and a turning resistance calculating unit 306. In the input conversion unit 204, as input to the vehicle body vibration estimation unit 205, the drive shaft end torque Tw, the front wheel vertical force Ff and the rear wheel vertical force Fr, the front wheel turning resistance force Fcf, and the rear wheel turning resistance force Fcr , Is calculated.

〈駆動軸端トルクＴwの算出構成〉
前記駆動トルク変換部301では、ドライバ要求トルク演算部201からのドライバ要求トルクにギア比を積算してエンジン端トルクから駆動軸端トルクＴwに変換する。ここで、ギア比は、車輪速(駆動輪の左右平均回転数)とエンジン回転数の比より算出する。このギア比は、MT変速機107とディファレンシャルギア109を合わせた総ギア比となる。 <Calculation configuration of drive shaft end torque Tw>
The drive torque converter 301 adds the gear ratio to the driver request torque from the driver request torque calculator 201 and converts the engine end torque to the drive shaft end torque Tw. Here, the gear ratio is calculated from the ratio of the wheel speed (the average left and right rotational speed of the drive wheel) and the engine rotational speed. This gear ratio is the total gear ratio of the MT transmission 107 and the differential gear 109.

〈前後輪上下力Ｆf，Ｆrの算出構成〉
前記車輪速変動判定ゲイン設定部302では、車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速変動がサスジオノイズ閾値±αより大きいか否かを判定し、その閾値判定結果を閾値判定ゲインとして設定する。サスジオノイズ閾値±αは、勾配推定値SLPにより閾値絶対値｜α｜が設定される。車輪速変動がサスジオノイズ閾値±αより大きいと判定されると閾値判定ゲインが１とされ、車輪速変動がサスジオノイズ閾値±α以下であると判定されると閾値判定ゲインが０とされる。また、閾値判定には、一定の遅れ時間が持たせられる。 <Configuration for calculating front and rear wheel vertical forces Ff and Fr>
The wheel speed fluctuation determination gain setting unit 302 determines whether or not the wheel speed fluctuation from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, and 103RL is larger than the suspension noise threshold value ± α, and sets the threshold determination result as a threshold determination gain. To do. As the suspension noise threshold value ± α, a threshold absolute value | α | is set by the gradient estimated value SLP. When it is determined that the wheel speed variation is greater than the suspension noise threshold value ± α, the threshold determination gain is set to 1. When the wheel speed variation is determined to be less than or equal to the suspension noise threshold value ± α, the threshold determination gain is set to 0. The threshold determination is given a certain delay time.

前記車輪速変動補正部303では、車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからのセンサ信号による車輪速変動と、車輪速変動判定ゲイン設定部302からの閾値判定ゲインと、を掛け合わせることで、車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行う。具体的には、閾値判定ゲインが０のとき、車輪速変動をゼロとするノイズ除去を行う。   In the wheel speed fluctuation correction unit 303, by multiplying the wheel speed fluctuation by the sensor signal from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, 103RL and the threshold judgment gain from the wheel speed fluctuation judgment gain setting section 302, Perform correction to remove noise included in wheel speed fluctuation. Specifically, when the threshold determination gain is 0, noise removal is performed with zero wheel speed fluctuation.

前記上下力算出部304では、車輪速変動補正部303からのノイズが除去された車輪速情報に基づいて、路面からタイヤに加わる前輪上下力Ｆfと後輪上下力Ｆr上下力を算出する。具体的には、車輪速情報に基づいて、サスペンションストローク速度とサスペンションストローク量を算出し、この算出値にばね係数と減衰係数をそれぞれ積算し、その和をとることで、前輪上下力Ｆfと後輪上下力Ｆrを算出する。ここで、サスペンションストローク速度及びサスペンションストローク量の算出について、下記に説明する。   The vertical force calculation unit 304 calculates the front wheel vertical force Ff and the rear wheel vertical force Fr vertical force applied to the tire from the road surface based on the wheel speed information from which the noise from the wheel speed fluctuation correction unit 303 is removed. Specifically, the suspension stroke speed and the suspension stroke amount are calculated based on the wheel speed information, the spring coefficient and the damping coefficient are added to the calculated values, and the sum is taken to obtain the front wheel vertical force Ff and the rear wheel force. The wheel vertical force Fr is calculated. Here, the calculation of the suspension stroke speed and the suspension stroke amount will be described below.

サスペンションがストロークする際には、図４に示すように、タイヤは上下方向の変位に加えて前後方向にも変位を持ち、この関係性は、車種毎のサスペンション・ジオメトリによって決まる。これを図示したものが図５及び図６であり、非線形の特性を示す。この関係性を、図５及び図６の点線特性に示すように、原点位置（平坦路位置）にて線形近似したタイヤ変位線形特性とし、前後変位に対する上下変位の傾き係数であるサスジオ係数を、前輪と後輪でそれぞれＫgeoF,ＫgeoRとする。このとき、前後輪の上下変位Ｚf,Ｚrは、タイヤの前後位置ｘtf,ｘtrに対して次式の関係となる。
Ｚf＝ＫgeoF・ｘtf …(1)
Ｚr＝ＫgeoR・ｘtr …(2)
ここで、タイヤの前後位置ｘtf,ｘtrは、車輪速変動をあらわす車輪速微分値により推定される。例えば、路面外乱である凹凸路の走行時において、タイヤが凸部へ乗り上げると車輪速が減速し、タイヤは車体に対し車両後方向に変位する。一方、タイヤが凸部へ乗り超えると車輪速が加速し、タイヤは車体に対し車両前方向に変位する。よって、車輪速微分値の正負によりタイヤの加減速を判別すると、車輪速微分値の絶対値の大きさによりタイヤの前後位置ｘtf,ｘtrを推定できる。
よって、サスジオ係数ＫgeoF,ＫgeoRとタイヤの前後位置ｘtf,ｘtrが決まると、両者を掛け合わせる上記(1),(2)式により、前後輪の上下変位Ｚf,Ｚrが求められる。
そして、上記(1),(2)式を時間微分すると、タイヤの前後速度とタイヤの上下速度の式となるため、この関係を用いてサスペンションストローク速度とサスペンションストローク量が算出される。 When the suspension strokes, as shown in FIG. 4, the tire has a longitudinal displacement in addition to the vertical displacement, and this relationship is determined by the suspension geometry for each vehicle type. This is illustrated in FIG. 5 and FIG. 6, which show nonlinear characteristics. As shown in the dotted line characteristics of FIG. 5 and FIG. 6, this relationship is a tire displacement linear characteristic linearly approximated at the origin position (flat road position), and the Susgio coefficient, which is the slope coefficient of the vertical displacement with respect to the longitudinal displacement, Let KgeoF and KgeoR be the front and rear wheels, respectively. At this time, the vertical displacements Zf and Zr of the front and rear wheels have the following relationship with respect to the front and rear positions xtf and xtr of the tire.
Zf = KgeoF · xtf (1)
Zr = KgeoR xtr (2)
Here, the front and rear positions xtf and xtr of the tire are estimated from wheel speed differential values representing wheel speed fluctuations. For example, when traveling on an uneven road, which is a road surface disturbance, when the tire rides on a convex portion, the wheel speed is reduced and the tire is displaced in the vehicle rearward direction with respect to the vehicle body. On the other hand, when the tire gets over the convex portion, the wheel speed is accelerated, and the tire is displaced in the vehicle front direction with respect to the vehicle body. Therefore, if the acceleration / deceleration of the tire is determined based on whether the wheel speed differential value is positive or negative, the front and rear positions xtf and xtr of the tire can be estimated based on the absolute value of the wheel speed differential value.
Therefore, when the suspension geo coefficients KgeoF, KgeoR and the front and rear positions xtf, xtr of the tire are determined, the vertical displacements Zf, Zr of the front and rear wheels are obtained by the above formulas (1), (2) that multiply them.
When the above equations (1) and (2) are differentiated with respect to time, the tire longitudinal velocity and the tire vertical velocity are obtained, and the suspension stroke speed and the suspension stroke amount are calculated using this relationship.

なお、この上下力算出部304では、車輪速変動判定ゲイン設定部302により設定された閾値判定ゲインを入力し、閾値判定ゲインの前回値が０で、閾値判定ゲインの今回値が１であるとき、上下力算出値の中間値がリセットされる。   In this vertical force calculation unit 304, when the threshold determination gain set by the wheel speed fluctuation determination gain setting unit 302 is input, the previous value of the threshold determination gain is 0, and the current value of the threshold determination gain is 1. The intermediate value of the vertical force calculation value is reset.

〈前後輪旋回抵抗力Ｆcf，Ｆcrの算出構成〉
前記旋回挙動推定部305では、従動輪102FR,102FLの車輪速度平均値による車体速度Ｖと、操舵角センサ111からの操舵角を入力し、操舵角によりタイヤ転舵角δを算出し、周知の線形２輪モデルの式を用いて、ヨーレイトγと車体スリップ角βvを算出する。 <Calculation configuration of front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr>
In the turning behavior estimation unit 305, the vehicle body speed V based on the average wheel speed of the driven wheels 102FR and 102FL and the steering angle from the steering angle sensor 111 are input, and the tire turning angle δ is calculated from the steering angle. The yaw rate γ and the vehicle body slip angle βv are calculated using the equation of the linear two-wheel model.

前記旋回抵抗力算出部306では、旋回挙動推定部305からヨーレイトγと車体スリップ角βv及びタイヤ転舵角δを入力し、ドライバ操舵による前輪旋回抵抗力Ｆcfと後輪旋回抵抗力Ｆcrを演算する。すなわち、ヨーレイトγと車体スリップ角βv及びタイヤ転舵角δに基づき、下記の式を用いて、タイヤ横滑り角である前後輪のタイヤスリップ角βf,βrを算出する。
前輪タイヤスリップ角βfと後輪タイヤスリップ角βrは、
βf＝βv＋lf・γ/Ｖ−δ
βr＝βv−lr・γ/Ｖ
の式により計算される。但し、lf及びlrは、車体重心から前後車軸までの距離である。
そして、前後輪のタイヤスリップ角βf,βrと前後輪のコーナリングパワーＣpf,Ｃprの積により、前後輪のタイヤ横力Ｆyf,Ｆyrを算出する。さらに、前後輪のタイヤスリップ角βf,βrと前後輪のタイヤ横力Ｆyf,Ｆyrの積により、前輪旋回抵抗力Ｆcfと後輪旋回抵抗力Ｆcrを算出する。 The turning resistance calculation unit 306 inputs the yaw rate γ, the vehicle body slip angle βv, and the tire turning angle δ from the turning behavior estimation unit 305, and calculates a front wheel turning resistance force Fcf and a rear wheel turning resistance force Fcr by driver steering. . That is, based on the yaw rate γ, the vehicle body slip angle βv, and the tire turning angle δ, the tire slip angles βf and βr of the front and rear wheels, which are tire side slip angles, are calculated using the following equations.
The front tire slip angle βf and the rear tire slip angle βr are
βf = βv + lf ・ γ / V-δ
βr = βv−lr ・ γ / V
It is calculated by the following formula. Here, lf and lr are distances from the center of gravity of the vehicle body to the front and rear axles.
Then, the tire lateral forces Fyf and Fyr of the front and rear wheels are calculated from the product of the tire slip angles βf and βr of the front and rear wheels and the cornering powers Cpf and Cpr of the front and rear wheels. Further, the front wheel turning resistance force Fcf and the rear wheel turning resistance force Fcr are calculated from the product of the tire slip angles βf and βr of the front and rear wheels and the tire lateral forces Fyf and Fyr of the front and rear wheels.

［車体振動推定部構成］
図３及び図７に基づき、３部構成の車体制振制御装置203のうち、車体振動推定部205の構成を説明する。 [Body vibration estimation unit configuration]
Based on FIGS. 3 and 7, the configuration of the vehicle body vibration estimation unit 205 in the three-part vehicle vibration control device 203 will be described.

前記車体振動推定部205は、図７に示すように、車両モデル307（「振動モデル」ともいう。）を有する。この車両モデル307は、本システムが搭載される実車（車体、前輪サスペンション、後輪サスペンション等）をモデル化して得られる車体上下振動の運動方程式と車体ピッチング振動の運動方程式によりあらわしている。そして、入力変換部204で算出した「駆動軸端トルクＴw」、「前後輪上下力Ｆf,Ｆr」、「前後輪旋回抵抗力Ｆcf,Ｆcr」を車両モデル307に入力する。これにより、車体のばね上挙動状態量（バウンス速度・バウンス量・ピッチ速度・ピッチ角度）の車両モデル307による推定値を算出する。   The vehicle body vibration estimation unit 205 includes a vehicle model 307 (also referred to as “vibration model”), as shown in FIG. The vehicle model 307 is represented by a motion equation of vehicle body vertical vibration and a motion equation of vehicle body pitching vibration obtained by modeling an actual vehicle (vehicle body, front wheel suspension, rear wheel suspension, etc.) on which this system is mounted. Then, the “drive shaft end torque Tw”, “front and rear wheel vertical forces Ff and Fr”, and “front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr” calculated by the input conversion unit 204 are input to the vehicle model 307. Thereby, an estimated value by the vehicle model 307 of the sprung behavior state quantity (bounce speed, bounce quantity, pitch speed, pitch angle) of the vehicle body is calculated.

［トルク指令値算出部構成］
図３、図８及び図９に基づき、３部構成の車体制振制御装置203のうち、トルク指令値算出部206の構成を説明する。 [Torque command value calculation unit configuration]
Based on FIGS. 3, 8 and 9, the configuration of the torque command value calculation unit 206 in the three-part vehicle system vibration control device 203 will be described.

前記トルク指令値算出部206は、図３に示すように、補正トルク値の生成処理構成として、第１レギュレータ部308と、第２レギュレータ部309と、第３レギュレータ部310と、第１チューニングゲイン設定部317と、第２チューニングゲイン設定部318と、第３チューニングゲイン設定部319と、加算器320と、を備えている。そして、補正トルク値のアクチュエータ適合処理構成として、リミット処理部311と、バンドパスフィルタ312と、非線形ゲイン増幅部313と、リミット処理部314と、エンジントルク変換部315と、を備えている。   As shown in FIG. 3, the torque command value calculation unit 206 includes a first regulator unit 308, a second regulator unit 309, a third regulator unit 310, and a first tuning gain as a correction torque value generation processing configuration. A setting unit 317, a second tuning gain setting unit 318, a third tuning gain setting unit 319, and an adder 320 are provided. Further, as the actuator matching processing configuration of the corrected torque value, a limit processing unit 311, a band pass filter 312, a nonlinear gain amplification unit 313, a limit processing unit 314, and an engine torque conversion unit 315 are provided.

〈補正トルク値の生成処理構成〉
前記第１レギュレータ部308は、制御対象である「トルク入力によるばね上挙動」に対し、ばね上挙動を最小に抑えるレギュレータゲインF1,F2を与える。この第１レギュレータ部308は、「トルク入力によるばね上挙動」に対して、図８に示すように、Trq-dZvゲインF1（バウンス速度ゲイン）と、Trq-dSｐゲインF2（ピッチ速度ゲイン）と、を与える。これらのレギュレータゲインF1,F2は、図９に示すように、荷重の安定化に寄与するもので、Trq-dZvゲインF1はバウンス速度を抑制し、Trq-dSｐゲインF2はピッチ速度を抑制する。 <Correction torque value generation processing configuration>
The first regulator unit 308 provides regulator gains F1 and F2 that suppress the sprung behavior to a minimum with respect to the “sprung behavior by torque input” that is the control target. As shown in FIG. 8, the first regulator unit 308 has a Trq-dZv gain F1 (bounce speed gain), a Trq-dSp gain F2 (pitch speed gain), as shown in FIG. ,give. As shown in FIG. 9, these regulator gains F1 and F2 contribute to the stabilization of the load, the Trq-dZv gain F1 suppresses the bounce speed, and the Trq-dSp gain F2 suppresses the pitch speed.

前記第２レギュレータ部309は、制御対象である「外乱によるばね上挙動」に対し、ばね上挙動を最小に抑えるレギュレータゲインF3〜F6を与える。この第２レギュレータ部309は、「外乱によるばね上挙動」に対して、図８に示すように、Ws-SFゲインF3（前後バランスゲイン）と、Ws-dSFゲインF4（前後バランス変化速度ゲイン）と、Ws-dZvゲインF5（バウンス速度ゲイン）と、Ws-dSpゲインF6（ピッチ速度ゲイン）と、を与える。これらのレギュレータゲインF3〜F6は、図９に示すように、荷重の安定化に寄与するもので、Ws-SFゲインF3は前後荷重変化を抑制し、Ws-dSFゲインF4は前後荷重変化速度を抑制し、Ws-dZvゲインF5はバウンス速度を抑制し、Ws-dSpゲインF6はピッチ速度を抑制する。   The second regulator unit 309 provides regulator gains F3 to F6 that suppress the sprung behavior to the minimum with respect to the “sprung behavior due to disturbance” that is the control target. As shown in FIG. 8, the second regulator unit 309 has a Ws-SF gain F3 (front / rear balance gain) and a Ws-dSF gain F4 (front / rear balance change speed gain) as shown in FIG. Ws-dZv gain F5 (bounce speed gain) and Ws-dSp gain F6 (pitch speed gain) are given. As shown in FIG. 9, these regulator gains F3 to F6 contribute to the stabilization of the load. The Ws-SF gain F3 suppresses the longitudinal load change, and the Ws-dSF gain F4 indicates the longitudinal load change speed. The Ws-dZv gain F5 suppresses the bounce speed, and the Ws-dSp gain F6 suppresses the pitch speed.

前記第３レギュレータ部310は、制御対象である「操舵によるばね上挙動」に対し、操舵による挙動応答性を向上させるレギュレータゲインF7,F8を与える。この第３レギュレータ部310は、「操舵によるばね上挙動」に対して、図８に示すように、Str-dWfゲインF7（前輪荷重変化速度ゲイン）と、Str-dWrゲインF8（後輪荷重変化速度ゲイン）と、を与える。これらのレギュレータゲインF7,F8は、図９に示すように、荷重の付加に寄与するもので、Str-dWfゲインF7は前輪荷重を上乗せし、Str-dWrゲインF8は後輪荷重変動を抑制する。   The third regulator unit 310 provides regulator gains F7 and F8 that improve behavior responsiveness due to steering with respect to the “sprung behavior due to steering” that is the object of control. As shown in FIG. 8, the third regulator unit 310 has a Str-dWf gain F7 (front wheel load change speed gain) and a Str-dWr gain F8 (rear wheel load change) as shown in FIG. Speed gain). As shown in FIG. 9, these regulator gains F7 and F8 contribute to the addition of a load. The Str-dWf gain F7 adds a front wheel load, and the Str-dWr gain F8 suppresses rear wheel load fluctuations. .

前記第１チューニングゲイン設定部317は、第１レギュレータ部308からの出力に対し重み付け調整を行うため、図８に示すように、Trq-dZvゲインF1に対しチューニングゲインK1を設定し、Trq-dSｐゲインF2に対しチューニングゲインK2を設定する。このチューニングゲインK1,K2は、振動を抑制する正方向の値で、かつ、違和感を与えない前後Ｇ変動範囲に含まれる値である。そして、チューニングゲインK1,K2は、予め設定した初期値に対し、車両状態や走行状態やドライバ選択等に応じて補正を可能としている。   The first tuning gain setting unit 317 sets the tuning gain K1 for the Trq-dZv gain F1, as shown in FIG. 8, in order to perform weighting adjustment on the output from the first regulator unit 308, and Trq-dSp Set tuning gain K2 for gain F2. The tuning gains K1 and K2 are values in the positive direction that suppress vibrations, and are values included in the front and rear G fluctuation range that does not give a sense of incongruity. The tuning gains K1 and K2 can be corrected with respect to the preset initial values according to the vehicle state, the traveling state, the driver selection, and the like.

前記第２チューニングゲイン設定部318は、第２レギュレータ部309からの出力に対し重み付け調整を行うため、図８に示すように、Ws-SFゲインF3に対しチューニングゲインK3を設定し、Ws-dSFゲインF4に対しチューニングゲインK4を設定し、Ws-dZvゲインF5に対しチューニングゲインK5を設定し、Ws-dSpゲインF6に対しチューニングゲインK6を設定する。このチューニングゲインK3〜K6は、チューニングゲインK1,K2と同様、振動を抑制する正方向の値で、かつ、違和感を与えない前後Ｇ変動範囲に含まれる値である。そして、チューニングゲインK3〜K6は、予め設定した初期値に対し、車両状態や走行状態やドライバ選択等に応じて補正を可能としている。   The second tuning gain setting unit 318 sets a tuning gain K3 with respect to the Ws-SF gain F3 as shown in FIG. 8 in order to perform weighting adjustment on the output from the second regulator unit 309, and Ws-dSF. The tuning gain K4 is set for the gain F4, the tuning gain K5 is set for the Ws-dZv gain F5, and the tuning gain K6 is set for the Ws-dSp gain F6. The tuning gains K3 to K6 are values in the positive direction that suppress vibration and are included in the front-to-back G fluctuation range that does not give a sense of incongruity, like the tuning gains K1 and K2. The tuning gains K3 to K6 can be corrected according to the vehicle state, the traveling state, the driver selection, and the like with respect to the preset initial values.

前記第３チューニングゲイン設定部319は、第３レギュレータ部310からの出力に対し重み付け調整を行うため、図８に示すように、Str-dWfゲインF7に対しチューニングゲインK7を設定し、Str-dWrゲインF8に対しチューニングゲインK8を設定する。このチューニングゲインK7,K8は、チューニングゲインK1〜K6と異なり、振動を助長する負方向の値で、かつ、違和感を与えない前後Ｇ変動範囲に含まれる値に設定される。そして、チューニングゲインK7,K8は、予め設定した初期値に対し、車両状態や走行状態やドライバ選択等に応じて補正を可能としている。   The third tuning gain setting unit 319 sets the tuning gain K7 with respect to the Str-dWf gain F7 as shown in FIG. 8 in order to perform weighting adjustment on the output from the third regulator unit 310, and the Str-dWr Set tuning gain K8 for gain F8. Unlike the tuning gains K1 to K6, the tuning gains K7 and K8 are set to values in the negative direction that promote vibration and values that are included in the front and rear G fluctuation range that does not give a sense of incongruity. The tuning gains K7 and K8 can be corrected with respect to the preset initial values according to the vehicle state, the traveling state, the driver selection, and the like.

前記加算器320は、車体振動推定部205で算出された車体のばね上挙動状態量（バウンス速度、バウンス量、ピッチ速度、ピッチ角度）について、制御対象とする挙動毎にレギュレータ処理を行い、これらにチューニングゲインK1〜K8を積算し、その総和をとり、制御に必要な補正トルク値を算出する。この補正トルク値は、チューニングゲインK1,K2による補正トルク値Ａと、チューニングゲインK3〜K6による補正トルク値Ｂと、チューニングゲインK7,K8による補正トルク値Ｃと、を加算した値になる。   The adder 320 performs regulator processing for each behavior to be controlled with respect to the sprung behavior state amount (bounce speed, bounce amount, pitch speed, pitch angle) of the vehicle body calculated by the vehicle body vibration estimation unit 205. Are integrated with the tuning gains K1 to K8, and the sum is calculated to calculate a correction torque value required for the control. This correction torque value is a value obtained by adding the correction torque value A based on the tuning gains K1 and K2, the correction torque value B based on the tuning gains K3 to K6, and the correction torque value C based on the tuning gains K7 and K8.

〈補正トルク値のアクチュエータ適合処理構成〉
前記リミット処理部311は、加算器320からの補正トルク値に対して、駆動系共振対策として、補正トルク値の絶対値の最大値制限処理を行い、ドライバが前後Ｇ変動として感じない範囲のトルクに制限する。 <Compensation processing configuration for correction torque value>
The limit processing unit 311 performs a maximum value limiting process of the absolute value of the correction torque value on the correction torque value from the adder 320 as a drive system resonance countermeasure, and a torque within a range that the driver does not feel as a G fluctuation. Restrict to.

前記バンドパスフィルタ312は、リミット処理部311と同様に駆動系共振対策として、車体のばね上振動成分を抽出すると共に、ばね上共振を抑制するように駆動系共振周波数成分の除去を行う。その理由は、実際の車両、特に、エンジン車などにおいては、駆動トルクに不用意に振動成分を付加すると、駆動系共振と干渉して違和感となる振動が発生することがあることによる。加えて、エンジン車などは、駆動トルク指令に対する応答性の悪さや不感帯があるため、期待した制御効果を十分に得ることができないおそれがあるために必要となる。   The band-pass filter 312 extracts the sprung vibration component of the vehicle body and removes the drive system resonance frequency component so as to suppress the sprung resonance as a countermeasure for the drive system resonance as in the limit processing unit 311. The reason for this is that in an actual vehicle, particularly an engine vehicle, when a vibration component is inadvertently added to the drive torque, vibration that interferes with the drive system resonance may be generated. In addition, an engine vehicle or the like is necessary because there is a possibility that the expected control effect cannot be sufficiently obtained because of poor response to the drive torque command and a dead zone.

前記非線形ゲイン増幅部313は、バンドパスフィルタ312から出力される補正トルク値に対し、アクチュエータ（エンジン106）の応答性対策として、補正トルク値の正負切り替わり領域付近（＝アクチュエータの不感帯領域）での補正トルク値の増幅を行う。   The non-linear gain amplifying unit 313 is used in the vicinity of the correction torque value positive / negative switching region (= actuator dead zone region) as a countermeasure against the response of the actuator (engine 106) to the correction torque value output from the bandpass filter 312. Amplify the correction torque value.

前記リミット処理部314は、非線形ゲイン増幅部313から出力される増幅処理後の補正トルク値に対し、最終的なリミット処理を行う。   The limit processing unit 314 performs a final limit process on the corrected torque value output from the nonlinear gain amplification unit 313 after the amplification process.

前記エンジントルク変換部315は、リミット処理部314からのリミット処理後の補正トルク値を、ギア比に応じたエンジン端トルク値に変換し、これを最終の補正トルク値として出力する。   The engine torque conversion unit 315 converts the corrected torque value after the limit processing from the limit processing unit 314 into an engine end torque value corresponding to the gear ratio, and outputs this as a final correction torque value.

［車体制振制御の全体処理構成］
図１０は、実施例１のエンジンコントロールモジュール101にて実行される車体制振制御全体処理の流れを示すフローチャートである。以下、図１０に基づき、車体制振制御の全体処理構成を説明する。 [Overall configuration of vehicle system control]
FIG. 10 is a flowchart illustrating a flow of the entire vehicle system vibration control process executed by the engine control module 101 according to the first embodiment. Hereinafter, based on FIG. 10, an overall processing configuration of the vehicle system vibration control will be described.

ステップＳ１では、ドライバ要求トルク演算部201において、ドライバ要求トルクが演算される。次のステップＳ２では、駆動トルク変換部301において、ドライバ要求トルクにギア比を積算してエンジン端トルクから駆動軸端トルクＴwに単位変換される。   In step S1, the driver request torque calculation unit 201 calculates a driver request torque. In the next step S2, the drive torque conversion unit 301 integrates the gear ratio to the driver request torque and performs unit conversion from the engine end torque to the drive shaft end torque Tw.

次のステップＳ３では、図１１の勾配推定部321において、車輪速と要求制駆動トルクに基づき、勾配推定値SLPを算出すると共に、上り勾配・下り勾配・平坦路をあらわす勾配フラグfSLPが設定される（図１２）。次のステップＳ４では、図１１の走行状態検出部322において、操舵角，アクセル開度及びブレーキ操作量に基づき、定常走行・非定常走行をあらわす定常フラグfACCが設定される（図１３）。次のステップＳ５では、図１１のサスジオノイズ閾値算出部323において、定常走行時（fACC＝１）、勾配推定値SLPによりサスジオ係数補正値βを算出し、1/(サスジオ係数)をパラメータとするマップを用いてサスジオノイズ閾値±αが算出される（図１４）。   In the next step S3, the gradient estimation unit 321 in FIG. 11 calculates a gradient estimated value SLP based on the wheel speed and the required braking / driving torque, and sets a gradient flag fSLP representing an uphill / downhill / flat road. (FIG. 12). In the next step S4, the running state detection unit 322 in FIG. 11 sets a steady flag fACC indicating steady running / unsteady running based on the steering angle, the accelerator opening, and the brake operation amount (FIG. 13). In the next step S5, the suspension geonoise threshold calculation unit 323 in FIG. 11 calculates a suspension geo coefficient correction value β from the estimated slope value SLP during steady running (fACC = 1) and uses 1 / (sus geo coefficient) as a parameter. Is used to calculate the suspension noise threshold value ± α (FIG. 14).

次のステップＳ６では、車輪速変動判定ゲイン設定部302において、車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからのセンサ信号による車輪速変動の大きさと、サスジオノイズ閾値±αとを比較することにより閾値判定ゲインが設定される（図１５）。次のステップＳ７では、車輪速変動補正部303において、車輪速変動と閾値判定ゲインの積算により補正後の車輪速情報が算出される（図１６）。次のステップＳ８では、上下力算出部304において、補正後の車輪速情報に基づいて前後輪上下力Ｆf,Ｆrが算出される。このとき、閾値判定ゲインが０→１のときに中間値をリセットする処理がなされる（図１７）。   In the next step S6, the wheel speed fluctuation determination gain setting unit 302 determines the threshold value by comparing the magnitude of the wheel speed fluctuation based on the sensor signals from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, and 103RL with the suspension noise threshold value ± α. A gain is set (FIG. 15). In the next step S7, the wheel speed fluctuation correction unit 303 calculates the corrected wheel speed information by integrating the wheel speed fluctuation and the threshold determination gain (FIG. 16). In the next step S8, the vertical force calculation unit 304 calculates front and rear wheel vertical forces Ff and Fr based on the corrected wheel speed information. At this time, the process of resetting the intermediate value is performed when the threshold determination gain is 0 → 1 (FIG. 17).

次のステップＳ９では、旋回挙動推定部305において、操舵角センサ111により操舵角が検出され、次のステップＳ１０では、車体速度Ｖが算出され、次のステップＳ１１では、ヨーレイトγと車体スリップ角βv（＝車体横滑り角）が算出される。次のステップＳ１２では、旋回抵抗力算出部306において、前後輪のタイヤスリップ角βf,βr（タイヤ横滑り角）が算出され、次のステップＳ１３では、前後輪のタイヤ横力Ｆyf,Ｆyrが算出され、次のステップＳ１４では、前後輪旋回抵抗力Ｆcf,Ｆcrが算出される。
以上のステップＳ２〜ステップＳ１４の処理は、入力変換部204においてなされる。 In the next step S9, the turning behavior estimation unit 305 detects the steering angle by the steering angle sensor 111. In the next step S10, the vehicle body speed V is calculated. In the next step S11, the yaw rate γ and the vehicle body slip angle βv. (= Vehicle side slip angle) is calculated. In the next step S12, the turning resistance calculating unit 306 calculates the front and rear tire slip angles βf and βr (tire slip angle), and in the next step S13, the front and rear tire lateral forces Fyf and Fyr are calculated. In the next step S14, front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr are calculated.
The processes in steps S2 to S14 are performed in the input conversion unit 204.

次のステップＳ１５では、車両モデル307において、駆動軸端トルクＴw，前後輪上下力Ｆf,Ｆr，前後輪旋回抵抗力Ｆcf,Ｆcrを入力することで、車体のばね上挙動状態量（バウンス速度、バウンス量、ピッチ速度、ピッチ角度）が算出される。
このステップＳ１５の処理は、車体振動推定部205においてなされる。 In the next step S15, in the vehicle model 307, the drive shaft end torque Tw, the front and rear wheel vertical forces Ff and Fr, and the front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr are input, whereby the sprung behavior state quantity (bounce speed, Bounce amount, pitch speed, pitch angle) are calculated.
The processing in step S15 is performed in the vehicle body vibration estimation unit 205.

次のステップＳ１６では、車速や路面勾配等により各チューニングゲインK1〜K8が補正される。次のステップＳ１７では、第１チューニングゲイン設定部317において、ドライバ要求トルクによる振動を抑制する補正トルク値Ａが算出される。次のステップＳ１８では、第２チューニングゲイン設定部318において、外乱による振動を抑制する補正トルク値Ｂが算出される。次のステップＳ１９では、第３チューニングゲイン設定部319において、操舵による前後荷重変動を増幅する補正トルク値Ｃが算出される。次のステップＳ２０では、加算器320において、補正トルク値Ａと補正トルク値Ｂと補正トルク値Ｃの和による補正トルク値が出力される。次のステップＳ２１では、リミット処理部311において、補正トルク値に対し駆動系共振対策のリミット処理が施される。次のステップＳ２２では、バンドパスフィルタ312において、補正トルク値に対し駆動系共振成分を除去するフィルタ処理が施される。次のステップＳ２３では、非線形ゲイン増幅部313において、正負切り替わり領域付近で補正トルク値を増幅する非線形ゲイン処理が行われる。次のステップＳ２４では、リミット処理部314において、増幅処理後の補正トルク値に対して最終的なリミット処理が行われる。次のステップＳ２５では、エンジントルク変換部315において、駆動軸端の補正トルク値がエンジン端補正トルク値に単位変換され、これが最終の補正トルク値として出力される。
以上のステップＳ１６〜ステップＳ２５の処理は、トルク指令値算出部206においてなされる。なお、ステップＳ１からステップＳ２５へと進む車体制振制御の全体処理は、所定の制御周期毎に繰り返される。 In the next step S16, the tuning gains K1 to K8 are corrected by the vehicle speed, the road surface gradient, and the like. In the next step S <b> 17, the first tuning gain setting unit 317 calculates a correction torque value A that suppresses vibration due to driver request torque. In the next step S18, the second tuning gain setting unit 318 calculates a correction torque value B that suppresses vibration due to disturbance. In the next step S19, the third tuning gain setting unit 319 calculates a correction torque value C that amplifies fluctuations in the longitudinal load due to steering. In the next step S20, the adder 320 outputs a corrected torque value that is the sum of the corrected torque value A, the corrected torque value B, and the corrected torque value C. In the next step S21, the limit processing unit 311 performs drive system resonance countermeasure limit processing on the correction torque value. In the next step S22, the bandpass filter 312 performs a filter process for removing the drive system resonance component on the correction torque value. In the next step S23, the nonlinear gain amplifying unit 313 performs nonlinear gain processing for amplifying the correction torque value in the vicinity of the positive / negative switching region. In the next step S24, the limit processing unit 314 performs final limit processing on the corrected torque value after amplification processing. In the next step S25, the engine torque converter 315 converts the drive shaft end correction torque value into an engine end correction torque value, and outputs this as the final correction torque value.
The processes in steps S16 to S25 described above are performed in the torque command value calculation unit 206. In addition, the whole process of the vehicle system vibration control that proceeds from step S1 to step S25 is repeated every predetermined control cycle.

［車輪速変動補正による上下力算出構成］
図１１〜図１７に基づき、車輪速変動補正による前後輪上下力Ｆf，Ｆrの算出構成を説明する。
実施例１の前後輪上下力Ｆf，Ｆrは、図１１に示すように、勾配推定部321と、走行状態検出部322と、サスジオノイズ閾値算出部323と、車輪速変動判定ゲイン設定部302と、車輪速変動補正部303と、上下力算出部304と、のそれぞれで行われる処理により算出される。以下、各処理を詳しく説明する。 [Configuration for calculating vertical force by correcting wheel speed fluctuation]
A configuration for calculating the front and rear wheel vertical forces Ff and Fr by the wheel speed fluctuation correction will be described with reference to FIGS.
As shown in FIG. 11, the front and rear wheel vertical forces Ff and Fr of the first embodiment are as follows: a gradient estimation unit 321, a running state detection unit 322, a suspension noise threshold value calculation unit 323, a wheel speed variation determination gain setting unit 302, It is calculated by processing performed by each of the wheel speed fluctuation correction unit 303 and the vertical force calculation unit 304. Hereinafter, each process will be described in detail.

（勾配推定処理）
図１２は、図１０のステップＳ３での勾配推定処理を示すフローチャートであり、勾配推定処理構成をあらわす各ステップについて説明する。
ステップS301では、勾配推定部321において、自車走行路の勾配推定値SLPが、自車加速度の推定値と実際の加速度を比較する下記の式(3)により算出される。
SLP＝[{Ｔw−Ｒw(Ｆa+Ｆr)}/ＭvＲw]−ｓ・Ｖ …(3)
但し、Ｔw：駆動軸端トルク、Ｒw：タイヤ動半径、Ｆa：空気抵抗、Ｆr：転がり抵抗、Ｍv：車重、ｓ：ラプラス演算子、Ｖ：車体速である。
なお、空気抵抗Ｆaと転がり抵抗Ｆrは、下記の式(4),(5)で計算することができる。
Ｆa＝μa・ｓv・Ｖ2 …(4)
Ｆr＝μr・Ｍv・ｇ …(5)
但し、μa：空気抵抗係数、ｓv：前面投影面積、μr：転がり抵抗係数、ｇ：重力加速度である。
ステップS302では、ステップS301での勾配推定値SLPの算出に続き、勾配推定値SLPが正の閾値ａを超えるか否かを判断し、SLP＞ａであると判断されると、ステップS303へ進み、勾配フラグfSLP＝１（上り勾配）と判定してエンドへ進む。
ステップS304では、ステップS302でのSLP≦ａであるとの判断に続き、勾配推定値SLPが負の閾値−ａを下回っているか否かを判断し、SLP＜−ａであると判断されると、ステップS305へ進み、勾配フラグfSLP＝２（下り勾配）と判定してエンドへ進む。
ステップS306では、ステップS304でのSLP≧−ａであるとの判断に続き、勾配フラグfSLP＝０（平坦路）と判定してエンドへ進む。 (Gradient estimation process)
FIG. 12 is a flowchart showing the gradient estimation processing in step S3 of FIG. 10, and each step representing the gradient estimation processing configuration will be described.
In step S301, the gradient estimation unit 321 calculates the gradient estimated value SLP of the own vehicle traveling path by the following equation (3) that compares the estimated value of the own vehicle acceleration with the actual acceleration.
SLP = [{Tw−Rw (Fa + Fr)} / MvRw] −s · V (3)
However, Tw: Driving shaft end torque, Rw: Tire radius, Fa: Air resistance, Fr: Rolling resistance, Mv: Vehicle weight, s: Laplace operator, V: Vehicle speed.
The air resistance Fa and rolling resistance Fr can be calculated by the following formulas (4) and (5).
Fa = μa · sv · V 2 (4)
Fr = μr ・ Mv ・ g (5)
Here, μa: air resistance coefficient, sv: front projected area, μr: rolling resistance coefficient, and g: gravitational acceleration.
In step S302, following the calculation of the gradient estimated value SLP in step S301, it is determined whether or not the gradient estimated value SLP exceeds the positive threshold value a. If it is determined that SLP> a, the process proceeds to step S303. The gradient flag fSLP = 1 (uphill gradient) is determined, and the process proceeds to the end.
In step S304, following the determination that SLP ≦ a in step S302, it is determined whether or not the gradient estimated value SLP is below a negative threshold value −a, and if it is determined that SLP <−a. The process proceeds to step S305, where it is determined that the gradient flag fSLP = 2 (downhill gradient) and the flow proceeds to the end.
In step S306, following the determination that SLP ≧ −a in step S304, it is determined that the gradient flag fSLP = 0 (flat road), and the process proceeds to the end.

（走行状態検出処理）
図１３は、図１０のステップＳ４での走行状態検出処理を示すフローチャートであり、走行状態検出処理構成をあらわす各ステップについて説明する。
ステップS401では、走行状態検出部322において、ステップS401では、アクセル開度速度｜ΔACC｜が加速判定閾値ACC0未満の状態が所定時間Ta継続しているか否かが判断される。また、次のステップS402では、ブレーキ操作速度｜ΔBRK｜が減速判定閾値BRK0未満の状態が所定時間Tb継続しているか否かが判断される。そして、ステップS401の非加速条件とステップS402の非減速条件が共に成立しているとき、ステップS403へ進み、定常フラグfACC＝１（定常走行）と判定してエンドへ進む。一方、ステップS401の非加速条件とステップS402の非減速条件の一方が不成立のとき、ステップS404へ進み、定常フラグfACC＝０（非定常走行）と判定してエンドへ進む。 (Running state detection process)
FIG. 13 is a flowchart showing the running state detection process in step S4 of FIG. 10, and each step representing the running state detection process configuration will be described.
In step S401, the traveling state detection unit 322 determines in step S401 whether or not the accelerator opening speed | ΔACC | is less than the acceleration determination threshold ACC0 for a predetermined time Ta. Further, in the next step S402, it is determined whether or not the state where the brake operation speed | ΔBRK | is less than the deceleration determination threshold value BRK0 continues for a predetermined time Tb. When both the non-acceleration condition in step S401 and the non-deceleration condition in step S402 are satisfied, the process proceeds to step S403, where it is determined that the steady flag fACC = 1 (steady travel) and the process proceeds to the end. On the other hand, when one of the non-acceleration condition in step S401 and the non-deceleration condition in step S402 is not established, the process proceeds to step S404, and it is determined that the steady flag fACC = 0 (unsteady travel) and the process proceeds to the end.

（サスジオノイズ閾値算出処理）
図１４は、図１０のステップＳ５でのサスジオノイズ閾値算出処理を示すフローチャートであり、サスジオノイズ閾値算出処理構成をあらわす各ステップについて説明する。
ステップS501では、サスジオノイズ閾値算出部323において、勾配推定値SLPと定常フラグfACCとが信号として取得される。次のステップS502では、定常フラグfACCがfACC＝１のとき、勾配推定値SLPからサスジオ係数補正値βを算出する。サスジオ係数補正値βは、フレームF502に示すように、タイヤ変位非線形特性の原点位置（平坦路位置）を、勾配推定値SLPが勾配方向（上り勾配か下り勾配）と勾配の大きさに応じてずらし、ずらした非線形特性における初期位置で線形近似した傾きの値とされる。次のステップS503では、サスジオ係数（平坦路でのサスジオ係数ＫgeoF,ＫgeoRと勾配路でのサスジオ係数補正値βを含む）とフレームF503に記載のマップを用い、サスジオノイズ閾値αが算出され、エンドへ進む。サスジオノイズ閾値αは、フレームF502に示すように、(1/サスジオ係数)を横軸としたとき、サスジオ係数補正値βが大きいほど大きな値というように、(1/サスジオ係数)に反比例する値として算出される。 (Susio noise threshold calculation process)
FIG. 14 is a flowchart showing the suspension noise threshold value calculation processing in step S5 of FIG. 10, and each step representing the suspension noise threshold value calculation processing configuration will be described.
In step S501, the suspension noise threshold value calculation unit 323 acquires the gradient estimated value SLP and the steady flag fACC as signals. In the next step S502, when the steady flag fACC is fACC = 1, the suspension coefficient correction value β is calculated from the gradient estimated value SLP. As shown in the frame F502, the suspension geo coefficient correction value β indicates the origin position (flat road position) of the tire displacement nonlinear characteristic, the gradient estimated value SLP depends on the gradient direction (uphill gradient or downward gradient) and the gradient magnitude. The value of the slope is linearly approximated at the initial position in the shifted and shifted nonlinear characteristics. In the next step S503, the suspension geo noise threshold α is calculated using the map described in the frame F503 using the suspension geo coefficients (including the suspension geo coefficients KgeoF and KgeoR on the flat road and the suspension geo coefficient correction value β on the gradient road), and to the end. move on. As shown in frame F502, the suspension noise threshold α is a value that is inversely proportional to (1 / sususio coefficient), such as a larger value as the suspension coefficient correction value β is larger when (1 / sususio coefficient) is the horizontal axis. Calculated.

（車輪速変動判定ゲイン設定処理：処理Ａ）
図１５は、図１０のステップＳ６での車輪速変動判定ゲイン設定処理（処理Ａ）を示すフローチャートであり、車輪速変動判定ゲイン設定処理構成をあらわす各ステップについて説明する。
ステップS601では、車輪速変動判定ゲイン設定部302において、車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからのセンサ信号による車輪速変動と、サスジオノイズ閾値算出部323からのサスジオノイズ閾値±αと、が信号として取得される。次のステップS602では、車輪速変動がサスジオノイズ閾値±αより大きいか否かが判断される。ステップS602でNOと判断されると、ステップS603へ進み、ステップS602でのNOとの判断が所定時間以上継続しているか否かが判断される。つまり、閾値判定は、一定の遅れ時間を持ち、この遅れ時間として、制御中心周波数の半周期程度の時間に設定することで、一連の車輪速変動を連続の波形として認識できるようにしている。
そして、ステップS602でYESと判断されたとき、あるいは、ステップS602でNO判断され次のステップS603でNOと判断されたとき、ステップS604へと進み、ステップS604では、閾値判定ゲインを１に設定し、エンドへ進む。一方、ステップS602でNOと判断され次のステップS603でYESと判断されたとき、ステップS605へと進み、ステップS605では、閾値判定ゲインを０に設定し、エンドへ進む。すなわち、閾値判定ゲインが１のときには、車輪速変動がサスジオノイズ閾値±α以下であると判断されても、閾値判定ゲイン＝１の状態が一定の遅れ時間だけ継続される。 (Wheel speed fluctuation determination gain setting process: process A)
FIG. 15 is a flowchart showing the wheel speed fluctuation determination gain setting process (process A) in step S6 of FIG. 10, and each step representing the wheel speed fluctuation determination gain setting process configuration will be described.
In step S601, the wheel speed fluctuation determination gain setting unit 302 uses the wheel speed fluctuations from the sensor signals from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, 103RL, and the suspension noise threshold value ± α from the suspension noise threshold value calculation section 323 as signals. To be acquired. In the next step S602, it is determined whether or not the wheel speed fluctuation is larger than the suspension noise threshold value ± α. If NO is determined in step S602, the process proceeds to step S603, and it is determined whether or not NO is determined in step S602 for a predetermined time or more. That is, the threshold determination has a certain delay time, and by setting the delay time to a time that is about a half cycle of the control center frequency, a series of wheel speed fluctuations can be recognized as a continuous waveform.
When YES is determined in step S602, or when NO is determined in step S602 and NO is determined in the next step S603, the process proceeds to step S604. In step S604, the threshold determination gain is set to 1. Go to the end. On the other hand, if NO is determined in step S602 and YES is determined in the next step S603, the process proceeds to step S605. In step S605, the threshold determination gain is set to 0, and the process proceeds to the end. That is, when the threshold determination gain is 1, even if it is determined that the wheel speed fluctuation is equal to or less than the suspension noise threshold value ± α, the state where the threshold determination gain = 1 is continued for a certain delay time.

（車輪速変動補正処理：処理Ｂ）
図１６は、図１０のステップＳ７での車輪速変動補正処理（処理Ｂ）を示すフローチャートであり、車輪速変動補正処理構成をあらわす各ステップについて説明する。
ステップS701では、車輪速変動補正部303において、車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからのセンサ信号による車輪速変動と、車輪速変動判定ゲイン設定部302からの閾値判定ゲインと、が信号として取得される。次のステップS702では、（車輪速変動＊閾値判定ゲイン）の式により車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行い、エンドへ進む。すなわち、閾値判定ゲインが１のときの補正後の車輪速変動情報は、ノイズ除去無しのセンサ信号そのものの値とされ、閾値判定ゲインが０のときの補正後の車輪速変動情報は、車輪速変動を無くした完全なノイズ除去をあらわすゼロとされる。 (Wheel speed fluctuation correction process: Process B)
FIG. 16 is a flowchart showing the wheel speed fluctuation correction process (process B) in step S7 of FIG. 10, and each step representing the wheel speed fluctuation correction process configuration will be described.
In step S701, in the wheel speed fluctuation correction unit 303, the wheel speed fluctuations from the sensor signals from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, and 103RL and the threshold judgment gain from the wheel speed fluctuation judgment gain setting unit 302 are used as signals. To be acquired. In the next step S702, correction for removing noise included in the wheel speed fluctuation is performed by the formula of (wheel speed fluctuation * threshold judgment gain), and the process proceeds to the end. That is, the corrected wheel speed fluctuation information when the threshold determination gain is 1 is the value of the sensor signal itself without noise removal, and the corrected wheel speed fluctuation information when the threshold determination gain is 0 is the wheel speed fluctuation information. It is zero that represents complete noise removal with no fluctuations.

（上下力算出処理：処理Ｃ）
図１７は、図１０のステップＳ８での上下力算出処理（処理Ｃ）を示すフローチャートであり、上下力算出処理構成をあらわす各ステップについて説明する。
ステップS801では、上下力算出部304において、車輪速変動補正部303からのノイズが除去された車輪速情報と、車輪速変動判定ゲイン設定部302により設定された閾値判定ゲインと、勾配推定部321からの勾配推定値SLP及び勾配フラグfSLPと、走行状態検出部322からの定常フラグfACCと、が信号として取得される。次のステップS802では、閾値判定ゲインの前回値が０で、閾値判定ゲインの今回値が１であるか否かが判断される。ステップS802でYESと判断されると、ステップS803へ進み、閾値判定ゲインが０→１になったのに伴い算出される上下力算出値の中間値がリセットされる。また、ステップS802でNOと判断されるとエンドへ進む。すなわち、閾値判定ゲインが０→１になったことで急に発生する上下力算出値の突然値をリセットするようにしている。
なお、前後輪上下力Ｆf，Ｆrは、定常走行状態（fACC＝１）、閾値判定ゲイン＝１、かつ、fSLP＝０（平坦路）のとき、平坦路基準のサスジオ係数ＫgeoF,ＫgeoR（補正無し）を用いて算出される。一方、定常走行状態（fACC＝１）、閾値判定ゲイン＝１、かつ、fSLP＝１（上り勾配）又はfSLP＝２（下り勾配）のとき、勾配推定値SLPによるサスジオ係数補正値βを用いて算出される。 (Vertical force calculation process: Process C)
FIG. 17 is a flowchart showing the vertical force calculation process (process C) in step S8 of FIG. 10, and each step representing the vertical force calculation process configuration will be described.
In step S801, in the vertical force calculation unit 304, the wheel speed information from which the noise from the wheel speed variation correction unit 303 has been removed, the threshold determination gain set by the wheel speed variation determination gain setting unit 302, and the gradient estimation unit 321 The estimated slope value SLP and the gradient flag fSLP from the vehicle and the steady flag fACC from the traveling state detection unit 322 are acquired as signals. In the next step S802, it is determined whether or not the previous value of the threshold determination gain is 0 and the current value of the threshold determination gain is 1. If YES is determined in the step S802, the process proceeds to a step S803, and an intermediate value of the vertical force calculation values calculated as the threshold determination gain is changed from 0 to 1 is reset. If NO is determined in step S802, the process proceeds to the end. That is, the sudden value of the vertical force calculation value that suddenly occurs when the threshold determination gain is changed from 0 to 1 is reset.
The front / rear wheel vertical forces Ff and Fr are calculated based on the smooth road reference suspension coefficient KgeoF, KgeoR (no correction) when the steady running state (fACC = 1), threshold judgment gain = 1, and fSLP = 0 (flat road). ). On the other hand, when the steady running state (fACC = 1), threshold judgment gain = 1, and fSLP = 1 (uphill gradient) or fSLP = 2 (downhill gradient), the suspension geo coefficient correction value β based on the gradient estimated value SLP is used. Calculated.

次に、作用を説明する。
実施例１の車体制振制御装置における作用を、［車体制振制御により発揮される走行性能向上作用］、［路面勾配による初期位置変化作用］、［車輪速変動補正による上下力算出作用］に分けて説明する。 Next, the operation will be described.
The functions of the vehicle system vibration control device of the first embodiment are changed to [traveling performance improvement effect exhibited by vehicle system vibration control], [initial position change operation by road surface gradient], and vertical force calculation operation by wheel speed fluctuation correction. Separately described.

［車体制振制御により発揮される走行性能向上作用］
上記車体制振制御全体処理を実行することにより、具体的にどのようなメカニズムにより車体のばね上挙動がコントロールされるかの理解を助ける基本作用を、図１８に基づき説明する。 [Driving performance improvement effect demonstrated by vehicle system vibration control]
A basic operation that helps to understand by what mechanism the sprung behavior of the vehicle body is specifically controlled by executing the overall vehicle system vibration control process will be described with reference to FIG.

車体制振制御は、トルク変動や外乱による車体挙動の変化速度を、エンジントルクの補正で抑制し、荷重の安定化と旋回性能の向上を狙う制御である。そこで、具体的な走行状況として、図１８(a)に示すように、停車から発進加速した後、定速状態に入り、その後、減速して停車する場合を例にとる。   The vehicle system vibration control is a control aiming to stabilize the load and improve the turning performance by suppressing the change speed of the vehicle body behavior due to torque fluctuation or disturbance by correcting the engine torque. Therefore, as a specific running situation, as shown in FIG. 18 (a), for example, a case where the vehicle starts and accelerates from a stop, enters a constant speed state, and then decelerates and stops.

停車から発進加速すると、駆動トルクが急増することで、後輪の輪荷重が増加し、前輪の輪荷重が減少するという荷重移動が生じ、車体挙動としては、車体前方側が持ち上がるノーズアップとなる。このとき、図１８(a),(b)に示すように、駆動輪である後輪への駆動トルクをダウンさせると、減速時のように車体前方側が沈み込むノーズダウンの挙動を発生させ、荷重移動によるノーズアップと、トルクダウンによるノーズダウンが相殺し、車体挙動が安定する。   When starting and accelerating from the stop, the driving torque rapidly increases, so that a load movement occurs in which the wheel load of the rear wheel increases and the wheel load of the front wheel decreases, and the vehicle body behavior becomes a nose up in which the front side of the vehicle body is raised. At this time, as shown in FIGS. 18 (a) and 18 (b), when the drive torque to the rear wheels, which are drive wheels, is reduced, a nose-down behavior occurs in which the front side of the vehicle body sinks like during deceleration, The nose-up due to load movement and the nose-down due to torque-down cancel each other, and the body behavior is stabilized.

発進後、定速状態に入る定常状態では、車体挙動が安定しているため、駆動トルクを補正する制御は行わない。その後、ブレーキ操作等を行って減速停車する場合には、駆動トルクが急減することで、後輪の輪荷重が減少し、前輪の輪荷重が増加するという荷重移動が生じ、車体挙動としては、車体前方側が沈み込むノーズダウンとなる。このとき、図１８(a),(b)に示すように、駆動輪である後輪への駆動トルクをアップさせると、加速時のように車体前方側が持ち上がるノーズアップの挙動を発生させ、荷重移動によるノーズダウンと、トルクアップによるノーズアップが相殺し、車体挙動が安定する。   In a steady state where the vehicle enters a constant speed state after starting, control of correcting the driving torque is not performed because the vehicle body behavior is stable. After that, when the vehicle is decelerated and stopped by performing a brake operation or the like, a load movement occurs in which the wheel load of the rear wheel decreases and the wheel load of the front wheel increases due to a sudden decrease in the drive torque. It becomes a nose down where the front side of the body sinks. At this time, as shown in FIGS. 18 (a) and 18 (b), when the driving torque to the rear wheel, which is the driving wheel, is increased, a nose-up behavior in which the front side of the vehicle body is lifted as during acceleration is generated. The nose-down due to movement and the nose-up due to torque-up cancel each other, and the vehicle behavior becomes stable.

よって、車体のピッチ角速度の変化をみると、図１８(c)に示すように、“制振なし”の点線特性に比べ、“制振あり”の実線特性が車体のピッチ角速度の変化が小さく抑えられることになる。
以下、車体制振制御を行うことにより発揮される走行性能向上作用を、〈性能向上を狙うシーンと効果〉、〈車体制振制御ロジック〉、〈効果確認作用〉に分けて説明する。 Therefore, looking at the change in the pitch angular velocity of the vehicle body, as shown in FIG. 18 (c), the solid line characteristic of “with vibration suppression” is smaller in the change of the pitch angular velocity of the vehicle body than the dotted line characteristic of “without vibration suppression”. It will be suppressed.
Hereinafter, the driving performance improvement effect exhibited by performing the vehicle system vibration control will be described by dividing it into <scenes and effects aiming at performance improvement>, <vehicle system vibration control logic>, and <effect confirmation operation>.

〈性能向上を狙うシーンと効果〉
車体制振制御により性能向上を狙うシーンと効果は、
(a)車線変更時やＳ字路等のシーンで、穏やかなロールとリニアリティの良さにより、安定感のあるリニアな旋回性能を得ること。
(b)高速巡航時等のシーンで、修正操舵の少なさやピッチダンピングの良さにより、車両の安定した巡航性能を得ること。
にある。上記(a)の効果を達成するには、「操舵応答の向上」と「ロール速度の抑制」が必要であり、上記(b)の効果を達成するには、「荷重変動の抑制」が必要である。 <Scenes and effects aimed at improving performance>
Scenes and effects aimed at improving performance through vehicle system vibration control
(a) To obtain a stable linear turning performance with a gentle roll and good linearity in lane changes and scenes such as S-shaped roads.
(b) To obtain stable cruising performance of the vehicle due to the lack of correction steering and good pitch damping in scenes such as high-speed cruising.
It is in. To achieve the effect (a) above, it is necessary to “improve the steering response” and “suppress roll speed”, and to achieve the effect (b) above, it is necessary to “suppress load fluctuation”. It is.

前記「操舵応答の向上」は、図１９に示すように、操舵時、減速＝トルクダウンを行うと、前輪荷重が増加し、前輪タイヤのコーナリングパワーCpが増大し、タイヤ横力が増大することで、操舵応答が向上する。すなわち、コーナリングパワーCpは、輪荷重が大きいほど大きくなるという荷重依存性を持つため、操舵時に輪荷重を増加させることで、「操舵応答の向上」が実現される。   As shown in FIG. 19, the “improvement of the steering response” means that when deceleration = torque down during steering, the front wheel load increases, the cornering power Cp of the front tire increases, and the tire lateral force increases. Thus, the steering response is improved. That is, since the cornering power Cp has a load dependency that increases as the wheel load increases, “increase in steering response” is realized by increasing the wheel load during steering.

前記「荷重変動の抑制」は、図１９に示すように、例えば、ノーズアップ挙動が発生した場合には、減速＝トルクダウンを行うと、車体振動と逆位相の運動（ノーズダウン）が発生し、荷重変動の相殺により、荷重変動が抑制される。一方、ノーズダウン挙動が発生した場合には、加速＝トルクアップを行うと、車体振動と逆位相の運動（ノーズアップ）が発生し、荷重変動の相殺により、荷重変動が抑制される。そして、ドライバ入力により振動（荷重変動）が発生した場合も路面外乱により振動（荷重変動）が発生した場合も、荷重変動が抑制される。すなわち、トルク変動と路面外乱により推定したピッチ挙動とは逆位相の駆動トルクで、「荷重変動の抑制」が実現される。   As shown in FIG. 19, for example, when a nose-up behavior occurs, the above-mentioned “suppression of load fluctuation” causes a motion (nose-down) having a phase opposite to that of the vehicle body vibration when deceleration = torque-down is performed. The load fluctuation is suppressed by canceling the load fluctuation. On the other hand, when nose-down behavior occurs, if acceleration = torque up is performed, motion in the opposite phase to the vehicle body vibration (nose-up) occurs, and load fluctuation is suppressed by offsetting the load fluctuation. The load fluctuation is suppressed both when vibration (load fluctuation) occurs due to driver input and when vibration (load fluctuation) occurs due to road disturbance. That is, “suppression of load fluctuation” is realized by a driving torque having a phase opposite to that of the pitch behavior estimated from the torque fluctuation and the road surface disturbance.

前記「ロール速度の抑制」は、図１９に示すように、上記した「操舵応答の向上」と「荷重変動の抑制」によりヨーレイトのリニアリティが向上する。したがって、ヨーレイトに比例して穏やかな横Ｇ変化となり、ロールレイトのピーク値が小さくなって、ロール速度が抑制される。すなわち、「操舵応答の向上」と「荷重変動の抑制」が組み合わされる結果として「ロール速度の抑制」が実現される。   As shown in FIG. 19, the “roll speed reduction” improves the yaw rate linearity by the above-described “improvement of steering response” and “suppression of load fluctuation”. Therefore, the lateral G change is gentle in proportion to the yaw rate, the peak value of the roll rate is reduced, and the roll speed is suppressed. That is, as a result of combining “improvement of steering response” and “suppression of load fluctuation”, “suppression of roll speed” is realized.

〈車体制振制御ロジック〉
上記本制御が狙いとする効果(a),(b)を達成する車体制振制御ロジックを、図２０に基づき説明する。 <Vehicle system control logic>
The vehicle system vibration control logic that achieves the effects (a) and (b) aimed by the present control will be described with reference to FIG.

車体制振制御ロジックは、図２０に示すように、ドライバ要求トルク（＝駆動軸端トルクＴw）、前輪上下力Ｆf、後輪上下力Ｆr、前輪旋回抵抗力Ｆcf、後輪旋回抵抗力Ｆcrを、車両モデル307に入力する。これにより、車体のばね上挙動状態量であるバウンス速度・バウンス量・ピッチ速度・ピッチ角度を算出する。
そして、車体のばね上挙動状態量のそれぞれに、図２０に示すように、バウンス速度・バウンス量・ピッチ速度・ピッチ角度を適正化するレギュレータゲインF1〜F8を掛け合わせ、さらに、調整代となるチューニングゲインK1〜K8を掛け合わせる。 As shown in FIG. 20, the vehicle system vibration control logic includes a driver request torque (= drive shaft end torque Tw), front wheel vertical force Ff, rear wheel vertical force Fr, front wheel turning resistance force Fcf, and rear wheel turning resistance force Fcr. , Input to the vehicle model 307. Thereby, the bounce speed, the bounce amount, the pitch speed, and the pitch angle, which are the sprung behavior state quantities of the vehicle body, are calculated.
Then, as shown in FIG. 20, each of the sprung behavior state quantities of the vehicle body is multiplied by regulator gains F1 to F8 for optimizing the bounce speed, the bounce amount, the pitch speed, and the pitch angle. Multiply the tuning gains K1 to K8.

上記処理により制御対象である「トルク入力によるばね上挙動」と「外乱によるばね上挙動」と「操舵によるばね上挙動」のそれぞれについて補正トルク値Ａ，Ｂ，Ｃを得る。そして、各補正トルク値Ａ，Ｂ，Ｃを合算することで、最終の補正トルク値（＝図２０の制御トルク）とし、ドライバ要求トルクに制御トルクを加算した駆動トルクを得る駆動トルク指令値を、実車のエンジン106に出力する。
ここで、各補正トルク値Ａ，Ｂ，Ｃのうち、補正トルク値Ｃは、操舵時において、前輪荷重を上乗せするように駆動トルクを補正し、左右前輪102FR,102FLに積極的に輪荷重を乗らせるための補正トルク値である。 With the above processing, correction torque values A, B, and C are obtained for each of the “sprung behavior by torque input”, “sprung behavior by disturbance”, and “sprung behavior by steering”, which are control targets. Then, by adding the correction torque values A, B, and C, a final correction torque value (= control torque in FIG. 20) is obtained, and a drive torque command value for obtaining a drive torque obtained by adding the control torque to the driver request torque is obtained. And output to the engine 106 of the actual vehicle.
Here, among the corrected torque values A, B, and C, the corrected torque value C corrects the driving torque so as to add the front wheel load during steering, and positively applies the wheel load to the left and right front wheels 102FR and 102FL. This is the correction torque value for getting on.

したがって、操舵時には、補正トルク値Ｃにより、前輪荷重が増加するよう積極的にノーズダウン挙動を助長することでヨー応答を向上させ、同時に補正トルク値Ａ，Ｂにより余計な振動成分は抑制することでリニアリティが確保される。すなわち、ロールレイトを抑制するという本制御が狙いとする効果(a)が、補正トルク値Ａ，Ｂに補正トルク値Ｃが加わることで実現される。   Therefore, at the time of steering, the yaw response is improved by actively promoting the nose-down behavior so that the front wheel load is increased by the correction torque value C, and at the same time, unnecessary vibration components are suppressed by the correction torque values A and B. This ensures linearity. That is, the effect (a) targeted by the present control for suppressing the roll rate is realized by adding the correction torque value C to the correction torque values A and B.

一方、上記各補正トルク値Ａ，Ｂ，Ｃのうち、補正トルク値Ａ，Ｂは、直進路走行中において、駆動トルクの変動や路面外乱にかかわらず、前後荷重変動を安定化し、車体振動を抑制するために補正トルク値である。したがって、直線路の巡航時には、トルク変動と路面外乱によるピッチ挙動やバウンス挙動や前後荷重変化を推定し、補正トルク値Ａ，Ｂにより、推定したピッチ挙動やバウンス挙動や前後荷重変化とは逆位相の駆動トルクが与えられることで、ピッチ挙動やバウンス挙動や前後荷重変化が抑制される。すなわち、車両の安定した巡航性能を得るという本制御が狙いとする効果(b)が、補正トルク値Ａ，Ｂにより実現される。   On the other hand, among the above correction torque values A, B, and C, the correction torque values A and B stabilize the longitudinal load fluctuation and reduce the vehicle body vibration regardless of the fluctuation of the driving torque and the road surface disturbance during traveling on the straight road. It is a correction torque value to suppress. Therefore, when cruising on a straight road, the pitch behavior, bounce behavior, and front / rear load change due to torque fluctuation and road disturbance are estimated, and the estimated pitch behavior, bounce behavior, and front / rear load change are out of phase with the corrected torque values A and B. When the drive torque is given, the pitch behavior, bounce behavior, and front-rear load change are suppressed. That is, the effect (b) targeted by the present control for obtaining a stable cruise performance of the vehicle is realized by the correction torque values A and B.

〈効果確認作用〉
直進走行から操舵したときの対比特性（制御有りが実線特性、制御無しが点線特性）を時系列であらわした図２１に基づき、上記本制御が狙いとする効果(a),(b)が実現されることの確認作用を説明する。 <Effect confirmation action>
The effects (a) and (b) aimed by the above control are realized based on FIG. 21, which shows the contrast characteristics (solid line characteristics with control, dotted line characteristics without control) in a time series when steered from straight ahead. The confirming action of being performed will be described.

車体制振制御では、図２１の矢印Ｊに示すように、（車体振動を抑制する指令トルク）＋（操舵応答をコントロールする指令トルク）による制御指令値（＝駆動トルク指令値）が出力される。
このため、時刻t1までの直進走行域では、図２１の矢印Ｅに示すように、制御無しに比べ、ピッチレイトが抑制され、車両の安定した走行性能により、乗心地の向上が実現されていることが分かる。
そして、時刻t1以降の操舵過渡領域においては、図２１の矢印Ｆに示すように、ピッチレイトの変化が抑制されていて、適切な荷重移動が実現されていることが分かる。操舵過渡領域のうち、旋回初期においては、図２１の矢印Ｇに示すように、制御無しに比べてヨーレイトが早期に立ち上がり、初期応答性が向上していることが分かる。さらに、操舵過渡領域のうち、旋回後期においては、図２１の矢印Ｈに示すように、制御無しに比べてヨーレイトが緩やかに変化し、旋回巻き込みが抑制されていることが分かる。
そして、操舵過渡領域（旋回初期〜旋回後期）においては、ピッチレイトの変化を抑制する制御と、ヨーレイトの変化を抑制する制御と、を同時に行うことで、横Ｇの急変が抑えられるため、図２１の矢印Ｉに示すように、制御無しに比べてロールレイトが抑制されていることが分かる。 In the vehicle system vibration control, as indicated by an arrow J in FIG. 21, a control command value (= drive torque command value) is output by (command torque for suppressing vehicle body vibration) + (command torque for controlling steering response). .
For this reason, in the straight traveling region up to time t1, as shown by the arrow E in FIG. 21, the pitch rate is suppressed as compared with the case without control, and the riding comfort is improved by the stable traveling performance of the vehicle. I understand that.
Then, in the steering transition region after time t1, as shown by the arrow F in FIG. 21, it can be seen that the change in the pitch rate is suppressed and appropriate load movement is realized. As shown by an arrow G in FIG. 21, in the steering transition region, as shown by an arrow G in FIG. 21, it can be seen that the yaw rate rises earlier and the initial response is improved as compared with the case without control. Furthermore, in the steering transition region, in the latter half of the turn, as shown by an arrow H in FIG. 21, it can be seen that the yaw rate changes more gently than in the case of no control, and the turn entrainment is suppressed.
In the steering transition region (from the early turn to the late turn), the control for suppressing the change in the pitch rate and the control for suppressing the change in the yaw rate are performed at the same time. As shown by the arrow I in FIG. 21, it can be seen that the roll rate is suppressed as compared with the case of no control.

［路面勾配によるホイールセンター初期位置変化作用］
前輪上下力Ｆfと後輪上下力Ｆrを精度良く算出するには、路面勾配によりタイヤ変位非線形特性のホイールセンター初期位置（原点位置）がどのように変化するかを把握しておく必要がある。以下、図２２に基づき、これを反映する路面勾配によるホイールセンター初期位置変化作用を説明する。 [Wheel center initial position change effect by road surface gradient]
In order to calculate the front wheel vertical force Ff and the rear wheel vertical force Fr with high accuracy, it is necessary to grasp how the wheel center initial position (origin position) of the tire displacement nonlinear characteristic changes depending on the road gradient. Hereinafter, the wheel center initial position changing action due to the road surface gradient reflecting this will be described with reference to FIG.

ホイールセンターの前後方向変位に対する上下方向変位を、平坦路で静止状態を原点に設定したタイヤ変位非線形特性の原点における傾きをサスジオ係数とし、このサスジオ係数を用い、前輪上下力Ｆfと後輪上下力Ｆrを算出するものを比較例とする。   The vertical displacement relative to the longitudinal displacement of the wheel center is defined as the slope at the origin of the tire displacement nonlinear characteristics where the stationary state is set as the origin on a flat road. The suspension geo coefficient is used to calculate the front wheel vertical force Ff and the rear wheel vertical force. What calculates Fr is a comparative example.

この比較例の場合、平坦路走行時においては、図２２の左側実線特性に示すように、サスジオ係数を設定するためにマップとして用いた前輪側と後輪側のタイヤ変位非線形特性と、実際の前輪側と後輪側のタイヤ変位非線形特性が一致する。このため、精度の良いサスジオ係数が得られることで、結果として、前輪上下力Ｆfと後輪上下力Ｆrが精度良く算出される。   In the case of this comparative example, when running on a flat road, as shown in the left solid line characteristic of FIG. 22, the front wheel side and rear wheel side tire displacement nonlinear characteristics used as a map for setting the sustaining coefficient, The tire displacement nonlinear characteristics of the front wheel side and the rear wheel side match. For this reason, by obtaining a high-precision suspension coefficient, the front wheel vertical force Ff and the rear wheel vertical force Fr are calculated with high accuracy as a result.

これに対し、下り坂走行時においては、図２２の中央破線特性に示すように、実線のタイヤ変位非線形特性（平坦路基準）に対し、前輪側でバウンド側へ移行した特性となり、後輪側でリバウンド側へ移行した特性となる。このため、原点における傾きであるサスジオ係数が、前輪側で平坦路のサスジオ係数に比べて小さくなり、後輪側で平坦路のサスジオ係数に比べて大きくなる。   On the other hand, when traveling downhill, as shown in the middle broken line characteristic of FIG. 22, the characteristic is shifted to the bounce side on the front wheel side with respect to the solid tire displacement nonlinear characteristic (flat road reference), and the rear wheel side It becomes the characteristic which moved to the rebound side. For this reason, the sustaining coefficient, which is the inclination at the origin, is smaller on the front wheel side than that on a flat road, and larger on the rear wheel side than on a flat road.

一方、上り坂走行時においては、図２２の右側破線特性に示すように、実線のタイヤ変位非線形特性（平坦路基準）に対し、前輪側でリバウンド側へ移行した特性となり、後輪側でバウンド側へ移行した特性となる。このため、原点における傾きであるサスジオ係数が、前輪側で平坦路のサスジオ係数に比べて大きくなり、後輪側で平坦路のサスジオ係数に比べて小さくなる。   On the other hand, during uphill driving, as indicated by the broken line characteristic on the right side of FIG. 22, the characteristic shifts to the rebound side on the front wheel side with respect to the solid tire displacement nonlinear characteristic (on the basis of the flat road) and bounces on the rear wheel side. It becomes the characteristic which shifted to the side. For this reason, the sustaining coefficient, which is the inclination at the origin, becomes larger on the front wheel side than on the flat road, and smaller on the rear wheel side than on the flat road.

したがって、平坦路基準のサスジオ係数を用いて前輪上下力Ｆfと後輪上下力Ｆrを算出すると、走行路面に勾配がある場合、前輪上下力Ｆfと後輪上下力Ｆrの算出精度が悪化して十分な制御効果を得られなくなる。特に、路面勾配が大きくなるほど制御効果が悪化し、ドライバは路面外乱の抑制効果を小さく感じることになる。このように、路面勾配によって制御効果が異なると、ドライバに違和感を与えてしまう。   Therefore, if the front wheel vertical force Ff and the rear wheel vertical force Fr are calculated using the suspension road based suspension coefficient, if the road surface has a gradient, the calculation accuracy of the front wheel vertical force Ff and the rear wheel vertical force Fr deteriorates. A sufficient control effect cannot be obtained. In particular, as the road surface gradient increases, the control effect deteriorates, and the driver feels that the road surface disturbance suppressing effect is small. Thus, if the control effect varies depending on the road surface gradient, the driver feels uncomfortable.

［車輪速変動補正による上下力算出作用］
上記本制御が狙いとする効果(a),(b)を車種に関係なく実現するには、路面勾配によって初期位置（原点位置）が変化するタイヤ変位非線形特性による上下力推定精度への影響を把握し、精度良く前輪上下力Ｆfと後輪上下力Ｆrを算出する工夫が必要である。以下、図２３に基づき、これを反映する車輪速変動補正による上下力算出作用を説明する。 [Up / down force calculation by wheel speed fluctuation correction]
In order to achieve the effects (a) and (b) aimed at by this control regardless of the type of vehicle, the influence on the vertical force estimation accuracy due to the tire displacement nonlinear characteristics in which the initial position (origin position) changes due to the road gradient It is necessary to devise a method for grasping and calculating the front wheel vertical force Ff and the rear wheel vertical force Fr with high accuracy. Hereinafter, based on FIG. 23, the vertical force calculation action by the wheel speed fluctuation correction reflecting this will be described.

まず、サスジオノイズ閾値±αは、図１４のフローチャートにおいて、ステップS501→ステップS502→ステップS503→エンドへと進んで算出される。ステップS501では、取得された勾配推定値SLPと定常フラグfACCに基づき、ステップS502では、定常フラグfACCがfACC＝１（定常走行状態）のとき、勾配推定値SLPからサスジオ係数補正値βが算出される。このとき、サスジオ係数補正値βは、タイヤ変位非線形特性の原点位置（平坦路位置）を、勾配推定値SLPが勾配方向（上り勾配か下り勾配）と勾配の大きさに応じてずらし、ずらした非線形特性における初期位置で線形近似した傾きの値とされる。
すなわち、下り坂走行時には、サスジオ係数補正値βが、前輪側で平坦路基準のサスジオ係数ＫgeoF,ＫgeoRに比べ、下り勾配が大きいほど小さく補正され、後輪側で平坦路基準のサスジオ係数ＫgeoF,ＫgeoRに比べ、下り勾配が大きいほど大きく補正される。一方、上り坂走行時には、サスジオ係数補正値βが、前輪側で平坦路基準のサスジオ係数ＫgeoF,ＫgeoRに比べ、上り勾配が大きいほど大きく補正され、後輪側で平坦路基準のサスジオ係数ＫgeoF,ＫgeoRに比べ、上り勾配が大きいほど小さく補正される。
そして、ステップS503では、サスジオ係数補正値βとフレームF503に記載のマップを用い、サスジオノイズ閾値αが算出される。このサスジオノイズ閾値αは、サスジオ係数補正値βが大きいほど大きな値というように、(1/サスジオ係数)に反比例する値として算出される。これは、補正後のサスジオ係数補正値βが大きいほどノイズが乗りやすくなることによる。 First, the suspension noise threshold value ± α is calculated by proceeding from step S501 → step S502 → step S503 → end in the flowchart of FIG. In step S501, based on the obtained gradient estimated value SLP and the steady flag fACC, in step S502, when the steady flag fACC is fACC = 1 (steady running state), the suspension coefficient correction value β is calculated from the gradient estimated value SLP. The At this time, the suspension geo coefficient correction value β is shifted by shifting the origin position (flat road position) of the tire displacement nonlinear characteristic according to the gradient direction (uphill or downhill) and the magnitude of the gradient. The slope value is linearly approximated at the initial position in the nonlinear characteristic.
That is, when traveling downhill, the suspension factor correction value β is corrected to be smaller as the descending slope is larger than the suspension reference factor KgeoF, KgeoR based on the flat road on the front wheel side, and the suspension reference factor KgeoF, Compared with KgeoR, the greater the downward gradient, the greater the correction. On the other hand, when traveling uphill, the suspension value correction value β is corrected to be larger as the upward slope is larger than the smooth road reference suspension coefficient KgeoF, KgeoR on the front wheel side, and the flat road reference suspension suspension coefficient KgeoF, Compared to KgeoR, the larger the upward gradient, the smaller the correction.
In step S503, the suspension geo noise threshold α is calculated using the suspension coefficient correction value β and the map described in the frame F503. The sustain geonoise threshold α is calculated as a value that is inversely proportional to (1 / sussusio coefficient), such that the greater the sustain geo coefficient correction value β, the greater the value. This is because noise increases as the corrected suspension coefficient correction value β increases.

図２３は、実施例１の車体制振制御装置を搭載した車両で路面外乱（路面凹凸など）を通過するときの各特性を示すタイムチャートある。
図２３の時刻t0〜時刻t1までの間は、車輪速から算出した車輪速変動特性に示すように、多少の車輪速変動が認められるもののサスジオノイズ閾値±α以下であるため、図１５のフローチャートにおいて、ステップS601→ステップS602→ステップS603→ステップS605→エンドへと進む。したがって、図２３の処理Ａにおける閾値判定・車輪速変動判定ゲインの設定の各特性は何れも“０”の一定値とされる。そして、車輪速変動判定ゲイン＝０とされるため、図１６のフローチャートにおいて、ステップS701→ステップS702→エンドへと進み、図２３の処理Ｂにおける上下力推定に使用する車輪速変動の特性は“０”の一定値とされる。さらに、車輪速変動判定ゲイン＝０とされ、かつ、車輪速変動＝０とされるため、図１７のフローチャートにおいて、ステップS801→ステップS802→エンドへと進み、図２３の処理Ｃにおける車輪速変動から推定した上下力・車輪速から算出した指令トルクの各特性は何れも“０”の一定値とされる。 FIG. 23 is a time chart showing characteristics when a vehicle equipped with the vehicle system vibration control device according to the first embodiment passes a road surface disturbance (road surface unevenness or the like).
From time t0 to time t1 in FIG. 23, as shown in the wheel speed fluctuation characteristic calculated from the wheel speed, although some wheel speed fluctuation is recognized, it is less than the suspension noise threshold value ± α. , Step S601 → Step S602 → Step S603 → Step S605 → End Therefore, each characteristic of threshold value determination and wheel speed variation determination gain setting in process A of FIG. 23 is set to a constant value of “0”. Since the wheel speed fluctuation determination gain is set to 0, in the flowchart of FIG. 16, the process proceeds from step S701 to step S702 to end, and the characteristic of the wheel speed fluctuation used for the vertical force estimation in the process B of FIG. It is a constant value of 0 ”. Further, since the wheel speed fluctuation determination gain = 0 and the wheel speed fluctuation = 0, the process proceeds from step S801 to step S802 to the end in the flowchart of FIG. 17, and the wheel speed fluctuation in the process C of FIG. Each characteristic of the command torque calculated from the vertical force and wheel speed estimated from the above is a constant value of “0”.

図２３の時刻t1になると車輪速変動がサスジオノイズ閾値＋αより大きくなるため、図１５のフローチャートにおいて、ステップS601→ステップS602→ステップS604→エンドへと進む。したがって、図２３の処理Ａにおける閾値判定及び車輪速変動判定ゲインの設定は、何れも“１”とされる。そして、車輪速変動判定ゲイン＝１とされるため、図１６のフローチャートにおいて、ステップS701→ステップS702→エンドへと進み、図２３の処理Ｂにおける上下力推定に使用する車輪速変動は、サスジオノイズ閾値＋αとされる。さらに、車輪速変動判定ゲインの前回値が“０”で今回値が“１”になるため、図１７のフローチャートにおいて、ステップS801→ステップS802→ステップS803→エンドへと進み、図２３の処理Ｃにおける車輪速変動から推定した上下力及び車輪速から算出した指令トルクは、何れも“０”にリセットされる。   At time t1 in FIG. 23, the wheel speed fluctuation becomes larger than the suspension noise threshold value + α, so in the flowchart in FIG. 15, the process proceeds from step S601 to step S602 to step S604 to end. Therefore, the threshold value determination and the wheel speed fluctuation determination gain setting in process A of FIG. 23 are both “1”. Since the wheel speed fluctuation determination gain = 1, in the flowchart of FIG. 16, the process proceeds from step S701 to step S702 to end, and the wheel speed fluctuation used for the vertical force estimation in the process B of FIG. + Α. Further, since the previous value of the wheel speed fluctuation determination gain is “0” and the current value is “1”, the process proceeds from step S801 to step S802 to step S803 to end in the flowchart of FIG. Both the vertical force estimated from the wheel speed fluctuation and the command torque calculated from the wheel speed are reset to “0”.

図２３の時刻t1〜時刻t2までの間は、車輪速変動がサスジオノイズ閾値＋αより大きな状態が維持されるため、図１５のフローチャートにおいて、ステップS601→ステップS602→ステップS604→エンドへと進む。したがって、図２３の処理Ａにおける閾値判定及び車輪速変動判定ゲインの設定は、何れも“１”が維持される。そして、車輪速変動判定ゲイン＝１とされるため、図１６のフローチャートにおいて、ステップS701→ステップS702→エンドへと進み、図２３の処理Ｂにおける上下力推定に使用する車輪速変動は、車輪速から算出した車輪速変動とされる。さらに、車輪速変動判定ゲイン＝１であるため、図１７のフローチャートにおいて、ステップS801→ステップS802→エンドへと進み、図２３の処理Ｃにおける車輪速変動から推定した上下力は、上下力推定に使用する車輪速変動特性に追従したものとなる。そして、車輪速から算出した指令トルクは、車輪速から算出した車輪速変動を反転させた特性に追従したものとなる。   Since the state in which the wheel speed fluctuation is greater than the suspension noise threshold value + α is maintained from time t1 to time t2 in FIG. 23, the process proceeds from step S601 to step S602 to step S604 to end in the flowchart in FIG. Accordingly, the threshold value determination and the wheel speed fluctuation determination gain setting in process A in FIG. 23 are both maintained at “1”. Since the wheel speed fluctuation determination gain is set to 1, in the flowchart of FIG. 16, the process proceeds from step S701 to step S702 to end, and the wheel speed fluctuation used for the vertical force estimation in the process B of FIG. The wheel speed fluctuation calculated from Further, since the wheel speed variation determination gain = 1, in the flowchart of FIG. 17, the process proceeds from step S801 to step S802 to end, and the vertical force estimated from the wheel speed variation in the process C of FIG. It follows the wheel speed fluctuation characteristics used. The command torque calculated from the wheel speed follows the characteristic obtained by reversing the wheel speed fluctuation calculated from the wheel speed.

図２３の時刻t2〜時刻t3までの間は、車輪速変動がサスジオノイズ閾値±α以下となるが、所要時間Δt（＝t3−t2）が、遅れ時間より短いため、図１５のフローチャートにおいて、ステップS601→ステップS602→ステップS603→ステップS604→エンドへと進む。したがって、図２３の処理Ａにおける閾値判定は“０”であるが、図２３の処理Ａにおける車輪速変動判定ゲインの設定は“１”がそのまま維持される。そして、車輪速変動判定ゲイン＝１が維持されるため、図１６のフローチャートにおいて、ステップS701→ステップS702→エンドへと進み、図２３の処理Ｂにおける上下力推定に使用する車輪速変動は、車輪速から算出した車輪速変動とされる。さらに、車輪速変動判定ゲイン＝１が維持されるため、図１７のフローチャートにおいて、ステップS801→ステップS802→エンドへと進み、図２３の処理Ｃにおける車輪速変動から推定した上下力は、上下力推定に使用する車輪速変動特性に追従したものとなる。そして、車輪速から算出した指令トルクは、車輪速から算出した車輪速変動を反転させた特性に追従したものとなる。   In the period from time t2 to time t3 in FIG. 23, the wheel speed fluctuation is equal to or less than the suspension noise threshold value ± α, but the required time Δt (= t3−t2) is shorter than the delay time. The process proceeds from S601 to step S602 to step S603 to step S604 to end. Therefore, although the threshold determination in the process A in FIG. 23 is “0”, the setting of the wheel speed variation determination gain in the process A in FIG. 23 is maintained as “1”. Since the wheel speed variation determination gain = 1 is maintained, in the flowchart of FIG. 16, the process proceeds from step S701 to step S702 to end, and the wheel speed variation used for the vertical force estimation in the process B of FIG. The wheel speed is calculated from the speed. Further, since the wheel speed fluctuation determination gain = 1 is maintained, in the flowchart of FIG. 17, the process proceeds from step S801 to step S802 to end, and the vertical force estimated from the wheel speed fluctuation in the process C of FIG. It follows the wheel speed fluctuation characteristics used for estimation. The command torque calculated from the wheel speed follows the characteristic obtained by reversing the wheel speed fluctuation calculated from the wheel speed.

図２３の時刻t3〜時刻t4までの間は、車輪速変動がサスジオノイズ閾値−αより大きな状態が維持されるため、図１５のフローチャートにおいて、ステップS601→ステップS602→ステップS604→エンドへと進む。そして、車輪速変動判定ゲイン＝１とされるため、図１６のフローチャートにおいて、ステップS701→ステップS702→エンドへと進み、図１７のフローチャートにおいて、ステップS801→ステップS802→エンドへと進む。すなわち、時刻t1〜時刻t2までの処理と、同様の処理が行われる。   Since the state where the wheel speed fluctuation is greater than the suspension noise threshold value −α is maintained between time t3 and time t4 in FIG. 23, the process proceeds from step S601 to step S602 to step S604 to end in the flowchart of FIG. Since the wheel speed variation determination gain is set to 1, the process proceeds from step S701 to step S702 to end in the flowchart of FIG. 16, and from step S801 to step S802 to end in the flowchart of FIG. That is, the same processing as the processing from time t1 to time t2 is performed.

図２３の時刻t4〜時刻t5までの間は、車輪速変動がサスジオノイズ閾値±α以下となるが、所要時間Δt（＝t5−t4）が、遅れ時間より短いため、図１５のフローチャートにおいて、ステップS601→ステップS602→ステップS603→ステップS604→エンドへと進む。そして、車輪速変動判定ゲイン＝１が維持されるため、図１６のフローチャートにおいて、ステップS701→ステップS702→エンドへと進み、図１７のフローチャートにおいて、ステップS801→ステップS802→エンドへと進む。すなわち、時刻t2〜時刻t3までの処理と、同様の処理が行われる。   In the period from time t4 to time t5 in FIG. 23, the wheel speed fluctuation is not more than the suspension noise threshold value ± α, but the required time Δt (= t5−t4) is shorter than the delay time. The process proceeds from S601 to step S602 to step S603 to step S604 to end. Since the wheel speed variation determination gain = 1 is maintained, the process proceeds from step S701 to step S702 to end in the flowchart of FIG. 16, and from step S801 to step S802 to end in the flowchart of FIG. That is, the same processing as the processing from time t2 to time t3 is performed.

図２３の時刻t5〜時刻t6までの間は、車輪速変動がサスジオノイズ閾値＋αより大きな状態が維持されるため、図１５のフローチャートにおいて、ステップS601→ステップS602→ステップS604→エンドへと進む。そして、車輪速変動判定ゲイン＝１とされるため、図１６のフローチャートにおいて、ステップS701→ステップS702→エンドへと進み、図１７のフローチャートにおいて、ステップS801→ステップS802→エンドへと進む。すなわち、時刻t1〜時刻t2までの処理と、同様の処理が行われる。   From time t5 to time t6 in FIG. 23, the state where the wheel speed fluctuation is larger than the suspension noise threshold value + α is maintained, so in the flowchart of FIG. 15, the process proceeds from step S601 to step S602 to step S604 to end. Since the wheel speed variation determination gain is set to 1, the process proceeds from step S701 to step S702 to end in the flowchart of FIG. 16, and from step S801 to step S802 to end in the flowchart of FIG. That is, the same processing as the processing from time t1 to time t2 is performed.

図２３の時刻t6以降は、車輪速変動がサスジオノイズ閾値±α以下となるが、時刻t6から遅れ時間を加えた時刻t7になるまでは、図１５のフローチャートにおいて、ステップS601→ステップS602→ステップS603→ステップS604→エンドへと進む。そして、車輪速変動判定ゲイン＝１が維持されるため、図１６のフローチャートにおいて、ステップS701→ステップS702→エンドへと進み、図１７のフローチャートにおいて、ステップS801→ステップS802→エンドへと進む。すなわち、時刻t6〜時刻t7までは、時刻t2〜時刻t3や時刻t4〜時刻t5までの処理と、同様の処理が行われる。   After time t6 in FIG. 23, the wheel speed fluctuation becomes equal to or less than the suspension noise threshold value ± α, but in the flowchart of FIG. 15, step S601 → step S602 → step S603 until the time t7 including the delay time from time t6. → Go to step S604 → end. Since the wheel speed variation determination gain = 1 is maintained, the process proceeds from step S701 to step S702 to end in the flowchart of FIG. 16, and from step S801 to step S802 to end in the flowchart of FIG. That is, from time t6 to time t7, processing similar to that from time t2 to time t3 and from time t4 to time t5 is performed.

図２３の時刻t7以降になると、車輪速変動がサスジオノイズ閾値±α以下が維持され、かつ、時刻t7にて処理Ａにおける車輪速変動判定ゲインが“０”とされ、時刻t0〜時刻t1までの間と同様の処理が行われる。但し、車輪速から算出した指令トルクは、減衰特性により徐々にゼロに収束させたものとなる。   After time t7 in FIG. 23, the wheel speed fluctuation is maintained at or below the suspension noise threshold value ± α, and the wheel speed fluctuation determination gain in process A is set to “0” at time t7, from time t0 to time t1. The same processing as that in between is performed. However, the command torque calculated from the wheel speed is gradually converged to zero due to the damping characteristic.

上記のように、実施例１では、路面からタイヤに加わる上下力を算出する上下力算出部304に、車両が走行する路面勾配に応じて車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行う車輪速変動補正部303を設ける構成を採用した。
車輪速変動に基づいてタイヤに加わる上下力を算出する場合、平坦路を基準としてタイヤ変位特性の傾き係数であるサスジオ係数を決めている。一方、サスペンション・ジオメトリに基づくタイヤ変位特性は、サスペンション変位によってサスジオ係数が変化する非線形特性を示す。このため、上り勾配路や下り勾配路を走行すると、車輪速変動に基づいて算出される路面からタイヤに加わる上下力の推定精度が低下する。
これに対し、サスペンション変位によってサスジオ係数が変化すると共に、サスジオ係数が大きい方が、サスジオ係数が小さいときに比べ、車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速信号にノイズが乗りやすいと知見した。この知見に基づき、車両が走行する路面勾配に応じて車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行うようにした。したがって、路面勾配によらず、路面からタイヤに加わる上下力Ｆf,Ｆrの推定精度が確保される。
このように、路面勾配に応じて車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行うことで、サスペンションが変位する外乱入力走行シーンにおいて、路面勾配によらず車輪速変動に基づいて算出する路面からの上下力推定精度が確保される。 As described above, in the first embodiment, the vertical force calculation unit 304 that calculates the vertical force applied to the tire from the road surface performs correction for removing noise included in the wheel speed fluctuation according to the road surface gradient on which the vehicle travels. A configuration in which a speed fluctuation correction unit 303 is provided is adopted.
When calculating the vertical force applied to the tire based on the wheel speed fluctuation, the suspension coefficient, which is the slope coefficient of the tire displacement characteristic, is determined with reference to a flat road. On the other hand, the tire displacement characteristic based on the suspension geometry shows a non-linear characteristic in which the suspension ratio changes depending on the suspension displacement. For this reason, when the vehicle travels on an uphill or downhill road, the estimation accuracy of the vertical force applied to the tire from the road surface calculated based on the wheel speed fluctuation is reduced.
In contrast to this, the suspension coefficient changes due to suspension displacement, and the higher the suspension ratio, the easier it is to get on the wheel speed signals from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, and 103RL than when the suspension ratio is small. I found out. Based on this knowledge, correction for removing noise included in wheel speed fluctuations is performed in accordance with the road surface gradient on which the vehicle travels. Therefore, the estimation accuracy of the vertical forces Ff and Fr applied to the tire from the road surface is ensured regardless of the road surface gradient.
In this way, by performing correction to remove the noise included in the wheel speed fluctuation according to the road surface gradient, in the disturbance input traveling scene in which the suspension is displaced, from the road surface calculated based on the wheel speed variation regardless of the road surface gradient. The vertical force estimation accuracy is ensured.

実施例１では、路面勾配によって変化するサスジオ係数補正値βが大きいほど大きな値による車輪速変動のサスジオノイズ閾値±αを設定し、車輪速変動がサスジオノイズ閾値±αより大きいか否かを判定し、判定結果を閾値判定ゲインとして設定する車輪速変動判定ゲイン設定部302を備える。車輪速変動補正部303は、車輪速変動がサスジオノイズ閾値±α以下のとき、閾値判定ゲインを用いて車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行う構成を採用した。
すなわち、車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行うに際し、図２３の矢印Ｎに示すように、閾値絶対値｜α｜が、路面勾配によって変化するサスジオ係数補正値βの大きさを反映する値となる。そして、閾値絶対値｜α｜の大きさにより、車輪速から算出した車輪速変動のうち、上下力推定に使用しない範囲と、上下力推定に使用する範囲と、が分けて規定されることになる。つまり、上下力推定に使用しない範囲は、サスジオ係数補正値βが大きいほどノイズが乗りやすいことを反映した範囲となり、上下力推定に使用する範囲は、外乱挙動を抑制するのに適切なノイズ影響が抑えられた車輪速変動範囲となる。
このように、勾配路走行時、路面勾配に応じたサスジオ係数補正値βの大きさを反映させた閾値絶対値｜α｜により切り分けられる上下力推定に使用しない車輪速変動範囲のノイズを除去することで、車輪速から算出した車輪速変動のうち、ノイズ影響が抑えられた車輪速変動範囲が、上下力推定に使用する範囲として取得される。この結果、路面勾配によらず、上下力推定精度が高められる。 In the first embodiment, the larger the suspension geo coefficient correction value β that changes depending on the road surface gradient is, the larger the wheel speed variation suspension noise threshold value ± α is set, and it is determined whether the wheel speed variation is greater than the suspension noise threshold value ± α. A wheel speed variation determination gain setting unit 302 is provided for setting the determination result as a threshold determination gain. The wheel speed fluctuation correction unit 303 employs a configuration that performs correction to remove noise included in the wheel speed fluctuation using the threshold determination gain when the wheel speed fluctuation is equal to or less than the suspension noise threshold value ± α.
That is, when correction for removing noise included in the wheel speed fluctuation is performed, as shown by an arrow N in FIG. 23, the threshold absolute value | α | reflects the magnitude of the suspension coefficient correction value β that varies depending on the road surface gradient. The value to be The range that is not used for the vertical force estimation and the range that is used for the vertical force estimation among the wheel speed fluctuations calculated from the wheel speed are separately defined by the magnitude of the threshold absolute value | α |. Become. In other words, the range that is not used for vertical force estimation is a range that reflects the fact that noise increases as the suspension coefficient correction value β increases, and the range that is used for vertical force estimation is a noise effect appropriate for suppressing disturbance behavior. The wheel speed fluctuation range is suppressed.
In this way, when traveling on a slope road, the noise in the wheel speed fluctuation range that is not used for the vertical force estimation divided by the threshold absolute value | α | reflecting the magnitude of the suspension coefficient correction value β according to the road surface slope is removed. Thus, of the wheel speed fluctuations calculated from the wheel speed, the wheel speed fluctuation range in which the influence of noise is suppressed is acquired as the range used for the vertical force estimation. As a result, the vertical force estimation accuracy is improved regardless of the road surface gradient.

実施例１では、車輪速変動判定ゲイン設定部302を、車輪速変動の閾値判定を行う際、閾値判定タイミングと判定結果出力タイミングとの間に、制御中心周波数の半周期程度の遅れ時間を持たせた構成を採用した。
すなわち、車輪速変動の閾値判定に一定の遅れ時間を持たせているため、車輪速変動判定ゲインは、図２３の矢印Ｋに示すように、時刻t1〜時刻t7までの間、車輪速変動判定ゲイン＝１が維持され、一連の車輪速変動が連続の波形として認識される。
このように、車輪速変動の閾値判定に一定の遅れ時間を持たせたことで、車輪速変動が連続的な入力であるにもかかわらず、車輪速変動判定ゲインが不適切に切り替わることでの不要な演算リセットが防止される。 In the first embodiment, when the wheel speed fluctuation determination gain setting unit 302 performs wheel speed fluctuation threshold determination, a delay time of about a half cycle of the control center frequency is provided between the threshold determination timing and the determination result output timing. Adopted.
That is, since a certain delay time is given to the wheel speed fluctuation threshold determination, the wheel speed fluctuation determination gain is determined from the time t1 to the time t7 as shown by the arrow K in FIG. Gain = 1 is maintained, and a series of wheel speed fluctuations are recognized as a continuous waveform.
Thus, by giving a certain delay time to the threshold determination of the wheel speed fluctuation, the wheel speed fluctuation determination gain is switched inappropriately even though the wheel speed fluctuation is a continuous input. Unnecessary calculation reset is prevented.

実施例１では、上下力算出部304を、閾値判定ゲインを入力し、閾値判定ゲインの前回値が０で、閾値判定ゲインの今回値が１であるとき、上下力算出値の中間値をリセットする構成を採用した。
すなわち、車輪速変動から推定した上下力及び車輪速から算出した指令トルクは、図２３の矢印Ｌ及び矢印Ｍに示すように、突然値を持つタイミングである時刻t1にてリセットされる。
このように、突然値を持つタイミングで中間値をリセットすることで、車両挙動の急変を招く上下力推定値や指令トルク値の急変が防止される。 In the first embodiment, the vertical force calculation unit 304 inputs a threshold determination gain, and when the previous value of the threshold determination gain is 0 and the current value of the threshold determination gain is 1, the intermediate value of the vertical force calculation value is reset. The configuration to adopt was adopted.
That is, the vertical torque estimated from the wheel speed fluctuation and the command torque calculated from the wheel speed are reset at time t1, which is a timing having a sudden value, as indicated by arrows L and M in FIG.
Thus, by resetting the intermediate value at a timing having a sudden value, a sudden change in the estimated vertical force value or the command torque value that causes a sudden change in the vehicle behavior is prevented.

実施例１では、車両が定常走行状態であるか否かを判断する走行状態検出部322を設けた。そして、上下力算出部304は、車両が定常走行状態であるときにのみ、路面勾配に応じたサスジオノイズ閾値±αを遷移して路面からタイヤに加わる上下力Ｆf,Ｆrを算出する構成を採用した。
すなわち、一般的に車両に加減速度が発生しているとき（非定常走行状態）、路面勾配の推定精度が落ちる。その状態でサスジオノイズ閾値±αを遷移させると、勾配推定精度が不連続に遷移するため、路面勾配を用いた本ロジックを実行することにより、逆にドライバに対し違和感を与えてしまうおそれがある。
これに対し、一定速走行を判断し、定常状態のときのみ路面勾配に応じたサスジオノイズ閾値±αに遷移することで、ドライバに対して与えるおそれのある違和感が防止される。 In the first embodiment, the traveling state detection unit 322 that determines whether or not the vehicle is in a steady traveling state is provided. And the vertical force calculation part 304 employ | adopted the structure which calculates the vertical force Ff and Fr added to a tire from a road surface by changing the suspension noise threshold value + (alpha) according to a road surface gradient, only when a vehicle is a steady driving state. .
That is, generally when the vehicle is accelerating / decelerating (unsteady running state), the estimation accuracy of the road surface gradient is lowered. If the suspension noise threshold value ± α is changed in this state, the gradient estimation accuracy changes discontinuously. Therefore, when this logic using the road surface gradient is executed, the driver may feel uncomfortable.
On the other hand, it is determined that the vehicle travels at a constant speed, and the transition to the suspension noise threshold value ± α corresponding to the road surface gradient is performed only in a steady state.

次に、効果を説明する。
実施例１の車体制振制御装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。 Next, the effect will be described.
In the vehicle system vibration control device of the first embodiment, the effects listed below can be obtained.

(1) 走行中に取得される車両からのセンシング情報を車輪入力に変換する入力変換部204と、前記車輪入力と車両モデル307を用いて車体のばね上挙動を推定する車体振動推定部205と、前記ばね上挙動の推定結果に基づき駆動トルクの補正を行うトルク指令値算出部206と、を備えた車体制振制御装置において、
前記入力変換部204は、サスペンション・ジオメトリに基づくタイヤ変位特性を用い、車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速変動に基づいて、路面からタイヤに加わる上下力を算出する上下力算出部304を有し、
前記上下力算出部304に、前記車両が走行する路面勾配に応じて車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行う車輪速変動補正部303を設けた（図３）。
このため、サスペンションが変位する外乱入力走行シーンにおいて、路面勾配によらず車輪速変動に基づいて算出する路面からの上下力推定精度を確保することができる。 (1) An input conversion unit 204 that converts sensing information from the vehicle acquired during traveling into wheel input; a vehicle body vibration estimation unit 205 that estimates the sprung behavior of the vehicle body using the wheel input and the vehicle model 307; In the vehicle system vibration control device, comprising a torque command value calculation unit 206 that corrects the drive torque based on the estimation result of the sprung behavior,
The input conversion unit 204 uses a tire displacement characteristic based on the suspension geometry, and calculates vertical force applied to the tire from the road surface based on wheel speed fluctuations from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, 103RL. Part 304,
The vertical force calculation unit 304 is provided with a wheel speed variation correction unit 303 that performs correction to remove noise included in the wheel speed variation according to the road surface gradient on which the vehicle travels (FIG. 3).
For this reason, in the disturbance input traveling scene in which the suspension is displaced, it is possible to ensure the accuracy of estimating the vertical force from the road surface that is calculated based on the wheel speed fluctuation regardless of the road surface gradient.

(2) 前記路面勾配によって変化する前記タイヤ変位特性の傾きであるサスジオ係数が大きくなるほど大きな値による車輪速変動のサスジオノイズ閾値±αを設定し、前記車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速変動が前記サスジオノイズ閾値±αより大きいか否かを判定し、判定結果を閾値判定ゲインとして設定する車輪速変動判定ゲイン設定部302を備え、
前記車輪速変動補正部303は、車輪速変動が前記サスジオノイズ閾値±α以下のとき、前記閾値判定ゲインを用いて前記車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行う（図１５，図１６）。
このため、(1)の効果に加え、車輪速から算出した車輪速変動のうち、ノイズ影響が抑えられた車輪速変動範囲が、上下力推定に使用する範囲として取得されることで、路面勾配によらず、上下力推定精度を高めることができる。 (2) As the suspension coefficient, which is the inclination of the tire displacement characteristic that changes according to the road surface gradient, increases, a suspension speed noise noise threshold value ± α of the wheel speed fluctuation due to a larger value is set, and the wheel speed sensor 103FR, 103FL, 103RR, 103RL A wheel speed variation determination gain setting unit 302 that determines whether or not the wheel speed variation is greater than the suspension noise threshold value ± α, and sets a determination result as a threshold determination gain;
The wheel speed fluctuation correction unit 303, when the wheel speed fluctuation is equal to or less than the suspension noise threshold value ± α, the noise included in the wheel speed fluctuation from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, 103RL using the threshold judgment gain. Correction to be removed is performed (FIGS. 15 and 16).
For this reason, in addition to the effect of (1), among the wheel speed fluctuations calculated from the wheel speed, the wheel speed fluctuation range in which the influence of noise is suppressed is acquired as the range used for vertical force estimation. Regardless, the vertical force estimation accuracy can be increased.

(3) 前記車輪速変動判定ゲイン設定部302は、車輪速変動の閾値判定を行う際、閾値判定タイミングと判定結果出力タイミングとの間に、制御中心周波数の半周期程度の遅れ時間を持たせた（図１５）。
このため、(2)の効果に加え、車輪速変動が連続的な入力であるにもかかわらず、車輪速変動判定ゲインが不適切に切り替わることでの不要な演算リセットが防止され、車輪速変動を連続の波形として認識することができる。 (3) When the wheel speed variation determination gain setting unit 302 performs the wheel speed variation threshold determination, the wheel speed variation determination gain setting unit 302 gives a delay time of about a half cycle of the control center frequency between the threshold determination timing and the determination result output timing. (FIG. 15).
For this reason, in addition to the effect of (2), although the wheel speed fluctuation is a continuous input, unnecessary calculation reset due to improper switching of the wheel speed fluctuation judgment gain is prevented, and the wheel speed fluctuation Can be recognized as a continuous waveform.

(4) 前記車輪速変動判定ゲイン設定部302は、前記車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速変動がサスジオノイズ閾値±αより大きいと判定されると前記閾値判定ゲインを１とし、前記車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速変動がサスジオノイズ閾値±α以下であると判定されると前記閾値判定ゲインを０とし、
前記車輪速変動補正部303は、前記閾値判定ゲインが１のとき、前記車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速変動を車輪速変動補正値として抽出し、前記上下力算出部304へ入力する（図１５，図１６）。
このため、(2)又は(3)の効果に加え、ノイズ影響が抑えられた領域における車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速変動範囲を、上下力推定に使用する車輪速変動情報として抽出することができる。 (4) When the wheel speed fluctuation determination gain setting unit 302 determines that the wheel speed fluctuation from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, 103RL is larger than the suspension noise threshold value ± α, the threshold value determination gain is set to 1. When it is determined that the wheel speed fluctuation from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, 103RL is less than or equal to the suspension noise threshold value ± α, the threshold determination gain is set to 0;
When the threshold determination gain is 1, the wheel speed fluctuation correction unit 303 extracts wheel speed fluctuations from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, and 103RL as wheel speed fluctuation correction values, and the vertical force calculation unit 304 (FIGS. 15 and 16).
Therefore, in addition to the effect of (2) or (3), the wheel speed fluctuation range used for estimating the vertical force is the wheel speed fluctuation range from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, 103RL in the area where the influence of noise is suppressed. It can be extracted as information.

(5) 前記上下力算出部304は、前記車輪速変動判定ゲイン設定部302により設定された閾値判定ゲインを入力し、閾値判定ゲインの前回値が０で、閾値判定ゲインの今回値が１であるとき、上下力算出値の中間値をリセットする（図１７）。
このため、(4)の効果に加え、車両挙動の急変を招く上下力推定値や指令トルク値の急変を防止することができる。 (5) The vertical force calculation unit 304 inputs the threshold determination gain set by the wheel speed fluctuation determination gain setting unit 302, the previous value of the threshold determination gain is 0, and the current value of the threshold determination gain is 1. When there is, the intermediate value of the vertical force calculation value is reset (FIG. 17).
For this reason, in addition to the effect of (4), it is possible to prevent a sudden change in the estimated vertical force value or the command torque value that causes a sudden change in the vehicle behavior.

(6) 前記車両が走行する路面勾配が上り勾配であるか下り勾配であるかを判定する勾配推定部321と、
前記勾配推定部321からの勾配判定に基づいてサスジオ係数補正値βを算出し、算出したサスジオ係数補正値βに基づいて前記車輪速変動判定ゲイン設定部302へ出力するサスジオノイズ閾値±αを算出するサスジオノイズ閾値算出部323と、
を有する（図１１）。
このため、(1)〜(5)の効果に加え、上り勾配路であっても下り勾配路であっても、路面外乱入力に対する車体制振制御効果を得ることができる。 (6) a gradient estimation unit 321 that determines whether the road gradient on which the vehicle travels is an upward gradient or a downward gradient;
Based on the gradient determination from the gradient estimation unit 321, a suspension geo coefficient correction value β is calculated, and on the basis of the calculated suspension geo coefficient correction value β, a suspension noise threshold value ± α output to the wheel speed variation determination gain setting unit 302 is calculated. A suspension noise threshold value calculation unit 323,
(FIG. 11).
For this reason, in addition to the effects of (1) to (5), it is possible to obtain a vehicle system vibration control effect with respect to road surface disturbance input on an uphill road or a downhill road.

(7) 前記勾配推定部321は、前記車両が走行する路面勾配の勾配推定値SLPを算出し、
前記サスジオノイズ閾値算出部323は、前記勾配推定値SLPに応じて連続的に変更されるサスジオノイズ閾値±αを算出する（図１４）。
このため、(6)の効果に加え、路面勾配に応じて連続的にサスジオノイズ閾値±αが変更されることで、路面外乱入力に対する車体制振制御効果を安定して発揮することができる。 (7) The gradient estimation unit 321 calculates a gradient estimated value SLP of a road surface gradient on which the vehicle travels,
The suspension noise threshold value calculation unit 323 calculates a suspension noise threshold value ± α that is continuously changed according to the gradient estimated value SLP (FIG. 14).
For this reason, in addition to the effect of (6), the vehicle system vibration control effect with respect to the road surface disturbance input can be stably exhibited by continuously changing the suspension noise threshold value ± α according to the road surface gradient.

(8) 前記サスジオノイズ閾値算出部323は、1/(サスジオ係数)に対するマップを用いてサスジオノイズ閾値±αを算出する（図１４）。
このため、(7)の効果に加え、ノイズの乗りやすさをあらわすサスジオ係数に大きさに応じ、適切にサスジオノイズ閾値±αを算出することができる。 (8) The suspension noise threshold value calculation unit 323 calculates a suspension noise threshold value ± α using a map for 1 / (sususio coefficient) (FIG. 14).
For this reason, in addition to the effect of (7), the suspension noise threshold value ± α can be appropriately calculated according to the magnitude of the suspension coefficient that represents the ease of riding noise.

(9) 前記車両が定常走行状態であるか否かを判断する走行状態検出部322を設け、
前記上下力算出部304は、車両が定常走行状態であるときにのみ、路面勾配に応じたサスジオノイズ閾値±αを遷移して路面からタイヤに加わる上下力Ｆf,Ｆrを算出する（図１１）。
このため、(2)〜(8)の効果に加え、定常状態のときのみ路面勾配に応じたサスジオノイズ閾値±αに遷移することで、ドライバに対して与えるおそれのある違和感を防止することができる。 (9) provided with a traveling state detection unit 322 for determining whether or not the vehicle is in a steady traveling state,
The vertical force calculation unit 304 calculates the vertical forces Ff and Fr applied to the tire from the road surface by changing the suspension noise threshold ± α according to the road surface gradient only when the vehicle is in a steady running state (FIG. 11).
For this reason, in addition to the effects (2) to (8), it is possible to prevent a sense of incongruity that may be given to the driver by transitioning to the suspension noise threshold value ± α corresponding to the road surface gradient only in the steady state. .

以上、本発明の車体制振制御装置を実施例１に基づき説明してきたが、具体的な構成については、この実施例１に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。   As mentioned above, although the vehicle system vibration control device of the present invention has been described based on the first embodiment, the specific configuration is not limited to the first embodiment, and the invention according to each claim of the claims. Design changes and additions are permitted without departing from the gist of the present invention.

実施例１では、車輪速変動補正部303として、車輪速変動がサスジオノイズ閾値±α以下のとき、閾値判定ゲインを用いて車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行う例を示した。しかし、車輪速変動補正部としては、サスジオ係数が大きいほど車輪速変動に含まれるノイズの除去効果が高いフィルタを選択し、車輪速変動を補正するような例としても良い。   In the first embodiment, as the wheel speed fluctuation correcting unit 303, when the wheel speed fluctuation is less than or equal to the suspension noise threshold value ± α, noise included in the wheel speed fluctuation from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, and 103RL using the threshold determination gain. An example of performing correction to remove the image is shown. However, the wheel speed fluctuation correction unit may be an example in which a filter having a higher effect of removing noise included in the wheel speed fluctuation is selected as the suspension coefficient is larger, and the wheel speed fluctuation is corrected.

実施例１では、車輪速変動判定ゲイン設定部302として、路面勾配によりサスジオ係数が大きくなるほど大きな値による車輪速変動のサスジオノイズ閾値±αを設定し、車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速変動がサスジオノイズ閾値±αより大きいか否かを判定し、判定結果を閾値判定ゲインとして設定する例を示した。しかし、車輪速変動判定ゲイン設定部としては、サスジオ係数の大きさに応じて複数の閾値を設定し、閾値毎にノイズ除去効果を異ならせるように閾値判定ゲインを設定するような例としても良い。さらに、サスジオ係数の大きいほど、無段階に大きくなるような閾値判定ゲインを設定するような例としても良い。   In the first embodiment, the wheel speed fluctuation determination gain setting unit 302 sets a wheel speed fluctuation suspension threshold value ± α with a larger value as the suspension coefficient increases due to the road surface gradient, and outputs the wheel speed fluctuation from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, 103RL. An example is shown in which it is determined whether or not the wheel speed fluctuation is greater than the suspension noise threshold value ± α, and the determination result is set as a threshold determination gain. However, the wheel speed variation determination gain setting unit may be an example in which a plurality of thresholds are set according to the magnitude of the suspension coefficient, and the threshold determination gain is set so that the noise removal effect differs for each threshold. . Further, an example in which a threshold determination gain that increases steplessly as the suspension coefficient increases is possible.

実施例１では、上下力算出部304として、車両が定常走行状態であるときにのみ、路面勾配に応じたサスジオノイズ閾値±αを遷移して路面からタイヤに加わる上下力Ｆf,Ｆrを算出する例を示した。しかし、上下力算出部としては、車両が直進走行状態であるときにのみ、路面勾配に応じたサスジオノイズ閾値を遷移し、車両が直進走行状態でないとき（旋回走行状態）、サスジオノイズ閾値の変更遅延やサスジオノイズ閾値の変更禁止するような例としても良い。すなわち、一般的に路面勾配の切り替わり（例えば、平坦路→上り勾配路）では、路面勾配が切り替わったことを推定するまでに遅れが発生する。そのため、カーブ走行中に路面勾配が変わった場合、路面勾配に応じたサスジオノイズ閾値に変更すると、カーブ中に車体挙動制振制御効果による操舵応答性が変わり、ドライバに違和感を与える。そこで、カーブ中に路面勾配が切り替わったときは、サスジオノイズ閾値の変更を遅延させる、もしくは、サスジオノイズ閾値を変更させない、等の方策を織り込むことにすると良い。   In the first embodiment, the vertical force calculation unit 304 calculates the vertical forces Ff and Fr applied to the tire from the road surface by transitioning the suspension noise threshold value ± α corresponding to the road surface gradient only when the vehicle is in a steady running state. showed that. However, as the vertical force calculation unit, the transition of the Suseo Noise threshold corresponding to the road surface gradient is made only when the vehicle is traveling straight, and when the vehicle is not traveling straight (turning traveling state) An example in which the change of the suspension noise threshold is prohibited is also possible. In other words, in general, in road surface gradient switching (for example, flat road → uphill road), a delay occurs until it is estimated that the road surface gradient has been switched. For this reason, when the road surface gradient changes during curve driving, if the suspension is changed to a suspension noise threshold value corresponding to the road surface gradient, the steering responsiveness due to the vehicle body vibration suppression control effect changes during the curve, giving the driver a sense of incongruity. Therefore, it is preferable to incorporate measures such as delaying the change of the suspension geonoise threshold or not changing the suspension geonoise threshold when the road surface gradient changes in the curve.

実施例１では、制御指令値を出力するアクチュエータとして、エンジン106を用いる例を示した。しかし、アクチュエータとしては、動力源としてのモータ、無段変速機、摩擦クラッチ、等のように、駆動系に設けられ、駆動輪へ伝達される駆動トルクを外部からの指令により制御できるものであれば良い。   In the first embodiment, an example in which the engine 106 is used as an actuator that outputs a control command value has been described. However, an actuator, such as a motor as a power source, a continuously variable transmission, a friction clutch, etc., is provided in the drive system and can control the drive torque transmitted to the drive wheels by an external command. It ’s fine.

実施例１では、車体振動推定部205として、車両モデル307を用いて車体のばね上挙動を推定する例を示した。しかし、車体振動推定部としては、車両モデルに相当する１つ又は複数の運動方程式を用いて推定するような例としても良い。   In the first embodiment, an example in which the sprung behavior of the vehicle body is estimated using the vehicle model 307 as the vehicle body vibration estimation unit 205 is shown. However, the vehicle body vibration estimation unit may be an example in which estimation is performed using one or a plurality of equations of motion corresponding to a vehicle model.

実施例１では、変速機として、手動により変速ギア段を変更するMT変速機107の例を示した。しかし、変速機としては、自動で変速ギア段や変速比を変更する自動変速機の例としても良い。   In the first embodiment, an example of the MT transmission 107 that manually changes the transmission gear stage is shown as the transmission. However, the transmission may be an example of an automatic transmission that automatically changes the transmission gear stage and the gear ratio.

実施例１では、本発明の車体制振制御装置を、エンジン車に適用する例を示した。しかし、本発明の車体制振制御装置は、ハイブリッド車や電気自動車などに対しても勿論適用することができる。さらに、ハイブリッド車の場合、アクチュエータ（動力源）が異なるエンジン走行モードとモータ走行モードで、車体制振制御装置のトルク指令値算出部における応答性能を切り替えるようにしても良い。   In the first embodiment, the vehicle system vibration control device of the present invention is applied to an engine vehicle. However, the vehicle system vibration control device of the present invention can of course be applied to a hybrid vehicle or an electric vehicle. Furthermore, in the case of a hybrid vehicle, the response performance in the torque command value calculation unit of the vehicle system vibration control device may be switched between an engine travel mode and a motor travel mode with different actuators (power sources).

101 エンジンコントロールモジュール(ECM)
102FR,102FL 左右前輪（従動輪）
102RR,102RL 左右後輪（駆動輪）
103FR,103FL,103RR,103RL 車輪速センサ
104 ブレーキストロークセンサ
105 アクセル開度センサ
106 エンジン
107 MT変速機
108 シャフト
109 ディファレンシャルギア
110 ステアリングホイール
111 操舵角センサ
201 ドライバ要求トルク演算部
202 トルク指令値演算部
203 車体制振制御装置
204 入力変換部
205 車体振動推定部
206 トルク指令値算出部
301 駆動トルク変換部
302 車輪速変動判定ゲイン設定部
303 車輪速変動補正部
304 上下力算出部
305 旋回挙動推定部
306 旋回抵抗力算出部
307 車両モデル
308 第１レギュレータ部
309 第２レギュレータ部
310 第３レギュレータ部
311 リミット処理部
312 バンドパスフィルタ
313 非線形ゲイン増幅部
314 リミット処理部
315 エンジントルク変換部
316 ハイパスフィルタ
317 第１チューニングゲイン設定部
318 第２チューニングゲイン設定部
319 第３チューニングゲイン設定部
320 加算器
321 勾配推定部
322 走行状態検出部
323 サスジオノイズ閾値算出部 101 Engine control module (ECM)
102FR, 102FL Left and right front wheels (driven wheels)
102RR, 102RL Left and right rear wheels (drive wheels)
103FR, 103FL, 103RR, 103RL Wheel speed sensor
104 Brake stroke sensor
105 Accelerator position sensor
106 engine
107 MT transmission
108 shaft
109 Differential gear
110 Steering wheel
111 Steering angle sensor
201 Driver required torque calculation section
202 Torque command value calculator
203 Vehicle control system
204 Input converter
205 Body vibration estimation unit
206 Torque command value calculator
301 Drive torque converter
302 Wheel speed fluctuation determination gain setting section
303 Wheel speed fluctuation correction part
304 Vertical force calculator
305 Turning behavior estimation unit
306 Turning resistance calculation unit
307 Vehicle model
308 First regulator
309 Second regulator
310 Third regulator
311 Limit processing section
312 Bandpass filter
313 Nonlinear Gain Amplifier
314 Limit processing section
315 Engine torque converter
316 High pass filter
317 First tuning gain setting section
318 Second tuning gain setting section
319 Third tuning gain setting section
320 adder
321 Gradient estimation part
322 Running condition detector
323 Suseo Noise Threshold Calculation Unit

Claims (9)

走行中に取得される車両からのセンシング情報を車輪入力に変換する入力変換部と、前記車輪入力と車両モデルを用いて車体のばね上挙動を推定する車体振動推定部と、前記ばね上挙動の推定結果に基づき駆動トルクの補正を行うトルク指令値算出部と、を備えた車体制振制御装置において、
前記入力変換部は、サスペンション・ジオメトリに基づくタイヤ変位特性を用い、車輪速センサからの車輪速変動に基づいて、路面からタイヤに加わる上下力を算出する上下力算出部を有し、
前記上下力算出部に、前記車両が走行する路面勾配に応じて車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行う車輪速変動補正部を設けた
ことを特徴とする車体制振制御装置。 An input conversion unit that converts sensing information from the vehicle acquired during traveling into wheel input, a vehicle body vibration estimation unit that estimates the sprung behavior of the vehicle body using the wheel input and the vehicle model, and the sprung behavior In a vehicle system vibration control device comprising a torque command value calculation unit for correcting drive torque based on an estimation result,
The input conversion unit has a vertical force calculation unit that calculates the vertical force applied to the tire from the road surface based on the wheel speed variation from the wheel speed sensor, using tire displacement characteristics based on the suspension geometry,
The vehicle structure vibration control device, wherein the vertical force calculation unit is provided with a wheel speed fluctuation correction unit that performs correction to remove noise included in wheel speed fluctuations according to a road surface gradient on which the vehicle travels. 請求項１に記載された車体制振制御装置において、
前記路面勾配によって変化する前記タイヤ変位特性の傾きであるサスジオ係数が大きくなるほど大きな値による車輪速変動のサスジオノイズ閾値を設定し、前記車輪速センサからの車輪速変動が前記サスジオノイズ閾値より大きいか否かを判定し、判定結果を閾値判定ゲインとして設定する車輪速変動判定ゲイン設定部を備え、
前記車輪速変動補正部は、車輪速変動が前記サスジオノイズ閾値以下のとき、前記閾値判定ゲインを用いて前記車輪速センサからの車輪速変動に含まれるノイズを除去する補正を行う
ことを特徴とする車体制振制御装置。 In the vehicle system vibration control device according to claim 1,
Whether or not the wheel speed variation from the wheel speed sensor is larger than the suspension noise threshold is set by setting a wheel speed variation suspension velocity noise wheel with a larger value as the suspension coefficient, which is the inclination of the tire displacement characteristic that changes according to the road surface gradient, increases. And a wheel speed variation determination gain setting unit that sets the determination result as a threshold determination gain,
The wheel speed fluctuation correction unit performs correction to remove noise included in wheel speed fluctuation from the wheel speed sensor using the threshold determination gain when the wheel speed fluctuation is equal to or less than the suspension noise threshold. Vehicle system vibration control device. 請求項２に記載された車体制振制御装置において、
前記車輪速変動判定ゲイン設定部は、車輪速変動の閾値判定を行う際、閾値判定タイミングと判定結果出力タイミングとの間に、制御中心周波数の半周期程度の遅れ時間を持たせた
ことを特徴とする車体制振制御装置。 In the vehicle system vibration control device according to claim 2,
The wheel speed variation determination gain setting unit has a delay time of about a half cycle of the control center frequency between the threshold determination timing and the determination result output timing when performing the threshold determination of the wheel speed variation. Vehicle system vibration control device. 請求項２又は３に記載された車体制振制御装置において、
前記車輪速変動判定ゲイン設定部は、前記車輪速センサからの車輪速変動がサスジオゲイン閾値より大きいと判定されると前記閾値判定ゲインを１とし、前記車輪速センサからの車輪速変動がサスジオゲイン閾値以下であると判定されると前記閾値判定ゲインを０とし、
前記車輪速変動補正部は、前記閾値判定ゲインが１のとき、前記車輪速センサからの車輪速変動を車輪速変動補正値として抽出し、前記上下力算出部へ入力する
ことを特徴とする車体制振制御装置。 In the vehicle system vibration control device according to claim 2 or 3,
The wheel speed variation determination gain setting unit sets the threshold determination gain to 1 when it is determined that the wheel speed variation from the wheel speed sensor is greater than the suspension geo gain threshold, and the wheel speed variation from the wheel speed sensor is equal to or less than the suspension geo gain threshold. When it is determined that the threshold determination gain is 0,
The wheel speed fluctuation correction unit extracts a wheel speed fluctuation from the wheel speed sensor as a wheel speed fluctuation correction value when the threshold determination gain is 1, and inputs the wheel speed fluctuation correction value to the vertical force calculation unit. System vibration control device. 請求項４に記載された車体制振制御装置において、
前記上下力算出部は、前記車輪速変動判定ゲイン設定部により設定された閾値判定ゲインを入力し、閾値判定ゲインの前回値が０で、閾値判定ゲインの今回値が１であるとき、上下力算出値の中間値をリセットする
ことを特徴とする車体制振制御装置。 In the vehicle system vibration control device according to claim 4,
The vertical force calculation unit inputs the threshold determination gain set by the wheel speed variation determination gain setting unit, and when the previous value of the threshold determination gain is 0 and the current value of the threshold determination gain is 1, the vertical force A vehicle system vibration control device characterized in that an intermediate value of a calculated value is reset. 請求項１から５までの何れか１項に記載された車体制振制御装置において、
前記車両が走行する路面勾配が上り勾配であるか下り勾配であるかを判定する勾配推定部と、
前記勾配推定部からの勾配判定に基づいてサスジオ係数補正値を算出し、算出したサスジオ係数補正値に基づいて前記車輪速変動判定ゲイン設定部へ出力するサスジオノイズ閾値を算出するサスジオノイズ閾値算出部と、
を有することを特徴とする車体制振制御装置。 In the vehicle system vibration control device according to any one of claims 1 to 5,
A slope estimator that determines whether the road slope on which the vehicle travels is an uphill slope or a downhill slope;
Based on the gradient determination from the gradient estimator, a suspension geo coefficient correction value is calculated, and based on the calculated suspension geo coefficient correction value, a suspension noise threshold value calculation unit that calculates a suspension noise threshold value to be output to the wheel speed variation determination gain setting unit;
A vehicle system vibration control device characterized by comprising: 請求項６に記載された車体制振制御装置において、
前記勾配推定部は、前記車両が走行する路面勾配の勾配推定値を算出し、
前記サスジオノイズ閾値算出部は、前記勾配推定値に応じて連続的に変更されるサスジオノイズ閾値を算出する
ことを特徴とする車体制振制御装置。 In the vehicle system vibration control device according to claim 6,
The gradient estimation unit calculates a gradient estimated value of a road gradient on which the vehicle travels,
The vehicle geo-vibration control device, wherein the suspension noise threshold calculation unit calculates a suspension noise threshold that is continuously changed according to the estimated gradient value. 請求項７に記載された車体制振制御装置において、
前記サスジオノイズ閾値算出部は、1/(サスジオ係数)に対するマップを用いてサスジオノイズ閾値を算出する
ことを特徴とする車体制振制御装置。 In the vehicle system vibration control device according to claim 7,
The vehicle system vibration control device, wherein the sustain geonoise threshold calculation unit calculates a sustain geonoise threshold using a map for 1 / (susgio coefficient). 請求項２から８までの何れか１項に記載された車体制振制御装置において、
前記車両が定常走行状態であるか否かを判断する走行状態検出部を設け、
前記上下力算出部は、車両が定常走行状態であるときにのみ、路面勾配に応じたサスジオノイズ閾値を遷移して路面からタイヤに加わる上下力を算出する
ことを特徴とする車体制振制御装置。 In the vehicle system vibration control device according to any one of claims 2 to 8,
A running state detection unit for determining whether or not the vehicle is in a steady running state;
The vehicle vertical vibration control device, wherein the vertical force calculation unit calculates the vertical force applied to the tire from the road surface by transitioning the suspension noise threshold corresponding to the road surface gradient only when the vehicle is in a steady running state.
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