JP6028383B2 - 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、車両モデルから車体振動を推定し、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, there is known a vehicle driving force control device that inputs driving torque and wheel speed, estimates vehicle body vibration from a vehicle model, and controls the driving torque to suppress vehicle body vibration (for example, Patent Documents). 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、トルク入力による挙動と外乱（車輪速）による挙動は制御対象に含むものの、操舵による挙動を制御対象に含まないため、旋回シーンにおいて、操舵応答性の向上を期待できない、という問題があった。   However, in the conventional driving force control device, the behavior due to torque input and the behavior due to disturbance (wheel speed) are included in the control target, but the behavior due to steering is not included in the control target. There was a problem of not expecting improvement.

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、勾配路での旋回シーンにおいて、路面勾配に関係なく安定した操舵応答性が実現され、ドライバに与える違和感を低減することができ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 problem, and in a turning scene on a slope road, a stable steering response is realized regardless of the road surface slope, and the vehicle structure vibration that can reduce a sense of incongruity given to the driver can be reduced. An object is to provide a 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、制振対象である車体に車輪及びサスペンションを加えた車両の走行中に取得されるセンシング情報を、車体のばね上挙動を推定するときに用いる車両モデルへの入力形式である車輪に加わるトルクまたは力の次元に変換する入力変換部と、前記車輪に加わるトルクまたは力と前記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、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ことを前提とする。
この車体制振制御装置において、
前記入力変換部は、走行中、操舵角信号と車体速信号に基づいて旋回抵抗力を演算する旋回抵抗力算出部を備える。
前記トルク指令値算出部は、前記旋回抵抗力を前記車両モデルに入力することで取得される制御指令値に対し、操舵による車両の旋回挙動応答である操舵応答を調整する制御ゲインを設定する制御ゲイン設定部を備える。
前記制御ゲイン設定部に、走行路面の路面勾配を推定する勾配推定部と、勾配推定結果である勾配推定値に基づき平坦路の制御ゲインに対するゲイン補正値を算出するゲイン補正値算出部と、を有するゲイン補正処理部を設ける。
前記ゲイン補正処理部は、前記勾配推定値が上り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を高めるゲイン補正値とし、前記勾配推定値が下り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を低くするゲイン補正値を算出する構成とする。 To achieve the above object, the vehicle body vibration damping control device of the present invention, the ruse Nshingu information obtained during travel of the vehicle plus the wheels and suspension to the vehicle body is damped, estimated on the body of the spring behavior estimating the sprung mass behavior of the vehicle body by using an input converter for converting applied torque or force dimension to the wheel which is the input format to the vehicle model, the torque or force to the vehicle model applied to the wheels to be used when A vehicle body vibration estimation unit; and a torque command value calculation unit that corrects the driving torque based on the estimation result of the sprung behavior, and suppresses the estimated sprung behavior of the vehicle body while driving by correcting the driving torque. Assuming that
In this vehicle system vibration control device,
The input conversion unit includes a turning resistance calculation unit that calculates a turning resistance force based on a steering angle signal and a vehicle body speed signal during traveling .
The torque command value calculation unit is a control for setting a control gain for adjusting a steering response, which is a response to a turning behavior of a vehicle by steering, with respect to a control command value acquired by inputting the turning resistance force to the vehicle model. A gain setting unit is provided.
The control gain setting unit includes a gradient estimation unit that estimates a road surface gradient of a traveling road surface, and a gain correction value calculation unit that calculates a gain correction value for a control gain of a flat road based on a gradient estimation value that is a gradient estimation result. A gain correction processing unit is provided.
The gain correction processing unit sets a gain correction value that enhances a steering response as compared with a flat road control gain when the estimated slope value is an upward slope, and sets a flat road control gain when the estimated slope value is a downward slope. The gain correction value that lowers the steering response is calculated.

例えば、上り勾配での走行時には、平坦路に比べ前輪荷重が小さくなるため、コーナリングパワーが小さくなる。操舵応答は、コーナリングパワーが大きいほど良くなるので、上り勾配での走行時、操舵応答が平坦路より悪くなる。逆に、平坦路に比べ前輪荷重が大きくなる下り勾配での走行時には、操舵応答が平坦路より良くなる。
これに対し、ゲイン補正処理部において、推定勾配値が上り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を高めるゲイン補正値とされ、推定勾配値が下り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を低くするゲイン補正値が算出される。したがって、操舵応答が平坦路より悪くなる上り勾配路での操舵応答が高められることで、上り勾配路での旋回シーンで平坦路での操舵応答に近づく。一方、操舵応答が平坦路より良くなる下り勾配路での操舵応答が低くされることで、下り勾配路での旋回シーンで平坦路での操舵応答に近づく。
このように、勾配路での旋回シーンにおいて、路面勾配に応じて平坦路での操縦応答性との差が少なくなるように制御ゲインを補正することで、路面勾配に関係なく安定した操舵応答性が実現され、ドライバに与える違和感を低減することができる。 For example, when traveling on an ascending slope, the front wheel load is smaller than on a flat road, so the cornering power is smaller. Since the steering response is improved as the cornering power is increased, the steering response is worse than that on a flat road when traveling on an uphill. Conversely, when traveling on a downward slope where the front wheel load is greater than on a flat road, the steering response is better than on a flat road.
On the other hand, in the gain correction processing unit, when the estimated gradient value is an upward gradient, the gain correction value is set to increase the steering response compared to the control gain of the flat road. When the estimated gradient value is a downward gradient, the flat road control is performed. A gain correction value that lowers the steering response compared to the gain is calculated. Therefore, the steering response on the uphill road where the steering response is worse than that on the flat road is increased, and the steering response on the flat road approaches in the turning scene on the uphill road. On the other hand, since the steering response on the downhill road where the steering response is better than that on the flat road is lowered, the steering response on the flat road approaches in the turning scene on the downhill road.
In this way, in a turning scene on a sloping road, the control gain is corrected so as to reduce the difference from the steering responsiveness on a flat road according to the road slope, so that stable steering responsiveness can be achieved regardless of the road slope. Is realized, and the uncomfortable feeling given to the driver can be reduced.

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のストロークと前輪タイヤの前後方向変位関係特性の一例を示す前輪タイヤ特性図である。It is a front-wheel tire characteristic view which shows an example of the stroke of the suspension in the suspension stroke calculation part which has in the input conversion part of Example 1, and the front-back direction displacement relation characteristic of a front-wheel tire. 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のストロークと後輪タイヤの前後方向変位関係特性の一例を示す後輪タイヤ特性図である。It is a rear-wheel tire characteristic figure which shows an example of the stroke of the suspension in the suspension stroke calculation part which has in the input conversion part of Example 1, and the longitudinal direction displacement relationship characteristic of a rear-wheel tire. 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とゲイン補正処理部の詳細構成を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the detailed structure of the 1st-3rd regulator part, 1st-3rd tuning gain setting part, adder, and gain correction process part which are included in the torque command value calculation part of Example 1. 実施例１のゲイン補正処理部の勾配判定部（図１０）における勾配判定処理構成を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the gradient determination process structure in the gradient determination part (FIG. 10) of the gain correction process part of Example 1. FIG. 実施例１のゲイン補正処理部の直進状態判定部（図１０）における直進状態判定処理構成を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the straight-ahead state determination processing structure in the straight-ahead state determination part (FIG. 10) of the gain correction process part of Example 1. 実施例１のゲイン補正処理部の定常状態判定部（図１０）における定常状態判定処理構成を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the steady state determination processing structure in the steady state determination part (FIG. 10) of the gain correction process part of Example 1. 実施例１のゲイン補正処理部のゲイン補正値算出部（図１０）におけるゲイン補正値算出処理構成を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the gain correction value calculation process structure in the gain correction value calculation part (FIG. 10) of the gain correction process part of Example 1. 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 structure vibration control process performed in the engine control module of Example 1. FIG. 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). 下り坂での前輪荷重と後輪荷重の変化(a)と上り坂での前輪荷重と後輪荷重の変化(b)を示す作用説明図である。FIG. 5 is an operation explanatory diagram showing a change (a) in front wheel load and rear wheel load on a downhill and a change (b) in front wheel load and rear wheel load on an uphill. 輪荷重に対するコーナリングパワーの関係特性(a)と輪荷重の大小をパラメータとするコーナリングパワーとヨーレイトの関係特性(b)を示す特性図である。FIG. 5 is a characteristic diagram showing a relational characteristic (a) of cornering power with respect to a wheel load and a relational characteristic (b) of cornering power and yaw rate with the magnitude of the wheel load as a parameter. 実施例１の車体制振制御装置を搭載した車両で上り勾配路を旋回から直進へ移行して一定速にて走り抜けるシーンでの勾配・直進状態・定常状態・補正トルク値Ａのピッチゲイン・補正トルク値Ｂのピッチゲイン・補正トルク値Ｃのピッチゲインの各特性をあらわすタイムチャートである。Slope, straight-running state, steady-state, pitch gain of correction torque value A, and correction in a scene in which the vehicle system vibration control device according to the first embodiment is mounted and the vehicle travels at a constant speed from a turn to a straight road. 6 is a time chart showing characteristics of a pitch gain of a torque value B and a pitch gain of a corrected torque value C. 実施例２のゲイン補正処理部の勾配推定値算出部における勾配推定値の算出処理構成を示すフローチャートである。12 is a flowchart illustrating a calculation process configuration of a gradient estimated value in a gradient estimated value calculation unit of a gain correction processing unit according to the second embodiment. 実施例２のゲイン補正処理部のゲイン補正値算出部に有する補正トルク値Ｃの勾配推定値に対するピッチゲイン特性(a)と勾配推定値に対するバウンスゲイン特性(b)を示す特性図である。It is a characteristic view which shows the pitch gain characteristic (a) with respect to the gradient estimated value of the correction torque value C which the gain correction value calculation part of the gain correction process part of Example 2 has, and the bounce gain characteristic (b) with respect to the gradient estimated value. 参考例１の車体制振制御装置を搭載した車両で上り勾配路を旋回から直進へ移行して一定速にて走り抜けるシーンでの勾配・直進状態・定常状態・補正トルク値Ａのピッチゲイン・補正トルク値Ｂのピッチゲイン・補正トルク値Ｃのピッチゲインの各特性をあらわすタイムチャートである。Slope, straight-running state, steady state, pitch gain of correction torque value A, and correction in a scene in which the vehicle system vibration control device of Reference Example 1 is installed and the vehicle moves uphill and goes straight at a constant speed. 6 is a time chart showing characteristics of a pitch gain of a torque value B and a pitch gain of a corrected torque value C. 参考例２の車体制振制御装置を搭載した車両で上り勾配路を旋回から直進へ移行して一定速にて走り抜けるシーンでの勾配・勾配フラグ・補正トルク値Ａのピッチゲイン・補正トルク値Ｂのピッチゲイン・補正トルク値Ｃのピッチゲインの各特性をあらわすタイムチャートである。Gradient / gradient flag / pitch gain of correction torque value A / correction torque value B in a scene in which the vehicle system vibration control device of Reference Example 2 is mounted and the vehicle travels at a constant speed from a turn to a straight road. 6 is a time chart showing the characteristics of the pitch gain and the pitch gain of the correction torque value 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及び実施例２に基づいて説明する。   Hereinafter, the best mode for realizing the vehicle system vibration control device of the present invention will be described based on Example 1 and Example 2 shown in the drawings.

まず、構成を説明する。
実施例１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」、「車体制振制御装置の入力変換部構成」、「車体制振制御装置の車体振動推定部構成」、「車体制振制御装置のトルク指令値算出部構成」に分けて説明する。 First, the configuration will be described.
The configuration in the first embodiment includes the following: “overall system configuration”, “internal configuration of engine control module”, “input conversion unit configuration of vehicle system vibration control device”, “vehicle body vibration estimation unit configuration of vehicle system vibration control device”, “ The description will be divided into “the torque command value calculation unit configuration of the vehicle system vibration control device”.

［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、車両のアクチュエータ(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” has a function of suppressing vehicle body vibration by appropriately controlling the drive torque by the vehicle actuator (“engine 106” in the first embodiment) in accordance with the vibration of the vehicle body. Refers to control. 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.

［車体制振制御装置の入力変換部構成］
図３は、車体制振制御装置203の内部を詳細にあらわしたブロック構成を示す。以下、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。 [Configuration of input converter of vehicle system control device]
FIG. 3 shows a block configuration showing in detail the interior of the vehicle system vibration control device 203. Hereinafter, based on FIGS. 3 to 6, the configuration of the input conversion unit 204 in the three-part vehicle system vibration control device 203 will be described.

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、車輪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、ハイパスフィルタ316と、サスストローク算出部302と、上下力変換部303と、車体速度推定部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 wheels) 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 high-pass filter 316, a suspension stroke calculation unit 302, a vertical force conversion unit 303, a vehicle body speed estimation unit 304, and a turning behavior estimation. A 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〉
前記ハイパスフィルタ316では、車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速信号のうち、低次の定常成分を除去する。このハイパスフィルタ316としては、安定性が高く、かつ、演算負荷が低い低次フィルタが使用される。 <Configuration for calculating front and rear wheel vertical forces Ff and Fr>
The high-pass filter 316 removes low-order steady components from the wheel speed signals from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, and 103RL. As the high-pass filter 316, a low-order filter having high stability and low calculation load is used.

前記サスストローク算出部302では、ハイパスフィルタ処理後の車輪速情報に基づいて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を算出する。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、タイヤは前後方向にも変位をもち、この関係性は車両のサスペンションの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である。この関係性を線形近似し、前後変位に対する上下変位の係数を前輪と後輪でそれぞれＫgeoF,ＫgeoRとすると、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
Ｚr＝ＫgeoR・ｘtr
上式を微分すると、タイヤの前後速度と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を算出する。 The suspension stroke calculation unit 302 calculates the suspension stroke speed and the suspension stroke amount based on the wheel speed information after the high-pass filter process. When the suspension strokes, as shown in FIG. 4, the tire also has a displacement in the front-rear direction, and this relationship is determined by the geometry of the vehicle suspension. This is illustrated in FIGS. 5 and 6. FIG. By linearly approximating this relationship and assuming that the coefficient of vertical displacement relative to longitudinal displacement is KgeoF and KgeoR for the front and rear wheels, respectively, the vertical displacements Zf and Zr of the front and rear wheels are It becomes a relationship.
Zf = KgeoF xtf
Zr = KgeoR xtr
Differentiating the above equation yields the equation of tire longitudinal speed and vertical velocity, so the suspension stroke speed and suspension stroke amount are calculated using this relationship.

前記上下力変換部303では、サスストローク算出部302で算出した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に対し、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に変換する。   In the vertical force conversion unit 303, the spring coefficient and the damping coefficient are added to the suspension stroke speed and the suspension stroke amount calculated by the suspension stroke calculation unit 302, respectively, and the sum is taken to obtain the front wheel vertical force Ff and the rear wheel. Convert to vertical force Fr.

〈前後輪旋回抵抗力Ｆcf，Ｆcrの算出構成〉
前記車体速度推定部304では、車輪速情報のうち、従動輪102FR,102FLの車輪速度平均値を車体速度Ｖ（＝車速Ｖ）として出力する。 <Calculation configuration of front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr>
The vehicle body speed estimation unit 304 outputs the wheel speed average value of the driven wheels 102FR and 102FL among the wheel speed information as the vehicle body speed V (= vehicle speed V).

前記旋回挙動推定部305では、車体速度推定部304からの車体速度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。   In the turning behavior estimation unit 305, the vehicle body speed V from the vehicle body speed estimation unit 304 and the steering angle from the steering angle sensor 111 are input, the tire turning angle δ is calculated from the steering angle, and a well-known linear two-wheel model Is used to calculate the yaw rate γ and the vehicle body slip angle βv.

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。
なお、前輪旋回抵抗力Ｆcfと後輪旋回抵抗力Ｆcrは、下記の式により求められる。
前輪旋回抵抗力Ｆcf[Ｎ]＝前輪のタイヤ横力Ｆyf[Ｎ]×tanβf[‐]
≒前輪のタイヤ横力Ｆyf[Ｎ]×βf[‐]
後輪旋回抵抗力Ｆcr[Ｎ]＝後輪のタイヤ横力Ｆyr[Ｎ]×tanβr[‐]
≒後輪のタイヤ横力Ｆyr[Ｎ]×βr[‐]
但し、前後輪のタイヤスリップ角βf,βrが小さいと、tanβf≒βf、tanβr≒βrになる。 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.
The front wheel turning resistance force Fcf and the rear wheel turning resistance force Fcr can be obtained by the following equations.
Front wheel turning resistance force Fcf [N] = Tire lateral force Fyf [N] × tanβf [−]
≒ Front wheel tire lateral force Fyf [N] × βf [-]
Rear wheel turning resistance force Fcr [N] = Tire lateral force Fyr [N] × tanβr [−]
≒ Rear wheel tire lateral force Fyr [N] × βr [-]
However, when the tire slip angles βf and βr of the front and rear wheels are small, tanβf≈βf and tanβr≈βr.

［車体制振制御装置の車体振動推定部構成］
図３は、車体制振制御装置203の内部を詳細にあらわしたブロック構成を示す。以下、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。 [Configuration of vehicle vibration estimation unit of vehicle system vibration control device]
FIG. 3 shows a block configuration showing in detail the interior of the vehicle system vibration control device 203. Hereinafter, the configuration of the vehicle body vibration estimation unit 205 in the three-part vehicle system vibration control device 203 will be described with reference to FIGS. 3 and 7.

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.

［車体制振制御装置のトルク指令値算出部構成］
図３は、車体制振制御装置203の内部を詳細にあらわしたブロック構成を示す。以下、図３、図８〜図１４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。 [Configuration of torque command value calculation unit of vehicle system vibration control device]
FIG. 3 shows a block configuration showing in detail the interior of the vehicle system vibration control device 203. Hereinafter, the configuration of the torque command value calculation unit 206 in the three-part vehicle system vibration control device 203 will be described with reference to FIGS. 3 and 8 to 14.

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、ゲイン補正処理部321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, an adder 320, and a gain correction processing unit 321 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.

前記ゲイン補正処理部321は、第３チューニングゲイン設定部319のチューニングゲインK7,K8を、路面勾配に応じて補正する処理を行うもので、図１０に示すように、勾配判定部321a（勾配推定部）と、直進状態判定部321bと、定常状態判定部321cと、ゲイン補正値算出部321dと、を有する。   The gain correction processing unit 321 performs processing for correcting the tuning gains K7 and K8 of the third tuning gain setting unit 319 according to the road surface gradient. As shown in FIG. 10, the gradient determination unit 321a (gradient estimation) Part), a straight traveling state determination unit 321b, a steady state determination unit 321c, and a gain correction value calculation unit 321d.

前記勾配判定部321aは、勾配推定値SLPを算出し、勾配推定値SLPが正の閾値αを超えると上り勾配と判定し、勾配推定値SLPが負の閾値−αを下回ると下り勾配と判定し、負の閾値−α以上で正の閾値α以下のときは平坦路と判定する。   The gradient determination unit 321a calculates the gradient estimated value SLP, determines that the gradient estimated value SLP exceeds the positive threshold value α, and determines that the gradient is an upward gradient, and if the gradient estimated value SLP falls below the negative threshold value −α, determines that the gradient is a downward gradient. When the threshold value is equal to or greater than the negative threshold value −α and equal to or smaller than the positive threshold value α, the road is determined to be a flat road.

すなわち、図１１に示すように、ステップS601において自車走行路の勾配推定値SLPを、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(1)により算出する。
SLP＝[{Ｔw−Ｒw(Ｆa+Ｆr)}/ＭvＲw]−ｓ・Ｖ …(1)
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(2),(3)で計算することができる。
Ｆa＝μa・ｓv・Ｖ2 …(2)
Ｆr＝μr・Ｍv・ｇ …(3)
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S602では、ステップS601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αを超えるか否かを判断し、SLP＞αであると判断されると、ステップS603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S604では、ステップS602でのSLP≦αであるとの判断に続き、勾配推定値SLPが負の閾値−αを下回っているか否かを判断し、SLP＜−αであると判断されると、ステップS605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S606では、ステップS604でのSLP≧−α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。 That is, as shown in FIG. 11, in step S601, an estimated value SLP of the own vehicle travel path is calculated by the following equation (1) that compares the estimated value of the own vehicle acceleration with the actual acceleration.
SLP = [{Tw−Rw (Fa + Fr)} / MvRw] −s · V (1)
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 equations (2) and (3).
Fa = μa · sv · V 2 (2)
Fr = μr ・ Mv ・ g (3)
Here, μa: air resistance coefficient, sv: front projected area, μr: rolling resistance coefficient, and g: gravitational acceleration.
In step S602, following the calculation of the gradient estimated value SLP in step S601, it is determined whether or not the gradient estimated value SLP exceeds the positive threshold value α. If it is determined that SLP> α, the process proceeds to step S603. The gradient flag fSLP = 1 (uphill gradient) is determined, and the process proceeds to the end.
In step S604, following the determination that SLP ≦ α in step S602, it is determined whether or not the gradient estimated value SLP is below a negative threshold value −α, and if it is determined that SLP <−α. The process proceeds to step S605, where it is determined that the gradient flag fSLP = 2 (downhill gradient) and the flow proceeds to the end.
In step S606, following the determination that SLP ≧ −α in step S604, it is determined that the gradient flag fSLP = 0 (flat road) and the process proceeds to the end.

前記直進状態判定部321bは、舵角絶対値に基づき直進走行状態か否かを判定する。
すなわち、図１２に示すように、ステップS711において、舵角絶対値｜STR｜が、旋回判定閾値STR0を超えているか否かを判断する。｜STR｜＞STR0のときには、ステップS712へ進み、直進フラグfSTR＝０（カーブ走行中）と判定してエンドへ進む。一方、｜STR｜≦STR0のときには、ステップS713へ進み、直進フラグfSTR＝１（直進走行中）と判定してエンドへ進む。 The straight traveling state determination unit 321b determines whether or not the vehicle is in a straight traveling state based on the absolute value of the steering angle.
That is, as shown in FIG. 12, in step S711, it is determined whether or not the steering angle absolute value | STR | exceeds the turning determination threshold value STR0. When | STR |> STR0, the routine proceeds to step S712, where it is determined that the straight traveling flag fSTR = 0 (during curve traveling) and the routine proceeds to the end. On the other hand, when | STR | ≦ STR0, the process proceeds to step S713, where it is determined that the straight travel flag fSTR = 1 (during straight travel) and the process proceeds to the end.

前記定常状態判定部321cは、アクセル開度速度及びブレーキ操作速度に基づき、一定速走行している定常状態であるか否かを判定する。
すなわち、図１３に示すように、ステップS721において、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を判断する。また、次のステップS722において、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を判断する。そして、ステップS721の非加速条件とステップS722の非減速条件が共に成立しているとき、ステップS723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S721の非加速条件とステップS722の非減速条件の一方が不成立のとき、ステップS724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。 The steady state determination unit 321c determines whether or not it is a steady state traveling at a constant speed based on the accelerator opening speed and the brake operation speed.
That is, as shown in FIG. 13, in step S721, it is determined whether or not the accelerator opening speed | ΔACC | is less than the acceleration determination threshold ACC0 for a predetermined time Ta. In the next step S722, it is determined whether or not the brake operation speed | ΔBRK | is less than the deceleration determination threshold BRK0 for a predetermined time Tb. When both the non-acceleration condition in step S721 and the non-deceleration condition in step S722 are satisfied, the process proceeds to step S723, 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 S721 and the non-deceleration condition in step S722 is not established, the process proceeds to step S724, where it is determined that the steady flag fACC = 0 (unsteady travel) and the process proceeds to the end.

前記ゲイン補正値算出部321dは、推定勾配が上り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を高めるゲイン補正値とし、推定勾配が下り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を低くするゲイン補正値を算出する。   The gain correction value calculation unit 321d sets a gain correction value that enhances the steering response compared to the control gain of the flat road when the estimated gradient is an upward gradient, and compares it with the control gain of the flat road when the estimated gradient is a downward gradient. A gain correction value that lowers the steering response is calculated.

すなわち、図１４に示すように、ステップS801において、勾配フラグfSLP＝０（平坦路）であるか否かを判断する。fSLP＝０のときには、ステップS802へ進み、勾配フラグfSLP＝１又は２（上り勾配又は下り勾配）であるか否かを判断する。平坦路から勾配路へ移行したことで、ステップS802にて勾配フラグfSLP＝１又は２であると判断されると、次のステップS803にて、直進フラグfSTR＝１（直進走行中）、かつ、定常フラグfACC＝１（定常走行）であるか否かを判断する。ステップS803の直進走行条件と定常走行条件の少なくとも一方の条件が成立しないときは、ステップS802→ステップS803へと進む流れが繰り返され、ゲイン変更が待機される。そして、ステップS803の直進走行条件と定常走行条件が共に成立するとステップS804へ進み、制御ゲインを変更するゲイン補正値を算出する。平坦路から上り勾配へ移行するときには、ステップS804において、平坦路の制御ゲイン（ピッチゲインＫthp_str＝-0.2、バウンスゲインＫzv_str＝0.2）に比べて操舵応答を高めるゲイン補正値（ピッチゲインＫthp_str＝-0.3、バウンスゲインＫzv_str＝0.1）を目標値とし、目標値に向かって時間の経過と共に徐々に変化するゲイン補正値が算出され、第３チューニングゲイン設定部319へ出力される。また、平坦路から下り勾配へ移行するときには、ステップS804において、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を低くするゲイン補正値（ピッチゲインＫthp_str＝-0.1、バウンスゲインＫzv_str＝0.3）を目標値とし、目標値に向かって時間の経過と共に徐々に変化するゲイン補正値が算出され、第３チューニングゲイン設定部319へ出力される。   That is, as shown in FIG. 14, it is determined in step S801 whether or not the gradient flag fSLP = 0 (flat road). When fSLP = 0, the process proceeds to step S802, and it is determined whether or not the gradient flag fSLP = 1 or 2 (uphill or downhill). If it is determined in step S802 that the gradient flag fSLP is 1 or 2 due to the transition from the flat road to the gradient road, in the next step S803, the straight flag fSTR = 1 (straight running), and It is determined whether or not the steady flag fACC = 1 (steady travel). When at least one of the straight traveling condition and the steady traveling condition in Step S803 is not satisfied, the flow of going from Step S802 to Step S803 is repeated, and the gain change is waited. If both the straight traveling condition and the steady traveling condition in step S803 are satisfied, the process proceeds to step S804, and a gain correction value for changing the control gain is calculated. When shifting from a flat road to an ascending slope, in step S804, a gain correction value (pitch gain Kthp_str = -0.3) that increases the steering response as compared with the control gain (pitch gain Kthp_str = -0.2, bounce gain Kzv_str = 0.2) of the flat road. , Bounce gain Kzv_str = 0.1) is set as a target value, and a gain correction value that gradually changes over time toward the target value is calculated and output to third tuning gain setting section 319. Further, when shifting from a flat road to a downward slope, in step S804, a gain correction value (pitch gain Kthp_str = −0.1, bounce gain Kzv_str = 0.3) that makes the steering response lower than the control gain of the flat road is set as a target value. A gain correction value that gradually changes over time toward the target value is calculated and output to the third tuning gain setting unit 319.

一方、ステップS801において、勾配フラグfSLP＝１又は２（上り勾配又は下り勾配）のときには、ステップS805へ進み、勾配フラグfSLP＝０（平坦路）であるか否かを判断する。勾配路から平坦路へ移行したことで、ステップS805にて勾配フラグfSLP＝０であると判断されると、次のステップS806にて、直進フラグfSTR＝１（直進走行中）、かつ、定常フラグfACC＝１（定常走行）であるか否かを判断する。ステップS806の直進走行条件と定常走行条件の少なくとも一方の条件が成立しないときは、ステップS805→ステップS806へと進む流れが繰り返され、ゲイン変更が待機される。そして、ステップS806の直進走行条件と定常走行条件が共に成立するとステップS807へ進み、制御ゲインを変更するゲイン補正値を算出する。上り勾配から平坦路へ移行するときには、ステップS807において、上り勾配路の制御ゲイン（ピッチゲインＫthp_str＝-0.3、バウンスゲインＫzv_str＝0.1）に比べて操舵応答を低くする平坦路の制御ゲイン（ピッチゲインＫthp_str＝-0.2、バウンスゲインＫzv_str＝0.2）を目標値とし、目標値に向かって時間の経過と共に徐々に変化するゲイン補正値が算出され、第３チューニングゲイン設定部319へ出力される。一方、下り勾配路から平坦路へ移行するときには、ステップS807において、下り勾配路の制御ゲイン（ピッチゲインＫthp_str＝-0.1、バウンスゲインＫzv_str＝0.3）に比べて操舵応答を高くする平坦路の制御ゲインを目標値とし、目標値に向かって時間の経過と共に徐々に変化するゲイン補正値が算出され、第３チューニングゲイン設定部319へ出力される。
なお、第１チューニングゲイン設定部317は、図１０に示すように、ピッチゲインＫthp_str＝0.4、バウンスゲインＫzv_str＝0.2という固定値で与え、第２チューニングゲイン設定部318は、ピッチゲインＫthp_str＝0.2、バウンスゲインＫzv_str＝0.1という固定値で与える。 On the other hand, in step S801, when the gradient flag fSLP = 1 or 2 (uphill gradient or downhill), the process proceeds to step S805, and it is determined whether or not the gradient flag fSLP = 0 (flat road). If it is determined that the gradient flag fSLP = 0 in step S805 due to the transition from the gradient road to the flat road, in the next step S806, the straight flag fSTR = 1 (straight running) and the steady flag It is determined whether fACC = 1 (steady driving). When at least one of the straight traveling condition and the steady traveling condition in step S806 is not satisfied, the flow of going from step S805 to step S806 is repeated, and the gain change is waited. If both the straight traveling condition and the steady traveling condition in step S806 are satisfied, the process proceeds to step S807, and a gain correction value for changing the control gain is calculated. When shifting from an uphill to a flat road, in step S807, a flat road control gain (pitch gain) that lowers the steering response compared to the uphill road control gain (pitch gain Kthp_str = −0.3, bounce gain Kzv_str = 0.1). Kthp_str = −0.2, bounce gain Kzv_str = 0.2) is set as a target value, and a gain correction value that gradually changes over time toward the target value is calculated and output to the third tuning gain setting unit 319. On the other hand, when shifting from a downhill road to a flat road, in step S807, the flat road control gain that increases the steering response compared to the downhill roadway control gain (pitch gain Kthp_str = −0.1, bounce gain Kzv_str = 0.3). As a target value, a gain correction value that gradually changes over time toward the target value is calculated and output to the third tuning gain setting unit 319.
As shown in FIG. 10, the first tuning gain setting unit 317 gives a fixed value of pitch gain Kthp_str = 0.4 and bounce gain Kzv_str = 0.2, and the second tuning gain setting unit 318 has a pitch gain Kthp_str = 0.2, The bounce gain is given as a fixed value Kzv_str = 0.1.

〈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.

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、「車体制振制御の基本作用」、「車体制振制御処理作用」、「車体制振制御で性能向上を狙うシーンと効果」、「車体制振制御ロジックと車体制振制御効果」、「路面勾配による操舵応答ゲイン補正作用」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 as follows: “Basic system vibration control function”, “Car system vibration control processing function”, “Scenes and effects aiming at performance improvement by vehicle system vibration control”, “Car system vibration control” The vibration control logic and vehicle system vibration control effect ”and“ steering response gain correction action by road surface gradient ”will be described separately.

［車体制振制御の基本作用］
駆動トルクによる車体制振制御において、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を理解しておくことが必要である。以下、図１５に基づき、これを反映する車体制振制御の基本作用を説明する。 [Basic action of vehicle system vibration control]
It is necessary to understand in detail what mechanism controls the sprung behavior of the vehicle body in the vehicle system vibration control by the drive torque. Hereinafter, based on FIG. 15, the basic operation of the vehicle system vibration control that reflects this will be described.

まず、本車体制振制御は、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１５(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。 First, the vehicle system vibration control is a control aimed at stabilizing the load and improving 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. 15 (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１５(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. 15 (a) and 15 (b), if the driving torque to the rear wheel, which is the driving wheel, 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１５(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. 15 (a) and 15 (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 occurs. The nose-down due to movement and the nose-up due to torque-up cancel each other, and the vehicle behavior becomes stable.

したがって、車体のピッチ角速度の変化をみると、図１５(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。   Accordingly, when the change in the pitch angular velocity of the vehicle body is seen, as shown in FIG. 15C, the change in the pitch angular velocity of the vehicle body is smaller in the solid line characteristic of “with vibration suppression” than the dotted line characteristic of “without vibration suppression”. It will be suppressed.

［車体制振制御処理作用］
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処理の流れを示すのが図１６のフローチャートであり、以下、図１６に基づき、車体制振制御処理作用を説明する。 [Car system vibration control processing action]
FIG. 16 is a flowchart showing the flow of the vehicle structure vibration control process executed by the engine control module 101 of the first embodiment. Hereinafter, the operation of the vehicle structure vibration control process will be described with reference to FIG.

車体制振制御処理を開始すると、ステップS1401では、ドライバ要求トルク演算部201にてドライバ要求トルクが演算される。次のステップS1402では、駆動トルク変換部301に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。次のステップS1403では、ハイパスフィルタ316にて車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLの車輪速信号から低次の定常成分を除去するフィルタ処理が行われる。次のステップS1404では、サスストローク算出部302にてハイパスフィルタ処理後の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が算出される。次のステップS1405では、上下力変換部303に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前後輪上下力Ｆf,Ｆrに変換される。次のステップS1406では、操舵角センサ111により操舵角が検出される。次のステップS1407では、車体速度推定部304にて車体速度Ｖが算出される。次のステップS1408では、旋回挙動推定部305にてヨーレイト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S1409では、旋回抵抗力算出部306にて前後輪のタイヤスリップ角βf,βr（タイヤ横滑り角）が算出される。次のステップS1410では、旋回抵抗力算出部306にて前後輪のタイヤ横力Ｆyf,Ｆyrが算出される。次のステップS1411では、旋回抵抗力算出部306にて前後輪旋回抵抗力Ｆcf,Ｆcrが算出される。以上の処理は、入力変換部204においてなされる。   When the vehicle system vibration control process is started, the driver request torque is calculated by the driver request torque calculation unit 201 in step S1401. In the next step S1402, the drive torque converter 301 adds the gear ratio to the driver request torque, and converts the unit from the engine end torque to the drive shaft end torque Tw. In the next step S1403, the high-pass filter 316 performs filter processing for removing low-order steady components from the wheel speed signals of the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, and 103RL. In the next step S1404, the suspension stroke calculation unit 302 calculates the suspension stroke speed and the suspension stroke amount based on the wheel speed information after the high-pass filter processing. In the next step S1405, the vertical stroke converting unit 303 converts the suspension stroke speed and the suspension stroke amount into the front and rear wheel vertical forces Ff and Fr. In the next step S1406, the steering angle is detected by the steering angle sensor 111. In the next step S1407, the vehicle body speed V is calculated by the vehicle body speed estimation unit 304. In the next step S1408, the turning behavior estimation unit 305 calculates the yaw rate γ and the vehicle body slip angle βv (= vehicle body side slip angle). In the next step S1409, the turning resistance calculating unit 306 calculates front and rear tire slip angles βf, βr (tire slip angles). In the next step S1410, the turning resistance force calculation unit 306 calculates front and rear tire lateral forces Fyf and Fyr. In the next step S1411, the turning resistance calculation unit 306 calculates front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr. The above processing is performed in the input conversion unit 204.

次のステップS1412では、車体振動推定部205にて、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を車両モデル307に入力することで、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。次のステップS1413では、路面勾配によりチューニングゲインK7,K8が補正される。次のステップS1414では、第１チューニングゲイン設定部317に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S1415では、第２チューニングゲイン設定部318に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S1416では、第３チューニングゲイン設定部319に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S1417では、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。   In the next step S1412, the vehicle body vibration estimation unit 205 inputs 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 to the vehicle model 307, thereby Behavioral state quantities (bounce speed, bounce quantity, pitch speed, pitch angle) are calculated. In the next step S1413, the tuning gains K7 and K8 are corrected by the road surface gradient. In the next step S <b> 1414, the first tuning gain setting unit 317 calculates a correction torque value A that suppresses vibration due to driver requested torque. In the next step S1415, the second tuning gain setting unit 318 calculates a correction torque value B that suppresses vibration due to disturbance. In the next step S1416, 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 S <b> 1417, a corrected torque value based on the sum of the corrected torque value A, the corrected torque value B, and the corrected torque value C is output.

次のステップS1418では、リミット処理部311に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S1419では、バンドパスフィルタ312に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S1420では、非線形ゲイン増幅部313に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S1421では、リミット処理部314に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S1422では、エンジントルク変換部315に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。
上記ステップS1401からステップS1422へと進む車体制振制御処理は、所定の制御周期毎に繰り返される。 In the next step S1418, the limit processing unit 311 performs drive system resonance countermeasure limit processing on the correction torque value. In the next step S1419, the bandpass filter 312 performs a filter process for removing the drive system resonance component on the correction torque value. In the next step S1420, nonlinear gain processing for amplifying the correction torque value in the vicinity of the positive / negative switching region is performed in the nonlinear gain amplifying unit 313. In the next step S1421, the limit processing unit 314 performs final limit processing on the corrected torque value after amplification processing. In the next step S1422, the engine torque conversion unit 315 converts the drive shaft end correction torque value into an engine end correction torque value, which is output as the final correction torque value.
The vehicle structure vibration control process that proceeds from step S1401 to step S1422 is repeated every predetermined control cycle.

［車体制振制御で性能向上を狙うシーンと効果］
上記の車体制振制御処理により、実施例１の車体制振制御により性能向上を狙うシーンと効果について、図１７に基づき説明する。 [Scenes and effects aimed at improving performance through vehicle system vibration control]
The scene and effect aiming at performance improvement by the vehicle structure vibration control process of the first embodiment by the above-described vehicle structure vibration control process will be described based on FIG.

実施例１の車体制振制御で性能向上を狙うシーンとその効果は、
(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。 The scene aiming at performance improvement by the vehicle system vibration control of Example 1 and the effect are as follows:
(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.

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。以下、図１７に基づき、車体制振制御により、これらの効果を実現できる理由を説明する。   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. Hereinafter, the reason why these effects can be realized by the vehicle system vibration control will be described with reference to FIG.

「操舵応答の向上」は、図１７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特性を用い、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. 17, “improvement of steering response” means that when the vehicle is decelerated = torque-down during steering, the front wheel load increases, the cornering power Cp of the front tire increases, and the tire lateral force increases. The steering response is improved. That is, the cornering power Cp is increased by increasing the wheel load at the time of steering by using a load-dependent characteristic that increases as the wheel load increases.

「荷重変動の抑制」は、図１７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るピッチ挙動を推定すると、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. 17, for example, when a nose-up behavior occurs, “deceleration of load fluctuation” causes a motion (nose-down) in an opposite phase to vehicle body vibration when deceleration = torque down. 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 the vibration (load fluctuation) is generated by the driver input and when the vibration (load fluctuation) is generated by the road surface disturbance. That is, when the pitch behavior due to the torque fluctuation and the road surface disturbance is estimated, “load fluctuation suppression” is realized with the driving torque having the opposite phase to the estimated pitch behavior.

「ロール速度の抑制」は、図１７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. 17, “roll speed reduction” improves the linearity of yaw rate 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.

したがって、操舵時には、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、同時に余計な振動成分は抑制することでリニアリティを確保する。そして、これらの制御を同時に行うことで横Ｇの急変が抑えられるため、ロールレイトを抑制できるという本制御が狙いとする効果(a)を実現できる。   Therefore, at the time of steering, the yaw response is improved by actively promoting the nose-down behavior so that the front wheel load increases, and at the same time, the extra vibration component is suppressed, thereby ensuring the linearity. And since the sudden change of the horizontal G is suppressed by performing these controls simultaneously, the effect (a) aimed at by this control that can suppress the roll rate can be realized.

一方、操舵を伴わない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を推定し、推定したピッチ挙動とは逆位相の駆動トルクを与えることで、荷重変動が抑制され、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)を実現できる。   On the other hand, when cruising on a straight road without steering, the pitch behavior due to torque fluctuation and road surface disturbance is estimated, and by applying a driving torque in the opposite phase to the estimated pitch behavior, load fluctuation is suppressed and the vehicle is stabilized. The effect (b) aimed by this control to obtain cruise performance can be realized.

［車体制振制御ロジックと車体制振制御効果］
上記車体制振制御で性能向上を狙うシーンと効果を達成する実施例１の車体制振制御ロジックと車体制振制御効果を、図１８及び図１９に基づき説明する。 [Vehicle structure vibration control logic and vehicle structure vibration control effect]
The vehicle structure vibration control logic and the vehicle structure vibration control effect of the first embodiment that achieve the performance improvement effect and the vehicle structure vibration control will be described with reference to FIGS. 18 and 19.

まず、実施例１の車体制振制御ロジックは、図１８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。   First, as shown in FIG. 18, the vehicle system vibration control logic of the first embodiment 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, rear The wheel turning resistance force Fcr is 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.

そして、車体のばね上挙動状態量のそれぞれに、図１８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。   Then, as shown in FIG. 18, 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１８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。   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, the correction torque values A, B, and C are added together to obtain a final correction torque value (= control torque in FIG. 18), and a drive torque command value for obtaining a drive torque obtained by adding the control torque to the driver request torque And output to the engine 106 of the actual vehicle.

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。
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。 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.
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、操舵を伴わない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（上下挙動）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, during cruising on a straight road without steering, the pitch behavior, bounce behavior, and longitudinal load change due to torque fluctuation and road disturbance are estimated, and the estimated pitch behavior, bounce behavior, and longitudinal load change are estimated based on the corrected torque values A and B. By applying a driving torque having an opposite phase, pitch behavior, bounce behavior (up-down behavior), and change in front-rear load 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.

次に、上記実施例１の車体制振制御ロジックにより狙いとする効果(a),(b)が実現されることの確認を、図１９に基づき説明する。なお、図１９は、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ている。   Next, confirmation that the targeted effects (a) and (b) are realized by the vehicle system vibration control logic of the first embodiment will be described with reference to FIG. Note that FIG. 19 shows a contrast characteristic (solid line characteristic with control, dotted line characteristic without control) in a time series when steering from straight running.

車体制振制御では、図１９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１９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。 In the vehicle system vibration control, as indicated by an arrow J in FIG. 19, 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. 19, the pitch rate is suppressed as compared to the case without control, and the riding comfort is improved by the stable traveling performance of the vehicle. I understand that.

そして、時刻t1以降の操舵過渡領域においては、図１９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１９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１９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。   Then, in the steering transition region after time t1, as shown by the arrow F in FIG. 19, 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. 19, in the steering transient region, as shown by an arrow G in FIG. 19, it can be seen that the yaw rate rises earlier than in the case of no control, and the initial response is improved. Furthermore, in the steering transition region, in the late turning period, as shown by the arrow H in FIG. 19, it can be seen that the yaw rate changes more gently than in the case of no control, and the turning entanglement is suppressed.

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１９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 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 of 19, it can be seen that the roll rate is suppressed as compared with the case of no control.

［路面勾配による操舵応答ゲイン補正作用］
上記本制御が狙いとする効果(a)を、路面勾配に関係なくドライバに違和感を与えることなく実現するには、路面勾配に基づき左右前輪102FR,102FLに積極的に輪荷重を乗らせるための補正トルク値Ｃを調整する工夫が必要である。以下、図２０〜図２２に基づき、これを反映する路面勾配による操舵応答ゲイン補正作用を説明する。 [Steering response gain correction action by road surface gradient]
In order to achieve the desired effect (a) of the present control without causing the driver to feel uncomfortable regardless of the road surface gradient, it is necessary to actively apply wheel loads to the left and right front wheels 102FR and 102FL based on the road surface gradient. A device for adjusting the correction torque value C is required. Hereinafter, based on FIGS. 20-22, the steering response gain correction | amendment effect | action by the road surface gradient reflecting this is demonstrated.

例えば、上り勾配路での旋回シーンであっても下り勾配路での旋回シーンであっても、平坦路での旋回シーンで良好な操舵応答性が得られる固定値による補正トルク値Ｃを与えるものを比較例とする。
この比較例の場合、下り坂での走行時には、図２０(a)に示すように、平坦路に比べ前輪荷重が大きくなり、後輪荷重が小さくなる。そして、上り坂での走行時には、図２０(b)に示すように、平坦路に比べ前輪荷重が小さくなり、後輪荷重が大きくなる。
一方、輪荷重とコーナリングパワーの関係は、図２１(a)に示すように、輪荷重が大きいほどコーナリングパワーが大きくなるという輪荷重依存性を持つ。また、コーナリングパワーとヨーレイト（操舵応答）の関係は、図２１(b)に示すように、コーナリングパワーが大きいほどヨーレイトが大きくなる、つまり、コーナリングパワーが大きいほど操舵応答が良くなる。このとき、同じコーナリングパワーであれば、輪荷重が大きいほど操舵応答が良くなる。 For example, whether the turning scene is on an uphill road or a downhill road, the correction torque value C is given as a fixed value that provides good steering response in a turning scene on a flat road. Is a comparative example.
In the case of this comparative example, when traveling on a downhill, as shown in FIG. 20 (a), the front wheel load is larger and the rear wheel load is smaller than on a flat road. When traveling uphill, as shown in FIG. 20 (b), the front wheel load becomes smaller and the rear wheel load becomes larger than on a flat road.
On the other hand, as shown in FIG. 21A, the relationship between the wheel load and the cornering power has a wheel load dependency that the cornering power increases as the wheel load increases. Further, as shown in FIG. 21B, the relationship between the cornering power and the yaw rate (steering response) increases the yaw rate as the cornering power increases, that is, the steering response improves as the cornering power increases. At this time, if the cornering power is the same, the steering response improves as the wheel load increases.

したがって、下り勾配での走行時には、平坦路に比べ前輪荷重が大きくなるため、コーナリングパワーが大きくなり、操舵応答は、コーナリングパワーが大きいほど良くなるので、下り勾配での走行時、操舵応答が平坦路より良くなる。逆に、平坦路に比べ前輪荷重が小さくなる上り勾配での走行時には、操舵応答が平坦路より悪くなる。   Therefore, when traveling on a downward slope, the front wheel load is larger than that on a flat road, so the cornering power increases and the steering response increases as the cornering power increases. Better than the road. Conversely, when traveling on an ascending slope where the front wheel load is smaller than on a flat road, the steering response is worse than on a flat road.

これに対し、実施例１では、推定勾配が上り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を高めるゲイン補正値とし、推定勾配が下り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を低くするゲイン補正値を算出するゲイン補正処理部321を備える構成を採用した。
この構成により、操舵応答が平坦路より悪くなる上り勾配路での操舵応答が高められることで、上り勾配路での旋回シーンで平坦路での操舵応答に近づく。一方、操舵応答が平坦路より良くなる下り勾配路での操舵応答が低くされることで、下り勾配路での旋回シーンで平坦路での操舵応答に近づく。
このように、勾配路での旋回シーンにおいて、路面勾配に応じて平坦路での操舵応答性との差が少なくなるように制御ゲインを補正することで、路面勾配に関係なく安定した操舵応答性が実現され、ドライバに与える違和感が低減される。 On the other hand, in the first embodiment, when the estimated gradient is an upward gradient, the gain correction value is set to increase the steering response compared to the flat road control gain. When the estimated gradient is a downward gradient, the gain is compared with the flat road control gain. A configuration including a gain correction processing unit 321 that calculates a gain correction value that lowers the steering response is adopted.
With this configuration, the steering response on an uphill road where the steering response is worse than that on a flat road is enhanced, so that the steering response on a flat road approaches the steering response on an uphill road. On the other hand, since the steering response on the downhill road where the steering response is better than that on the flat road is lowered, the steering response on the flat road approaches in the turning scene on the downhill road.
In this way, in a turning scene on a slope road, by correcting the control gain so as to reduce the difference from the steering response on a flat road according to the road slope, stable steering response regardless of the road slope Is realized, and the uncomfortable feeling given to the driver is reduced.

実施例１では、ゲイン補正処理部321として、上り勾配と下り勾配と平坦路を判定する勾配判定部321aと、勾配判定に基づき、制御ゲインを変更するゲイン補正値算出部321dと、を有する構成を採用した。
すなわち、勾配判定部321aでは、勾配推定値SLPが正の閾値αを超えると、図１１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へと進み、上り勾配（勾配フラグfSLP＝１）と判定される。また、勾配推定値SLPが負の閾値−αを下回ると、図１１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→ステップS605へと進み、下り勾配（勾配フラグfSLP＝２）と判定される。さらに、勾配推定値SLPが負の閾値−α以上で正の閾値α以下のときは、図１１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→ステップS606へと進み、平坦路（勾配フラグfSLP＝０）と判定される。
そして、ゲイン補正値算出部321dでは、平坦路から勾配路への移行と判定されると、図１４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→ステップS804へと進み、ステップS804では、平坦路制御ゲインから勾配制御ゲインに変更される。また、勾配路から平坦路への移行と判定されると、図１４のフローチャートにおいて、ステップS801→ステップS805→ステップS806→ステップS807へと進み、ステップS807では、勾配制御ゲインから平坦路制御ゲインに変更される。
このように、路面勾配を３つのパターンに分けて判定し、勾配判定結果に基づき制御ゲインの変更処理を行うようにしたことで、制御ゲインの路面勾配に応じた変更が、簡単、かつ、的確に行われる。 In the first embodiment, the gain correction processing unit 321 includes a gradient determination unit 321a that determines an upward gradient, a downward gradient, and a flat road, and a gain correction value calculation unit 321d that changes a control gain based on the gradient determination. It was adopted.
In other words, when the gradient estimation value SLP exceeds the positive threshold value α, the gradient determination unit 321a proceeds from step S601 to step S602 to step S603 in the flowchart of FIG. 11, and determines that the gradient is an upward gradient (gradient flag fSLP = 1). Is done. Further, when the estimated slope value SLP falls below the negative threshold value −α, the flow proceeds to step S601 → step S602 → step S604 → step S605 in the flowchart of FIG. 11 and is determined to be a downward slope (gradient flag fSLP = 2). . Furthermore, when the estimated slope value SLP is greater than or equal to the negative threshold value −α and less than or equal to the positive threshold value α, the process proceeds to step S601 → step S602 → step S604 → step S606 in the flowchart of FIG. = 0).
When the gain correction value calculation unit 321d determines that the transition from the flat road to the gradient road is made, the process proceeds from step S801 to step S802 to step S803 to step S804 in the flowchart of FIG. The road control gain is changed to the gradient control gain. Further, if it is determined that the road is shifted from the gradient road to the flat road, the process proceeds from step S801 to step S805 to step S806 to step S807 in the flowchart of FIG. 14, and in step S807, the gradient control gain is changed to the flat road control gain. Be changed.
As described above, the road surface gradient is determined by dividing the pattern into three patterns, and the control gain changing process is performed based on the gradient determination result, so that the change of the control gain according to the road surface gradient is simple and accurate. To be done.

実施例１では、直進走行状態か否かを判定する直進状態判定部321bを備え、ゲイン補正値算出部321dは、平坦路から勾配路への移行、或いは、勾配路から平坦路への移行と判定されたとき、直進走行状態と判定されるまで制御ゲインの変更を待機する構成を採用した。
すなわち、一般的に勾配の切り替わり（例えば、平坦路→上り勾配路）では、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、カーブ走行中に勾配が変わった場合に、勾配に応じた制御ゲインに変更すると、カーブ走行中に操舵応答が変わり、ドライバに違和感を与えることになる。
そこで、図１２のフローチャートにより操舵角絶対値｜STR｜に基づき直進状態を判断する。そして、図１４のフローチャートにおいて、ステップS803、或いは、ステップS806でfSTR＝１（直進走行中）であると判断されたときにのみ、ステップS803→ステップS804、或いは、ステップS806→ステップS807へ進み、制御ゲインを変更する。
したがって、勾配が変化するカーブ走行中において、直進走行状態と判定されるまで制御ゲインの変更を待機することで、旋回中に操舵応答が変わることによりドライバに与える違和感が防止される。 The first embodiment includes a straight traveling state determination unit 321b that determines whether or not the vehicle is traveling straight, and the gain correction value calculation unit 321d performs a transition from a flat road to a gradient road, or a transition from a gradient road to a flat road. When it is determined, a configuration is adopted in which a change in control gain is waited until it is determined that the vehicle is traveling straight.
In other words, in general, when a slope is switched (for example, a flat road → an uphill road), a delay occurs until it is estimated that the slope has been switched. For this reason, if the slope changes during curve driving and the control gain is changed according to the slope, the steering response changes during curve driving, giving the driver an uncomfortable feeling.
Accordingly, the straight traveling state is determined based on the steering angle absolute value | STR | according to the flowchart of FIG. In the flowchart of FIG. 14, only when it is determined in step S803 or step S806 that fSTR = 1 (during straight running), the process proceeds to step S803 → step S804 or step S806 → step S807. Change the control gain.
Accordingly, by waiting for a change in control gain until it is determined that the vehicle is traveling straight while the curve changes in gradient, the driver feels uncomfortable due to a change in steering response during turning.

実施例１では、一定速走行している定常状態であるか否かを判定する定常状態判定部321cを備え、ゲイン補正値算出部321dは、平坦路から勾配路への移行、或いは、勾配路から平坦路への移行と判定されたとき、定常状態と判定されるまで制御ゲインの変更を待機する構成を採用した。
すなわち、一般的に加速度や減速度が発生しているときは、勾配推定精度が落ちるため、誤った勾配推定値によって制御ゲインを変更してしまうと、逆にドライバに違和感を与えてしまう可能性がある。
そこで、図１３のフローチャートにおいて、アクセル開度速度｜ΔACC｜とブレーキ操作速度｜ΔBRK｜に基づき、定常状態（一定速走行）を判断する。そして、図１４のフローチャートにおいて、ステップS803、或いは、ステップS806でfACC＝１（定常走行）であると判断されたときにのみ、ステップS803→ステップS804、或いは、ステップS806→ステップS807へ進み、制御ゲインを変更する。
したがって、非定常状態でのカーブ走行中において、定常状態と判定されるまで制御ゲインの変更を待機することで、誤った勾配推定値SLPによって制御ゲインを変更してしまうことによりドライバに与える違和感が防止される。 The first embodiment includes a steady state determination unit 321c that determines whether or not the vehicle is traveling at a constant speed, and the gain correction value calculation unit 321d performs a transition from a flat road to a gradient road, or a gradient road. When it is determined that the vehicle shifts to a flat road, a configuration is adopted in which a change in control gain is waited until a steady state is determined.
In other words, generally, when acceleration or deceleration occurs, the gradient estimation accuracy decreases, so if the control gain is changed by an incorrect gradient estimation value, the driver may feel uncomfortable. There is.
Therefore, in the flowchart of FIG. 13, the steady state (constant speed running) is determined based on the accelerator opening speed | ΔACC | and the brake operation speed | ΔBRK |. In the flowchart of FIG. 14, only when it is determined in step S803 or step S806 that fACC = 1 (steady running), the process proceeds to step S803 → step S804 or step S806 → step S807, and control is performed. Change the gain.
Therefore, during curve running in an unsteady state, waiting for the control gain to change until it is determined to be in the steady state, there is an uncomfortable feeling given to the driver by changing the control gain due to an incorrect gradient estimated value SLP. Is prevented.

実施例１では、ゲイン補正値算出部321dとして、平坦路制御ゲインと勾配制御ゲインとの間で制御ゲインを変更するとき、時間の経過と共に徐々に変化するゲイン補正値を算出する構成を採用した。
すなわち、平坦路制御ゲインと勾配制御ゲインとの間で制御ゲインを変更するとき、例えば、急に制御ゲインの値を変更すると、トータルの補正トルク値が急変することになり、旋回挙動が不安定になってしまう可能性がある。
そこで、図１４のフローチャートにおいて、ステップS804、或いは、ステップS807へ進むと、変更後の制御ゲインを目標値とし、変更前の制御ゲインから時間の経過と共に徐々に変化するゲイン補正値を算出する。
したがって、平坦路制御ゲインと勾配制御ゲインとの間で制御ゲインを変更する旋回シーンにおいて、時間の経過と共に徐々に変化するゲイン補正値を算出することで、旋回挙動の安定性が確保される。 In the first embodiment, the gain correction value calculation unit 321d employs a configuration that calculates a gain correction value that gradually changes over time when the control gain is changed between the flat road control gain and the gradient control gain. .
That is, when the control gain is changed between the flat road control gain and the gradient control gain, for example, if the control gain value is suddenly changed, the total correction torque value changes suddenly, and the turning behavior is unstable. There is a possibility of becoming.
Therefore, in the flowchart of FIG. 14, when the process proceeds to step S804 or step S807, the control gain after the change is set as the target value, and the gain correction value that gradually changes with the passage of time from the control gain before the change is calculated.
Therefore, in a turning scene in which the control gain is changed between the flat road control gain and the gradient control gain, the stability of the turning behavior is ensured by calculating the gain correction value that gradually changes over time.

図２２は、実施例１の車体制振制御装置を搭載した車両で上り勾配路を旋回から直進へ移行して一定速にて走り抜けるシーンでのタイムチャートである。
このタイムチャートにおいて、時刻t1は平坦から上り勾配の開始時刻、時刻t2は上り勾配判定時刻、時刻t3は直進状態判定時刻、時刻t4は上り勾配角度が一定となる地点への到着時刻、時刻t5は荷重付加の制御ゲイン変更完了時刻である。 FIG. 22 is a time chart in a scene in which a vehicle equipped with the vehicle system vibration control device according to the first embodiment shifts from a turn to a straight road and runs through at a constant speed.
In this time chart, time t1 is the start time of the upward gradient from flat, time t2 is the upward gradient determination time, time t3 is the straight traveling state determination time, time t4 is the arrival time at the point where the upward gradient angle is constant, time t5 Is the control gain change completion time of load addition.

上り勾配路を旋回するシーンでは、推定勾配SLPが閾値αを上回る時刻t2にて上り勾配と判定されるが、直進状態であると判定された時刻t3まで待機して制御ゲインの変更が開始される。そして、時刻t3から時刻t5までの時間を使って、制御ゲインは徐々に上り勾配路での制御ゲインに変更される。つまり、図２２の点線特性Ｄに示すように、上り勾配が開始される時刻t1から荷重付加の制御ゲインの変更を開始するのではなく、図２２の実線特性に示すように、時刻t2で上り勾配を判定し、さらに、時刻t3で直進状態を判定するまで待ってから荷重付加の制御ゲインの変更を開始するようにしている。   In the scene of turning on an uphill road, it is determined as an uphill slope at time t2 when the estimated slope SLP exceeds the threshold value α, but the control gain change is started after waiting until time t3 when it is determined that the vehicle is traveling straight. The Then, using the time from time t3 to time t5, the control gain is gradually changed to the control gain on the uphill road. That is, as shown by the dotted line characteristic D in FIG. 22, the load-added control gain change is not started from the time t1 when the upward gradient is started, but at the time t2 as shown by the solid line characteristic in FIG. The gradient is determined, and after waiting until the straight traveling state is determined at time t3, the change of the control gain for adding a load is started.

このように、時刻t3で直進状態判定まで待ってから荷重付加の制御ゲインの変更を行うことで、誤った勾配推定値SLPによって制御ゲインを変更してしまうことによりドライバに与える違和感を防止できる。また、時刻t3から時刻t5までは、時間の経過と共に徐々に上り勾配路での制御ゲインを変更されることで、この間にて操舵しても旋回挙動の安定性を確保することができる。そして、時刻t5以降の上り勾配路において操舵を行うと、制御ゲインの変更が完了しているため、操舵応答性が悪化する上り勾配路でありながら、平坦路と同等の操舵応答性により旋回できる。
なお、図２２では、ピッチゲインＫthp_Trq，Ｋthp_wsp，Ｋthp_strのみを記載しているが、バウンスゲインＫzv_Trq，Ｋzv_wsp，Ｋzv_strも同様である。 In this way, by changing the control gain for adding a load after waiting for the straight-ahead state determination at time t3, it is possible to prevent an uncomfortable feeling given to the driver by changing the control gain due to an incorrect gradient estimated value SLP. In addition, from time t3 to time t5, the control gain on the uphill road is gradually changed with time, so that the stability of the turning behavior can be ensured even if steering is performed during this time. When steering is performed on an uphill road after time t5, since the control gain has been changed, it is possible to turn with a steering responsiveness equivalent to that of a flat road while the uphill road is deteriorated in steering responsiveness. .
In FIG. 22, only the pitch gains Kthp_Trq, Kthp_wsp, and Kthp_str are shown, but the bounce gains Kzv_Trq, Kzv_wsp, and Kzv_str are the same.

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、操舵角信号と車体速信号に基づいて旋回抵抗力を演算する旋回抵抗力算出部306を備え、
前記トルク指令値算出部206は、前記旋回抵抗力を前記車両モデル307に入力することで取得される制御指令値に対し、操舵による挙動応答を高める制御ゲインを設定する制御ゲイン設定部（第３チューニングゲイン設定部319）を備え、
前記制御ゲイン設定部（第３チューニングゲイン設定部319）に、路面勾配を推定する勾配推定部（勾配判定部321a）と、勾配推定結果に基づきゲイン補正値を算出するゲイン補正値算出部321dと、を有するゲイン補正処理部321を設け、
前記ゲイン補正処理部321は、推定勾配が上り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を高めるゲイン補正値とし、推定勾配が下り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を低くするゲイン補正値を算出する構成とする（図３）。
このため、勾配路での旋回シーンにおいて、路面勾配に関係なく安定した操舵応答性が実現され、ドライバに与える違和感を低減することができる。 (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 includes a turning resistance calculation unit 306 that calculates a turning resistance force based on a steering angle signal and a vehicle body speed signal,
The torque command value calculation unit 206 is a control gain setting unit (third control unit) that sets a control gain that enhances behavioral response due to steering with respect to a control command value acquired by inputting the turning resistance force to the vehicle model 307. Tuning gain setting unit 319)
The control gain setting unit (third tuning gain setting unit 319) includes a gradient estimation unit (gradient determination unit 321a) that estimates a road surface gradient, and a gain correction value calculation unit 321d that calculates a gain correction value based on the gradient estimation result; And a gain correction processing unit 321 having
The gain correction processing unit 321 sets a gain correction value that enhances the steering response compared to the control gain of the flat road when the estimated gradient is an uphill, and steers compared to the control gain of the flat road when the estimated gradient is a downhill. A gain correction value that lowers the response is calculated (FIG. 3).
For this reason, in a turning scene on a gradient road, stable steering responsiveness is realized regardless of the road surface gradient, and the uncomfortable feeling given to the driver can be reduced.

(2) 前記勾配推定部を、勾配推定値SLPが正の閾値αを超えると上り勾配と判定し、勾配推定値SLPが負の閾値−αを下回ると下り勾配と判定し、負の閾値−α以上で正の閾値α以下のときは平坦路と判定する勾配判定部321aとし、
前記ゲイン補正値算出部321dは、平坦路から勾配路への移行と判定されると、平坦路制御ゲインから勾配制御ゲインに変更し、勾配路から平坦路への移行と判定されると、勾配制御ゲインから平坦路制御ゲインに変更する（図１０，図１１）。
このため、(1)の効果に加え、路面勾配を３つのパターンに分けて判定し、勾配判定結果に基づき制御ゲインの変更処理を行うようにしたことで、制御ゲインの路面勾配に応じた変更を、簡単、かつ、的確に行うことができる。 (2) When the gradient estimation value SLP exceeds a positive threshold value α, the gradient estimation unit determines that the gradient is an upward gradient, and when the gradient estimation value SLP is less than a negative threshold value −α, the gradient estimation value SLP determines that the gradient is a downward gradient. When α is greater than or equal to α and less than or equal to the positive threshold value α, the slope determination unit 321a determines that the road is flat,
The gain correction value calculation unit 321d changes from a flat road control gain to a gradient control gain when it is determined that the road changes from a flat road to a gradient road, The control gain is changed to the flat road control gain (FIGS. 10 and 11).
For this reason, in addition to the effect of (1), the road surface gradient is determined by dividing it into three patterns, and the control gain is changed based on the gradient determination result. Can be performed easily and accurately.

(3) 直進走行状態か否かを判定する直進状態判定部321bを備え、
前記ゲイン補正値算出部321dは、平坦路から勾配路への移行、或いは、勾配路から平坦路への移行と判定されたとき、直進走行状態と判定されるまで制御ゲインの変更を待機する（図１０，図１２）。
このため、(2)の効果に加え、勾配が変化するカーブ走行中において、直進走行状態と判定されるまで制御ゲインの変更を待機することで、旋回中に操舵応答が変わることによりドライバに与える違和感を防止することができる。 (3) It includes a straight traveling state determination unit 321b that determines whether or not the vehicle is in a straight traveling state,
The gain correction value calculation unit 321d waits for a change in control gain until it is determined that the vehicle is traveling straight when it is determined that the road is a transition from a flat road to a slope road or a transition from a slope road to a flat road ( 10 and 12).
For this reason, in addition to the effect of (2), while the vehicle is traveling on a curve where the gradient changes, the control gain change is waited until it is determined that the vehicle is traveling straight, thereby giving the driver a change in steering response during a turn. A sense of incongruity can be prevented.

(4) 一定速走行している定常状態であるか否かを判定する定常状態判定部321cを備え、
前記ゲイン補正値算出部321dは、平坦路から勾配路への移行、或いは、勾配路から平坦路への移行と判定されたとき、定常状態と判定されるまで制御ゲインの変更を待機する（図１０，図１３）。
このため、(2)又は(3)の効果に加え、非定常状態でのカーブ走行中において、定常状態と判定されるまで制御ゲインの変更を待機することで、誤った勾配推定値SLPによって制御ゲインを変更してしまうことによりドライバに与える違和感を防止することができる。 (4) Provided with a steady state determination unit 321c for determining whether or not it is a steady state traveling at a constant speed,
The gain correction value calculation unit 321d waits for a change in control gain until it is determined to be a steady state when it is determined that the transition is from a flat road to a gradient road or from a gradient road to a flat road (FIG. 10, FIG. 13).
For this reason, in addition to the effect of (2) or (3), during the curve running in the unsteady state, it waits for the change of the control gain until it is determined to be the steady state, thereby controlling by the incorrect gradient estimated value SLP. It is possible to prevent the driver from feeling uncomfortable by changing the gain.

(5) 前記ゲイン補正値算出部321dは、平坦路制御ゲインと勾配制御ゲインとの間で制御ゲインを変更するとき、時間の経過と共に徐々に変化するゲイン補正値を算出する（図１０，図１４）。
このため、(2)〜(4)の効果に加え、平坦路制御ゲインと勾配制御ゲインとの間で制御ゲインを変更する旋回シーンにおいて、時間の経過と共に徐々に変化するゲイン補正値を算出することで、旋回挙動の安定性を確保することができる。 (5) When changing the control gain between the flat road control gain and the gradient control gain, the gain correction value calculation unit 321d calculates a gain correction value that gradually changes over time (FIG. 10, FIG. 14).
For this reason, in addition to the effects (2) to (4), in a turning scene in which the control gain is changed between the flat road control gain and the gradient control gain, a gain correction value that gradually changes over time is calculated. Thus, the stability of the turning behavior can be ensured.

実施例２は、ゲイン補正処理部の構成を、算出された推定勾配SLPの大きさによって制御ゲインを連続的に変化させるようにした例である。   The second embodiment is an example in which the control gain is continuously changed according to the calculated estimated gradient SLP in the configuration of the gain correction processing unit.

まず、構成を説明する。
図２３は、実施例２のゲイン補正処理部321の勾配推定値算出部321a'（勾配推定部）における勾配推定値SLPの算出処理構成を示すフローチャートである。
勾配推定値算出部321a'での勾配推定値SLPの算出処理は、実施例１における図１１のフローチャートのステップS601と同様の処理により勾配推定値SLPが算出される。 First, the configuration will be described.
FIG. 23 is a flowchart illustrating the calculation processing configuration of the gradient estimated value SLP in the gradient estimated value calculating unit 321a ′ (gradient estimating unit) of the gain correction processing unit 321 of the second embodiment.
The gradient estimated value SLP is calculated by the gradient estimated value calculating unit 321a ′ by the same process as step S601 in the flowchart of FIG. 11 in the first embodiment.

図２４は、実施例２のゲイン補正処理部321のゲイン補正値算出部321d'に有する補正トルク値Ｃの勾配推定値SLPに対するピッチゲイン特性(a)と勾配推定値SLPに対するバウンスゲイン特性(b)を示す特性図である。
ゲイン補正値算出部321d'は、勾配推定値SLPに対するピッチゲインＫthp_strとして、図２４(a)に示すように、算出された勾配推定値SLPが負の閾値−α未満の下り勾配領域では、ピッチゲインＫthp_strを-0.1とし、算出された勾配推定値SLPが正の閾値αを超える上り勾配領域では、ピッチゲインＫthp_strを-0.3とし、勾配推定値SLPが−αからαまでの間は、勾配推定値SLPの大きさに対して-0.1から-0.3まで連続的に変化するピッチゲインＫthp_strを算出するマップを備えている。
そして、ゲイン補正値算出部321d'は、勾配推定値SLPに対するバウンスゲインＫzv_strとして、図２４(b)に示すように、算出された勾配推定値SLPが負の閾値−α未満の下り勾配領域では、バウンスゲインＫzv_strを+0.3とし、算出された勾配推定値SLPが正の閾値αを超える上り勾配領域では、バウンスゲインＫzv_strを+0.1とし、勾配推定値SLPが−αからαまでの間は、勾配推定値SLPの大きさに対して+0.3から+0.1まで連続的に変化するバウンスゲインＫzv_strを算出するマップを備えている。
なお、他の構成は、実施例１と同様であるので、図示を省略する。 FIG. 24 shows a pitch gain characteristic (a) for the gradient estimated value SLP of the correction torque value C included in the gain correction value calculation unit 321d ′ of the gain correction processing unit 321 of the second embodiment and a bounce gain characteristic (b) for the gradient estimated value SLP. FIG.
As shown in FIG. 24 (a), the gain correction value calculation unit 321d ′ uses the pitch gain Kthp_str for the gradient estimated value SLP as the pitch gain Kthp_str in the downward gradient region where the calculated gradient estimated value SLP is less than the negative threshold −α. In an ascending gradient region where the gain Kthp_str is -0.1 and the calculated gradient estimated value SLP exceeds the positive threshold value α, the pitch gain Kthp_str is set to -0.3, and the gradient estimated value SLP is between -α and α. A map for calculating a pitch gain Kthp_str that continuously changes from −0.1 to −0.3 with respect to the value SLP is provided.
Then, the gain correction value calculation unit 321d ′ uses the bounce gain Kzv_str with respect to the gradient estimated value SLP as shown in FIG. 24 (b) in the downward gradient region where the calculated gradient estimated value SLP is less than the negative threshold −α. In an upward gradient region where the bounce gain Kzv_str is +0.3 and the calculated gradient estimated value SLP exceeds the positive threshold value α, the bounce gain Kzv_str is set to +0.1 and the gradient estimated value SLP is between −α and α. A map for calculating a bounce gain Kzv_str that continuously changes from +0.3 to +0.1 with respect to the magnitude of the gradient estimated value SLP is provided.
Since other configurations are the same as those in the first embodiment, illustration is omitted.

次に、作用を説明する。
実施例２では、勾配推定部を、勾配推定値SLPを算出する勾配推定値算出部321a'とし、ゲイン補正値算出部321d'は、算出された勾配推定値SLPに応じて下り勾配から上り勾配まで連続的に変化する制御ゲイン補正値を算出する構成を採用している。
すなわち、平坦路制御ゲインと勾配制御ゲインとの間で急に値を変更すると、トータルの補正トルク値が急変することになり、旋回挙動が不安定になってしまう可能性がある。
そこで、図２３のフローチャートにおいて、勾配推定値SLPが算出されると、図２４(a),(b)に示すマップを用い、連続的に変化するピッチゲインＫthp_strとバウンスゲインＫzv_strが算出される。
したがって、平坦路を含む路面勾配の変化に対し制御ゲインを変更する旋回シーンにおいて、勾配推定値SLPの大きさに応じて連続的に変化するゲイン補正値（ピッチゲインＫthp_str、バウンスゲインＫzv_str）を算出することで、旋回挙動の安定性が確保される。加えて、実施例１の平坦路判定領域においてもゲイン補正値を算出することで、応答良く勾配対応の制御ゲインへ変更される。
なお、他の作用は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。 Next, the operation will be described.
In the second embodiment, the gradient estimation unit is a gradient estimation value calculation unit 321a ′ for calculating the gradient estimation value SLP, and the gain correction value calculation unit 321d ′ is configured to change the gradient from the downward gradient to the upward gradient according to the calculated gradient estimation value SLP. A configuration for calculating a control gain correction value that continuously changes until is adopted.
That is, if the value is suddenly changed between the flat road control gain and the gradient control gain, the total correction torque value changes suddenly, and the turning behavior may become unstable.
Therefore, in the flowchart of FIG. 23, when the gradient estimated value SLP is calculated, the continuously changing pitch gain Kthp_str and bounce gain Kzv_str are calculated using the maps shown in FIGS. 24 (a) and 24 (b).
Therefore, gain correction values (pitch gain Kthp_str, bounce gain Kzv_str) that change continuously according to the magnitude of the estimated slope value SLP are calculated in a turning scene in which the control gain is changed in response to changes in the road surface gradient including a flat road. By doing so, the stability of the turning behavior is ensured. In addition, by calculating the gain correction value also in the flat road determination region of the first embodiment, the control gain is changed to a gradient-corresponding control gain with good response.
Since other operations are the same as those of the first embodiment, description thereof is omitted.

次に、効果を説明する。
実施例２の車体制振制御装置にあっては、下記の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 second embodiment, the following effects can be obtained.

(6) 前記勾配推定部を、勾配推定値SLPを算出する勾配推定値算出部321a'とし、
前記ゲイン補正値算出部321d'は、算出された勾配推定値SLPに応じて下り勾配から上り勾配まで連続的に変化する制御ゲイン補正値を算出する（図２３、図２４）。
このため、(1)の効果に加え、平坦路を含む路面勾配の変化に対し制御ゲインを変更する旋回シーンにおいて、勾配推定値SLPの大きさに応じて連続的に変化するゲイン補正値を算出することで、旋回挙動の安定性を確保することができると共に、平坦路判定領域においてもゲイン補正値を算出することで、応答良く勾配対応の制御ゲインへ変更することができる。 (6) The gradient estimation unit is a gradient estimation value calculation unit 321a ′ that calculates a gradient estimation value SLP,
The gain correction value calculation unit 321d ′ calculates a control gain correction value that continuously changes from a downward gradient to an upward gradient according to the calculated gradient estimated value SLP (FIGS. 23 and 24).
For this reason, in addition to the effect of (1), a gain correction value that changes continuously according to the magnitude of the estimated slope value SLP is calculated in a turning scene in which the control gain is changed in response to changes in the road surface slope including flat roads. By doing so, the stability of the turning behavior can be ensured, and the gain correction value can be calculated even in the flat road determination region, so that the control gain can be changed to a gradient-corresponding control gain with good response.

以上、本発明の車体制振制御装置を実施例１及び実施例２に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例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 and the second embodiment, the specific configuration is not limited to these embodiments, and each claim of the claims Design changes and additions are permitted without departing from the spirit of the invention according to the paragraph.

実施例１では、ゲイン補正値算出部321dとして、平坦路から勾配路への移行、或いは、勾配路から平坦路への移行と判定されたとき、直進走行状態と判定されるまで制御ゲインの変更を待機する例を示した。しかし、ゲイン補正値算出部としては、図２５に示すように、例えば、上り勾配の開始が時刻t1にて判定されると、時刻t1から時刻t2'まで制御ゲインの変更を遅延させ、時刻t2'に達すると、制御ゲインの変更を開始するような例としても良い。この場合、カーブ旋回の終期で直進走行状態に戻すときに操舵応答が変わることで、ドライバに与える違和感を軽減できる。加えて、実施例１に比べ、早期に制御ゲインの変更を開始することが可能である。
また、ゲイン補正値算出部としては、図２６に示すように、例えば、時刻t2にて閾値αを超えることで上り勾配であると判定されると、時刻t2にて直ちに制御ゲインの変更するような例としても良い。この場合、最も早期タイミングにて制御ゲインを変更することが可能である。 In the first embodiment, when the gain correction value calculation unit 321d determines that a transition from a flat road to a slope road or a transition from a slope road to a flat road is made, the control gain is changed until it is determined that the vehicle is traveling straight. An example of waiting. However, as shown in FIG. 25, for example, when the start of the upward gradient is determined at time t1, the gain correction value calculation unit delays the change of the control gain from time t1 to time t2 ′, and the time t2 For example, the control gain change may be started when 'is reached. In this case, the discomfort given to the driver can be reduced by changing the steering response when returning to the straight traveling state at the end of the curve turning. In addition, it is possible to start changing the control gain earlier than in the first embodiment.
Further, as shown in FIG. 26, for example, when the gain correction value calculation unit determines that the slope is an upward gradient by exceeding the threshold value α at time t2, the control gain is immediately changed at time t2. A good example is also possible. In this case, it is possible to change the control gain at the earliest timing.

実施例１，２では、ゲイン補正処理部321として、上記式(1)〜式(3)を用いて勾配推定値SLPを算出する例を示した。しかし、ゲイン補正処理部としては、例えば、前後Ｇセンサ値と車輪速微分値の差分値を用いて勾配推定値を算出するような例としても良いし、さらに、走行路面の路面勾配情報を、無線通信により外部から入力するような例としても良い。   In the first and second embodiments, as the gain correction processing unit 321, an example in which the estimated slope value SLP is calculated using the above formulas (1) to (3) is shown. However, as the gain correction processing unit, for example, an estimated gradient value may be calculated using a difference value between the front-rear G sensor value and the wheel speed differential value. An example of inputting from outside by wireless communication may be used.

実施例１，２では、トルク指令値算出部206として、トルク入力による挙動に対する第１チューニングゲイン設定部317と、外乱による挙動に対する第２チューニングゲイン設定部318と、操舵による挙動応答を向上に対する第３チューニングゲイン設定部319と、を備えた例を示した。しかし、トルク指令値算出部としては、少なくとも操舵による挙動応答を向上に対する第３チューニングゲイン設定部を備えたものであれば、１つのチューニングゲイン設定部を備えた例であっても、２つのチューニングゲイン設定部を備えた例であっても、３つ以上のチューニングゲイン設定部を備えた例であっても良い。   In the first and second embodiments, the torque command value calculation unit 206 includes a first tuning gain setting unit 317 for behavior caused by torque input, a second tuning gain setting unit 318 for behavior caused by disturbance, and a first response to improving behavior response caused by steering. An example including a three tuning gain setting unit 319 is shown. However, as long as the torque command value calculation unit includes at least the third tuning gain setting unit for improving the behavioral response due to steering, the two tuning tuning units may be provided even in the example including one tuning gain setting unit. Even an example provided with a gain setting unit may be an example provided with three or more tuning gain setting units.

実施例１，２では、車体振動推定部205で推定される車体のばね上挙動として、バウンス速度、バウンス量、ピッチ速度、ピッチ角度であらわされる状態量を用いる例を示した。しかし、車体振動推定部で推定される車体のばね上挙動としては、ピッチ挙動、バウンス挙動、輪荷重変動のいずれか、または、これらの複合による挙動を状態量としても用いる例としても良い。   In the first and second embodiments, an example in which a state quantity represented by a bounce speed, a bounce amount, a pitch speed, and a pitch angle is used as the sprung behavior of the vehicle body estimated by the vehicle body vibration estimation unit 205 is shown. However, as the sprung behavior of the vehicle body estimated by the vehicle body vibration estimation unit, any one of pitch behavior, bounce behavior, wheel load fluctuation, or a combination of these behaviors may be used as the state quantity.

実施例１，２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 and second embodiments, an example in which the engine 106 is used as an actuator that outputs a control command value is shown. 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１，２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 and second embodiments, 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１，２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 and second embodiments, 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１，２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 and second embodiments, 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 サスストローク算出部
303 上下力変換部
304 車体速度推定部
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（制御ゲイン設定部）
320 加算器
321 ゲイン補正処理部
321a 勾配判定部（勾配推定部）
321a' 勾配推定値算出部（勾配推定部）
321b 直進状態判定部
321c 定常状態判定部
321d、321d' ゲイン補正値算出部 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 Suspension calculation part
303 Vertical force converter
304 Body speed estimation part
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 (control gain setting section)
320 adder
321 Gain correction processor
321a Gradient judgment unit (gradient estimation unit)
321a 'Estimated value calculation unit (gradient estimation unit)
321b Straight running state determination unit
321c Steady state determination unit
321d, 321d 'gain correction value calculator

Claims (6)

制振対象である車体に車輪及びサスペンションを加えた車両の走行中に取得されるセンシング情報を、車体のばね上挙動を推定するときに用いる車両モデルへの入力形式である車輪に加わるトルクまたは力の次元に変換する入力変換部と、前記車輪に加わるトルクまたは力と前記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、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おいて、
前記入力変換部は、走行中、操舵角信号と車体速信号に基づいて旋回抵抗力を演算する旋回抵抗力算出部を備え、
前記トルク指令値算出部は、前記旋回抵抗力を前記車両モデルに入力することで取得される制御指令値に対し、操舵による車両の旋回挙動応答である操舵応答を調整する制御ゲインを設定する制御ゲイン設定部を備え、
前記制御ゲイン設定部に、走行路面の路面勾配を推定する勾配推定部と、勾配推定結果である勾配推定値に基づき平坦路の制御ゲインに対するゲイン補正値を算出するゲイン補正値算出部と、を有するゲイン補正処理部を設け、
前記ゲイン補正処理部は、前記勾配推定値が上り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を高めるゲイン補正値とし、前記勾配推定値が下り勾配のとき、平坦路の制御ゲインに比べて操舵応答を低くするゲイン補正値を算出する構成とする
ことを特徴とする車体制振制御装置。 The ruse Nshingu information obtained during travel of the vehicle plus the wheels and suspension to the vehicle body is damped, or torque applied to the wheel is an input form to the vehicle model used when estimating the on vehicle spring behavior an input converter for converting the force of the dimensions, the vehicle body vibration estimation unit that estimates a sprung mass behavior of the vehicle using the vehicle model and the torque or force applied to the wheel, the drive torque based on the estimated result of the sprung mass behavior includes a torque command value calculating unit for correcting, and during travel, the vehicle body vibration damping control device you suppressed by correcting the control of the driving torque the sprung mass behavior of the estimated vehicle body,
The input conversion unit includes a turning resistance calculation unit that calculates a turning resistance force based on a steering angle signal and a vehicle body speed signal during traveling ,
The torque command value calculation unit is a control for setting a control gain for adjusting a steering response, which is a response to a turning behavior of a vehicle by steering, with respect to a control command value acquired by inputting the turning resistance force to the vehicle model. It has a gain setting section,
The control gain setting unit includes a gradient estimation unit that estimates a road surface gradient of a traveling road surface, and a gain correction value calculation unit that calculates a gain correction value for a control gain of a flat road based on a gradient estimation value that is a gradient estimation result. A gain correction processing unit having
The gain correction processing unit sets a gain correction value that enhances a steering response as compared with a flat road control gain when the estimated slope value is an upward slope, and sets a flat road control gain when the estimated slope value is a downward slope. A vehicle system vibration control device characterized in that a gain correction value for lowering a steering response is calculated. 請求項１に記載された車体制振制御装置において、
前記制御ゲイン設定部は、平坦路での操舵応答を決める平坦路制御ゲインと、上り勾配路での操舵応答を決める上り勾配制御ゲインと、下り勾配路での操舵応答を決める下り勾配路制御ゲインと、のそれぞれを予め設定しておき、
前記勾配推定部を、自車加速度の推定値と実際の自車加速度の差により算出される勾配推定値が正の閾値を超えると上り勾配と判定し、前記勾配推定値が負の閾値を下回ると下り勾配と判定し、前記勾配推定値が負の閾値以上で正の閾値以下のときは平坦路と判定する勾配判定部とし、
前記ゲイン補正値算出部は、平坦路から上り勾配路への移行と判定されると、前記平坦路制御ゲインから前記上り勾配制御ゲインに変更し、平坦路から下り勾配路への移行と判定されると、前記平坦路制御ゲインから前記下り勾配制御ゲインに変更し、上り勾配路又は下り勾配路から平坦路への移行と判定されると、前記上り勾配制御ゲイン又は前記下り勾配制御ゲインから前記平坦路制御ゲインに変更する
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 1,
The control gain setting unit includes a flat road control gain that determines a steering response on a flat road, an up slope control gain that determines a steering response on an up slope road, and a down slope road control gain that determines a steering response on a down slope road. Are set in advance,
The gradient estimator, the estimated gradient value calculated by the difference between the actual vehicle acceleration and the estimated value of the vehicle acceleration exceeds a positive threshold determines that up slope, the slope estimate is below the negative threshold And a gradient determination unit that determines a flat road when the gradient estimated value is greater than or equal to a negative threshold value and less than or equal to a positive threshold value,
The gain correction value calculation unit, when it is determined that the transition to the ascending slope road from a flat road, the change from a flat path control gain to the upward slope control gain, it is determined that the transition to the down slope road from flat road that when the change from the flat road control gain to the descending slope control gain, when it is determined that the transition to the flat road from the up slope road or descending slope road, the from the upward slope control gain or the descending slope control gain A vehicle system vibration control device characterized by changing to a flat road control gain. 請求項２に記載された車体制振制御装置において、
直進走行状態か否かを判定する直進状態判定部を備え、
前記ゲイン補正値算出部は、平坦路から勾配路への移行、或いは、勾配路から平坦路への移行と判定されたとき、直進走行状態と判定されるまで制御ゲインの変更を待機する
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,
A straight-running state determination unit that determines whether or not the vehicle is traveling straight ahead,
The gain correction value calculation unit waits for a change in the control gain until it is determined that the vehicle is traveling straight when it is determined that the road changes from a flat road to a slope road or from a slope road to a flat road. A characteristic vehicle 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、
一定速走行している定常状態であるか否かを判定する定常状態判定部を備え、
前記ゲイン補正値算出部は、平坦路から勾配路への移行、或いは、勾配路から平坦路への移行と判定されたとき、定常状態と判定されるまで制御ゲインの変更を待機する
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,
A steady state determination unit that determines whether or not a steady state traveling at a constant speed,
The gain correction value calculation unit waits for a change in control gain until it is determined to be a steady state when it is determined that a transition from a flat road to a gradient road or a transition from a gradient road to a flat road is made. Vehicle system vibration control device. 請求項２から４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、
前記ゲイン補正値算出部は、平坦路制御ゲインと勾配制御ゲインとの間で制御ゲインを変更するとき、時間の経過と共に徐々に変化するゲイン補正値を算出する
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 any one of claims 2 to 4,
When the control gain is changed between the flat road control gain and the gradient control gain, the gain correction value calculation unit calculates a gain correction value that gradually changes over time. apparatus. 請求項１に記載された車体制振制御装置において、
前記勾配推定部を、勾配推定値を算出する勾配推定値算出部とし、
前記ゲイン補正値算出部は、算出された勾配推定値に応じて下り勾配から上り勾配まで連続的に変化するゲイン補正値を算出する
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 1,
The gradient estimation unit is a gradient estimation value calculation unit that calculates a gradient estimation value;
The gain correction value calculation section, the vehicle body vibration damping control system and calculates the Ruge-in correction value to continuously change from the downward slope to the upward slope in accordance with the calculated estimated gradient value.
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