WO2013140657A1 - 車両の制御装置及び車両の制御方法 - Google Patents
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Definitions
- the present invention relates to a control device that controls the state of a vehicle.
- Patent Document 1 A technique described in Patent Document 1 is disclosed as a technique related to a vehicle control device. This publication discloses a technique for stabilizing the vehicle body posture by controlling the damping force of the variable damping force shock absorber in order to suppress the sprung behavior when the sprung behavior occurs.
- the present invention has been made paying attention to the above problem, and an object of the present invention is to provide a vehicle control device capable of stabilizing the vehicle behavior regardless of the stroke speed range.
- the saturation of the damping force variable region is the stroke.
- the damping force control is set to be lower than the saturation level when the speed is greater than a predetermined value, and the damping force control is performed within the range of the damping force variable region defined by the set saturation level.
- the damping force variable region is narrowed to limit the damping force control, thereby suppressing unnecessary damping force control.
- the damping force variable region is widened.
- FIG. 1 is a system schematic diagram illustrating a vehicle control apparatus according to a first embodiment.
- FIG. 2 is a control block diagram illustrating a control configuration of the vehicle control device according to the first embodiment.
- 1 is a conceptual diagram illustrating a configuration of a wheel speed feedback control system according to a first embodiment.
- FIG. 3 is a control block diagram illustrating a configuration of a traveling state estimation unit according to the first embodiment. It is a control block diagram showing the control content in the stroke speed calculating part of Example 1.
- FIG. 3 is a block diagram illustrating a configuration of a reference wheel speed calculation unit according to the first embodiment. It is the schematic showing a vehicle body vibration model. It is a control block diagram showing brake pitch control of Example 1.
- FIG. 3 is a control block diagram illustrating a configuration of roll rate suppression control according to the first embodiment. 3 is a time chart illustrating an envelope waveform forming process of roll rate suppression control according to the first embodiment.
- FIG. 3 is a block diagram illustrating a control configuration of unsprung vibration suppression control according to the first embodiment.
- FIG. 3 is a control block diagram illustrating a control configuration of a damping force control unit according to the first embodiment. It is a figure showing the relationship between the saturation of Example 1, and the command electric current value to S / A3.
- 6 is a flowchart illustrating attenuation coefficient arbitration processing in a standard mode according to the first embodiment. 6 is a flowchart illustrating an attenuation coefficient arbitration process in the sport mode according to the first embodiment. 6 is a flowchart illustrating attenuation coefficient arbitration processing in the comfort mode according to the first embodiment. 6 is a flowchart illustrating attenuation coefficient arbitration processing in a highway mode according to the first exemplary embodiment.
- FIG. 6 is a flowchart illustrating a mode selection process based on a running state in an attenuation coefficient arbitration unit according to the first embodiment.
- FIG. 6 is a characteristic diagram illustrating a relationship of control force with respect to stroke speed according to the first embodiment. It is a characteristic view showing the relationship of the gain with respect to the frequency of the stroke speed of a convex vehicle, and stroke speed amplitude.
- 2 is a saturation restriction map according to the first embodiment. It is a saturation restriction
- FIG. 6 is a control block diagram illustrating a control configuration of a vehicle control device according to a second embodiment.
- FIG. 12 is a control block diagram illustrating actuator control amount calculation processing when performing pitch control according to the second embodiment.
- FIG. 1 is a system schematic diagram illustrating a vehicle control apparatus according to the first embodiment.
- the vehicle includes an engine 1 that is a power source and a brake 20 that generates braking torque due to friction force on each wheel (hereinafter, when displaying brakes corresponding to individual wheels, right front wheel brake: 20FR, left front wheel brake: 20FL).
- S / A shock absorber 3
- the engine 1 includes an engine controller (hereinafter also referred to as an engine control unit, which corresponds to power source control means) 1a that controls torque output from the engine 1, and the engine controller 1a is configured to By controlling the fuel injection amount, ignition timing, etc., the desired engine operating state (engine speed and engine output torque) is controlled. Further, the brake 20 generates a braking torque based on the hydraulic pressure supplied from the brake control unit 2 that can control the brake hydraulic pressure of each wheel according to the traveling state.
- the brake control unit 2 includes a brake controller (hereinafter also referred to as a brake control unit) 2a for controlling a braking torque generated by the brake 20, and a master cylinder pressure generated by a driver's brake pedal operation or a built-in motor.
- a pump pressure generated by the drive pump is used as a hydraulic pressure source, and a desired hydraulic pressure is generated in the brake 20 of each wheel by opening and closing operations of a plurality of solenoid valves.
- the S / A3 is a damping force generator that attenuates the elastic motion of a coil spring provided between a vehicle unsprung (axle, wheel, etc.) and a sprung (vehicle body, etc.). It is configured to be variable.
- the S / A 3 includes a cylinder in which fluid is sealed, a piston that strokes in the cylinder, and an orifice that controls fluid movement between fluid chambers formed above and below the piston. Furthermore, orifices having a plurality of types of orifice diameters are formed in the piston, and an orifice corresponding to a control command is selected from the plurality of types of orifices when the S / A actuator is operated. Thereby, the damping force according to the orifice diameter can be generated. For example, if the orifice diameter is small, the movement of the piston is easily restricted, so that the damping force is high. If the orifice diameter is large, the movement of the piston is difficult to be restricted, and thus the damping force is small.
- an electromagnetic control valve is arranged on the communication path connecting fluids formed above and below the piston, and the damping force is set by controlling the opening / closing amount of the electromagnetic control valve.
- the S / A 3 has an S / A controller 3a (corresponding to damping force control means) that controls the damping force of the S / A 3, and controls the damping force by operating the orifice diameter by the S / A actuator.
- a wheel speed sensor 5 for detecting the wheel speed of each wheel (hereinafter, when displaying wheel speeds corresponding to individual wheels, right front wheel speed: 5FR, left front wheel speed: 5FL, right rear wheel speed: 5RR). , Left rear wheel speed: 5RL)), an integrated sensor 6 for detecting longitudinal acceleration, yaw rate and lateral acceleration acting on the center of gravity of the vehicle, and a steering angle which is a steering operation amount of the driver is detected.
- Steering angle sensor 7 vehicle speed sensor 8 for detecting vehicle speed
- engine torque sensor 9 for detecting engine torque
- engine speed sensor 10 for detecting engine speed
- master pressure sensor 11 for detecting master cylinder pressure.
- a brake switch 12 that outputs an on-state signal when a brake pedal operation is performed, and an accelerator opening sensor 13 that detects an accelerator pedal opening.
- the signals from these various sensors are input to the engine controller 1a, the brake controller 2a, and the S / A controller 3a as necessary.
- the arrangement of the integrated sensor 6 may be at the center of gravity of the vehicle, or may be any place other than that as long as various values at the center of gravity can be estimated. Moreover, it is not necessary to be an integral type, and a configuration in which yaw rate, longitudinal acceleration, and lateral acceleration are individually detected may be employed.
- the control amount by the engine 1 and the brake 20 is limited and output from the control amount that can be actually output, thereby reducing the burden on the S / A 3 and accompanying the control of the engine 1 and the brake 20. Suppresses discomfort that occurs.
- Skyhook control is performed by all actuators. At this time, without using a stroke sensor or a sprung vertical acceleration sensor generally required for skyhook control, the skyhook control can be performed with an inexpensive configuration using wheel speed sensors mounted on all vehicles. Realize.
- scalar control frequency sensitive control
- FIG. 2 is a control block diagram illustrating a control configuration of the vehicle control apparatus according to the first embodiment.
- the controller includes an engine controller 1a, a brake controller 2a, and an S / A controller 3a, and each controller constitutes a wheel speed feedback control system.
- the configuration including three controllers as the controller is shown, but each controller may be configured by one integrated controller without any particular limitation.
- the configuration including the three controllers in the first embodiment is that the engine controller and the brake controller in the existing vehicle are used as they are to form the engine control unit 1a and the brake control unit 2a, and the S / A controller 3a is separately mounted. Thus, it is assumed that the vehicle control apparatus of the first embodiment is realized.
- the engine controller 1a mainly uses the wheel speed detected by the wheel speed sensor 5 to determine the stroke speed, bounce rate, roll rate and pitch of each wheel used for the skyhook control of the sprung mass damping control unit 101a described later.
- a first running state estimation unit 100 that estimates the rate, an engine posture control unit 101 that calculates an engine posture control amount that is an engine torque command, and controls the operating state of the engine 1 based on the calculated engine posture control amount.
- An engine control unit 102 The details of the estimation process of the first traveling state estimation unit 100 will be described later.
- the engine attitude control unit 101 includes a sprung mass damping control unit 101a that calculates a sprung control amount that suppresses bounce motion and pitch motion by skyhook control, and ground load variation suppression that suppresses ground load variation of front and rear wheels.
- a ground load control unit 101b that calculates a control amount
- an engine-side driver input control unit 101c that calculates a yaw response control amount corresponding to a vehicle behavior that the driver wants to achieve based on signals from the steering angle sensor 7 and the vehicle speed sensor 8 And have.
- the engine attitude control unit 101 calculates an engine attitude control amount that minimizes the control amount calculated by each of these control units by optimal control (LQR), and determines the final engine attitude control amount for the engine control unit 102. Output.
- LQR optimal control
- the S / A 3 can reduce the damping force control amount, and therefore, deterioration of the high frequency vibration can be avoided. Moreover, since S / A3 can concentrate on suppression of roll motion, it can suppress roll motion effectively.
- the brake controller 2a Based on the wheel speed detected by the wheel speed sensor 5, the brake controller 2a estimates the stroke speed and pitch rate of each wheel, and the like based on the estimated stroke speed and pitch rate.
- Skyhook control unit 201 (details will be described later) that calculates a brake attitude control amount based on skyhook control, and brake control unit 202 that controls the braking torque of brake 20 based on the calculated brake attitude control amount And have.
- the same estimation process is adopted as the estimation process in the first traveling state estimation unit 100 and the second traveling state estimation unit 200, but other estimation processes are performed as long as the process is estimated from the wheel speed. It may be used.
- the S / A controller 3a includes a driver input control unit 31 that performs driver input control for achieving a desired vehicle posture based on a driver's operation (steering operation, accelerator operation, brake pedal operation, etc.), and detection values of various sensors.
- a third traveling state estimation unit 32 that estimates the traveling state based on (mainly the wheel speed sensor value of the wheel speed sensor 5), and a sprung mass damping that controls the vibration state on the spring based on the estimated traveling state
- a control unit 33 an unsprung vibration suppression control unit 34 that controls the unsprung vibration state based on the estimated traveling state, a shock absorber attitude control amount output from the driver input control unit 31, and a sprung mass damping
- a damping force to be set in the S / A 3 is determined.
- a damping force control unit 35 for performing the damping force control of the A.
- the same estimation process is adopted as the estimation process in the first traveling state estimation unit 100, the second traveling state estimation unit 200, and the third traveling state estimation unit 32, but the process is estimated from the wheel speed. If so, other estimation processes may be used and there is no particular limitation.
- FIG. 3 is a conceptual diagram showing the configuration of the wheel speed feedback control system of the first embodiment.
- the engine 1, the brake 20 and the S / A 3 individually constitute an engine feedback control system, a brake feedback control system, and an S / A feedback control system.
- control interference becomes a problem.
- the effects of the control of each actuator appear as wheel speed fluctuations, by configuring the wheel speed feedback control system, the effect of each actuator is monitored as a result, and control interference is avoided. It is. For example, if a certain sprung vibration is suppressed by the engine 1, the wheel speed fluctuation
- the brake 20 and the S / A 3 perform control based on the wheel speed in which the influence is reflected.
- the feedback control system is configured using a common value of wheel speed, even if individual control is performed without controllable mutual monitoring, as a result, control based on mutual monitoring (below) This control is described as emphasis control), and the vehicle posture can be converged in the stabilization direction.
- each feedback control system will be described sequentially.
- the 1st, 2nd, 3rd driving state estimation part which is a common structure provided in each feedback control system is demonstrated.
- the same estimation process is adopted as the estimation process in the first traveling state estimation unit 100, the second traveling state estimation unit 200, and the third traveling state estimation unit 32. Therefore, since the process in each estimation part is common, the estimation process in the 3rd driving state estimation part 32 is demonstrated as a representative.
- Each of the running state estimation units may be provided with a separate estimation model as long as it is a state estimation using the wheel speed, and is not particularly limited.
- FIG. 4 is a control block diagram showing the configuration of the third traveling state estimation unit of the first embodiment.
- the stroke of each wheel used for the skyhook control of the sprung mass damping control unit 33 to be described later is basically based on the wheel speed detected by the wheel speed sensor 5. Calculate speed, bounce rate, roll rate and pitch rate. First, the value of the wheel speed sensor 5 of each wheel is input to the stroke speed calculation unit 321, and the sprung speed is calculated from the stroke speed of each wheel calculated by the stroke speed calculation unit 321.
- FIG. 5 is a control block diagram showing the control contents in the stroke speed calculation unit of the first embodiment.
- the stroke speed calculation unit 321 is individually provided for each wheel, and the control block diagram shown in FIG. 5 is a control block diagram focusing on a certain wheel.
- the value of the wheel speed sensor 5, the front wheel steering angle ⁇ f detected by the steering angle sensor 7, and the rear wheel steering angle ⁇ r (actual rear wheel steering if a rear wheel steering device is provided).
- the reference wheel speed calculation unit 300 that calculates a reference wheel speed based on the vehicle body lateral speed and the actual yaw rate detected by the integrated sensor 6, and the angle may be appropriately set to 0 in other cases.
- a tire rotation vibration frequency calculation unit 321a that calculates the tire rotation vibration frequency based on the calculated reference wheel speed, and a deviation calculation unit 321b that calculates a deviation (wheel speed fluctuation) between the reference wheel speed and the wheel speed sensor value.
- a GEO conversion unit 321c that converts the deviation calculated by the deviation calculation unit 321b into a suspension stroke amount, a stroke speed calibration unit 321d that calibrates the converted stroke amount to a stroke speed,
- a band elimination filter corresponding to the frequency calculated by the tire rotation vibration frequency calculation unit 321a is applied to the value calibrated by the roke speed calibration unit 321d to remove the tire rotation primary vibration component and calculate the final stroke speed.
- a signal processing unit 321e that calculates the tire rotation vibration frequency based on the calculated reference wheel speed
- a deviation calculation unit 321b that calculates a deviation (wheel speed fluctuation) between the reference wheel speed and the wheel speed sensor value.
- a GEO conversion unit 321c that converts the deviation calculated by the deviation calculation unit 321b
- FIG. 6 is a block diagram illustrating a configuration of a reference wheel speed calculation unit according to the first embodiment.
- the reference wheel speed refers to a value obtained by removing various disturbances from each wheel speed.
- the difference between the wheel speed sensor value and the reference wheel speed is a value related to a component that fluctuates according to the stroke generated by the bounce behavior, roll behavior, pitch behavior, or unsprung vertical vibration of the vehicle body.
- the stroke speed is estimated based on this difference.
- the plane motion component extraction unit 301 calculates the first wheel speed V0 that is the reference wheel speed of each wheel based on the vehicle body plan view model with the wheel speed sensor value as an input.
- the wheel speed sensor value detected by the wheel speed sensor 5 is ⁇ (rad / s)
- the front wheel actual steering angle detected by the steering angle sensor 7 is ⁇ f (rad)
- the rear wheel actual steering angle is ⁇ r (rad )
- the vehicle body lateral speed is Vx
- the yaw rate detected by the integrated sensor 6 is ⁇ (rad / s)
- the vehicle speed estimated from the calculated reference wheel speed ⁇ 0 is V (m / s)
- the reference to be calculated Wheel speed is VFL, VFR, VRL, VRR
- front wheel tread is Tf
- rear wheel tread is Tr
- distance from vehicle center of gravity to front wheel is Lf
- distance from vehicle center of gravity to rear wheel is Lr.
- VFL (V-Tf / 2 ⁇ ⁇ ) cos ⁇ f + (Vx + Lf ⁇ ⁇ ) sin ⁇ f
- VFR (V + Tf / 2 ⁇ ⁇ ) cos ⁇ f + (Vx + Lf ⁇ ⁇ ) sin ⁇ f
- VRL (V ⁇ Tr / 2 ⁇ ⁇ ) cos ⁇ r + (Vx ⁇ Lr ⁇ ⁇ ) sin ⁇ r
- VRR (V + Tr / 2 ⁇ ⁇ ) cos ⁇ r + (Vx-Lr ⁇ ⁇ ) sin ⁇ r
- V is described as V0FL, V0FR, V0RL, V0RR (corresponding to the first wheel speed) as a value corresponding to each wheel.
- V0FL ⁇ VFL-Lf ⁇ ⁇ sin ⁇ f ⁇ / cos ⁇ f + Tf / 2 ⁇ ⁇
- V0FR ⁇ VFR-Lf ⁇ ⁇ sin ⁇ f ⁇ / cos ⁇ f-Tf / 2 ⁇ ⁇
- V0RL ⁇ VRL + Lr ⁇ ⁇ sin ⁇ r ⁇ / cos ⁇ r + Tr / 2 ⁇ ⁇
- V0RR ⁇ VRR + Lf ⁇ ⁇ sin ⁇ f ⁇ / cos ⁇ r-Tr / 2 ⁇ ⁇
- the roll disturbance removing unit 302 calculates the second wheel speeds V0F and V0R as the reference wheel speeds for the front and rear wheels based on the vehicle body front view model with the first wheel speed V0 as an input.
- the vehicle body front view model removes the wheel speed difference caused by the roll motion that occurs around the roll rotation center on the vertical line passing through the center of gravity of the vehicle when the vehicle is viewed from the front. Is done.
- V0F (V0FL + V0FR) / 2
- V0R (V0RL + V0RR) / 2
- the second wheel speeds V0F and V0R from which disturbance based on the roll is removed are obtained.
- the pitch disturbance removal unit 303 calculates the third wheel speeds VbFL, VbFR, VbRL, and VbRR, which are the reference wheel speeds for all the wheels, based on the vehicle side view model, with the second wheel speeds V0F and V0R as inputs.
- the vehicle body side view model is to remove the wheel speed difference caused by the pitch motion generated around the pitch rotation center on the vertical line passing through the center of gravity of the vehicle when the vehicle is viewed from the lateral direction. It is expressed by the following formula.
- the sprung speed calculation unit 322 calculates the bounce rate, roll rate, and pitch rate for skyhook control. Calculated.
- Skyhook control is to achieve a flat running state by setting a damping force based on the relationship between the S / A3 stroke speed and the sprung speed, and controlling the posture on the sprung.
- the value that can be detected from the wheel speed sensor 5 is the stroke speed, and since the vertical acceleration sensor or the like is not provided on the spring, the sprung speed needs to be estimated using an estimation model.
- the problem of the estimation model and the model configuration to be adopted will be described.
- FIG. 7 is a schematic diagram showing a vehicle body vibration model.
- FIG. 7A is a model of a vehicle (hereinafter referred to as a conveyor vehicle) having an S / A with a constant damping force
- FIG. 7B has an S / A having a variable damping force.
- Ms represents the mass on the spring
- Mu represents the mass below the spring
- Ks represents the elastic coefficient of the coil spring
- Cs represents the damping coefficient of S / A
- Ku represents the unsprung (tire).
- Cu represents an unsprung (tire) damping coefficient
- Cv represents a variable damping coefficient
- Z2 represents a position on the spring
- z1 represents a position under the spring
- z0 represents a road surface position.
- Changing the damping force basically means changing the force that limits the piston moving speed of S / A 3 in accordance with the suspension stroke. Since the semi-active S / A3 that cannot positively move the piston in the desired direction is used, when the semi-active skyhook model is employed and the sprung speed is obtained, it is expressed as follows.
- the magnitude of the estimated sprung speed is smaller than the actual value in the frequency band below the sprung resonance, but the most important in skyhook control is the phase. If the correspondence between the phase and the sign can be maintained, the skyhook can be maintained. Since control is achieved and the magnitude of the sprung speed can be adjusted by other factors, there is no problem.
- the sprung speed can be estimated if the stroke speed of each wheel is known.
- the actual vehicle is four wheels instead of one wheel, it is considered to estimate the state of the spring by mode decomposition into roll rate, pitch rate and bounce rate using the stroke speed of each wheel. To do.
- the above three components are calculated from the stroke speed of the four wheels, one corresponding component is insufficient, and the solution becomes indefinite. Therefore, a war plate representing the movement of the diagonal wheels is introduced.
- the stroke amount bounce term is xsB
- the roll term is xsR
- the pitch term is xsP
- the warp term is xsW
- the stroke amount corresponding to Vz_sFL, Vz_sFR, Vz_sRL, Vz_sRR is z_sFL, z_sFR, z_sRL, z_sRR, Holds.
- dxsB 1/4 (Vz_sFL + Vz_sFR + Vz_sRL + Vz_sRR)
- dxsR 1/4 (Vz_sFL-Vz_sFR + Vz_sRL-Vz_sRR)
- dxsP 1/4 (-Vz_sFL-Vz_sFR + Vz_sRL + Vz_sRR)
- dxsW 1/4 (-Vz_sFL + Vz_sFR + Vz_sRL-Vz_sRR)
- the vehicle control apparatus includes the engine 1, the brake 20, and the S / A 3 as actuators for achieving sprung posture control.
- the sprung mass damping control unit 101a in the engine controller 1a has two bounce rate and pitch rate as control targets
- the skyhook control unit 201 in the brake controller 2a has pitch rate as control targets.
- the skyhook control unit 33a in the controller 3a three of bounce rate, roll rate, and pitch rate are controlled.
- the bounce direction skyhook control amount FB is calculated as a part of the engine attitude control amount in the sprung mass damping control unit 101a.
- the skyhook control unit 33a calculates as a part of the S / A attitude control amount.
- the skyhook control amount FR in roll direction is calculated as part of the S / A attitude control amount in the sky hook control unit 33a.
- the sky hook control amount FP in the pitch direction is calculated as a part of the engine attitude control amount in the sprung mass damping control unit 101a.
- the skyhook control unit 201 calculates the brake posture control amount.
- the skyhook control unit 33a calculates as a part of the S / A attitude control amount.
- the engine attitude control unit 101 is set with a limit value for limiting the engine torque control amount according to the engine attitude control amount so as not to give the driver a sense of incongruity.
- the engine torque control amount is limited to be within a predetermined longitudinal acceleration range when converted to longitudinal acceleration. Therefore, when the engine attitude control amount (engine torque control amount) is calculated based on FB or FP and a value equal to or greater than the limit value is calculated, bounce rate or pitch rate skyhook control that can be achieved by the limit value
- the engine attitude control amount is output as a quantity.
- an engine torque control amount is calculated based on the engine attitude control amount corresponding to the limit value and is output to the engine 1.
- the engine attitude control amount can also output negative braking torque due to engine braking, so active control is possible within the range where the engine torque control amount is limited by the limit value. Is executed.
- a limit value for limiting the braking torque control amount is set in order to prevent the driver from feeling uncomfortable as in the case of the engine 1 (details of the limit value will be described later).
- the braking torque control amount is converted into the longitudinal acceleration, the braking torque control amount is limited to be within a predetermined longitudinal acceleration range (a limit value obtained from the occupant's uncomfortable feeling, the life of the actuator, etc.). Therefore, when the brake attitude control amount is calculated based on the FP and a value equal to or greater than the limit value is calculated, a pitch rate suppression amount (hereinafter referred to as a brake attitude control amount) that can be achieved by the limit value.
- a pitch rate suppression amount hereinafter referred to as a brake attitude control amount
- the brake control unit 202 calculates a braking torque control amount (or deceleration) based on the brake attitude control amount corresponding to the limit value, and outputs the calculated braking torque control amount to the brake 20.
- FIG. 8 is a control block diagram showing the brake pitch control of the first embodiment.
- the vehicle body mass is m
- the front wheel braking force is BFf
- the rear wheel braking force is BFr
- the height between the vehicle center of gravity and the road surface is Hcg
- the vehicle acceleration is a
- the pitch moment is Mp
- the pitch rate is Vp.
- the brake attitude control amount calculation unit 334 is composed of the following control blocks.
- the dead zone processing code determination unit 3341 determines the sign of the input pitch rate Vp, and when it is positive, it outputs 0 to the deceleration reduction processing unit 3342 because control is unnecessary, and when it is negative, it determines that control is possible.
- the pitch rate signal is output to the deceleration reduction processing unit 3342.
- the deceleration feeling reduction process is a process corresponding to the limit by the limit value performed in the brake attitude control amount calculation unit 334.
- the square processor 3342a squares the pitch rate signal. This inverts the sign and smoothes the rise of the control force.
- the pitch rate square decay moment calculation unit 3342b calculates the pitch moment Mp by multiplying the squared pitch rate by the skyhook gain CskyP of the pitch term considering the square process.
- the target deceleration calculating unit 3342c calculates the target deceleration by dividing the pitch moment Mp by the mass m and the height Hcg between the vehicle center of gravity and the road surface.
- the calculated rate of change of the target deceleration that is, whether the jerk is within a preset range of the deceleration jerk threshold and the extraction jerk threshold, and the target deceleration is the longitudinal acceleration limit value. Judgment is made whether or not it is within the range. If any threshold is exceeded, the target deceleration is corrected to a value within the jerk threshold range, and if the target deceleration exceeds the limit value, the limit is set. Set within the value. Thereby, the deceleration can be generated so as not to give the driver a sense of incongruity.
- the target pitch moment conversion unit 3343 calculates the target pitch moment by multiplying the target deceleration limited by the jerk threshold limiting unit 3342d by the mass m and the height Hcg, and outputs the target pitch moment to the brake control unit 2a.
- the sprung speed is estimated based on the detection value of the wheel speed sensor 5 and the skyhook control is performed based on the estimated sprung speed control.
- a comfortable driving state (a comfortable ride feeling softer than the vehicle body flatness) is guaranteed.
- vector control where the relationship (phase, etc.) of the sign of stroke speed and sprung speed is important, such as skyhook control, may make it difficult to achieve proper control due to a slight phase shift. Therefore, we decided to introduce frequency-sensitive control, which is sprung mass damping control according to the scalar quantity of vibration characteristics.
- FIG. 9 is a diagram in which the wheel speed frequency characteristic detected by the wheel speed sensor and the stroke frequency characteristic of a stroke sensor not mounted in the embodiment are simultaneously written.
- the frequency characteristic is a characteristic in which the vertical axis represents the magnitude of the amplitude with respect to the frequency as a scalar quantity. Comparing the frequency component of the wheel speed sensor 5 with the frequency component of the stroke sensor, it can be understood that substantially the same scalar amount is taken from the sprung resonance frequency component to the unsprung resonance frequency component. Therefore, the damping force is set based on this frequency characteristic among the detection values of the wheel speed sensor 5.
- the area where the sprung resonance frequency component exists is felt as if the occupant was thrown into the air by swinging the entire body of the occupant, in other words, the feeling that the gravitational acceleration acting on the occupant was reduced.
- the frequency region that brings about the waving region (0.5 to 3 Hz), and the region between the sprung resonance frequency component and the unsprung resonance frequency component is not a feeling that gravitational acceleration decreases.
- the feeling that the human body jumps in small increments when performing (trot), in other words, the frequency range that brings up and down movement that the whole body can follow is the leopard region (3 to 6 Hz), and the region where the unsprung resonance frequency component exists Is not a vertical movement until the mass of the human body follows, but a bull region (6 to 6) is used as a frequency region where vibration is transmitted to a part of the body such as the occupant's thigh. 23 Hz).
- FIG. 10 is a control block diagram illustrating frequency sensitive control in the sprung mass damping control of the first embodiment.
- the band elimination filter 350 cuts noise other than the vibration component used for the main control from the wheel speed sensor value.
- the predetermined frequency domain dividing unit 351 divides the frequency band into a wide area, a horizontal area, and a bull area.
- the Hilbert transform processing unit 352 performs Hilbert transform on each divided frequency band, and converts it into a scalar quantity based on the amplitude of the frequency (specifically, an area calculated from the amplitude and the frequency band).
- the vehicle vibration system weight setting unit 353 sets weights at which vibrations in the frequency bands of the fur region, the leopard region, and the bull region are actually propagated to the vehicle.
- the human sense weight setting unit 354 sets weights at which vibrations in the frequency bands of the fur region, the leopard region, and the bull region are propagated to the occupant.
- FIG. 11 is a correlation diagram showing human sensory characteristics with respect to frequency.
- the occupant's sensitivity is relatively low with respect to the frequency, and the sensitivity gradually increases as the frequency shifts to the high frequency region.
- the high frequency region above the bull region becomes difficult to be transmitted to the occupant.
- the human sense weight Wf of the wafe area is set to 0.17
- the human sense weight Wh of the leopard area is set to 0.34 which is larger than Wf
- the human sense weight Wb of the bull area is larger than Wf and Wh. Set to 0.38.
- the weight determining unit 355 calculates the ratio of the weight of each frequency band to the weight of each frequency band. If the weight of the wing area is a, the weight of the leopard area is b, and the weight of the bull area is c, the weight coefficient of the wing area is (a / (a + b + c)), and the weight coefficient of the leap area is (b / (a + b + c). )), And the weighting factor of the bull area is (c / (a + b + c)).
- the scalar amount calculation unit 356 multiplies the scalar amount of each frequency band calculated by the Hilbert transform processing unit 352 by the weight calculated by the weight determination unit 355, and outputs a final scalar amount. The processing so far is performed on the wheel speed sensor value of each wheel.
- the maximum value selection unit 357 selects the maximum value from the final scalar amounts calculated for each of the four wheels. Note that 0.01 in the lower part is set to avoid the denominator becoming 0 because the sum of the maximum values is used as the denominator in the subsequent processing.
- the ratio calculation unit 358 calculates the ratio using the sum of the scalar value maximum values in each frequency band as the denominator and the scalar value maximum value in the frequency band corresponding to the waving region as the numerator. In other words, the mixing ratio (hereinafter simply referred to as the ratio) of the wafer region included in all vibration components is calculated.
- the sprung resonance filter 359 performs filter processing of about 1.2 Hz of the sprung resonance frequency with respect to the calculated ratio, and extracts a sprung resonance frequency band component representing a waft region from the calculated ratio. In other words, since the wing area exists at about 1.2 Hz, the ratio of this area is considered to change at about 1.2 Hz. Then, the finally extracted ratio is output to the damping force control unit 35, and a frequency sensitive damping force control amount corresponding to the ratio is output.
- FIG. 12 is a characteristic diagram showing the relationship between the vibration mixing ratio in the waft region and the damping force by the frequency sensitive control of the first embodiment.
- the vibration level of sprung resonance is reduced by setting the damping force high when the ratio of the wing area is large.
- the damping force is set high, the ratio of the leopard area and the bull area is small, so that high frequency vibration or vibration that moves with the leopard is not transmitted to the occupant.
- the damping force is set low, so that the vibration transmission characteristic more than the sprung resonance is reduced, the high frequency vibration is suppressed, and a smooth riding comfort is obtained.
- FIG. 13 is a diagram showing the wheel speed frequency characteristics detected by the wheel speed sensor 5 under a certain traveling condition. This is a characteristic that appears particularly when traveling on a road surface in which small unevenness such as a stone pavement continues.
- the damping force is determined by the value of the amplitude peak in Skyhook control. There is a problem that a very high damping force is set at an incorrect timing and high-frequency vibration is deteriorated.
- the S / A side driver input control unit 31 calculates a driver input damping force control amount corresponding to a vehicle behavior that the driver wants to achieve based on signals from the steering angle sensor 7 and the vehicle speed sensor 8, and a damping force control unit 35. Output for. For example, when the driver is turning, if the nose side of the vehicle is lifted, the driver's field of view easily deviates from the road surface. In this case, the four-wheel damping force is used as a driver input damping force to prevent the nose from rising. Output as a controlled variable. In addition, a driver input damping force control amount that suppresses a roll generated during turning is output.
- FIG. 14 is a control block diagram illustrating the configuration of roll rate suppression control according to the first embodiment.
- the lateral acceleration estimation unit 31b1 estimates the lateral acceleration Yg based on the front wheel steering angle ⁇ f detected by the steering angle sensor 7 and the vehicle speed VSP detected by the vehicle speed sensor 8.
- A is a predetermined value.
- the 90 ° phase advance component creation unit 31b2 differentiates the estimated lateral acceleration Yg and outputs a lateral acceleration differential value dYg.
- the first addition unit 31b4 adds the lateral acceleration Yg and the lateral acceleration differential value dYg.
- the 90 ° phase delay component creation unit 31b3 outputs a component F (Yg) obtained by delaying the phase of the estimated lateral acceleration Yg by 90 °.
- the second adder 31b5 adds F (Yg) to the value added by the first adder 31b4.
- the Hilbert transform unit 31b6 calculates a scalar quantity based on the envelope waveform of the added value.
- the gain multiplication unit 31b7 multiplies the scalar amount based on the envelope waveform by the gain, calculates a driver input attitude control amount for roll rate suppression control, and outputs the calculated value to the damping force control unit 35.
- FIG. 15 is a time chart showing the envelope waveform forming process of the roll rate suppression control of the first embodiment.
- phase delay component F (Yg) If the phase delay component F (Yg) is not added, the damping force from the time t2 to the time t3 is set to a small value, which may cause the vehicle behavior to become unstable due to the roll rate resonance component. In order to suppress this roll rate resonance component, a 90 ° phase delay component F (Yg) is added.
- FIG. 16 is a block diagram illustrating a control configuration of unsprung vibration suppression control according to the first embodiment.
- the unsprung resonance component extraction unit 341 extracts a unsprung resonance component by applying a band-pass filter to the wheel speed fluctuation output from the deviation calculation unit 321b in the traveling state estimation unit 32.
- the unsprung resonance component is extracted from the region of approximately 10 to 20 Hz of the wheel speed frequency component.
- the envelope waveform shaping unit 342 the extracted unsprung resonance component is scalarized, and the envelope waveform is shaped using the EnvelopeFilter.
- the gain multiplication unit 343 multiplies the scalarized unsprung resonance component by a gain, calculates an unsprung damping damping force control amount, and outputs the calculated amount to the damping force control unit 35.
- the unsprung resonance component is extracted by applying a bandpass filter to the wheel speed fluctuation output from the deviation calculating section 321b in the running state estimating section 32.
- the unsprung resonance component may be extracted by applying a bandpass filter to the driving force, or the unsprung resonance component may be extracted by the running state estimation unit 32 by estimating and calculating the unsprung speed along with the sprung speed. Good.
- FIG. 17 is a control block diagram illustrating a control configuration of the damping force control unit according to the first embodiment.
- the saturation conversion unit 35a the driver input damping force control amount output from the driver input control unit 31, the S / A attitude control amount output from the skyhook control unit 33a, and the frequency sensitive control unit 33b.
- the frequency-sensitive damping force control amount, the unsprung damping damping force control amount output from the unsprung damping control unit 34, and the stroke speed calculated by the running state estimation unit 32 are input, and these values are converted into equivalent viscosity damping. Convert to coefficient.
- FIG. 18 is a diagram illustrating the relationship between the degree of saturation and the command current value to S / A 3 in Example 1.
- the damping force characteristic shown in the upper left of FIG. 18 is a characteristic diagram showing the relationship of the damping force to the stroke speed. When this is converted into a damping coefficient characteristic, the characteristic shown in the upper center is obtained. Since the damping coefficient depends on the stroke speed, it is necessary to store a large amount of data in the storage area in order to improve the accuracy when determining the current value, and sufficient accuracy is ensured depending on the amount of data. Hard to do.
- the equivalent viscous damping coefficient Ce requested by using the damping coefficient maximum value Cemax and the damping coefficient minimum value Cemin at each stroke speed will be expressed using the above saturation. Then, it can be expressed as saturation characteristics as shown in the lower left of FIG.
- this saturation characteristic is viewed from the stroke speed axis direction with the saturation DDS as the horizontal axis, it can be understood that the command current value for each saturation is distributed in a very narrow range. That is, it can be seen that there is a relationship that does not depend on the stroke speed between the degree of saturation and the command current value. Therefore, if the command current value is averaged with respect to the stroke speed direction and this average command current value is used, the saturation-current characteristic as shown in the lower right of FIG. 18 can be obtained.
- the accuracy can be increased with data processing that is overwhelmingly smaller than the data amount in the three-dimensional space.
- the control accuracy is improved by converting the attenuation coefficient into the saturation degree.
- the saturations converted by the saturation converter 35a (hereinafter, the saturations are referred to as driver input saturation k1, S / A attitude saturation k2, frequency sensitive saturation k3, unsprung vibration suppression).
- Saturation degree k4.) Is adjusted based on which saturation level is controlled, and the adjusted saturation degree is limited by a saturation restriction map set in advance based on the stroke speed. Output the final saturation.
- the control signal conversion unit 35c converts the signal into an S / A3 control signal (command current value) corresponding to the degree of saturation and outputs it to S / A3.
- the vehicle control apparatus has four control modes. First, the standard mode assuming a state where an appropriate turning state can be obtained while driving in a general urban area, and second, a state where a stable turning state can be obtained while actively driving a winding road etc. In sport mode, thirdly, comfort mode that assumes a state of driving with priority on ride comfort, such as when starting at a low vehicle speed, and fourthly, highway mode that assumes a state of traveling at high vehicle speed on highways with many straight lines is there.
- sport mode thirdly, comfort mode that assumes a state of driving with priority on ride comfort, such as when starting at a low vehicle speed
- highway mode that assumes a state of traveling at high vehicle speed on highways with many straight lines is there.
- priority is given to unsprung vibration suppression control by the unsprung vibration suppression control unit 34 while performing skyhook control by the skyhook control unit 33a.
- priority is given to driver input control by the driver input control unit 31, and skyhook control by the skyhook control unit 33a and unsprung vibration suppression control by the unsprung vibration suppression control unit 34 are performed.
- comfort mode the control for giving priority to the unsprung vibration damping control by the unsprung vibration damping control unit 34 is performed while performing the frequency sensitive control by the frequency sensitive control unit 33b.
- priority is given to driver input control by the driver input control unit 31, and control for adding the amount of unsprung vibration suppression control by the unsprung vibration control unit 34 to skyhook control by the skyhook control unit 33a is performed. To do.
- saturation arbitration in each of these modes will be described.
- FIG. 19 is a flowchart showing the saturation arbitration process in the standard mode of the first embodiment.
- step S1 it is determined whether or not the S / A attitude saturation k2 is larger than the unsprung vibration suppression saturation k4. If so, the process proceeds to step S4, where k2 is set as the saturation.
- step S2 a scalar amount ratio of the bull region is calculated based on the scalar amounts of the fur region, the leopard region, and the bull region described in the frequency response control unit 33b.
- step S3 it is determined whether or not the ratio of the bull area is equal to or greater than a predetermined value.
- the ratio is equal to or greater than the predetermined value, there is a concern about the deterioration of riding comfort due to high-frequency vibration. Set. On the other hand, if the ratio of the bull region is less than the predetermined value, there is less concern about deterioration in riding comfort due to high-frequency vibration even if the saturation is set high, so the process proceeds to step S5 and k4 is set.
- FIG. 20 is a flowchart illustrating attenuation coefficient arbitration processing in the sport mode of the first embodiment.
- step S11 a four-wheel damping force distribution ratio is calculated based on the four-wheel driver input saturation k1 set by the driver input control.
- the right front wheel driver input saturation is k1fr
- the left front wheel driver input saturation is k1fl
- the right rear wheel driver input saturation is k1rr
- the left rear wheel driver input saturation is k1rl
- xfl k1fl / (k1fr + k1fl + k1rr + k1rl)
- xrr k1rr / (k1fr + k1fl + k1rr + k1rl)
- xrl k1rl / (k1fr + k1fl + k1rr + k1rl)
- xrl k1rl / (k1f
- step S12 it is determined whether or not the damping force distribution ratio x is within a predetermined range (greater than ⁇ and smaller than ⁇ ). If it is within the predetermined range, it is determined that the distribution to each wheel is substantially equal, and the process proceeds to step S13. If any one is out of the predetermined range, the process proceeds to step S16. In step S13, it is determined whether or not the unsprung vibration suppression saturation level k4 is greater than the driver input saturation level k1. On the other hand, when it is determined that the unsprung vibration suppression saturation k4 is equal to or less than the driver input saturation k1, the process proceeds to step S14, and k1 is set as the first saturation k.
- step S16 it is determined whether or not the unsprung vibration suppression saturation k4 is the maximum value max that can be set for S / A3. If it is determined that the maximum value is max, the process proceeds to step S17. Otherwise, the process proceeds to step S18. move on.
- step S17 the maximum value of the four-wheel driver input saturation k1 is the unsprung vibration suppression saturation k4, and the saturation satisfying the damping force distribution ratio is calculated as the first saturation k. In other words, a value that maximizes the saturation while satisfying the damping force distribution ratio is calculated.
- step S18 the saturation that satisfies the damping force distribution ratio in the range where all the four-wheel driver input damping coefficients k1 are equal to or greater than k4 is calculated as the first saturation k.
- a value that satisfies the damping force distribution ratio set by the driver input control and also satisfies the requirements of the unsprung vibration suppression control side is calculated.
- step S19 it is determined whether or not the first saturation k set in each of the above steps is smaller than the S / A attitude saturation k2 set by skyhook control. Since the degree of saturation requested on the side is larger, the process proceeds to step S20 and k2 is set. On the other hand, if it is determined that k is equal to or greater than k2, the process proceeds to step S21 and k is set.
- the damping force distribution rate required from the driver input control side is closely related to the vehicle body posture, and in particular, the degree of saturation requested from the driver input control side because it is closely related to the driver's line of sight change due to the roll mode.
- the highest priority is to secure the damping force distribution ratio.
- the sky vehicle body posture can be maintained by selecting Skyhook control with select high.
- FIG. 21 is a flowchart showing the saturation arbitration process in the comfort mode of the first embodiment.
- step S30 it is determined whether or not the frequency sensitive saturation k3 is greater than the unsprung vibration suppression saturation k4. If it is determined that the frequency sensitive saturation k3 is large, the process proceeds to step S32 to set the frequency sensitive saturation k3. On the other hand, when it is determined that the frequency sensitive saturation k3 is equal to or less than the unsprung vibration suppression saturation k4, the process proceeds to step S32 to set the unsprung vibration suppression saturation k4.
- the comfort mode priority is given to unsprung resonance control that basically suppresses unsprung resonance.
- frequency-sensitive control was performed as sprung mass damping control, and optimal saturation was set according to the road surface condition, so it was possible to achieve control that secured riding comfort, and lack of grounding feeling due to fluttering under the spring. Can be avoided by unsprung vibration suppression control.
- the attenuation coefficient may be switched according to the bull ratio of the frequency scalar quantity. As a result, the ride comfort can be further ensured in the super comfort mode.
- FIG. 22 is a flowchart showing saturation arbitration processing in the highway mode according to the first embodiment. Since steps S11 to S18 are the same as the arbitration process in the sport mode, the description thereof is omitted.
- step S40 the S / A attitude saturation k2 by the skyhook control is added to the first saturation k that has been adjusted until step S18, and the result is output.
- FIG. 23 is a time chart showing a change in the degree of saturation when traveling on a wavy road surface and an uneven road surface.
- the skyhook control gain is quite high. In this case, the movement that fluctuates can be suppressed, but if the road surface is uneven, the control gain is too large and excessive damping force control may be performed. As a result, there is a concern about deterioration in ride comfort and vehicle body posture.
- the first saturation k is always set as in the highway mode, a certain amount of damping force is always secured, and the vehicle body fluctuates even when the saturation by the skyhook control is small. Such movement can be suppressed. Further, since it is not necessary to increase the skyhook control gain, it is possible to appropriately deal with road surface irregularities by using a normal control gain. In addition, since skyhook control is performed with the first saturation k set, unlike the saturation limit, operation of the saturation reduction process is possible in the semi-active control region, and at high speed driving It is possible to ensure a stable vehicle posture.
- FIG. 24 is a flowchart illustrating a mode selection process based on the running state in the saturation arbitration unit of the first embodiment.
- step S50 it is determined whether or not the vehicle is in the straight traveling state based on the value of the steering angle sensor 7. If it is determined that the vehicle is traveling straight, the process proceeds to step S51. If it is determined that the vehicle is turning, the process proceeds to step S54. move on.
- step S51 it is determined based on the value of the vehicle speed sensor 8 whether or not the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined vehicle speed VSP1 representing a high vehicle speed state.
- step S52 If it is determined that the vehicle speed is VSP1 or higher, the process proceeds to step S52 and the standard mode is selected. On the other hand, if it is determined that it is less than VSP1, the process proceeds to step S53 and the comfort mode is selected. In step S54, based on the value of the vehicle speed sensor 8, it is determined whether or not the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined vehicle speed VSP1 representing a high vehicle speed state. If it is determined that the vehicle speed is VSP1 or higher, the process proceeds to step S55 and the highway mode is selected. On the other hand, if it is determined that it is less than VSP1, the process proceeds to step S56 to select the sport mode.
- the standard mode when driving at a high vehicle speed in a straight running state, the standard mode is selected to stabilize the vehicle body posture by skyhook control and to suppress the high frequency vibration such as leopard and bull. In addition, unsprung resonance can be suppressed. Further, when traveling at a low vehicle speed, by selecting the comfort mode, it is possible to suppress unsprung resonance while suppressing the input of vibrations such as leopard and bull to the occupant as much as possible.
- the highway mode is selected, so that it is controlled by the value obtained by adding the damping coefficient, so that basically a high damping force can be obtained.
- the sport mode is selected, so that the vehicle posture during turning is positively secured by driver input control, and unsprung resonance is suppressed while skyhook control is performed as appropriate. Can travel in a stable vehicle posture.
- the control example in which the driving state is detected and automatically switched is shown in the first embodiment.
- a changeover switch that can be operated by the driver is provided to select the driving mode. You may control to. As a result, ride comfort and turning performance according to the driving intention of the driver can be obtained.
- the saturation adjuster 35b includes a saturation limiter 35b1 that suppresses the adjusted saturation according to the stroke speed.
- the saturation level on which the saturation level limiting process has been performed is output to the control signal conversion unit 35c.
- FIG. 25 is a characteristic diagram illustrating the relationship of the control force with respect to the stroke speed according to the first embodiment.
- the horizontal axis is the stroke speed
- the vertical axis is the control force
- the S / A3 damping force characteristic is described as Soft with the lowest damping force side damping characteristic and Hard with the highest damping force side damping characteristic.
- S / A3 controls the damping force by changing the damping characteristic within the region (damping force variable region) sandwiched between Soft and Hard.
- the control force is a value proportional to the damping force. If the damping force is increased, the control force for performing posture control is increased accordingly. If the damping force is small, the control force for performing posture control is decreased accordingly.
- S / A3 has only a passive function of changing the damping force by changing the orifice diameter of the orifice provided in the piston in S / A3, and is active so as to positively stroke the piston. It does not have a function. Therefore, as shown in the characteristic diagram of FIG. 25, since the first quadrant (I) and the third quadrant (III) are regions where a damping force can be applied in a direction to suppress the stroke speed, S / A3 can be controlled.
- the second quadrant (II) and the fourth quadrant (IV) are areas where it is necessary to output a force in the direction in which the stroke speed is generated, and thus cannot be controlled by S / A3.
- the length from the vehicle center of gravity to the front wheel axle is L 1
- the length to the rear wheel axle is L 2
- the front wheel tread is Trdf
- the rear wheel tread is Trdr
- the damping force acting on each wheel is f (FL wheel f 1 , FR wheel f 2 , RL wheel f 3 , RR wheel f 4 ), bounce demand force F Z , roll demand moment M R , pitch demand moment M P (Formula 5) Therefore, when the pitch moment due to the driving force is converted into the generated force of each wheel, the following relational expression is established.
- the low stroke speed range ⁇ S1 is a frequency range that brings up and down movement that the whole body can follow, and is not up and down movement until the mass of the human body follows, but part of the body such as the occupant's thigh.
- the frequency component corresponding to 6 to 23 Hz which is a frequency range in which vibration is transmitted in small increments, is a stroke speed region that is relatively large.
- FIG. 26 is a characteristic diagram showing the relationship between the gain and the stroke speed amplitude with respect to the frequency of the stroke speed of the conveyor vehicle.
- the vertical axis of FIG. 26A represents the gain of the sprung vertical position Z2 with respect to the road vertical position Z0, and indicates the gain in the three damping characteristics of the mid, which has a damping force of soft, hard, and soft and hard.
- the vertical axis in FIG. 26B represents the magnitude of the stroke speed amplitude.
- the frequency component of the stroke speed is distributed as shown in FIG. 26 (b) when the vehicle is driven under various road surface conditions.
- the stroke speed amplitude is smaller than the stroke speed amplitude at the resonance frequency.
- the stroke speed amplitude appears in a relatively large area of about 0.3 m / s, whereas in the 3-6 Hz leopard area, the stroke speed amplitude is about 0.05 m / s. Appears in the low stroke speed range ⁇ S1.
- the sprung is transitioned to an elevated state, that is, transition from the first quadrant (I) to the second quadrant (II).
- S / A3 has only a passive function, a request for switching to 0, that is, a small damping force is output as a control amount from a state in which a large damping force is set by the Skyhook control law.
- the spring force accumulated in S / A3 is changed to a small damping force so that it is released all at once, the stroke speed is reversed in the extension direction, and the transition to the first quadrant (I) is performed again.
- a state where the operation is repeated may occur.
- a large change in the damping coefficient for example, the orifice diameter
- this self-excited vibration induces unsprung resonance.
- the ground contact and the ride comfort may be deteriorated.
- Example 1 the saturation is set to be smaller when the stroke speed is low than when the stroke speed is high. This suppresses the deterioration of the high-frequency vibration characteristics by reducing the damping force at a low stroke speed.
- FIG. 27 is a saturation restriction map of the first embodiment.
- the saturation limit value for the stroke speed is set to the characteristic shown in FIG. Specifically, the saturation is 0% (first saturation) at 0.05 m / s or less, which is the first speed, and the saturation is at 0.3 m / s or more, which is a second speed greater than the first speed. 100% higher than the first saturation level (second saturation level), and between 0.05m / s and 0.3m / s, the saturation level is between 0% and 100%. .
- the damping force variable region specified for the saturation is set to be close to the damping characteristic that is the soft characteristic (in the low damping force side damping characteristic) Set to the offset area).
- the damping force variable region defined by the saturation is set to a region excluding the high damping force side damping characteristics. Thereby, the vibration transmission efficiency to the vehicle body side can be reduced, and riding comfort can be ensured.
- the transition saturation is set, and the controllable region is gradually increased to near the attenuation characteristic that becomes the Hard characteristic. As a result, it is possible to stabilize the sprung behavior while suppressing vibration transmission to the vehicle body.
- the low stroke speed range ⁇ S1 is a region where the sprung state can be stabilized by the active control by the engine attitude control. Therefore, even if the damping force control amount by S / A3 is reduced, stable sprung posture control can be achieved as a whole vehicle.
- the saturation is set in the region offset to the low damping force side, the configuration is such that a low damping force is generated, and the vibration transmission rate to the occupant for the vibration input in the horizontal region can be reduced. Comfort performance can be improved.
- Example 1 the calculation of the engine attitude control amount is independently performed based on the wheel speed, and the calculation of the S / A attitude control amount is also independently performed based on the wheel speed. Therefore, even if each of them independently performs sprung posture control, control is performed via the wheel speed. As a result, control is performed in cooperation with each other, and the S / A posture control amount is limited by limiting the skyhook control amount. Since the required spring posture control is appropriately performed by the engine posture control, stable sprung posture control can be realized without particularly monitoring each other and causing no mutual interference. This relationship can be similarly applied to the relationship with the above-described brake posture control amount.
- the saturation limit value is set to 0% in the low stroke speed range and is basically fixed to the soft characteristic, but unstable skyhook control is avoided. From the viewpoint of doing, it is not limited to the case where it is fixed to the Soft characteristic, it is also possible to set a small value as the degree of saturation and limit the selectable attenuation coefficient.
- the saturation may be limited to a region slightly offset to the Hard characteristic side from the Soft characteristic.
- FIG. 28 is a saturation restriction map in another embodiment.
- a certain level of damping force can be achieved even in the low stroke speed range by setting the selectable area of the saturation to a predetermined area offset to the reduced speed side damping coefficient. It is also possible to further stabilize the sprung behavior even if the ride comfort is somewhat sacrificed.
- various patterns are assumed for the restriction on the degree of saturation, but there is no particular limitation.
- the arbitrated saturation is limited by a preset saturation limit map.
- the limit is calculated in the skyhook control unit 33a, and this limit is calculated.
- a configuration may be adopted in which the saturation degree limited by calculating the saturation degree from the attenuated coefficient is calculated. In this case, only a value corresponding to a specific damping coefficient is calculated as the degree of saturation, which is substantially the same, although it is different from the value representing the damping force variable region as in the saturation limit map.
- the occurrence of the roll rate may be predicted from the relationship between the vehicle speed and the steering angle, for example.
- the saturation limit is canceled at the stage where the turn can be predicted before the turn occurs. Also good.
- Example 1 has the following effects. (1) a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, and a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect changes in the sprung behavior of the vehicle; An engine 1 (power source) that outputs a driving force based on a driving force control that suppresses the change in the sprung behavior; S / A3 (a damping force variable shock absorber) that outputs a damping force based on a damping force control that suppresses the change in the sprung behavior; A third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3; The saturation of the damping force variable region of the damping force variable shock absorber when the stroke speed is equal to or less than a predetermined value is set lower than the saturation when the stroke speed is greater than a predetermined value, and is defined by the saturation.
- An engine 1 power source
- S / A3 a damping force variable shock absorber
- a skyhook control unit 33a and a saturation limit unit 35b1 (damping force control amount calculating means) for calculating a damping force control amount based on the damping force control within the range of the damping force variable region,
- the engine 1 outputs a driving force based on the driving force control
- S / A3 is a damping force control amount calculated by the skyhook control unit 33a and the saturation limit unit 35b1. The change in the sprung behavior is suppressed by outputting a damping force according to the above.
- the damping force variable region is narrowed to limit the damping force control to suppress unnecessary damping force control, and when the stroke speed is larger than the predetermined value, the damping force variable region is widened.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, and a third traveling state estimation unit 32 sprung behavior detection means that detect changes in the sprung behavior of the vehicle
- An engine 1 power source
- S / A3 a damping force variable shock absorber
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3;
- the saturation of the damping force variable region of the damping force variable shock absorber when the stroke speed is equal to or less than a predetermined value is set lower than the saturation when the stroke speed is greater than a predetermined value, and is defined by the saturation.
- a skyhook control unit 33a and a saturation limit unit 35b1 (damping force control amount calculating means) for calculating a damping force control amount based on the damping force control within the range of the damping force variable region,
- the damping force variable region defined in the saturation when the stroke speed is a predetermined value or less is set to a region offset to the low damping force side damping characteristic,
- the engine 1 outputs a driving force based on the driving force control
- S / A3 is a damping force control amount calculated by the skyhook control unit 33a and the saturation limit unit 35b1.
- the change in the sprung behavior is suppressed by outputting a damping force according to the above.
- the damping force variable region is narrowed to limit the damping force control to suppress unnecessary damping force control, and when the stroke speed is larger than the predetermined value, the damping force variable region is widened.
- the damping force variable region is set in the region offset to the low damping force side damping characteristic, it is possible to avoid deterioration in riding comfort even if high frequency vibration or the like is input.
- the driving force control is performed by the engine 1 capable of active control, thereby ensuring the stability of the entire vehicle.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, and a third traveling state estimation unit 32 sprung behavior detection means that detect changes in the sprung behavior of the vehicle;
- An engine 1 power source
- S / A3 a damping force variable shock absorber
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3;
- the saturation of the damping force variable region of the damping force variable shock absorber when the stroke speed is equal to or less than a predetermined value is set lower than the saturation when the stroke speed is greater than a predetermined value, and is defined by the saturation.
- a skyhook control unit 33a and a saturation limit unit 35b1 (damping force control amount calculating means) for calculating a damping force control amount based on the damping force control within the range of the damping force variable region,
- the damping force variable region defined by the saturation when the stroke speed is equal to or less than a predetermined value is set to a region excluding the high damping force side damping characteristics,
- the engine 1 outputs a driving force based on the driving force control
- S / A3 is a damping force control amount calculated by the skyhook control unit 33a and the saturation limit unit 35b1.
- the change in the sprung behavior is suppressed by outputting a damping force according to the above.
- the damping force variable region is narrowed to limit the damping force control to suppress unnecessary damping force control, and when the stroke speed is larger than the predetermined value, the damping force variable region is widened.
- the damping force variable region is set in the region excluding the high damping force side damping characteristics, it is possible to avoid deterioration in riding comfort even if high frequency vibration or the like is input.
- the driving force control is performed by the engine 1 capable of active control, thereby ensuring the stability of the entire vehicle.
- the damping force generated by the high damping force side damping characteristics at an arbitrary stroke speed is larger than the damping force generated by the low damping force side damping characteristics. Therefore, even if high-frequency vibration or the like is input, a high damping force is excluded, so that riding comfort can be ensured.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- An engine 1 power source
- S / A3 a damping force variable shock absorber
- a third running state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3 based on the wheel speed;
- the saturation of the damping force variable region of the damping force variable shock absorber when the stroke speed is equal to or less than a predetermined value is set lower than the saturation when the stroke speed is greater than a predetermined value, and is defined by the saturation.
- a skyhook control unit 33a and a saturation limit unit 35b1 (damping force control amount calculating means) for calculating a damping force control amount based on the damping force control within the range of the damping force variable region,
- the engine 1 outputs a driving force based on the driving force control
- S / A3 is a damping force control amount calculated by the skyhook control unit 33a and the saturation limit unit 35b1. The change in the sprung behavior is suppressed by outputting a damping force according to the above.
- the damping force variable region is narrowed to limit the damping force control to suppress unnecessary damping force control, and when the stroke speed is larger than the predetermined value, the damping force variable region is widened.
- the damping force control By executing the damping force control, the vehicle body posture can be sufficiently stabilized regardless of the stroke speed range. Further, when the stroke speed is detected based on the wheel speed, an expensive sensor is not required, and the cost can be reduced.
- the stroke speed is detected based on the wheel speed, the accuracy of the skyhook control may not be ensured because the stroke speed amplitude is small in the low stroke speed range.
- the degree of saturation is set small in the low stroke speed range, even if the accuracy of the skyhook control is deteriorated, a large erroneous value is not output as the damping force, and vehicle stability can be ensured. .
- the driving force control is performed by the engine 1 capable of active control, thereby ensuring the stability of the entire vehicle.
- a plane motion component extraction unit 301 (first calculation unit) that calculates the first wheel speeds V0FL, V0FR, V0RL, and V0RR that are the reference wheel speeds of each wheel based on the vehicle body plan view model with the wheel speed sensor value as an input.
- Roll disturbance removal unit 302 (second calculation unit) that calculates the second wheel speeds V0F and V0R that are the reference wheel speeds of the front and rear wheels based on the vehicle body front view model with the first wheel speeds V0FL, V0FR, V0RL, and V0RR as inputs.
- Pitch disturbance remover 303 (the first wheel speed VbF, VbFR, VbRL, VbRR) which calculates the reference wheel speeds of all the wheels based on the vehicle side view model with the second front wheel and rear wheel speeds V0F, V0R as inputs.
- a wheel speed switching unit 305 (fourth calculation unit); The third wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR and the fourth wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR are input. If the vehicle speed is less than the predetermined vehicle speed, the third wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR is output.
- a wheel speed switching unit 306 that outputs a fourth wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR when the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined vehicle speed; Reference wheel for calculating the reference wheel speed ⁇ 0 based on the vehicle plan view model with the third wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR or the fourth wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR output from the vehicle speed switching unit 306 as input
- a speed redistribution unit 304 reference wheel speed calculation unit
- a reference wheel speed calculation unit 300 reference wheel speed calculation means
- the third traveling state estimation unit 32 estimates the stroke speed of S / A3 based on the difference between the sensor value detected by the wheel speed sensor 5 and the reference wheel speed (GEO conversion unit 321c).
- the stroke speed can be accurately estimated by calculating the reference wheel speed ⁇ 0 from which the disturbance has been removed using the three models, and the damping performance can be improved. Further, when the vehicle is traveling at a high speed, the step of removing the pitch disturbance can be omitted by setting the wheel speed of the rear wheel to the reference wheel speed of the front wheel, and the response of the vibration suppression control can be ensured.
- the sprung speed calculation unit 322 includes a bounce term representing the vertical motion of the four wheels, a pitch term representing the vertical motion of the front and rear wheels, a roll term representing the vertical motion of the left and right wheels, and a diagonal wheel.
- the sprung speed is estimated by developing into a four-wheel model based on the warp term representing the vertical motion of. That is, in order to develop a four-wheel model from the stroke speed of each wheel, even if an attempt is made to perform mode decomposition into four-wheel sprung speed, roll rate, pitch rate, and bounce rate, one corresponding component is missing. The solution becomes indefinite. Therefore, each component of the sprung speed can be calculated by introducing a war plate.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- An engine 1 power source
- S / A3 a damping force variable shock absorber
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3;
- a skyhook control unit 33a for calculating a damping force control amount based on the damping force control and a saturation limit unit 35b1 (damping force control amount calculating means);
- the engine 1 outputs a driving force based on the driving force control
- S / A3 is a damping force control amount calculated by the skyhook control unit 33a and the saturation limit unit 35b1. The change in the sprung behavior is suppressed by outputting a damping force according to the above.
- the damping force variable region is narrowed to limit the damping force control to suppress unnecessary damping force control, and when the stroke speed is larger than the predetermined value, the damping force variable region is widened.
- the damping force control By executing the damping force control, the vehicle body posture can be sufficiently stabilized regardless of the stroke speed range. Further, since the degree of saturation is set lower as the stroke speed is lower, more stable vehicle behavior can be realized. In the region where the degree of saturation is set low, the driving force control is performed by the engine 1 capable of active control, thereby ensuring the stability of the entire vehicle.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- An engine 1 power source
- S / A3 a damping force variable shock absorber
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3;
- Skyhook control unit 33a and saturation limit unit 35b1 (damping force control amount calculating means) for calculating a damping force control amount based on
- the engine 1 outputs a driving force based on the driving force control
- S / A3 is a damping force control amount calculated by the skyhook control unit 33a and the saturation limit unit 35b1.
- the change in the sprung behavior is suppressed by outputting a damping force according to the above. Therefore, when the stroke speed is less than the predetermined value, the damping force variable region is narrowed below the predetermined saturation to limit the damping force control, thereby suppressing unnecessary damping force control.
- the vehicle body posture can be sufficiently stabilized regardless of the stroke speed region. Further, since the degree of saturation is set lower as the stroke speed is lower, more stable vehicle behavior can be realized. In the region where the degree of saturation is set low, the driving force control is performed by the engine 1 capable of active control, thereby ensuring the stability of the entire vehicle.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- An engine 1 power source
- S / A3 a damping force variable shock absorber
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3; When the stroke speed is equal to or lower than the first speed, the saturation of the damping force variable region of the damping force variable shock absorber is the first saturation.
- the saturation of the damping force variable region is a second saturation higher than the first saturation
- the saturation of the damping force variable region is a transition saturation that transitions between the first saturation and the second saturation
- the engine 1 outputs a driving force based on the driving force control
- S / A3 is a damping force control amount calculated by the skyhook control unit 33a and the saturation limit unit 35b1.
- the change in the sprung behavior is suppressed by outputting a damping force according to the above. Therefore, in the low stroke speed region below the first speed, setting the saturation to 0% can reduce the vibration transmission efficiency to the vehicle body side and ensure the ride comfort.
- the transition saturation is set, and the controllable region is gradually increased to near the attenuation characteristic that becomes the Hard characteristic. As a result, it is possible to stabilize the sprung behavior while suppressing vibration transmission to the vehicle body.
- 100% is set as the second saturation, so that the S / A3 performance can be fully exhibited and the sprung behavior can be stabilized.
- the driving force control is performed by the engine 1 capable of active control, thereby ensuring the stability of the entire vehicle.
- the saturation restriction unit 35b1 increases the saturation during turning. Therefore, even if the stroke speed is low, excessive roll generation can be suppressed by securing a firm damping force.
- the time of turning includes a state in which turning is predicted before turning. Thereby, the damping force can be increased at the beginning of turning, and excessive roll generation can be suppressed.
- a roll rate detection unit 35b2 (roll rate detection means) for detecting the roll rate of the vehicle is provided, and the saturation limit unit 35b1 increases the saturation level as the detected roll rate increases.
- the saturation limit is released. Thereby, the damping force can be increased at the beginning of turning, and excessive roll generation can be suppressed.
- the saturation level of the damping force variable region is the stroke speed It is set lower than the saturation level when it is larger than a predetermined value, and damping force control is performed within the range of the damping force variable region defined by the saturation level, and the change in sprung behavior is suppressed by the engine 1 (power source).
- the driving force control is performed. Therefore, when the stroke speed is less than the predetermined value, the damping force variable region is narrowed to limit the damping force control to suppress unnecessary damping force control, and when the stroke speed is larger than the predetermined value, the damping force variable region is widened.
- the driving force control is performed by the engine 1 capable of active control, thereby ensuring the stability of the entire vehicle.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- S / A3 (a damping force variable shock absorber) that outputs a damping force based on a damping force control that suppresses the change in the sprung behavior;
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3;
- the degree of saturation of the damping force variable region of the damping force variable shock absorber when not turning and when the stroke speed is less than or equal to a predetermined value is lower than the saturation when the stroke speed is greater than the predetermined value.
- the damping force variable region is set to a region offset to the low damping force side damping characteristic, and the damping force control amount based on the damping force control is calculated within the damping force variable region defined by the saturation degree.
- a skyhook controller 33a and a saturation limiter 35b1 (damping force control amount calculation means). Therefore, when the stroke speed is less than the predetermined value, the damping force variable region is narrowed to limit the damping force control to suppress unnecessary damping force control, and when the stroke speed is larger than the predetermined value, the damping force variable region is widened.
- the damping force variable region is set in the region offset to the low damping force side damping characteristic, it is possible to avoid deterioration in riding comfort even if high frequency vibration or the like is input. Since the vehicle is not turning, the vehicle stability can be ensured even if the saturation is set in a region offset to the low damping force side damping characteristic.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- S / A3 (a damping force variable shock absorber) that outputs a damping force based on a damping force control that suppresses the change in the sprung behavior;
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3;
- the saturation degree of the damping force variable region of the damping force variable shock absorber when not turning and when the stroke speed is below a predetermined value is lower than the saturation degree when the stroke speed is greater than the predetermined value.
- the damping force variable region is set to a region excluding the high damping force side damping characteristics, and the damping force control amount based on the damping force control is set within the range of the damping force variable region defined by the saturation degree.
- a skyhook control unit 33a and a saturation limit unit 35b1 (damping force control amount calculation means). Therefore, when the stroke speed is less than the predetermined value, the damping force variable region is narrowed to limit the damping force control to suppress unnecessary damping force control, and when the stroke speed is larger than the predetermined value, the damping force variable region is widened.
- the damping force variable region is set in the region excluding the high damping force side damping characteristics, it is possible to avoid deterioration in riding comfort even if high frequency vibration or the like is input. Since the vehicle is not turning, vehicle stability can be ensured even if the saturation is set in a region excluding the high damping force side damping characteristics.
- a roll rate detecting unit 35b2 (roll rate detecting means) for detecting the roll rate of the vehicle is provided, and it is determined that the vehicle is not turning when the detected roll rate is less than a predetermined value. In other words, when the roll rate is greater than or equal to a predetermined value, it is determined that the vehicle is turning, so that an unnecessary restriction on the degree of saturation during turning can be avoided, and excessive roll generation can be suppressed.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- S / A3 (a damping force variable shock absorber) that outputs a damping force based on a damping force control that suppresses the change in the sprung behavior;
- a third running state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3 based on the wheel speed;
- the saturation of the damping force variable region of the damping force variable shock absorber when the stroke speed is equal to or less than a predetermined value is set lower than the saturation when the stroke speed is greater than a predetermined value, and is defined by the saturation.
- a skyhook control unit 33a and a saturation limit unit 35b1 (damping force control amount calculating means) for calculating a damping force control amount based on the damping force control within the range of the damping force variable region, Equipped with. Therefore, when the stroke speed is less than the predetermined value, the damping force variable region is narrowed to limit the damping force control to suppress unnecessary damping force control, and when the stroke speed is larger than the predetermined value, the damping force variable region is widened. By executing the damping force control, the vehicle body posture can be sufficiently stabilized regardless of the stroke speed range. Further, when the stroke speed is detected based on the wheel speed, an expensive sensor is not required, and the cost can be reduced.
- the accuracy of the skyhook control may not be ensured because the stroke speed amplitude is small in the low stroke speed range.
- the degree of saturation is set small in the low stroke speed range, even if the accuracy of the skyhook control is deteriorated, a large erroneous value is not output as the damping force, and vehicle stability can be ensured. .
- a plane motion component extraction unit 301 (first calculation unit) that calculates the first wheel speeds V0FL, V0FR, V0RL, and V0RR that are the reference wheel speeds of the respective wheels based on the vehicle body plan view model with the wheel speed sensor value as an input.
- Roll disturbance removal unit 302 (second calculation unit) that calculates the second wheel speeds V0F and V0R that are the reference wheel speeds of the front and rear wheels based on the vehicle body front view model with the first wheel speeds V0FL, V0FR, V0RL, and V0RR as inputs.
- Pitch disturbance remover 303 (the first wheel speed VbF, VbFR, VbRL, VbRR) which calculates the reference wheel speeds of all the wheels based on the vehicle side view model with the second front wheel and rear wheel speeds V0F, V0R as inputs.
- a wheel speed switching unit 305 (fourth calculation unit); The third wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR and the fourth wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR are input. If the vehicle speed is less than the predetermined vehicle speed, the third wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR is output.
- a wheel speed switching unit 306 that outputs a fourth wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR when the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined vehicle speed; Reference wheel for calculating the reference wheel speed ⁇ 0 based on the vehicle plan view model with the third wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR or the fourth wheel speed VbFL, VbFR, VbRL, VbRR output from the vehicle speed switching unit 306 as input
- a speed redistribution unit 304 reference wheel speed calculation unit
- a reference wheel speed calculation unit 300 reference wheel speed calculation means
- the third traveling state estimation unit 32 estimates the stroke speed of S / A3 based on the difference between the sensor value detected by the wheel speed sensor 5 and the reference wheel speed (GEO conversion unit 321c).
- the stroke speed can be accurately estimated by calculating the reference wheel speed ⁇ 0 from which the disturbance has been removed using the three models, and the damping performance can be improved. Further, when the vehicle is traveling at a high speed, the step of removing the pitch disturbance can be omitted by setting the wheel speed of the rear wheel to the reference wheel speed of the front wheel, and the response of the vibration suppression control can be ensured.
- the sprung speed calculation unit 322 includes a bounce term representing the vertical motion of the four wheels, a pitch term representing the vertical motion of the front and rear wheels, a roll term representing the vertical motion of the left and right wheels, and a diagonal wheel.
- the sprung speed is estimated by developing into a four-wheel model based on the warp term representing the vertical motion of. That is, in order to develop a four-wheel model from the stroke speed of each wheel, even if an attempt is made to perform mode decomposition into four-wheel sprung speed, roll rate, pitch rate, and bounce rate, one corresponding component is missing. The solution becomes indefinite. Therefore, each component of the sprung speed can be calculated by introducing a war plate.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- S / A3 (a damping force variable shock absorber) that outputs a damping force based on a damping force control that suppresses the change in the sprung behavior;
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3; When the stroke speed is less than or equal to a predetermined value, the saturation degree of the damping force variable region of the damping force variable shock absorber is set lower as the stroke speed is smaller, and the damping force variable region defined by the saturation level is within the range of the damping force variable region.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- S / A3 (a damping force variable shock absorber) that outputs a damping force based on a damping force control that suppresses the change in the sprung behavior;
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3; When the stroke speed is equal to or lower than the predetermined speed, the saturation level of the S / A3 damping force variable region is lower than the predetermined saturation level, and the damping force variable region is set to a region offset to the low damping force side damping characteristics.
- Skyhook control unit 33a and saturation limiter 35b1 (damping force control amount calculation) for outputting the damping force based on the damping force control to the front S / A3 within the range of the damping force variable region defined by the saturation degree Means) and Equipped with. Therefore, when the stroke speed is less than the predetermined value, the damping force variable region is narrowed below the predetermined saturation to limit the damping force control, thereby suppressing unnecessary damping force control.
- the damping force control By executing the damping force control by widening the variable region, the vehicle body posture can be sufficiently stabilized regardless of the stroke speed region. Further, since the degree of saturation is set lower as the stroke speed is lower, more stable vehicle behavior can be realized.
- the damping force variable region is set in the region offset to the low damping force side damping characteristic, it is possible to avoid deterioration in riding comfort even if high frequency vibration or the like is input.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- S / A3 (a damping force variable shock absorber) that outputs a damping force based on a damping force control that suppresses the change in the sprung behavior;
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3; When the stroke speed is equal to or lower than the first speed, the saturation of the damping force variable region of the damping force variable shock absorber is the first saturation.
- the saturation of the damping force variable region is a second saturation higher than the first saturation
- the saturation of the damping force variable region is a transition saturation that transitions between the first saturation and the second saturation
- the transition saturation is set, and the controllable region is gradually increased to near the attenuation characteristic that becomes the Hard characteristic. As a result, it is possible to stabilize the sprung behavior while suppressing vibration transmission to the vehicle body. Further, when the stroke speed is increased, 100% is set as the second saturation, so that the S / A3 performance can be fully exhibited and the sprung behavior can be stabilized.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect changes in the sprung behavior of the vehicle;
- S / A3 (a damping force variable shock absorber) that outputs a damping force based on a damping force control that suppresses the change in the sprung behavior;
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3; When the amplitude of the stroke speed is smaller than the amplitude at the time of sprung resonance detected at the sprung resonance frequency, the saturation of the damping force variable region of S / A3 is lower than the saturation at the time of the amplitude at the time of sprung resonance.
- a skyhook control unit 33a and a saturation limit unit 35b1 (damping force control amount calculation) for outputting the damping force based on the damping force control to the S / A 3 within the range of the damping force variable region set and defined by the saturation degree. Means) and Equipped with. Therefore, when the amplitude of the stroke speed is smaller than the amplitude at the time of sprung resonance detected at the sprung resonance frequency, that is, when it can be detected as a horizontal region, limit the damping force control by narrowing the damping force variable region. If unnecessary damping force control is suppressed and can be detected as a wading region, the damping force control is executed by widening the damping force variable region to sufficiently stabilize the vehicle body posture regardless of the stroke speed range. it can. Further, by avoiding an increase in damping force in the leopard region, it is possible to avoid deterioration in riding comfort due to input of high-frequency vibration or the like.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- S / A3 (a damping force variable shock absorber) that outputs a damping force based on a damping force control that suppresses the change in the sprung behavior;
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3; When the stroke speed amplitude is smaller than the unsprung resonance amplitude detected at the unsprung resonance frequency, the saturation of the S / A3 damping force variable region is lower than the saturation at the unsprung resonance amplitude.
- a skyhook control unit 33a and a saturation limit unit 35b1 (damping force control amount calculation) for outputting the damping force based on the damping force control to the S / A 3 within the range of the damping force variable region set and defined by the saturation degree. Means) and Equipped with. Therefore, when the stroke speed amplitude is smaller than the unsprung resonance amplitude detected at the unsprung resonance frequency, that is, when it can be detected as a horizontal region, limit the damping force control by narrowing the damping force variable region. If unnecessary damping force control is suppressed and can be detected as a wading region, the damping force control is executed by widening the damping force variable region to sufficiently stabilize the vehicle body posture regardless of the stroke speed range. it can. Further, by avoiding an increase in damping force in the leopard region, it is possible to avoid deterioration in riding comfort due to input of high-frequency vibration or the like.
- a first traveling state estimation unit 100, a second traveling state estimation unit 200, a third traveling state estimation unit 32 (sprung behavior detection means) that detect a change in the sprung behavior of the vehicle;
- S / A3 (a damping force variable shock absorber) that outputs a damping force based on a damping force control that suppresses the change in the sprung behavior;
- a third traveling state estimation unit 32 (stroke speed detecting means) for detecting the stroke speed of S / A3;
- the amplitude of the stroke speed is a predetermined amplitude detected in a predetermined frequency region between the sprung resonance frequency and the unsprung resonance frequency
- the saturation of the damping force variable region of S / A3 is the sprung resonance frequency or
- the damping force based on the damping force control is set to S / A3 within the range of the damping force variable region that is set lower than the saturation level at the resonance amplitude detected at the unsprung resonance frequency and is defined in the saturation level.
- a skyhook controller 33a and a saturation limiter 35b1 (damping force control amount calculation means) to be output; Equipped with. Therefore, when the amplitude of the stroke speed is a predetermined amplitude detected in a predetermined frequency region between the sprung resonance frequency and the unsprung resonance frequency, that is, when it can be detected as a horizontal region, the damping force variable region is narrowed. If the damping force control is suppressed by restricting the damping force control and can be detected as a waft region, the damping force control is executed by widening the damping force variable region. The body posture can be sufficiently stabilized. Further, by avoiding an increase in damping force in the leopard region, it is possible to avoid deterioration in riding comfort due to input of high-frequency vibration or the like.
- the predetermined frequency region is a frequency region between 2 Hz and 7 Hz. This represents a region between the sprung resonance frequency and the unsprung resonance frequency, but more preferably, the saturation is lowered at a predetermined amplitude detected in the frequency region between 3 Hz and 6 Hz, which is recognized as the leopard region. It is preferable to set. As a result, high-frequency vibration in the leopard region is suppressed, and deterioration in riding comfort can be avoided.
- FIG. 29 is a control block diagram illustrating a control configuration of the vehicle control apparatus according to the second embodiment.
- the engine controller 1a, the brake controller 2a, and the S / A controller 3a are provided, and each actuator has an independent wheel speed feedback system.
- the engine controller 1a includes an independent wheel speed feedback control system as in the first embodiment, and the brake 20 and the S / A3 are controlled by the skyhook control unit 33a.
- a wheel speed feedback control system that controls the amount is provided.
- a configuration for calculating the brake control amount and the damping force control amount in the skyhook control unit will be described in detail.
- the vehicle control apparatus includes the engine 1, the brake 20, and S / A 3 as actuators for achieving sprung posture control.
- the bounce rate, the roll rate, and the pitch rate are controlled for S / A3, and the pitch rate is controlled for the brake 20.
- the control amount for each actuator can be determined by using the sprung speed estimated by the above-described traveling state estimation unit 32.
- FIG. 30 is a control block diagram illustrating actuator control amount calculation processing when performing pitch control according to the second embodiment.
- the skyhook control unit 33a calculates a first target posture control amount calculation unit 331 that calculates a target pitch rate that is a control amount that can be used in common for all actuators, and a brake posture control amount that is achieved by the brake 20.
- a brake posture control amount calculation unit 334 and an S / A posture control amount calculation unit 336 that calculates an S / A posture control amount achieved by S / A3 are included.
- the first target attitude control amount calculation unit 331 outputs the pitch rate as it is (hereinafter, this pitch rate is referred to as the pitch rate). It is described as a first target attitude control amount.)
- a limit value for limiting the braking torque control amount is set in the brake attitude control amount calculation unit 334 so as not to give the passenger a sense of incongruity (the details of the limit value will be described later). Thereby, when the braking torque control amount is converted into the longitudinal acceleration, the braking torque control amount is limited to be within a predetermined longitudinal acceleration range (a limit value obtained from the occupant's uncomfortable feeling, the life of the actuator, etc.).
- the brake attitude control amount when the brake attitude control amount is calculated based on the first target attitude control amount and a value equal to or greater than the limit value is calculated, the pitch rate suppression amount that can be achieved by the limit value (hereinafter referred to as the brake attitude control amount). Output). At this time, a value converted into a pitch rate by the conversion unit 3344 is output to a second target attitude control amount calculation unit 335 described later. Further, the brake control unit 2 a calculates a braking torque control amount (or deceleration) based on the brake attitude control amount corresponding to the limit value, and outputs it to the brake control unit 2.
- the calculation contents of the brake posture control amount calculation unit 334 are the same as the brake pitch control in the first embodiment, and thus the description thereof is omitted.
- a second target attitude control amount that is a deviation between the first target attitude control amount and the brake attitude control amount is calculated and output to the S / A attitude control amount calculation unit 336.
- the S / A attitude control amount calculation unit 336 outputs a pitch attitude control amount corresponding to the second target attitude control amount.
- the damping force control unit 35 calculates a damping force control amount based on a bounce posture control amount, a roll posture control amount, and a pitch posture control amount (hereinafter collectively referred to as an S / A posture control amount). , S / A3.
- the first target attitude control amount is calculated, and then the S / A attitude is calculated from the second target attitude control amount that is the deviation between the first target attitude control amount and the brake attitude control amount. Calculate the control amount.
- the pitch rate control amount performed by the S / A 3 can be reduced by the control of the brake 20, so that the controllable area of the S / A 3 can be made relatively narrow, and the sprung by the inexpensive S / A 3. Attitude control can be achieved.
- the damping force basically increases.
- An increase in damping force means a hard suspension characteristic, so when high-frequency vibration is input from the road surface, it becomes easy to transmit high-frequency input and impairs passenger comfort (hereinafter referred to as high-frequency vibration characteristics). Described as worse.)
- the deterioration of the high-frequency vibration characteristics can be avoided by suppressing the pitch rate by an actuator such as the brake 20 that does not affect the vibration transmission characteristics due to road surface input and reducing the control amount of S / A3. The above effects can be obtained by determining the control amount of the brake 2 before S / A3.
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Abstract
Description
1a エンジンコントローラ(エンジン制御部)
2 ブレーキコントロールユニット
2a ブレーキコントローラ(ブレーキ制御部)
3 S/A(減衰力可変ショックアブソーバ)
3a S/Aコントローラ
5 車輪速センサ
6 一体型センサ
7 舵角センサ
8 車速センサ
20 ブレーキ
31 ドライバ入力制御部
32 走行状態推定部
33 ばね上制振制御部
33a スカイフック制御部
33b 周波数感応制御部
34 ばね下制振制御部
35 減衰力制御部
331 第1目標姿勢制御量演算部
332 エンジン姿勢制御量演算部
333 第2目標姿勢制御量演算部
334 ブレーキ姿勢制御量演算部
335 第3目標姿勢制御量演算部
336 ショックアブソーバ姿勢制御量演算部
図1は実施例1の車両の制御装置を表すシステム概略図である。車両には、動力源であるエンジン1と、各輪に摩擦力による制動トルクを発生させるブレーキ20(以下、個別の輪に対応するブレーキを表示するときには右前輪ブレーキ:20FR、左前輪ブレーキ:20FL、右後輪ブレーキ:20RR、左後輪ブレーキ:20RLと記載する。)と、各輪と車体との間に設けられ減衰力を可変に制御可能なショックアブソーバ3(以下、S/Aと記載する。個別の輪に対応するS/Aを表示するときには右前輪S/A:3FR、左前輪S/A:3FL、右後輪S/A:3RR、左後輪S/A:3RLと記載する。)と、を有する。
実施例1の車両の制御装置にあっては、ばね上に生じる振動状態を制御するために、3つのアクチュエータを使用する。このとき、それぞれの制御がばね上状態を制御するため、相互干渉が問題となる。また、エンジン1によって制御可能な要素と、ブレーキ20によって制御可能な要素と、S/A3によって制御可能な要素はそれぞれ異なり、これらをどのように組み合わせて制御するべきかが問題となる。
例えば、ブレーキ20はバウンス運動とピッチ運動の制御が可能であるが、両方を行なうと減速感が強く運転者に違和感を与えやすい。また、S/A3はロール運動とバウンス運動とピッチ運動の全てを制御可能であるが、S/A3によって全ての制御を広い範囲で行う場合、S/A3の製造コストの上昇を招き、また、減衰力が高くなる傾向があることから路面側からの高周波振動が入力されやすく、やはり運転者に違和感を与えやすい。言い換えると、ブレーキ20による制御は高周波振動の悪化を招くことは無いが減速感の増大を招き、S/A3による制御は減速感を招くことは無いが高周波振動の入力を招くというトレードオフが存在する。
(1)エンジン1及びブレーキ20による制御を並行して行うことで、S/A3による制御量を抑制する。
(2)ブレーキ20の制御対象運動をピッチ運動に限定することで、ブレーキ20による制御での減速感を解消する。
(3)エンジン1及びブレーキ20による制御量を実際に出力可能な制御量よりも制限して出力することで、S/A3での負担を低減しつつ、エンジン1やブレーキ20の制御に伴って生じる違和感を抑制する。
(4)全てのアクチュエータによりスカイフック制御を行う。このとき、一般にスカイフック制御に必要とされるストロークセンサやばね上上下加速度センサ等を使用することなく、全ての車両に搭載されている車輪速センサを利用して安価な構成でスカイフック制御を実現する。
(5)S/A3によるばね上制御を行なう際、スカイフック制御のようなベクトル制御では対応が困難な高周波振動の入力に対し、新たにスカラー制御(周波数感応制御)を導入する。
(6)走行状態に応じて、S/A3が実現する制御状態を適宜選択することで、走行状況に応じた適切な制御状態を提供する。
以上が、実施例において構成した全体の制御システムの概要である。以下、これらを実現する個別の内容について、順次説明する。
尚、実施例1では、コントローラとして、3つのコントローラを備えた構成を示したが、各コントローラを全て一つの統合コントローラから構成してもよく特に限定しない。実施例1において3つのコントローラを備えた構成としたのは、既存の車両におけるエンジンコントローラとブレーキコントローラをそのまま流用してエンジン制御部1a及びブレーキ制御部2aとし、別途S/Aコントローラ3aを搭載することで実施例1の車両の制御装置を実現することを想定したものである。
エンジンコントローラ1aは、主に車輪速センサ5により検出された車輪速に基づいて、後述するばね上制振制御部101aのスカイフック制御に使用する各輪のストローク速度、バウンスレイト、ロールレイト及びピッチレイトを推定する第1走行状態推定部100と、エンジントルク指令であるエンジン姿勢制御量を演算するエンジン姿勢制御部101と、演算されたエンジン姿勢制御量に基づいてエンジン1の運転状態を制御するエンジン制御部102とを有する。尚、第1走行状態推定部100の推定処理内容については後述する。
エンジン姿勢制御部101は、スカイフック制御によりバウンス運動及びピッチ運動を抑制するばね上制御量を演算するばね上制振制御部101aと、前輪と後輪の接地荷重変動を抑制する接地荷重変動抑制制御量を演算する接地荷重制御部101bと、舵角センサ7や車速センサ8からの信号に基づいて運転者の達成したい車両挙動に対応するヨー応答制御量を演算するエンジン側ドライバ入力制御部101cとを有する。エンジン姿勢制御部101は、これら各制御部により演算された制御量が最小となるエンジン姿勢制御量を最適制御(LQR)により演算し、エンジン制御部102に対して最終的なエンジン姿勢制御量を出力する。このように、エンジン1によってバウンス運動及びピッチ運動を抑制することで、S/A3では、減衰力制御量を低減できるため、高周波振動の悪化を回避できる。また、S/A3はロール運動の抑制に注力できるため、効果的にロール運動を抑制することができる。
ブレーキコントローラ2aは、車輪速センサ5により検出された車輪速に基づいて、各輪のストローク速度及びピッチレイト等を推定する第2走行状態推定部200と、推定されたストローク速度及びピッチレイトに基づいてスカイフック制御に基づくブレーキ姿勢制御量を演算するスカイフック制御部201(詳細については後述する。)と、演算されたブレーキ姿勢制御量に基づいてブレーキ20の制動トルクを制御するブレーキ制御部202とを有する。尚、実施例1では、第1走行状態推定部100及び第2走行状態推定部200における推定処理として同じ推定処理を採用しているが、車輪速から推定する処理であれば他の推定処理を用いてもよい。このように、ブレーキ20によってピッチ運動を抑制することで、S/A3では、減衰力制御量を低減できるため、高周波振動の悪化を回避できる。また、S/A3はロール運動の抑制に注力できるため、効果的にロール運動を抑制することができる。
S/Aコントローラ3aは、運転者の操作(ステアリング操作、アクセル操作及びブレーキペダル操作等)に基づいて所望の車両姿勢を達成するドライバ入力制御を行うドライバ入力制御部31と、各種センサの検出値(主に車輪速センサ5の車輪速センサ値)に基づいて走行状態を推定する第3走行状態推定部32と、推定された走行状態に基づいてばね上の振動状態を制御するばね上制振制御部33と、推定された走行状態に基づいてばね下の振動状態を制御するばね下制振制御部34と、ドライバ入力制御部31から出力されたショックアブソーバ姿勢制御量と、ばね上制振制御部33から出力されたばね上制振制御量と、ばね下制振制御部34から出力されたばね下制振制御量とに基づいて、S/A3に設定すべき減衰力を決定し、S/Aの減衰力制御を行う減衰力制御部35とを有する。尚、実施例1では、第1走行状態推定部100,第2走行状態推定部200及び第3走行状態推定部32における推定処理として同じ推定処理を採用しているが、車輪速から推定する処理であれば他の推定処理を用いてもよく特に限定しない。
まず、各フィードバック制御系に設けられた共通する構成である第1,第2,第3走行状態推定部について説明する。実施例1では、第1走行状態推定部100,第2走行状態推定部200及び第3走行状態推定部32における推定処理として同じ推定処理を採用している。よって、各推定部内における処理は共通であるため、代表して第3走行状態推定部32における推定処理を説明する。尚、これら各走行状態推定部は、車輪速を用いた状態推定であれば別々の推定モデルを備えていてもよく、特に限定しない。
ここで、基準車輪速演算部300について説明する。図6は実施例1の基準車輪速演算部の構成を表すブロック図である。基準車輪速とは、各車輪速のうち、種々の外乱が除去された値を指すものである。言い換えると、車輪速センサ値と基準車輪速との差分は、車体のバウンス挙動、ロール挙動、ピッチ挙動又はばね下上下振動によって発生したストロークに応じて変動した成分と関連がある値であり、実施例では、この差分に基づいてストローク速度を推定する。
VFL=(V-Tf/2・γ)cosδf+(Vx+Lf・γ)sinδf
VFR=(V+Tf/2・γ)cosδf+(Vx+Lf・γ)sinδf
VRL=(V-Tr/2・γ)cosδr+(Vx-Lr・γ)sinδr
VRR=(V+Tr/2・γ)cosδr+(Vx-Lr・γ)sinδr
尚、車両に横滑りが発生してない通常走行時を仮定すると、車体横速度Vxは0を入力すればよい。これをそれぞれの式においてVを基準とする値に書き換えると以下のように表される。この書き換えにあたり、Vをそれぞれの車輪に対応する値としてV0FL、V0FR、V0RL、V0RR(第1車輪速に相当)と記載する。
(式2)
V0FL={VFL-Lf・γsinδf}/cosδf+Tf/2・γ
V0FR={VFR-Lf・γsinδf}/cosδf-Tf/2・γ
V0RL={VRL+Lr・γsinδr}/cosδr+Tr/2・γ
V0RR={VRR+Lf・γsinδf}/cosδr-Tr/2・γ
V0F=(V0FL+V0FR)/2
V0R=(V0RL+V0RR)/2
これにより、ロールに基づく外乱を除去した第2車輪速V0F、V0Rが得られる。
(式3)
VbFL=VbFR=VbRL=VbRR={Lr/(Lf+Lr)}V0F+{Lf/(Lf+Lr)}V0R
基準車輪速再配分部304では、(式1)に示す車体プランビューモデルのVにVbFL(=VbFR=VbRL=VbRR)をそれぞれ代入し、最終的な各輪の基準車輪速VFL、VFR、VRL、VRRを算出し、それぞれタイヤ半径r0で除算して基準車輪速ω0を算出する。
スカイフック制御とは、S/A3のストローク速度とばね上速度の関係に基づいて減衰力を設定し、ばね上を姿勢制御することでフラットな走行状態を達成するものである。ここで、スカイフック制御によってばね上の姿勢制御を達成するには、ばね上速度をフィードバックする必要がある。今、車輪速センサ5から検出可能な値はストローク速度であり、ばね上に上下加速度センサ等を備えていないことから、ばね上速度は推定モデルを用いて推定する必要がある。以下、推定モデルの課題及び採用すべきモデル構成について説明する。
(推定式1)
Ms・ddz2=-Ks(z2-z1)-Cs(dz2-dz1)
この関係式をラプラス変換して整理すると下記のように表される。
(推定式2)
dz2=-(1/Ms)・(1/s2)・(Cs・s+Ks)(dz2-dz1)
ここで、dz2-dz1はストローク速度(Vz_sFL、Vz_sFR、Vz_sRL、Vz_sRR)であることから、ばね上速度はストローク速度から算出できる。しかし、スカイフック制御によって減衰力が変更されると、推定精度が著しく低下するため、コンベ車両モデルでは大きな姿勢制御力(減衰力変更)を与えられないという問題が生じる。
(推定式3)
dz2=-(1/Ms)・(1/s2)・{(Cs+Cv)・s+Ks}(dz2-dz1)
ただし、
dz2・(dz2-dz1)≧0のとき Cv=Csky・{dz2/(dz2-dz1)}
dz2・(dz2-dz1)<0のとき Cv=0
すなわち、Cvは不連続な値となる。
dz2=-(1/s)・{1/(s+Csky/Ms)}・{(Cs/Ms)s+(Ks/Ms)}(dz2-dz1)
この場合、擬似微分項{(Cs/Ms)s+(Ks/Ms)}には不連続性が生じず、{1/(s+Csky/Ms)}の項はローパスフィルタで構成できる。よって、フィルタ応答が安定し、適切な推定精度を得ることができる。尚、ここで、アクティブスカイフックモデルを採用しても、実際にはセミアクティブ制御しかできないことから、制御可能領域が半分となる。よって、推定されるばね上速度の大きさはばね上共振以下の周波数帯で実際よりも小さくなるが、スカイフック制御において最も重要なのは位相であり、位相と符号との対応関係が維持できればスカイフック制御は達成され、ばね上速度の大きさは他の係数等によって調整可能であることから問題はない。
以上の関係式から、xsB、xsR、xsP、xsWの微分dxsB等は以下の式で表される。
dxsB=1/4(Vz_sFL+Vz_sFR+Vz_sRL+Vz_sRR)
dxsR=1/4(Vz_sFL-Vz_sFR+Vz_sRL-Vz_sRR)
dxsP=1/4(-Vz_sFL-Vz_sFR+Vz_sRL+Vz_sRR)
dxsW=1/4(-Vz_sFL+Vz_sFR+Vz_sRL-Vz_sRR)
dB=GB・dxsB
dR=GR・dxsR
dP=GP・dxsP
以上から、各輪のストローク速度に基づいて、実際の車両におけるばね上の状態推定が達成できる。
次に、ばね上制振制御部101a,スカイフック制御部201及びばね上制振制御部33において実行されるスカイフック制御構成について説明する。スカイフック制御では、上述のように車輪速に基づいて推定されたばね上状態を目標ばね上状態となるように制御する。言い換えると、車輪速変化はばね上状態に対応して変化するものであり、バウンス,ロール,ピッチといったばね上状態を目標ばね上状態に制御する場合、検出された車輪速の変化が目標ばね上状態に対応する車輪速変化となるように制御するものである。
実施例1の車両の制御装置にあっては、ばね上姿勢制御を達成するアクチュエータとして、エンジン1と、ブレーキ20と、S/A3の三つを備えている。このうち、エンジンコントローラ1aにおけるばね上制振制御部101aでは、バウンスレイトとピッチレイトの2つを制御対象とし、ブレーキコントローラ2aにおけるスカイフック制御部201においてはピッチレイトを制御対象とし、S/Aコントローラ3aにおけるスカイフック制御部33aでは、バウンスレイト、ロールレイト、ピッチレイトの3つを制御対象とする。
FB=CskyB・dB
ロール方向のスカイフック制御量は、
FR=CskyR・dR
ピッチ方向のスカイフック制御量は、
FP=CskyP・dP
となる。
(バウンス方向のスカイフック制御量FB)
バウンス方向のスカイフック制御量FBは、ばね上制振制御部101aにおいてエンジン姿勢制御量の一部として演算される。また、スカイフック制御部33aにおいてS/A姿勢制御量の一部として演算される。
(ロール方向のスカイフック制御量FR)
ロール方向のスカイフック制御量FRは、スカイフック制御部33aにおいてS/A姿勢制御量の一部として演算される。
(ピッチ方向のスカイフック制御量FP)
ピッチ方向のスカイフック制御量FPは、ばね上制振制御部101aにおいてエンジン姿勢制御量の一部として演算される。また、スカイフック制御部201においてブレーキ姿勢制御量として演算される。また、スカイフック制御部33aにおいてS/A姿勢制御量の一部として演算される。
ここで、ブレーキピッチ制御について説明する。一般に、ブレーキ20については、バウンスとピッチの両方を制御可能であることから、両方を行うことが好ましいとも言える。しかし、ブレーキ20によるバウンス制御は4輪同時に制動力を発生させるため、制御優先度が低い方向にも関わらず、制御効果が得にくい割には減速感が強く、運転者にとって違和感となる傾向があった。そこで、ブレーキ20についてはピッチ制御に特化した構成とした。図8は実施例1のブレーキピッチ制御を表す制御ブロック図である。車体の質量をm、前輪の制動力をBFf、後輪の制動力をBFr、車両重心点と路面との間の高さをHcg、車両の加速度をa、ピッチモーメントをMp、ピッチレイトをVpとすると、以下の関係式が成立する。
m・a・Hcg=Mp
Mp=(BFf+BFr)・Hcg
ここで、ピッチレイトVpが正、つまり前輪側が沈み込んでいるときには制動力を与えてしまうと、より前輪側が沈み込み、ピッチ運動を助長してしまうため、この場合は制動力を付与しない。一方、ピッチレイトVpが負、つまり前輪側が浮き上がっているときには制動ピッチモーメントが制動力を与えて前輪側の浮き上がりを抑制する。これにより、運転者の視界を確保し、前方を見やすくすることで、安心感、フラット感の向上に寄与する。以上から、
Vp>0(前輪沈み込み)のとき Mp=0
Vp≦0(前輪浮き上がり)のとき Mp=CskyP・Vp
の制御量を与えるものである。これにより、車体のフロント側の浮き上がり時のみ制動トルクを発生させるため、浮き上がりと沈み込み両方に制動トルクを発生する場合に比べて、発生する減速度を小さくすることができる。また、アクチュエータ作動頻度も半分で済むため、低コストなアクチュエータを採用できる。
次に、減速感低減処理について説明する。この処理は、ブレーキ姿勢制御量演算部334内で行なわれる上記制限値による制限に対応する処理である。2乗処理部3342aでは、ピッチレイト信号を2乗処理する。これにより符号を反転させると共に、制御力の立ち上がりを滑らかにする。ピッチレイト2乗減衰モーメント演算部3342bでは、2乗処理されたピッチレイトに2乗処理を考慮したピッチ項のスカイフックゲインCskyPを乗算してピッチモーメントMpを演算する。目標減速度算出部3342cでは、ピッチモーメントMpを質量m及び車両重心点と路面との間の高さHcgにより除算して目標減速度を演算する。
次に、ばね上制振制御部内における周波数感応制御処理について説明する。実施例1では、基本的に車輪速センサ5の検出値に基づいてばね上速度を推定し、それに基づくスカイフック制御を行うことでばね上制振制御を達成する。しかしながら、車輪速センサ5では十分に推定精度が担保出来ないと考えられる場合や、走行状況や運転者の意図によっては積極的に快適な走行状態(車体フラット感よりも柔らかな乗り心地)を担保したい場合もある。このような場合には、スカイフック制御のようにストローク速度とばね上速度の符号の関係(位相等)が重要となるベクトル制御では僅かな位相ずれによって適正な制御が困難となる場合があることから、振動特性のスカラー量に応じたばね上制振制御である周波数感応制御を導入することとした。
車両振動系重み設定部353では、フワ領域、ヒョコ領域及びブル領域の各周波数帯の振動が実際に車両に伝播される重みを設定する。人間感覚重み設定部354では、フワ領域、ヒョコ領域及びブル領域の各周波数帯の振動が乗員に伝播される重みを設定する。
スカラー量演算部356では、ヒルベルト変換処理部352により算出された各周波数帯のスカラー量に重み決定手段355において算出された重みを乗算し、最終的なスカラー量を出力する。ここまでの処理は、各輪の車輪速センサ値に対して行なわれる。
これに対し、周波数感応制御のようにベクトルではなくスカラー量に基づいて制御する場合、図13に示すような路面にあってはフワ領域の比率が小さいことから低い減衰力が設定されることになる。これにより、ブル領域の振動の振幅が大きい場合であっても十分に振動伝達特性が減少するため、高周波振動の悪化を回避することができるものである。以上から、例え高価なセンサ等を備えてスカイフック制御を行ったとしても位相推定精度が悪化することで制御が困難な領域では、スカラー量に基づく周波数感応制御によって高周波振動を抑制できるものである。
次に、S/A側ドライバ入力制御部について説明する。S/A側ドライバ入力制御部31では、舵角センサ7や車速センサ8からの信号に基づいて運転者の達成したい車両挙動に対応するドライバ入力減衰力制御量を演算し、減衰力制御部35に対して出力する。例えば、運転者が旋回中において、車両のノーズ側が浮き上がると、運転者の視界が路面から外れやすくなることから、この場合にはノーズ浮き上がりを防止するように4輪の減衰力をドライバ入力減衰力制御量として出力する。また、旋回時に発生するロールを抑制するドライバ入力減衰力制御量を出力する。
ここで、S/A側ドライバ入力制御によって行われるロール抑制制御について説明する。図14は実施例1のロールレイト抑制制御の構成を表す制御ブロック図である。横加速度推定部31b1では、舵角センサ7により検出された前輪舵角δfと、車速センサ8により検出された車速VSPに基づいて横加速度Ygを推定する。この横加速度Ygには、車体プランビューモデルに基づいて以下の式より算出される。
Yg=(VSP2/(1+A・VSP2))・δf
ここで、Aは所定値である。
次に、ばね下制振制御部の構成について説明する。図7(a)のコンベ車両において説明したように、タイヤも弾性係数と減衰係数を有することから共振周波数帯が存在する。ただし、タイヤの質量はばね上の質量に比べて小さく、弾性係数も高いため、ばね上共振よりも高周波数側に存在する。このばね下共振成分により、ばね下においてタイヤがバタバタ動いてしまい、接地性が悪化するおそれがある。また、ばね下でのバタつきは乗員に不快感を与えるおそれもある。そこで、ばね下共振によるバタつきを抑制するために、ばね下共振成分に応じた減衰力を設定するものである。
次に、減衰力制御部35の構成について説明する。図17は実施例1の減衰力制御部の制御構成を表す制御ブロック図である。飽和度変換部35aでは、ドライバ入力制御部31から出力されたドライバ入力減衰力制御量と、スカイフック制御部33aから出力されたS/A姿勢制御量と、周波数感応制御部33bから出力された周波数感応減衰力制御量と、ばね下制振制御部34から出力されたばね下制振減衰力制御量と、走行状態推定部32により演算されたストローク速度が入力され、これらの値を等価粘性減衰係数に変換する。そして、ストローク速度と、等価粘性減衰係数Ceと、このストローク速度における減衰係数最大値Cemax及び最小値Ceminとに基づいて飽和度DDS(%)を以下の式により算出する。
DDS=((Ce-Cemin)/(Cemax-Cemin))×100
次に、飽和度調停部35bの調停内容について説明する。実施例1の車両の制御装置にあっては、4つの制御モードを有する。第1に一般的な市街地などを走行しつつ適度な旋回状態が得られる状態を想定したスタンダードモード、第2にワインディングロードなどを積極的に走行しつつ安定した旋回状態が得られる状態を想定したスポーツモード、第3に低車速発進時など、乗り心地を優先して走行する状態を想定したコンフォートモード、第4に直線状態の多い高速道路等を高車速で走行する状態を想定したハイウェイモードである。
スポーツモードでは、ドライバ入力制御部31によるドライバ入力制御を優先しつつ、スカイフック制御部33aによるスカイフック制御とばね下制振制御部34によるばね下制振制御とを実施する。
コンフォートモードでは、周波数感応制御部33bによる周波数感応制御を行いつつ、ばね下制振制御部34によるばね下制振制御を優先する制御を実施する。
ハイウェイモードでは、ドライバ入力制御部31によるドライバ入力制御を優先しつつ、スカイフック制御部33aによるスカイフック制御にばね下制振制御部34によるばね下制振制御の制御量を加算する制御を実施する。
以下、これら各モードにおける飽和度の調停について説明する。
図19は実施例1のスタンダードモードにおける飽和度調停処理を表すフローチャートである。
ステップS1では、S/A姿勢飽和度k2がばね下制振飽和度k4より大きいか否かを判断し、大きいときはステップS4に進んで飽和度としてk2を設定する。
ステップS2では、周波数感応制御部33bにおいて説明したフワ領域、ヒョコ領域及びブル領域のスカラー量に基づいて、ブル領域のスカラー量比率を演算する。
ステップS3では、ブル領域の比率が所定値以上か否かを判断し、所定値以上の場合は高周波振動による乗り心地悪化が懸念されることからステップS4に進み、飽和度として低い値であるk2を設定する。一方、ブル領域の比率が上記所定値未満の場合は飽和度を高く設定しても高周波振動による乗り心地悪化の心配が少ないことからステップS5に進んでk4を設定する。
図20は実施例1のスポーツモードにおける減衰係数調停処理を表すフローチャートである。
ステップS11では、ドライバ入力制御により設定された4輪のドライバ入力飽和度k1に基づいて4輪減衰力配分率を演算する。右前輪のドライバ入力飽和度をk1fr、左前輪のドライバ入力飽和度をk1fl、右後輪のドライバ入力飽和度をk1rr、左後輪のドライバ入力飽和度をk1rl、各輪の減衰力配分率をxfr、xfl、xrr、xrlとすると、
xfr=k1fr/(k1fr+k1fl+k1rr+k1rl)
xfl=k1fl/(k1fr+k1fl+k1rr+k1rl)
xrr=k1rr/(k1fr+k1fl+k1rr+k1rl)
xrl=k1rl/(k1fr+k1fl+k1rr+k1rl)
により算出される。
ステップS13では、ばね下制振飽和度k4がドライバ入力飽和度k1より大きいか否かを判断し、大きいと判断した場合はステップS15に進み、第1飽和度kとしてk4を設定する。一方、ばね下制振飽和度k4がドライバ入力飽和度k1以下であると判断した場合はステップS14に進み、第1飽和度kとしてk1を設定する。
ステップS17では、4輪のドライバ入力飽和度k1の最大値がばね下制振飽和度k4となり、かつ、減衰力配分率を満たす飽和度を第1飽和度kとして演算する。言い換えると、減衰力配分率を満たしつつ飽和度が最も高くなる値を演算する。
ステップS18では、4輪のドライバ入力減衰係数k1がいずれもk4以上となる範囲で減衰力配分率を満たす飽和度を第1飽和度kとして演算する。言い換えると、ドライバ入力制御によって設定される減衰力配分率を満たし、かつ、ばね下制振制御側の要求をも満たす値を演算する。
図21は実施例1のコンフォートモードにおける飽和度調停処理を表すフローチャートである。
ステップS30では、周波数感応飽和度k3がばね下制振飽和度k4より大きいか否かを判断し、大きいと判断した場合はステップS32に進んで周波数感応飽和度k3を設定する。一方、周波数感応飽和度k3がばね下制振飽和度k4以下であると判断した場合はステップS32に進んでばね下制振飽和度k4を設定する。
図22は実施例1のハイウェイモードにおける飽和度調停処理を表すフローチャートである。尚、ステップS11からS18までは、スポーツモードにおける調停処理と同じであるため、説明を省略する。
ステップS40では、ステップS18までで調停された第1飽和度kにスカイフック制御によるS/A姿勢飽和度k2を加算して出力する。
次に、上記各走行モードを選択するモード選択処理について説明する。図24は実施例1の飽和度調停部において走行状態に基づくモード選択処理を表すフローチャートである。
ステップS50では、舵角センサ7の値に基づいて直進走行状態か否かを判断し、直進走行状態と判断された場合にはステップS51に進み、旋回状態と判断された場合にはステップS54に進む。
ステップS51では、車速センサ8の値に基づいて高車速状態を表す所定車速VSP1以上か否かを判断し、VSP1以上と判断された場合にはステップS52に進んでスタンダードモードを選択する。一方、VSP1未満と判断された場合にはステップS53に進んでコンフォートモードを選択する。
ステップS54では、車速センサ8の値に基づいて高車速状態を表す所定車速VSP1以上か否かを判断し、VSP1以上と判断された場合にはステップS55に進んでハイウェイモードを選択する。一方、VSP1未満と判断された場合にはステップS56に進んでスポーツモードを選択する。
飽和度調停部35bは、調停された飽和度をストローク速度に応じて抑制する飽和度制限部35b1を有する。この飽和度制限処理が行われた飽和度が制御信号変換部35cに出力される。ここで、飽和度制限処理について説明する。図25は実施例1のストローク速度に対する制御力の関係を表す特性図である。横軸をストローク速度とし、縦軸を制御力とし、S/A3の減衰力特性として最も低減衰力側減衰特性をSoft、最も高減衰力側減衰特性をHardとして記載している。S/A3はこのSoftとHardに挟まれた領域(減衰力可変領域)内で減衰特性を変更することで減衰力を制御する。尚、制御力とは減衰力に比例する値であり、減衰力を大きくすれば、それだけ姿勢制御を行う制御力が大きくなり、減衰力が小さければ、それだけ姿勢制御を行う制御力が小さくなる。
(式5)
よって、駆動力によるピッチモーメントを各輪の発生力に換算すると、以下の関係式が成立する。
(式6)
エンジントルク制御量には制限値が設定されていることを考慮して、1輪の減衰力-ストローク速度線図上に上記関係をプロットすると、低ストローク速度域ΔS1(例えば、0.05m/s以下)においてアクティブ制御ループを描く。
次に、飽和度制限の解除について説明する。上述したように、ストローク速度が低い領域では飽和度を制限することで車両挙動の安定化及び乗り心地性能の向上を図っている。しかし、車両が旋回する場合には初期減衰力を確保する必要がある。特に、ばね上のロール挙動はS/A3によって最も効率よく安定化できるものであり、ストローク速度が低い場面であってもしっかりとした減衰力を確保することで過度のロール発生を抑制する必要がある。そこで、旋回時、すなわち旋回が予測される場面であるロールレイト発生時には、上記飽和度の制限を解除することとした。よって、飽和度制限部35b1は、ロールレイト検出部35b2により検出されたロールレイトに基づいて飽和度の制限を解除する。これにより、旋回初期に減衰力を高めることができ、過度のロール発生を抑制することができる。
(1)車両のばね上挙動の変化を検出する第1走行状態推定部100、第2走行状態推定部200、第3走行状態推定部32(ばね上挙動検出手段)と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力するエンジン1(動力源)と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く設定され、前記飽和度で規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を備え、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、エンジン1が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つS/A3がスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することとした。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。
また、飽和度が低く設定されている領域では、アクティブ制御が可能なエンジン1により駆動力制御が行われることで車両全体としての安定性を確保できる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力するエンジン1(動力源)と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く設定され、前記飽和度で規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を有し、
前記ストローク速度が所定値以下のときの飽和度に規定された減衰力可変領域は、低減衰力側減衰特性にオフセットした領域に設定され、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、エンジン1が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つS/A3がスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することとした。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。加えて、低減衰力側減衰特性にオフセットした領域に減衰力可変領域を設定したため、高周波振動等が入力されたとしても乗り心地悪化を回避できる。
また、飽和度が低く設定されている領域では、アクティブ制御が可能なエンジン1により駆動力制御が行われることで車両全体としての安定性を確保できる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力するエンジン1(動力源)と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く設定され、前記飽和度で規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を有し、
前記ストローク速度が所定値以下のときの飽和度に規定された減衰力可変領域は、高減衰力側減衰特性を除いた領域に設定され、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、エンジン1が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つS/A3がスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することとした。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。加えて、高減衰力側減衰特性を除いた領域に減衰力可変領域を設定したため、高周波振動等が入力されたとしても乗り心地悪化を回避できる。
また、飽和度が低く設定されている領域では、アクティブ制御が可能なエンジン1により駆動力制御が行われることで車両全体としての安定性を確保できる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力するエンジン1(動力源)と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
車輪速に基づいてS/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く設定され、前記飽和度で規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を備え、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、エンジン1が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つS/A3がスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することとした。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。また、車輪速に基づいてストローク速度を検出する場合、高価なセンサを必要とせず低コスト化を図ることができる。ここで、車輪速に基づいてストローク速度を検出する場合、低ストローク速度域においてストローク速度振幅が小さいことから、スカイフック制御の精度を確保できないおそれがある。これに対し、低ストローク速度域では飽和度が小さく設定されるため、仮にスカイフック制御の精度が悪化したとしても減衰力として大きく誤った値が出力されることがなく、車両安定性を確保できる。
また、飽和度が低く設定されている領域では、アクティブ制御が可能なエンジン1により駆動力制御が行われることで車両全体としての安定性を確保できる。
第1車輪速V0FL、V0FR、V0RL、V0RRを入力として車体フロントビューモデルに基づいて前後輪の基準車輪速となる第2車輪速V0F、V0Rを演算するロール外乱除去部302(第二演算部)と、
第2前輪及び後輪車輪速V0F、V0Rを入力として車体サイドビューモデルに基づいて全輪の基準車輪速となる第3車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを演算するピッチ外乱除去部303(第三演算部)と、
第2車輪速V0F、V0Rの前輪と後輪とを入れ替えた値を入力として車体プランビューモデルに基づいて各輪の基準車輪速となる第4車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを演算する前後車輪速入れ替え部305(第四演算部)と、
第3車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRと第4車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを入力し、車速が所定車速未満の場合は第3車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを出力し、車速が所定車速以上の場合は第4車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを出力する車輪速切り替え部306と、
車速切り替え部306から出力された第3車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRR又は第4車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを入力として車体プランビューモデルに基づいて基準車輪速ω0を演算する基準車輪速再配分部304(基準車輪速演算部)と、からなる基準車輪速演算部300(基準車輪速算出手段)と、
を有し、
第3走行状態推定部32は、車輪速センサ5により検出されたセンサ値と基準車輪速との差分に基づいてS/A3のストローク速度を推定する(GEO変換部321c)こととした。
よって、低速走行時には3つのモデルを用いて外乱を除去した基準車輪速ω0を演算することで、ストローク速度を精度よく推定でき、制振性を向上できる。
また、高速走行時には後輪の車輪速を前輪の基準車輪速とすることで、ピッチ外乱を除去するステップを省略でき、制振制御の応答性を確保できる。
すなわち、各輪のストローク速度から4輪モデルに展開するには、4輪のばね上速度とロールレイト、ピッチレイト及びバウンスレイトにモード分解して推定しようとしても、対応する成分が一つ足りず、解が不定となる。そこで、ワープレイトを導入することで、ばね上速度の各成分を演算することができる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力するエンジン1(動力源)と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度が所定値以下のときは、前記ストローク速度が小さいほど前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が低く設定され、前記飽和度で規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を備え、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、エンジン1が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つS/A3がスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することとした。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。また、ストローク速度が低いほど飽和度が低く設定されているため、より安定した車両挙動を実現できる。
また、飽和度が低く設定されている領域では、アクティブ制御が可能なエンジン1により駆動力制御が行われることで車両全体としての安定性を確保できる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力するエンジン1(動力源)と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度が所定値以下のときは、S/A3の減衰力可変領域の飽和度が所定飽和度以下に設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、エンジン1が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つS/A3がスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することとした。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を所定飽和度以下に狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。また、ストローク速度が低いほど飽和度が低く設定されているため、より安定した車両挙動を実現できる。
また、飽和度が低く設定されている領域では、アクティブ制御が可能なエンジン1により駆動力制御が行われることで車両全体としての安定性を確保できる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力するエンジン1(動力源)と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度が第1速度以下では、前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が第1飽和度であり、
前記第1速度よりも大きな第2速度以上では、前記減衰力可変領域の飽和度が前記第1飽和度より高い第2飽和度であり、
前記第1速度と前記第2速度の間では、前記減衰力可変領域の飽和度が前記第1飽和度と前記第2飽和度との間で遷移する遷移飽和度であり、
前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、エンジン1が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つS/A3がスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することとした。
よって、第1速度以下の低ストローク速度領域では、飽和度を0%に設定することで車体側への振動伝達効率を低減でき、乗り心地を確保できる。次に、ストローク速度が上昇し、第1速度と第2速度との間のときは遷移飽和度が設定され、徐々に最もHard特性となる減衰特性近くまで制御可能領域を増大する。これにより、車体側への振動伝達を抑制しつつ、ばね上挙動の安定化を図ることができる。更に、ストローク速度が上昇すると、第2飽和度として100%が設定されるため、S/A3の性能を十分に発揮してばね上挙動の安定化を図ることができる。
また、飽和度が低く設定されている領域では、アクティブ制御が可能なエンジン1により駆動力制御が行われることで車両全体としての安定性を確保できる。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。
また、飽和度が低く設定されている領域では、アクティブ制御が可能なエンジン1により駆動力制御が行われることで車両全体としての安定性を確保できる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
非旋回時であって、かつ、前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く、かつ、減衰力可変領域が低減衰力側減衰特性にオフセットした領域に設定され、前記飽和度で規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、を備えた。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。加えて、低減衰力側減衰特性にオフセットした領域に減衰力可変領域を設定したため、高周波振動等が入力されたとしても乗り心地悪化を回避できる。尚、非旋回時であるため、飽和度が低減衰力側減衰特性にオフセットした領域に設定されたとしても、車両安定性を確保することができる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
非旋回時であって、かつ、前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く、かつ、かつ、減衰力可変領域が高減衰力側減衰特性を除いた領域に設定され、前記飽和度で規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、を備えた。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。加えて、高減衰力側減衰特性を除いた領域に減衰力可変領域を設定したため、高周波振動等が入力されたとしても乗り心地悪化を回避できる。尚、非旋回時であるため、飽和度が高減衰力側減衰特性を除いた領域に設定されたとしても、車両安定性を確保することができる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
車輪速に基づいてS/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く設定され、前記飽和度で規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を備えた。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。また、車輪速に基づいてストローク速度を検出する場合、高価なセンサを必要とせず低コスト化を図ることができる。ここで、車輪速に基づいてストローク速度を検出する場合、低ストローク速度域においてストローク速度振幅が小さいことから、スカイフック制御の精度を確保できないおそれがある。これに対し、低ストローク速度域では飽和度が小さく設定されるため、仮にスカイフック制御の精度が悪化したとしても減衰力として大きく誤った値が出力されることがなく、車両安定性を確保できる。
第1車輪速V0FL、V0FR、V0RL、V0RRを入力として車体フロントビューモデルに基づいて前後輪の基準車輪速となる第2車輪速V0F、V0Rを演算するロール外乱除去部302(第二演算部)と、
第2前輪及び後輪車輪速V0F、V0Rを入力として車体サイドビューモデルに基づいて全輪の基準車輪速となる第3車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを演算するピッチ外乱除去部303(第三演算部)と、
第2車輪速V0F、V0Rの前輪と後輪とを入れ替えた値を入力として車体プランビューモデルに基づいて各輪の基準車輪速となる第4車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを演算する前後車輪速入れ替え部305(第四演算部)と、
第3車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRと第4車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを入力し、車速が所定車速未満の場合は第3車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを出力し、車速が所定車速以上の場合は第4車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを出力する車輪速切り替え部306と、
車速切り替え部306から出力された第3車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRR又は第4車輪速VbFL、VbFR、VbRL、VbRRを入力として車体プランビューモデルに基づいて基準車輪速ω0を演算する基準車輪速再配分部304(基準車輪速演算部)と、からなる基準車輪速演算部300(基準車輪速算出手段)と、
を有し、
第3走行状態推定部32は、車輪速センサ5により検出されたセンサ値と基準車輪速との差分に基づいてS/A3のストローク速度を推定する(GEO変換部321c)こととした。
よって、低速走行時には3つのモデルを用いて外乱を除去した基準車輪速ω0を演算することで、ストローク速度を精度よく推定でき、制振性を向上できる。
また、高速走行時には後輪の車輪速を前輪の基準車輪速とすることで、ピッチ外乱を除去するステップを省略でき、制振制御の応答性を確保できる。
すなわち、各輪のストローク速度から4輪モデルに展開するには、4輪のばね上速度とロールレイト、ピッチレイト及びバウンスレイトにモード分解して推定しようとしても、対応する成分が一つ足りず、解が不定となる。そこで、ワープレイトを導入することで、ばね上速度の各成分を演算することができる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度が所定値以下のときは、前記ストローク速度が小さいほど前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が低く設定され、前記飽和度で規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を備えた。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。また、ストローク速度が低いほど飽和度が低く設定されているため、より安定した車両挙動を実現できる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度が所定速度以下のときは、S/A3の減衰力可変領域の飽和度が、所定飽和度よりも低く、かつ、減衰力可変領域を低減衰力側減衰特性にオフセットした領域に設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力を前S/A3に出力させるスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を備えた。
よって、ストローク速度が所定値以下のときには減衰力可変領域を所定飽和度以下に狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、ストローク速度が所定値より大きいときには減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。また、ストローク速度が低いほど飽和度が低く設定されているため、より安定した車両挙動を実現できる。加えて、低減衰力側減衰特性にオフセットした領域に減衰力可変領域を設定したため、高周波振動等が入力されたとしても乗り心地悪化を回避できる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度が第1速度以下では、前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が第1飽和度であり、
前記第1速度よりも大きな第2速度以上では、前記減衰力可変領域の飽和度が前記第1飽和度より高い第2飽和度であり、
前記第1速度と前記第2速度の間では、前記減衰力可変領域の飽和度が前記第1飽和度と前記第2飽和度との間で遷移する遷移飽和度であり、
前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算するスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を備えた。
よって、第1速度以下の低ストローク速度領域では、飽和度を0%に設定することで車体側への振動伝達効率を低減でき、乗り心地を確保できる。次に、ストローク速度が上昇し、第1速度と第2速度との間のときは遷移飽和度が設定され、徐々に最もHard特性となる減衰特性近くまで制御可能領域を増大する。これにより、車体側への振動伝達を抑制しつつ、ばね上挙動の安定化を図ることができる。更に、ストローク速度が上昇すると、第2飽和度として100%が設定されるため、S/A3の性能を十分に発揮してばね上挙動の安定化を図ることができる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度の振幅がばね上共振周波数において検知されるばね上共振時振幅よりも小さいときのS/A3の減衰力可変領域の飽和度が、前記ばね上共振時振幅のときの飽和度より低く設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力をS/A3に出力させるスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を備えた。
よって、ストローク速度の振幅がばね上共振周波数において検知されるばね上共振時振幅より小さいとき、すなわちヒョコ領域として検出されうる場合には、減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、フワ領域として検出されうる場合には、減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。また、ヒョコ領域において減衰力が高くなることを回避することで、高周波振動等の入力による乗り心地悪化を回避できる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度の振幅がばね下共振周波数において検知されるばね下共振時振幅よりも小さいときのS/A3の減衰力可変領域の飽和度が、前記ばね下共振時振幅のときの飽和度より低く設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力をS/A3に出力させるスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を備えた。
よって、ストローク速度の振幅がばね下共振周波数において検知されるばね下共振時振幅より小さいとき、すなわちヒョコ領域として検出されうる場合には、減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、フワ領域として検出されうる場合には、減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。また、ヒョコ領域において減衰力が高くなることを回避することで、高周波振動等の入力による乗り心地悪化を回避できる。
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力するS/A3(減衰力可変ショックアブソーバ)と、
S/A3のストローク速度を検出する第3走行状態推定部32(ストローク速度検出手段)と、
前記ストローク速度の振幅がばね上共振周波数とばね下共振周波数との間の所定周波数領域において検知される所定振幅の時のS/A3の減衰力可変領域の飽和度が、前記ばね上共振周波数又は前記ばね下共振周波数において検知される共振時振幅のときの飽和度より低く設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力をS/A3に出力させるスカイフック制御部33a及び飽和度制限部35b1(減衰力制御量演算手段)と、
を備えた。
よって、ストローク速度の振幅がばね上共振周波数とばね下共振周波数との間の所定周波数領域において検知される所定振幅のとき、すなわちヒョコ領域として検出されうる場合には、減衰力可変領域を狭くして減衰力制御を制限することで不要な減衰力制御を抑制し、フワ領域として検出されうる場合には、減衰力可変領域を広くして減衰力制御を実行することで、ストローク速度域によらず車体姿勢を十分に安定化できる。また、ヒョコ領域において減衰力が高くなることを回避することで、高周波振動等の入力による乗り心地悪化を回避できる。
次に、実施例2について説明する。基本的な構成は実施例1と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。
図29は実施例2の車両の制御装置の制御構成を表す制御ブロック図である。実施例1では、エンジンコントローラ1aと、ブレーキコントローラ2aと、S/Aコントローラ3aとを備え、それぞれのアクチュエータが独立した車輪速フィードバック系を備えていた。これに対し、実施例2では、エンジンコントローラ1aについては、実施例1と同様に独立した車輪速フィードバック制御系を備え、ブレーキ20とS/A3については、スカイフック制御部33aにより演算された制御量に基づいて制御する車輪速フィードバック制御系を備えた点が異なる。以下、スカイフック制御部においてブレーキ制御量と減衰力制御量とを演算する構成について詳述する。
実施例2の車両の制御装置にあっては、ばね上姿勢制御を達成するアクチュエータとして、エンジン1と、ブレーキ20と、S/A3の三つを備えている。このうち、スカイフック制御部33aでは、S/A3についてはバウンスレイト、ロールレイト、ピッチレイトの3つを制御対象とし、ブレーキ20についてはピッチレイトを制御対象とする。ここで、作用の異なる複数のアクチュエータに対して制御量を割り付けてばね上状態を制御するには、それぞれに共通の制御量を用いる必要がある。実施例2では、上述の走行状態推定部32により推定されたばね上速度を用いることで、各アクチュエータに対する制御量を決定することができる。
FB=CskyB・dB
ロール方向のスカイフック制御量は、
FR=CskyR・dR
ピッチ方向のスカイフック制御量は、
FP=CskyP・dP
となる。FBはS/A3にバウンス姿勢制御量として送信され、FRはS/A3においてのみ実施される制御であることから、ロール姿勢制御量として減衰力制御部35に送信される。
図30は実施例2のピッチ制御を行う際の各アクチュエータ制御量算出処理を表す制御ブロック図である。スカイフック制御部33aは、全てのアクチュエータに共通して使用可能な制御量である目標ピッチレイトを演算する第1目標姿勢制御量演算部331と、ブレーキ20によって達成するブレーキ姿勢制御量を演算するブレーキ姿勢制御量演算部334と、S/A3によって達成するS/A姿勢制御量を演算するS/A姿勢制御量演算部336とを有する。
Claims (29)
- 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力する動力源と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く設定され、前記飽和度で規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算する減衰力制御量演算手段と、
を備え、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、前記動力源が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つ前記減衰力可変ショックアブソーバが前記減衰力制御量演算手段により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力する動力源と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算する減衰力制御量演算手段と、
を有し、
前記ストローク速度が所定値以下のときの飽和度に規定された減衰力可変領域は、低減衰力側減衰特性にオフセットした領域に設定され、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、前記動力源が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つ前記減衰力可変ショックアブソーバが前記減衰力制御量演算手段により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項2に記載の車両の制御装置において、
任意のストローク速度において前記低減衰力側減衰特性により発生する減衰力は、高減衰力側減衰特性により発生する減衰力より小さいことを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力する動力源と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算する減衰力制御量演算手段と、
を有し、
前記ストローク速度が所定値以下のときの飽和度に規定された減衰力可変領域は、高減衰力側減衰特性を除いた領域に設定され、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、前記動力源が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つ前記減衰力可変ショックアブソーバが前記減衰力制御量演算手段により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項4に記載の車両の制御装置において、
任意のストローク速度において前記高減衰力側減衰特性により発生する減衰力は、低減衰力側減衰特性により発生する減衰力よりも大きいことを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力する動力源と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
車輪速に基づいて前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度が所定値以下の前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算する減衰力制御量演算手段と、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、前記動力源が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つ前記減衰力可変ショックアブソーバが前記減衰力制御量演算手段により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項6に記載の車両の制御装置において、
車輪速を入力として車体プランビューモデルに基づいて各輪の基準車輪速となる第一車輪速を演算する第一演算部と、
前記第一車輪速を入力として車体フロントビューモデルに基づいて前後輪の基準車輪速となる第二車輪速を演算する第二演算部と、
前記第二前輪及び後輪車輪速を入力として車体サイドビューモデルに基づいて全輪の基準車輪速となる第三車輪速を演算する第三演算部と、
前記第二車輪速の前輪と後輪とを入れ替えた値を入力として前記車体プランビューモデルに基づいて各輪の基準車輪速となる第四車輪速を演算する第四演算部と、
前記第三車輪速と前記第四車輪速を入力し、車速が所定車速未満の場合は前記第三車輪速を出力し、車速が所定車速以上の場合は前記第四車輪速を出力する車輪速切り替え部と、
前記車速切り替え部から出力された前記第三車輪速又は前記第四車輪速を入力として前記車体プランビューモデルに基づいて各輪の基準車輪速を演算する基準車輪速演算部を有し、
前記ストローク速度検出手段は、各輪の車輪速と前記基準車輪速との差分に基づいて前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を推定することを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項6または7に記載の車両の制御装置において、
前記ばね上挙動検出手段は、4輪の上下方向運動を表すバウンス項と、前後輪の上下方向運動を表すピッチ項と、左右輪の上下方向運動を表すロール項と、対角輪の上下方向運動を表すワープ項と、に基づいて4輪モデルに展開することで、前記ばね上速度を推定することを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力する動力源と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度が所定値以下のときは、前記ストローク速度が小さいほど前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が低く設定され、前記飽和度で規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算する減衰力制御量演算手段と、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、前記動力源が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つ前記減衰力可変ショックアブソーバが前記減衰力制御量演算手段により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力する動力源と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度が所定値以下のときは、前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が所定飽和度以下に設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算する減衰力制御量演算手段と、
少なくとも前記ストローク速度が所定値以下のとき、前記動力源が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つ前記減衰力可変ショックアブソーバが前記減衰力制御量演算手段により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御に基づく駆動力を出力する動力源と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度が第1速度以下では、前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が第1飽和度であり、
前記第1速度よりも大きな第2速度以上では、前記減衰力可変領域の飽和度が前記第1飽和度より高い第2飽和度であり、
前記第1速度と前記第2速度の間では、前記減衰力可変領域の飽和度が前記第1飽和度と前記第2飽和度との間で遷移する遷移飽和度であり、
前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力制御量を演算する減衰力制御量演算手段と、
少なくとも前記ストローク速度が前記第1速度以下のとき、前記動力源が前記駆動力制御に基づく駆動力を出力し、且つ前記減衰力可変ショックアブソーバが前記減衰力制御量演算手段により演算された減衰力制御量に応じた減衰力を出力することで、前記ばね上挙動の変化を抑制することを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項1ないし11いずれか1つに記載の車両の制御装置において、
前記減衰力制御量演算手段は、旋回時に前記飽和度を高くすることを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項12に記載の車両の制御装置において、
前記旋回時とは、旋回前であって旋回が予測される状態を含むことを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項1ないし13いずれか1つに記載の車両の制御装置において、
車両のロールレイトを検出するロールレイト検出手段を設け、
前記減衰力制御量演算手段は、検出されたロールレイトが大きいほど前記飽和度を高くすることを特徴とする車両の制御装置。 - ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御を行う減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度が所定値以下のときは、減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で減衰力制御を行うと共に、動力源によりばね上挙動の変化を抑制する駆動力制御を行うことを特徴とする車両の制御方法。
- 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
非旋回時であって、かつ、前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く、かつ、減衰力可変領域が低減衰力側減衰特性にオフセットした領域に設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力を前記減衰力可変ショックアブソーバに出力させる減衰力制御手段と、
を備えたことを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
非旋回時であって、かつ、前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く、かつ、減衰力可変領域が高減衰力側減衰特性を除いた領域に設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力を前記減衰力可変ショックアブソーバに出力させる減衰力制御手段と、
を備えたことを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項16または17に記載の車両の制御装置において、
前記非旋回時とは、直進時であることを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項16ないし18いずれか1つに記載の車両の制御装置において、
車両のロールレイトを検出するロールレイト検出手段を設け、
前記減衰力制御手段は、検出されたロールレイトが所定値未満の場合に非旋回時と判断することを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
車輪速に基づいて前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度が所定値以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が所定値より大きいときの飽和度よりも低く設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力を前記減衰力可変ショックアブソーバに出力させる減衰力制御手段と、
を備えたことを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項20に記載の車両の制御装置において、
車輪速を入力として車体プランビューモデルに基づいて各輪の基準車輪速となる第一車輪速を演算する第一演算部と、
前記第一車輪速を入力として車体フロントビューモデルに基づいて前後輪の基準車輪速となる第二車輪速を演算する第二演算部と、
前記第二前輪及び後輪車輪速を入力として車体サイドビューモデルに基づいて全輪の基準車輪速となる第三車輪速を演算する第三演算部と、
前記第二車輪速の前輪と後輪とを入れ替えた値を入力として前記車体プランビューモデルに基づいて各輪の基準車輪速となる第四車輪速を演算する第四演算部と、
前記第三車輪速と前記第四車輪速を入力し、車速が所定車速未満の場合は前記第三車輪速を出力し、車速が所定車速以上の場合は前記第四車輪速を出力する車輪速切り替え部と、
前記車速切り替え部から出力された前記第三車輪速又は前記第四車輪速を入力として前記車体プランビューモデルに基づいて各輪の基準車輪速を演算する基準車輪速演算部を有し、
前記ストローク速度検出手段は、各輪の車輪速と前記基準車輪速との差分に基づいて前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を推定することを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項20または21に記載の車両の制御装置において、
前記ばね上挙動検出手段は、4輪の上下方向運動を表すバウンス項と、前後輪の上下方向運動を表すピッチ項と、左右輪の上下方向運動を表すロール項と、対角輪の上下方向運動を表すワープ項と、に基づいて4輪モデルに展開することで、前記ばね上速度を推定することを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度が所定速度以下のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ストローク速度が小さいほど低く、かつ、減衰力可変領域を低減衰力側減衰特性にオフセットした領域に設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力を前記減衰力可変ショックアブソーバに出力させる減衰力制御手段と、
を備えたことを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度が所定速度以下のときは、前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、所定飽和度よりも低く、かつ、減衰力可変領域を低減衰力側減衰特性にオフセットした領域に設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力を前記減衰力可変ショックアブソーバに出力させる減衰力制御手段と、
を備えたことを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度が第1速度以下では、前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が第1飽和度に設定され、
前記第1速度よりも大きな第2速度以上では、前記減衰力可変領域の飽和度が前記第1飽和度より高い第2飽和度に設定され、
前記第1速度と前記第2速度の間では、前記減衰力可変領域の飽和度が前記第1飽和度と前記第2飽和度との間で遷移する遷移飽和度に設定され、
前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力を前記減衰力可変ショックアブソーバに出力させる減衰力制御手段と、
を備えたことを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度の振幅がばね上共振周波数において検知されるばね上共振時振幅よりも小さいときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ばね上共振時振幅のときの飽和度より低く設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力を前記減衰力可変ショックアブソーバに出力させる減衰力制御手段と、
を備えたことを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
ストローク速度に対する減衰力の特性を変更可能な減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度の振幅がばね下共振周波数において検知されるばね下共振時振幅よりも小さいときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ばね下共振時振幅のときの飽和度より低く設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力を前記減衰力可変ショックアブソーバに出力させる減衰力制御手段と、
を備えたことを特徴とする車両の制御装置。 - 車両のばね上挙動の変化を検出するばね上挙動検出手段と、
前記ばね上挙動の変化を抑制する減衰力制御に基づく減衰力を出力する減衰力可変ショックアブソーバと、
前記減衰力可変ショックアブソーバのストローク速度を検出するストローク速度検出手段と、
前記ストローク速度の振幅がばね上共振周波数とばね下共振周波数との間の所定周波数領域において検知される所定振幅のときの前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力可変領域の飽和度が、前記ばね上共振周波数又は前記ばね下共振周波数において検知される共振時振幅のときの飽和度より低く設定され、前記飽和度に規定された減衰力可変領域の範囲内で前記減衰力制御に基づく減衰力を前記減衰力可変ショックアブソーバに出力させる減衰力制御手段と、
を備えたことを特徴とする車両の制御装置。 - 請求項28に記載の車両の制御装置において、
前記所定周波数領域とは、2Hzから7Hzの間の周波数領域であることを特徴とする車両の制御装置。
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