JP5672869B2 - Vehicle system vibration control device - Google Patents

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Description

本発明は、サスペンション装置を介して車輪を懸架された車両のバネ上質量である車体の振動、例えばピッチング振動や上下バウンス振動を駆動力補正制御により抑制するための車体制振制御装置に関するものである。   The present invention relates to a vehicle system vibration control device for suppressing vehicle body vibration, for example, pitching vibration or vertical bounce vibration, which is a sprung mass of a vehicle with wheels suspended through a suspension device, by driving force correction control. is there.

車体制振制御装置としては従来、例えば特許文献1に記載されているごときものが知られている。
この車体制振制御技術は、駆動トルクおよび車輪速から、サスペンション装置のバネ上質量である車体の振動を推定して、この車体振動を抑制するための駆動力補正量を求め、この補正量だけ動力源であるエンジンの出力を補正して車体の制振を行うことを趣旨とするものである。 As a vehicle system vibration control device, a device described in, for example, Patent Document 1 has been known.
This vehicle structure vibration control technology estimates the vibration of the vehicle body, which is the sprung mass of the suspension device, from the drive torque and wheel speed, determines the driving force correction amount for suppressing this vehicle body vibration, and only this correction amount. The purpose is to perform vibration suppression of the vehicle body by correcting the output of the engine that is the power source.

特開２００９−２４７１５７号公報JP 2009-247157 A

ところで、車体振動を抑制するための駆動力補正量が小さく、この駆動力補正量がエンジンの出力変更可能下限量により実現可能な補正量未満である場合、エンジンをその制御分解能に未たない僅かな量だけ出力補正する必要がある。   By the way, when the driving force correction amount for suppressing the vehicle body vibration is small and this driving force correction amount is less than the correction amount that can be realized by the lower limit amount of output change of the engine, the engine has a slight control resolution. It is necessary to correct the output by an appropriate amount.

しかし実際上、エンジンをその制御分解能に未たない僅かな量だけ出力補正することは不可能で、車体振動を抑制するための駆動力補正量をエンジン出力補正によって実現することができない。
このため従来の車体制振制御技術にあっては、制振用駆動力補正量が小さい場合、狙い通りに車体振動を抑制することができないのが実情であった。 However, in practice, it is impossible to correct the output of the engine by a slight amount that does not meet its control resolution, and the driving force correction amount for suppressing the vehicle body vibration cannot be realized by the engine output correction.
For this reason, in the conventional vehicle system vibration control technology, when the vibration correction driving force correction amount is small, the vehicle body vibration cannot be suppressed as intended.

本発明は、車体振動を抑制するための駆動力補正量が上記のように小さい場合、駆動力伝達系の変速比を、同じ入力回転数のもとでも出力回転数が高くなる高速側変速比に変更すれば、同じ車体振動でもこれを抑制するための駆動力補正量が変速比の変更分だけ増大して、車体振動の抑制が可能になるとの観点から、
この着想を具体化して上記の問題を解消可能にした車体制振制御装置を提案することを目的とする。
In the present invention, when the driving force correction amount for suppressing the vehicle body vibration is small as described above, the speed ratio of the driving force transmission system is set to the high speed side speed ratio in which the output speed becomes high even under the same input speed. From the viewpoint that the driving force correction amount for suppressing this even in the same vehicle body vibration is increased by the change in the gear ratio, and the vehicle body vibration can be suppressed.
An object of the present invention is to propose a vehicle system vibration control device that embodies this idea and that can solve the above problems.

この目的のため、本発明による車体制振制御装置は、以下のごとくにこれを構成する。
先ず、本発明の前提となる車体制振制御装置を説明するに、これは、
サスペンション装置を介して車輪を懸架された車両のバネ上質量である車体の振動を、前記車輪の駆動力伝達系における動力源の出力制御による駆動力補正制御により抑制するものである。
For this purpose, the vehicle system vibration control device according to the present invention is configured as follows.
First, in order to explain the vehicle system vibration control device that is the premise of the present invention,
The vibration of the vehicle body, which is the sprung mass of the vehicle with the wheels suspended through the suspension device, is suppressed by the driving force correction control by the output control of the power source in the driving force transmission system of the wheels .

本発明は、かかる車体制振制御装置に対し、
前記車体振動を抑制可能な前記動力源の制振用動力源出力補正量を演算し、該制振用動力源出力補正量を制振用駆動力補正量として前記駆動力補正制御に資する制振用駆動力補正量演算手段と、
該手段で求めた制振用駆動力補正量が、前記駆動力伝達系の駆動力変更可能下限量である駆動力制御分解能近傍の値に定めた設定値未満であるとき、前記駆動力伝達系における変速比を、前記制振用駆動力補正量が前記駆動力制御分解能範囲の補正量となるよう、高速側変速比へ変更する変速比変更手段とを設けて構成したことを特徴とする。
The present invention is directed to such a vehicle system vibration control device.
Calculates the damping for power source output correction amount of the power source capable of suppressing the vehicle body vibration, contributes to the driving force correction control by the vibration damping driving force correction amount a power source output correction amount for vibration該制 Vibration suppression driving force correction amount calculating means;
When vibration damping driving force correction amount determined by said means is less than the set value determined on the value of the driving force control resolution near a driving force changeable lower limit amount of the driving force transmission system, wherein the drive Chikaraden us The transmission ratio in the system is provided with transmission ratio changing means for changing to the high speed side transmission ratio so that the damping driving force correction amount becomes the correction amount in the driving force control resolution range. .

上記した本発明の車体制振制御装置によれば、
車体振動を抑制するための制振用駆動力補正量が、上記のように定めた設定値未満であるとき、駆動力伝達系における変速比を、制振用駆動力補正量が駆動力制御分解能範囲の補正量となるよう、高速側変速比へ変更するため、
制振用駆動力補正量が、駆動力伝達系の駆動力制御によって実現できないほどに小さなものである場合でも、上記変速比の高速側変速比への変更によりその後は、同じ車体振動を抑制するための制振用駆動力補正量が変速比変更分だけ増大されて、制振用駆動力補正量を実現可能になる。
According to the vehicle system vibration control device of the present invention described above,
Vibration damping driving force correction quantity for suppressing the vehicle body vibration, when it is less than the set value determined as described above, the gear ratio in the drive Chikaraden Itarukei damping driving force correction amount driving force control To change to the high-speed gear ratio so that the amount of correction is within the resolution range ,
Even if the vibration suppression driving force correction amount is so small that it cannot be realized by the driving force control of the driving force transmission system, the same vehicle body vibration is subsequently suppressed by changing the gear ratio to the high speed gear ratio . vibration damping driving force correction amount for is increased by changing the gear ratio component, it becomes feasible vibration damping driving force correction amount.

よって、制振用駆動力補正量が小さい場合においても、これを実現し得ない状態が継続することがなく、上記した変速比の高速側変速比への変更後は車体振動を狙い通りに抑制することができる。
Therefore, even if the damping force correction amount for vibration suppression is small, the state where this cannot be achieved does not continue, and after changing the above gear ratio to the high speed gear ratio, vehicle body vibration is suppressed as intended. can do.

本発明の第1実施例になる車体制振制御装置を車載状態で示す概略系統図である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a schematic system diagram showing a vehicle structure vibration control device according to a first embodiment of the present invention in a vehicle-mounted state. 同実施例になる車体制振制御装置の概略系統を示す機能別ブロック線図である。It is a block diagram according to function which shows the schematic system | strain of the vehicle system vibration control apparatus which becomes the Example. 図1,2における制振制御コントローラを、駆動力制御部および変速比制御部と共に示す機能別ブロック線図である。FIG. 3 is a functional block diagram showing the vibration damping control controller in FIGS. 1 and 2 together with a driving force control unit and a gear ratio control unit. 図2,3における駆動力制御部の機能別ブロック線図である。FIG. 4 is a functional block diagram of the driving force control unit in FIGS. アクセル開度APOと、運転者が要求している要求エンジントルクTe_aとの関係を例示する特性線図である。FIG. 6 is a characteristic diagram illustrating the relationship between an accelerator opening APO and a requested engine torque Te_a requested by a driver. 図2,3に示す制振制御システムが実行する制御プログラムのメインルーチンを示すフローチャートである。4 is a flowchart showing a main routine of a control program executed by the vibration suppression control system shown in FIGS. 図6のメインルーチンにおける制振制御時変速指令および制振用エンジントルク補正量の算出処理に関したサブルーチンを示すフローチャートである。FIG. 7 is a flowchart showing a subroutine related to a calculation process of a damping control shift command and damping engine torque correction amount in the main routine of FIG. 6. FIG. 図6,7の車体制振制御による動作を示す動作タイムチャートである。8 is an operation time chart showing an operation by the vehicle system vibration control of FIGS. 図6,7の車体制振制御で用いた車両の運動モデルを説明するための説明図である。FIG. 8 is an explanatory diagram for explaining a vehicle motion model used in the vehicle system vibration control of FIGS. 本発明の第2実施例になる車体制振制御装置の制振制御時変速指令および制振用エンジントルク補正量の算出処理を示す、図7に対応するフローチャートである。FIG. 8 is a flowchart corresponding to FIG. 7, showing a calculation process of a damping control shift command and damping engine torque correction amount of the vehicle body vibration control device according to the second embodiment of the present invention. 図10に示す第2実施例の車体制振制御による動作を示す動作タイムチャートである。FIG. 11 is an operation time chart showing the operation by the vehicle system vibration control of the second embodiment shown in FIG. 本発明の第3実施例になる車体制振制御装置の制振制御時変速指令および制振用エンジントルク補正量の算出処理を示す、図7,10に対応するフローチャートである。FIG. 11 is a flowchart corresponding to FIGS. 7 and 10, illustrating a calculation process of a vibration suppression control shift command and a vibration suppression engine torque correction amount of the vehicle structural vibration control device according to the third embodiment of the present invention. FIG.

以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
＜第1実施例の構成＞
図１,2は、本発明の第1実施例になる車体制振制御装置を示す概略系統図である。
図1において、1FL,1FRはそれぞれ左右前輪を示し、また1RL,1RRはそれぞれ左右後輪を示す。
左右前輪1FL,1FRはステアリングホイール2により転舵される操舵輪である。
また左右前輪1FL,1FRおよび左右後輪1RL,1RRはそれぞれ、図示せざるサスペンション装置により車体3に懸架され、この車体3は、サスペンション装置よりも上方に位置してバネ上質量を構成する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on examples shown in the drawings.
<Configuration of the first embodiment>
1 and 2 are schematic system diagrams showing a vehicle system vibration control device according to a first embodiment of the present invention.
In FIG. 1, 1FL and 1FR indicate left and right front wheels, respectively, and 1RL and 1RR indicate left and right rear wheels, respectively.
The left and right front wheels 1FL and 1FR are steered wheels steered by the steering wheel 2.
The left and right front wheels 1FL and 1FR and the left and right rear wheels 1RL and 1RR are respectively suspended from the vehicle body 3 by a suspension device (not shown), and the vehicle body 3 is positioned above the suspension device and constitutes a sprung mass.

図1における車両は、動力源として図示せざるエンジンを搭載され、これにより、図示せざる有段式自動変速機を介し左右前輪1FL,1FRを駆動して走行可能な前輪駆動車とする。
これらエンジンおよび自動変速機のうち、エンジンは、運転者が操作するアクセルペダル4の踏み込み量に応じて図2のエンジンコントローラ11を介し出力を加減されるが、それとは別に車体振動を抑制するために（車体制振制御用に）駆動力制御部5を介してエンジンコントローラ11により出力を補正し得るものとし、
自動変速機は、図2の変速機コントローラ12を含む通常の変速制御システムにより変速段を決定されるが、それとは別に車体振動抑制時（車体制振制御時）に変速比制御部6を介して適宜、変速機コントローラ12により変速比（変速段）を変更し得るものとする。 The vehicle shown in FIG. 1 is equipped with an engine (not shown) as a power source, thereby driving the left and right front wheels 1FL and 1FR via a stepped automatic transmission (not shown) to be a front wheel drive vehicle capable of traveling.
Among these engines and automatic transmissions, the engine adjusts the output via the engine controller 11 of FIG. 2 according to the amount of depression of the accelerator pedal 4 operated by the driver, but to suppress vehicle vibration separately In addition, the output can be corrected by the engine controller 11 via the driving force control unit 5 (for vehicle system vibration control),
In the automatic transmission, the shift stage is determined by a normal shift control system including the transmission controller 12 shown in FIG. 2, but via the transmission ratio control unit 6 when the vehicle body vibration is suppressed (vehicle system vibration control). The transmission ratio (gear) can be changed by the transmission controller 12 as appropriate.

駆動力制御部5は、上記車体振動抑制用のエンジン出力補正に際し図2に示すごとく、制振制御コントローラ7からの制振用エンジントルク補正量Te_stabに応答し、これを実現するような制振用目標エンジントルクtTeを算出する。
そしてエンジンコントローラ11が、エンジントルクをこの制振用目標エンジントルクtTeに一致させるエンジン出力制御を行うことにより、上記の制振用エンジン出力補正を行う。 As shown in FIG. 2, the driving force control unit 5 responds to the damping engine torque correction amount Te_stab from the damping control controller 7 to correct the engine output for suppressing the vehicle body vibration, and performs damping to realize this. Target engine torque tTe is calculated.
The engine controller 11 performs the engine output control to match the engine torque with the vibration suppression target engine torque tTe, thereby performing the vibration suppression engine output correction.

変速比制御部6は、上記変速比（変速段）の変更に際し図2に示すごとく、制振制御コントローラ7からの制振用エンジントルク補正量Te_stabに応じて現在の変速比（変速段）CURGearから制振時変速指令Gear_out（制振時の目標変速比）を算出する。
そして変速機コントローラ12は、この制振時変速指令Gear_outに応じて適宜、自動変速機の変速比（変速段）を制振時変速指令Gear_outに変更する。
As shown in FIG. 2, the gear ratio control unit 6 changes the current gear ratio (speed) CURGear according to the damping engine torque correction amount Te_stab from the vibration control controller 7, as shown in FIG. calculating a pressurizing et al system Futoki shift command Gear_out (target gear ratio at the time of damping).
Then, the transmission controller 12 appropriately changes the gear ratio (shift stage) of the automatic transmission to the vibration control gear shift command Gear_out according to the vibration control gear shift gear Gear_out.

制振制御コントローラ7には、上記の制振用エンジントルク補正量Te_stabを求めるために、
左右前輪1FL,1FRおよび左右後輪1RL,1RRの車輪速Vwを個々に検出する車輪速センサ8からの信号と、
アクセル開度（アクセルペダル踏み込み量）APOを検出するアクセル開度センサ9からの信号とを入力する。
また変速比制御部6には、制振時変速指令Gear_outを求めるために、制振制御コントローラ7からの制振用エンジントルク補正量Te_stabに加え、
現在における自動変速機の変速比（変速段）CURGearを検知する変速比検知部10からの信号とを入力する。 In order to obtain the above-described vibration damping engine torque correction amount Te_stab, the vibration damping control controller 7
A signal from the wheel speed sensor 8 that individually detects the wheel speed Vw of the left and right front wheels 1FL and 1FR and the left and right rear wheels 1RL and 1RR;
A signal from an accelerator opening sensor 9 that detects an accelerator opening (accelerator pedal depression amount) APO is input.
Further, in order to obtain the vibration control gear shift command Gear_out, the gear ratio control unit 6 adds to the vibration damping engine torque correction amount Te_stab from the vibration damping control controller 7,
A signal from the gear ratio detection unit 10 for detecting the current gear ratio (speed stage) CURGear of the automatic transmission is input.

制振制御コントローラ7は、図3にブロック線図で示すように、要求駆動トルク演算部51と、前後外乱算出部52と、車体振動推定部53と、制振用エンジントルク補正量演算部54とで構成する。   As shown in the block diagram of FIG. 3, the vibration suppression controller 7 includes a required drive torque calculation unit 51, a longitudinal disturbance calculation unit 52, a vehicle body vibration estimation unit 53, and a vibration suppression engine torque correction amount calculation unit 54. And consist of

要求駆動トルク演算部51は、アクセル開度APOから、運転者が要求している車輪の要求駆動トルクを演算する。
前後外乱算出部52は、車輪速Vwに基づいて各車輪速の変化をモニタし、各車輪速の変化から車輪に働く前後方向外乱を算出する。
車体振動推定部53は、演算部51からの要求駆動トルクおよび算出部52からの車輪に作用する前後方向外乱から、車体3の振動を推定する。
制振用トルク補正量演算部54は、推定部53で求めた車体3の振動を抑制するのに必要な制振用エンジントルク補正量Te_stabを算出する。 The required drive torque calculator 51 calculates the required drive torque of the wheel requested by the driver from the accelerator opening APO.
The front-rear disturbance calculation unit 52 monitors changes in the respective wheel speeds based on the wheel speed Vw, and calculates front-rear disturbances acting on the wheels from the changes in the respective wheel speeds.
The vehicle body vibration estimation unit 53 estimates the vibration of the vehicle body 3 from the required drive torque from the calculation unit 51 and the front-rear direction disturbance acting on the wheels from the calculation unit 52.
The damping torque correction amount calculation unit 54 calculates a damping engine torque correction amount Te_stab necessary for suppressing the vibration of the vehicle body 3 obtained by the estimation unit 53.

かかる要求駆動トルク演算部51、前後外乱算出部52、車体振動推定部53、および制振用エンジントルク補正量演算部54から成る制振制御コントローラ7とで図2,3のように制振制御システムを構成する駆動力制御部5および変速比制御部6のうち、駆動力制御部5は図4に示すようなものとし、先ず要求エンジントルク算出部5aにおいてアクセル開度APOから、運転者が要求しているエンジン要求トルクTe_aを算出する。
この算出に当たっては、図5に例示するような予定のマップを基にアクセル開度APOからエンジン要求トルクTe_aを検索して求める。
そして加算器5bで、当該エンジン要求トルクTe_aと、演算部54（図3参照）からの制振用エンジントルク補正量Te_stabとを合算して、目標エンジントルクtTe＝Te_a＋Te_stabを求め、これをエンジンコントローラ11に指令する。 The vibration suppression control as shown in FIGS. 2 and 3 with the required drive torque calculation unit 51, the longitudinal disturbance calculation unit 52, the vehicle body vibration estimation unit 53, and the vibration suppression engine torque correction amount calculation unit 54. Of the driving force control unit 5 and the gear ratio control unit 6 constituting the system, the driving force control unit 5 is as shown in FIG. 4 .First, the required engine torque calculation unit 5a determines from the accelerator opening APO that the driver The requested engine request torque Te_a is calculated.
In this calculation, the engine required torque Te_a is obtained from the accelerator opening APO based on a planned map as illustrated in FIG.
The adder 5b adds the engine required torque Te_a and the damping engine torque correction amount Te_stab from the calculation unit 54 (see FIG. 3) to obtain a target engine torque tTe = Te_a + Te_stab, which is calculated by the engine controller. Command 11

また変速比制御部6は図2,3に示すごとく、自動変速機の現在の変速比（変速段）CURGearと、コントローラ7からの制振用エンジントルク補正量Te_stabとを入力され、後で詳述するごとく制振用エンジントルク補正量Te_stabに応じて適宜、自動変速機を現在の変速比（変速段）CURGearから高速側変速比（高速側変速段）Gear_outへの変速を変速機コントローラ12に指令する。
As shown in FIGS. 2 and 3, the gear ratio control unit 6 receives the current gear ratio (speed stage) CURGear of the automatic transmission and the vibration suppression engine torque correction amount Te_stab from the controller 7, and will be described in detail later. As described above, the automatic transmission is changed from the current gear ratio (shift speed) CURGear to the high speed gear ratio ( high speed gear stage) Gear_out according to the damping engine torque correction amount Te_stab. Command.

＜車体制振制御＞
図2,3に示した制振制御コントローラ7、駆動力制御部5および変速比制御部6より成る車体制振制御システムは、図6,7の制御プログラムを実行して車体振動を抑制する車体制振制御を遂行する。
図6は、10msecごとに繰り返し実行されるメインルーチンを示し、図7は、当該メインルーチン内のステップＳ600に係わるサブルーチンを示す。 <Vehicle system control>
The vehicle system vibration control system including the vibration suppression control controller 7, the driving force control unit 5, and the gear ratio control unit 6 shown in FIGS. 2 and 3 executes the control program shown in FIGS. 6 and 7 and suppresses vehicle body vibration. Perform system vibration control.
FIG. 6 shows a main routine repeatedly executed every 10 msec, and FIG. 7 shows a subroutine related to step S600 in the main routine.

図6のステップＳ100においては、センサ8で検出した車輪速Vw、センサ9で検出したアクセル開度APO、および検知部10で検知した自動変速機の変速比（変速段）CURGearを含む車両走行状態を読み込む。   In step S100 of FIG. 6, the vehicle running state includes the wheel speed Vw detected by the sensor 8, the accelerator opening APO detected by the sensor 9, and the gear ratio (shift stage) CURGear of the automatic transmission detected by the detector 10. Is read.

次のステップＳ200においては、当該読み込んだ車両走行状態を基に、要求駆動トルクTwを以下のようにして算出する。
図5に例示する予定のエンジントルクマップを基にアクセル開度APOから、運転者が要求している要求エンジントルクTe_aを検索により求める。
そして、要求エンジントルクTe_aを、ディファレンシャルギヤ比Kdif、および自動変速機のギヤ比Katに基づいて、次式の演算により駆動軸トルクに換算し、この換算値を要求駆動トルクTwとする。
Tw＝Te_a／（Kdif・Kat） In the next step S200, the required drive torque Tw is calculated as follows based on the read vehicle running state.
Based on the engine torque map scheduled to be exemplified in FIG. 5, the requested engine torque Te_a requested by the driver is obtained from the accelerator opening APO by searching.
Based on the differential gear ratio Kdif and the automatic transmission gear ratio Kat, the required engine torque Te_a is converted into the drive shaft torque by the following equation, and this converted value is set as the required drive torque Tw.
Tw = Te_a / (Kdif / Kat)

次のステップＳ300においては、車輪速Vw（左右前輪1FL,1FRの車輪速VwFL,VwFRおよび左右後輪1RL,1RRの車輪速VwRL,VwRR）から、後述の車両運動モデルへの入力となる前後外乱、つまり前輪の走行抵抗変動ΔFfおよび後輪の走行抵抗変動ΔFrを算出する。
これら走行抵抗変動ΔFfおよびΔFrの算出に当たっては、各車輪速VwFL,VwFR, VwRL,VwRRから実車速成分Vbodyを除去して各輪速度を算出し、各輪速度の前回値と今回値との差分をとる時間微分によって各輪加速度を算出し、各輪加速度にバネ下質量を乗じることで、前輪の走行抵抗変動ΔFfおよび後輪の走行抵抗変動ΔFrを算出する。 In the next step S300, the front / rear disturbance is input from the wheel speed Vw (the wheel speeds VwFL, VwFR of the left and right front wheels 1FL, 1FR and the wheel speeds VwRL, VwRR of the left and right rear wheels 1RL, 1RR) to the vehicle motion model described later. That is, the front wheel running resistance fluctuation ΔFf and the rear wheel running resistance fluctuation ΔFr are calculated.
In calculating these running resistance fluctuations ΔFf and ΔFr, each wheel speed is calculated by removing the actual vehicle speed component Vbody from each wheel speed VwFL, VwFR, VwRL, VwRR, and the difference between the previous value and current value of each wheel speed is calculated. Each wheel acceleration is calculated by time differentiation taking the following, and each wheel acceleration is multiplied by the unsprung mass to calculate the front wheel running resistance fluctuation ΔFf and the rear wheel running resistance fluctuation ΔFr.

ステップＳ400においては、車両運動モデルからバネ上振動（車体振動）を推定する。この推定に当たっては、ステップS200で求めた要求駆動トルクTw、およびステップＳ300で求めた前後輪の走行抵抗変動ΔFf，ΔFrを入力とし、後述の車両運動モデルを用いてバネ上振動（車体振動）の推定を行う。   In step S400, sprung vibration (body vibration) is estimated from the vehicle motion model. In this estimation, the required driving torque Tw obtained in step S200 and the running resistance fluctuations ΔFf and ΔFr of the front and rear wheels obtained in step S300 are input, and the sprung vibration (body vibration) is detected using a vehicle motion model described later. Make an estimate.

本実施例における車両運動モデルは図9に示すとおり、車体3に対して前後輪をそれぞれサスペンション装置により懸架された前後2輪モデルである。
すなわち本実施例における車両運動モデルは、車両に発生する駆動トルク変動ΔTw、路面状態変化、および制駆動力変化や、ステアリング操舵等に応じて前輪に発生する走行抵抗変動ΔFf、および後輪に発生する走行抵抗変動ΔFrをパラメータとし、
前後1輪に対応したサスペンション装置のバネ・ダンパ系とを有するサスペンションモデルと、車体重心位置の移動量を表現する車体バネ上モデルとから成り立っている。 As shown in FIG. 9, the vehicle motion model in the present embodiment is a front and rear two-wheel model in which front and rear wheels are suspended from a vehicle body 3 by suspension devices.
That is, the vehicle motion model in the present embodiment is generated in the driving torque fluctuation ΔTw generated in the vehicle, the road surface state change, the braking / driving force change, the driving resistance fluctuation ΔFf generated in the front wheel in response to the steering steering, and the rear wheel The running resistance fluctuation ΔFr to be used as a parameter
It consists of a suspension model that has a spring / damper system for a suspension device that supports one front and rear wheel, and a body spring model that expresses the amount of movement of the center of gravity of the body.

次に、車両に制駆動トルク変動ΔTwが発生し、路面状態変化、制駆動力変化およびステアリング操舵の少なくとも一つがタイヤに加えられたことで走行抵抗変動が発生した場合につき、車両運動モデルを用いて車体振動を以下に説明する。
車体3に駆動トルク変動ΔTw、走行抵抗変動ΔFf，ΔFrの少なくとも一つが発生したとき、車体3はピッチ軸まわりに角度（ピッチ角）θpの回転が発生するとともに、重心位置に上下移動xbが発生する。
ここで駆動トルク変動ΔTwは、運転者のアクセル操作から算出された今回の駆動トルクΔTwnと、駆動トルク変動の前回値ΔTwn-1との差分から演算する。
Next, a vehicle motion model is used when a braking resistance fluctuation ΔTw occurs in the vehicle and a running resistance fluctuation occurs due to at least one of road surface condition change, braking / driving force change and steering steering being applied to the tire. The vehicle body vibration will be described below.
When at least one of driving torque fluctuation ΔTw and running resistance fluctuations ΔFf, ΔFr occurs in the vehicle body 3, the vehicle body 3 is rotated by an angle (pitch angle) θp around the pitch axis and a vertical movement xb is generated at the center of gravity position. To do.
Here the drive torque fluctuation .DELTA.Tw calculates the difference between the current drive torque .DELTA.Tw n calculated from the accelerator operation of the driver, the previous value .DELTA.Tw n-1 of the driving torque fluctuations.

図9に示すように、前輪側サスペンション装置のバネ定数をKsf、振動減衰定数をCsfとし、また後輪側サスペンション装置のバネ定数をKsr、振動減衰定数をCsrとし、
前輪側サスペンション装置のリンク長をLsf、リンク揺動中心高をhbfとし、また後輪側サスペンション装置のリンク長をLsr、リンク揺動中心高をhbrとし、
更に、車体3のピッチ方向慣性モーメントをIp、前軸およびピッチ軸間距離をLf、後軸およびピッチ軸間距離をLr、重心高をhcg、バネ上質量をMとすると、
車体上下バウンス振動の運動方程式は、次式のごときものとなり、

Figure 0005672869
また、車体ピッチング振動の運動方程式は、
Figure 0005672869
 で表すことができる。 As shown in FIG. 9, the spring constant of the front wheel side suspension device is Ksf, the vibration damping constant is Csf, the spring constant of the rear wheel side suspension device is Ksr, and the vibration damping constant is Csr.
The link length of the front wheel side suspension device is Lsf, the link swing center height is hbf, the link length of the rear wheel side suspension device is Lsr, and the link swing center height is hbr,
Furthermore, if the pitch direction moment of inertia of the vehicle body 3 is Ip, the distance between the front shaft and the pitch axis is Lf, the distance between the rear shaft and the pitch axis is Lr, the height of the center of gravity is hcg, and the mass on the spring is M,
The equation of motion of the vehicle body bounce vibration is as follows:
Figure 0005672869
 The equation of motion of body pitching vibration is
Figure 0005672869
 Can be expressed as

これら二つの運動方程式を、

Figure 0005672869
と置いて、状態方程式に変換すると
Figure 0005672869
 と表現することができる。
ここで、それぞれの要素は
Figure 0005672869
 である。 These two equations of motion are
Figure 0005672869
 And convert it to a state equation
Figure 0005672869
 It can be expressed as
Where each element is
Figure 0005672869
 It is.

更に、上記の状態方程式を入力信号によりフィードフォワード（F/F）項と、フィードバック（F/B）とに分割すると、
駆動トルクを入力とするフィードフォワード（F/F）項は、

Figure 0005672869
と表すことができ、
また前後輪の走行外乱を入力とするフィードバック（F/B）項は、
Figure 0005672869
 と表すことができる。 Furthermore, when the above equation of state is divided into a feed forward (F / F) term and a feedback (F / B) by the input signal,
The feed-forward (F / F) term with drive torque as input is
Figure 0005672869
 Can be expressed as
In addition, the feedback (F / B) term with the front and rear wheel running disturbance as input is
Figure 0005672869
 It can be expressed as.

次のステップS500においては、ステップS400で上記のごとくに算出した車体振動(d/dt)xbおよび(d/dt)θpを抑制するための制振用駆動トルク補正量Tw_stabを算出する。
つまりステップＳ500においては、ステップＳ200でアクセル開度APOに基づき決定した、駆動トルク要求値の変動成分ΔTwおよび前後輪の路面反力変化ΔFf， ΔFrに基づく、それぞれの次式

Figure 0005672869
で表されるバネ上（車体）振動を駆動トルク要求値へフィードバックする制振用駆動トルク補正量Tw_stabを算出することを意味する。 In the next step S500, a damping drive torque correction amount Tw_stab for suppressing the vehicle body vibration (d / dt) xb and (d / dt) θp calculated in step S400 as described above is calculated.
In other words, in step S500, the following equations based on the fluctuation component ΔTw of the driving torque request value and the road surface reaction force changes ΔFf and ΔFr determined based on the accelerator opening APO in step S200.
Figure 0005672869
 This means that a vibration suppression drive torque correction amount Tw_stab for feeding back the sprung (vehicle body) vibration expressed by the following equation to the drive torque request value is calculated.

このときフィードバックゲインは、車体振動(d/dt)xbおよび(d/dt)θpが少なくなるように決定する。
例えば、フィードバック項において車体振動(d/dt)xbが少なくなるフィードバックゲインを算出するに際しては、重み行列を

Figure 0005672869
のように選び、
Figure 0005672869
 で表されるJを最小にする制御入力を算出すればよい。 At this time, the feedback gain is determined so that the vehicle body vibrations (d / dt) xb and (d / dt) θp are reduced.
For example, when calculating the feedback gain that reduces the body vibration (d / dt) xb in the feedback term, the weight matrix is
Figure 0005672869
 Choose
Figure 0005672869
 The control input that minimizes J represented by

その解は、リカッチ代数方程式

Figure 0005672869
の正定対称解pを元に、
Figure 0005672869
 で与えられる。
ここでFxb_FBは、フィードフォワード項における(d/dt)xbに関するフィードバックゲイン行列である。 The solution is the Riccati algebraic equation
Figure 0005672869
 Based on the positive definite symmetric solution p
Figure 0005672869
 Given in.
Here, F xb_FB is a feedback gain matrix related to (d / dt) xb in the feedforward term.

フィードバック項における(d/dt)θp、およびフィードフォワード項における(d/dt)xb , (d/dt)θpが少なくなるフィードバックゲイン（それぞれFthp_FB,Fxb_FF, Fthp_FF）も同様に、

Figure 0005672869
として、
Figure 0005672869
 により算出し、また、
Figure 0005672869
 として、
Figure 0005672869
 により算出し、更に、
Figure 0005672869
 として、
Figure 0005672869
 により算出する。
上記は最適レギュレータの手法であるが、極配置など他の手法により設計しても良い。 Similarly , the feedback gains (F thp_FB , F xb_FF , F thp_FF , respectively) that reduce (d / dt) θp in the feedback term and (d / dt) xb, (d / dt) θp in the feedforward term, respectively,
Figure 0005672869
 As
Figure 0005672869
 Calculated by
Figure 0005672869
 As
Figure 0005672869
 Calculated by
Figure 0005672869
 As
Figure 0005672869
 Calculated by
The above is the method of the optimum regulator, but it may be designed by other methods such as pole arrangement.

上記4つの式から算出した制振用駆動トルク補正量に対してそれぞれ重み付けを行い、上記4つの重み付け済トルク補正量Tw_thp_ff，Tw_xb_ff，Tw_thp_fb，Tw_xb_fbを上記フィードフォワード項およびフィードバック項の２つにまとめると
Tw_ff = Tw_thp_ff + Tw_xb_ff
Tw_fb = Tw_thp_fb + Tw_xb_fb
となる。
そして、駆動トルク要求値にフィードバックする駆動軸上の制振用駆動トルク補正量Tw_stabは、
Tw_stab = Tw_ff + Tw_fb
として算出することができる。 The damping drive torque correction amounts calculated from the above four formulas are respectively weighted, and the above four weighted torque correction amounts Tw_thp_ff, Tw_xb_ff, Tw_thp_fb, Tw_xb_fb are combined into two feed forward terms and feedback terms. When
Tw_ff = Tw_thp_ff + Tw_xb_ff
Tw_fb = Tw_thp_fb + Tw_xb_fb
It becomes.
Then, the vibration control drive torque correction amount Tw_stab on the drive shaft to be fed back to the drive torque request value is
Tw_stab = Tw_ff + Tw_fb
Can be calculated as

次のステップＳ600においては、ステップＳ500で上記のごとくに求めた駆動軸上の制振用駆動トルク補正量Tw_stabと、ステップＳ100で読み込んだ変速比（変速段）CURDearとから、自動変速機の制振制御時変速指令Gear_outを求めると共に、制振用エンジントルク補正量Te_stabを算出する。
In the next step S600, the control of the automatic transmission is determined from the damping drive torque correction amount Tw_stab for damping on the drive shaft obtained as described above in step S500 and the gear ratio (speed stage) CURDear read in step S100. A vibration control gear shift command Gear_out is obtained, and a vibration damping engine torque correction amount Te_stab is calculated.

ステップＳ600の詳細は図7に示すごときもので、ステップＳ601において現在の自動変速機の変速比CURGearをC_Gearに格納する。
次のステップＳ602においては、駆動軸上の制振用駆動トルク補正量Tw_stabをエンジン出力軸上の制振用エンジントルク補正量に変換するための変換係数O_Gearを算出する。
ディファレンシャルギヤ装置のギヤ比をD_Gearとすると、このディファレンシャルギヤ比D_GearおよびステップＳ601でセットしたC_Gear＝CURGearから、変換係数O_Gearは、
O_Gear＝1/( C_Gear・D_Gear)
により算出することができる。 The details of step S600 are as shown in FIG. 7. In step S601, the current gear ratio CURGear of the automatic transmission is stored in C_Gear.
In the next step S602, a conversion coefficient O_Gear for converting the vibration suppression drive torque correction amount Tw_stab on the drive shaft into the vibration suppression engine torque correction amount on the engine output shaft is calculated.
Assuming that the gear ratio of the differential gear device is D_Gear, from this differential gear ratio D_Gear and C_Gear = CURGear set in step S601, the conversion coefficient O_Gear is
O_Gear = 1 / (C_Gear ・ D_Gear)
Can be calculated.

ステップＳ603においては、図6のステップＳ500で求めた制振用駆動トルク補正量Tw_stabに上記の変換係数O_Gearを乗ずる次式の演算により、制振用エンジントルク補正量Te_stabを求める。
Te_stab＝Tw_stab・O_Gear
従ってステップS603は、本発明における制振用駆動力補正量演算手段に想到する
In step S603, the vibration damping engine torque correction amount Te_stab is obtained by calculating the following equation by multiplying the vibration damping driving torque correction amount Tw_stab obtained in step S500 of FIG. 6 by the conversion coefficient O_Gear.
Te_stab ＝ Tw_stab ・ O_Gear
Therefore, step S603 is conceived of the vibration damping driving force correction amount calculating means in the present invention.

ステップＳ604においては、上記の制振用エンジントルク補正量Te_stabと、例えばエンジンの出力トルク変更可能下限量（エンジンのスロットル制御最小分解能0.2[Nm]）に定めたエンジントルク設定値T_Teとを比較し、Te_stab≧T_Teであるか否かをチェックする。   In step S604, the engine torque correction amount Te_stab for vibration suppression is compared with the engine torque set value T_Te set to, for example, the engine output torque changeable lower limit amount (engine throttle control minimum resolution 0.2 [Nm]). Check if Te_stab ≧ T_Te.

Te_stab≧T_Teであれば、制振用エンジントルク補正量Te_stabをエンジンのトルク制御により実現可能であることから、制御を順次ステップＳ605およびステップＳ606に進める。
ステップＳ605においては、後述するごとくTe_stab<T_Teになってからの経過時間を計測するタイマカウンタC_Timeを0にリセットする。 If Te_stab ≧ T_Te, the damping engine torque correction amount Te_stab can be realized by engine torque control, and therefore control proceeds to step S605 and step S606 sequentially.
In step S605, a timer counter C_Time that measures the elapsed time since Te_stab <T_Te is reset to 0 as described later.

ステップＳ606においては、変速比格納アドレスC_Gear内における格納変速比を制振制御時変速指令Gear_outとする。
ところで今回は変速比格納アドレスC_Gear内における格納変速比が、ステップＳ602で格納された現在の変速比CURGearのままであることから、Gear_out＝CURGearであって変速は指令されないこととなる。 In step S606, the stored gear ratio in the gear ratio storage address C_Gear is set as a vibration control gear shift command Gear_out.
By the way, since the stored gear ratio in the gear ratio storage address C_Gear is still the current gear ratio CURGear stored in step S602 this time, Gear_out = CURGear and no gear shift is commanded.

ステップＳ604でTe_stab<T_Teと判定する場合は、制振用エンジントルク補正量Te_stabをエンジンのトルク制御によっても実現不能であることから、制御をステップＳ607以降に進めて、以下の処理により制振制御が可能となるようにする。
ステップＳ607においては、ステップＳ605で0にリセットしたタイマカウンタC_Timeをインクリメント（歩進）させ、ステップＳ604でTe_stab<T_Teと判定されてからの経過時間を計測する。 If Te_stab <T_Te is determined in step S604, the vibration suppression engine torque correction amount Te_stab cannot be realized even by engine torque control. Therefore, the control proceeds to step S607 and subsequent steps, and vibration suppression control is performed by the following processing. To be possible.
In step S607, the timer counter C_Time reset to 0 in step S605 is incremented (incremented), and the elapsed time since Te_stab <T_Te is determined in step S604 is measured.

ステップＳ608においては、タイマカウンタC_Time により、Te_stab<T_Teとなってからの経過時間が設定時間Th_Time以上であるか否かをチェックする。
ここで設定時間Th_Timeは、ステップＳ604におけるTe_stab<T_Teの判定が誤判定でないか否かを見極めるための時間で、例えば「5秒」と定める。
ステップＳ608でC_Time≧Th_Timeと判定するまでは、ステップＳ604におけるTe_stab<T_Teの判定が誤判定であるかもしれないから、制御をステップＳ606に進め、このステップにおいて前記したと同じ処理により制振制御時変速指令Gear_outを算出する。 In step S608, the timer counter C_Time checks whether or not the elapsed time since Te_stab <T_Te is equal to or longer than the set time Th_Time.
Here, the set time Th_Time is a time for determining whether the determination of Te_stab <T_Te in step S604 is not an erroneous determination, and is set to, for example, “5 seconds”.
Until it is determined in step S608 that C_Time ≧ Th_Time, the determination of Te_stab <T_Te in step S604 may be an erroneous determination. Therefore, the control proceeds to step S606, and the vibration control is performed by the same process as described above in this step. A shift command Gear_out is calculated.

しかし今回も、変速比格納アドレスC_Gear内における格納変速比が、ステップＳ602で格納された現在の変速比CURGearのままであって、ステップＳ606におけるGear_out＝C_Gearは結果的にGear_out＝CURGearとなるため、変速は指令されない。   However, the stored gear ratio in the gear ratio storage address C_Gear is still the current gear ratio CURGear stored in step S602, and Gear_out = C_Gear in step S606 eventually becomes Gear_out = CURGear. No shift is commanded.

ステップＳ608でC_Time≧Th_Timeと判定された場合は、ステップＳ604におけるTe_stab<T_Teの判定が誤判定でないことから、制御を順次ステップＳ609、ステップＳ605およびステップＳ606に進める。
ステップＳ609においては、ステップＳ601で現在のギヤ比CURGearを格納されていた変速比格納アドレスC_Gear内に、現在のギヤ比CURGearよりも高速側のギヤ比V_Gearを置き換える。
If it is determined in step S608 that C_Time ≧ Th_Time, the determination of Te_stab <T_Te in step S604 is not an erroneous determination, and therefore control proceeds to step S609, step S605, and step S606 sequentially.
In step S609, the gear ratio V_Gear on the higher speed side than the current gear ratio CURGear is replaced with the gear ratio storage address C_Gear in which the current gear ratio CURGear was stored in step S601.

ステップＳ605においては、タイマカウンタC_Timeを次回に備えて0にリセットし、ステップＳ606において前記したと同じ処理により、制振制御時変速指令Gear_outを算出する。   In step S605, the timer counter C_Time is reset to 0 in preparation for the next time, and in step S606, the vibration suppression control speed change gear Gear_out is calculated by the same processing as described above.

ところで今回は、ステップＳ609において変速比格納アドレスC_Gear内における格納変速比が、ステップＳ601での格納値（現在の変速比CURGear）から、これよりも高速側のギヤ比V_Gearに置き換えられているため、ステップＳ606におけるGear_out＝C_Gearは結果的にGear_out＝V_Gearとなり、現在の変速比CURGearから高速側ギヤ比V_Gearへの変速（アップシフト）を指令することとなる。
従ってステップＳ606はステップS609と共に、本発明における変速比変更手段に相当する。
By the way, this time, in step S609, the stored gear ratio in the gear ratio storage address C_Gear has been replaced with the gear ratio V_Gear on the higher speed side from the stored value in step S601 (current gear ratio CURGear). Gear_out = C_Gear in step S606 results in Gear_out = V_Gear, and commands a shift (upshift) from the current gear ratio CURGear to the high speed gear ratio V_Gear.
Accordingly, step S606, together with step S609 , corresponds to the gear ratio changing means in the present invention.

図6のステップＳ600（図7の制御プログラム）で上記のごとく求めた変速（アップシフト）指令Gear_outおよび制振用エンジントルク補正量Te_stab（ステップＳ603）は、図6のステップＳ700において出力する。
このとき制振時変速（アップシフト）指令Gear_outは、図2,3に示すように変速機コントローラ12に向かい、自動変速機を現在の変速比CURGearから高速側ギヤ比V_Gearへ変速（アップシフト）させる制振時変速制御に供される。
また制振用エンジントルク補正量Te_stab（ステップＳ603）は、図2,3に示すように駆動力制御部5に向かい、この駆動力制御部5は図4につき前述したようにして制振用目標エンジントルクtTeを求めてエンジンコントローラ11に指令する。
エンジンコントローラ11はエンジンを、その出力トルクがこの制振用目標エンジントルクtTeに一致するよう出力制御する。
The shift (upshift) command Gear_out and damping engine torque correction amount Te_stab (step S603) obtained as described above in step S600 of FIG. 6 (control program of FIG. 7) are output in step S700 of FIG.
At this time, the control gear shift (upshift) Gear_out is directed to the transmission controller 12 as shown in FIGS. 2 and 3, and the automatic transmission is shifted (upshift) from the current gear ratio CURGear to the high-speed gear ratio V_Gear. It is used for the vibration control during vibration suppression.
The damping engine torque correction amount Te_stab (step S603) is directed to the driving force control unit 5 as shown in FIGS. 2 and 3, and the driving force control unit 5 performs the damping target as described above with reference to FIG. An engine torque tTe is obtained and commanded to the engine controller 11.
The engine controller 11 controls the output of the engine so that its output torque coincides with the vibration suppression target engine torque tTe.

かかる制振時変速制御により自動変速機が現在の変速比CURGearから高速側ギヤ比V_Gearへ変速（アップシフト）し終えた後は、検知部10により検知する変速比CURGearがV_Gearであることから、
図7のステップＳ601〜603で求める次回の新たな制振用エンジントルク補正量Te_stabが、上記のアップシフトによる変速比の変化分だけ大きくなり、その分だけ図2〜4における制振用目標エンジントルクtTeも上記のアップシフト後に増大される。
After the automatic transmission has finished shifting (upshifting) from the current gear ratio CURGear to the high-speed gear ratio V_Gear by such a vibration control gear control, the gear ratio CURGear detected by the detection unit 10 is V_Gear.
The next new vibration damping engine torque correction amount Te_stab calculated in steps S601 to S603 in FIG. 7 is increased by the change in the gear ratio due to the above-mentioned upshift, and the vibration damping target engine in FIGS. Torque tTe is also increased after the upshift.

これによっても尚ステップＳ604でTe_stab≧T_Teと判定するに至らない場合は、ステップＳ609を通るループが再度選択されて上記のアップシフト、および当該アップシフト完了後における制振用エンジントルク補正量Te_stab（制振用目標エンジントルクtTe）の増大が行われ、何れにしても最終的に制振用エンジントルク補正量Te_stabは、エンジン出力制御により実現可能な大きさになる。   If this does not lead to Te_stab ≧ T_Te being determined in step S604, the loop passing through step S609 is selected again, and the above-described upshift and the damping engine torque correction amount Te_stab ( The damping target engine torque tTe) is increased, and in any event, the damping engine torque correction amount Te_stab finally becomes a size that can be realized by engine output control.

＜第1実施例の効果＞
上記した第1実施例の車体制振制御装置によれば、
車両運動モデルに基づきアクセル操作または走行抵抗変動ΔFfおよびΔFrから推定したピッチング振動(d/dt)θpおよび上下バウンス振動(d/dt)xbのような車体振動を抑制するのに必要な制振用駆動トルク補正量Tw_stabに対応した制振用エンジントルク補正量Te_stabが、例えばエンジンの出力トルク変更可能下限量（エンジンのスロットル制御最小分解能0.2[Nm]）に定めた設定値T_Te未満であるとき（ステップＳ604）、自動変速機の変速比を現在の変速比CURGearから高速側のギヤ比V_Gearへアップシフトさせるため（ステップＳ609およびステップＳ606）、以下の効果が奏し得られる。
<Effects of the first embodiment>
According to the vehicle system vibration control device of the first embodiment described above,
For vibration control necessary to suppress body vibration such as pitching vibration (d / dt) θp and vertical bounce vibration (d / dt) xb estimated from accelerator operation or running resistance fluctuations ΔFf and ΔFr based on vehicle motion model When the engine torque correction amount Te_stab for vibration control corresponding to the drive torque correction amount Tw_stab is less than the set value T_Te determined for the engine output torque changeable lower limit (engine throttle control minimum resolution 0.2 [Nm]), for example ( In order to upshift the gear ratio of the automatic transmission from the current gear ratio CURGear to the high speed side gear ratio V_Gear (step S609 and step S606), the following effects can be obtained.

制振用エンジントルク補正量Te_stabが、上記のように定めた設定値T_Te未満であるということは、制振用エンジントルク補正量Te_stabをエンジンのトルク制御によって実現することができないことを意味し、結果として、制振用駆動トルク補正量Tw_stabによる制振制御をいつまでも実行し得ないことになる。   The fact that the damping engine torque correction amount Te_stab is less than the set value T_Te determined as described above means that the damping engine torque correction amount Te_stab cannot be realized by engine torque control. As a result, the vibration suppression control using the vibration suppression drive torque correction amount Tw_stab cannot be executed indefinitely.

ところでこのような場合、本実施例では自動変速機の変速比を現在の変速比CURGearから高速側のギヤ比V_Gearへアップシフトさせるため（ステップＳ606）、
これによる変速比の変化分だけ、同じ車体振動(d/dt)θpおよび (d/dt)xbでも、これを抑制するのに必要な制振用エンジントルク補正量Te_stabが上記アップシフトの終了に呼応して増大されることとなり、この制振用エンジントルク補正量Te_stabをエンジンのトルク制御によって実現可能な設定値T_Te以上の値にすることができる。
よって、制振用駆動トルク補正量Tw_stabにより狙った制振制御をいつまでも実行し得ない状態になることがなくなり、上記のアップシフトの結果Te_stab≧T_Teとなる期間において、制振用駆動トルク補正量Tw_stabにより狙った制振制御を実行し得て、車体振動(d/dt)θpおよび (d/dt)xbを抑制することができる。
In such a case, in this embodiment, in order to upshift the gear ratio of the automatic transmission from the current gear ratio CURGear to the high-speed gear ratio V_Gear (step S606),
The engine torque correction amount Te_stab for damping required for suppressing the same vehicle body vibration (d / dt) θp and (d / dt) xb by the change in the gear ratio due to this changes the end of the upshift. Accordingly, the damping engine torque correction amount Te_stab can be set to a value equal to or larger than a set value T_Te that can be realized by engine torque control.
Accordingly, the vibration suppression control targeted by the vibration suppression drive torque correction amount Tw_stab can no longer be performed indefinitely, and the vibration control drive torque correction amount during the period of Te_stab ≧ T_Te as a result of the above upshift. The vibration suppression control aimed at Tw_stab can be executed, and the vehicle body vibrations (d / dt) θp and (d / dt) xb can be suppressed.

制振用駆動トルク補正量Tw_stabが図8に示すごとくに経時変化する場合につき上記の効果を更に付言する。
上記のアップシフトを行わない場合、制振用駆動トルク補正量Tw_stabに対応した制振用エンジントルク補正量Te_stabは、図8に破線で示すごときものとなり、
Te_stab<T_Teである、瞬時t1から瞬時t3までの長い間に亘って、制振用エンジントルク補正量Te_stabを実現し得ないため、これにより狙った通りに車体振動を抑制することができない。 The above effect will be further added when the vibration suppression drive torque correction amount Tw_stab changes with time as shown in FIG.
Without the above upshift, the damping engine torque correction amount Te_stab corresponding to the damping drive torque correction amount Tw_stab is as shown by the broken line in FIG.
Since vibration damping engine torque correction amount Te_stab cannot be realized over a long period from instant t1 to instant t3 where Te_stab <T_Te, it is not possible to suppress vehicle body vibration as intended.

ところで本実施例においては、Te_stab<T_Teになった瞬時t1から設定時間Th_Timeに亘ってTe_stab<T_Teの状態が継続したと判定する瞬時t2に、自動変速機の変速比を現在の変速比CURGear（第3速）から高速側のギヤ比V_Gear（第4速）へアップシフトさせるため、
当該アップシフトの完了後はこれによる変速比の変化分だけ、同じ制振用駆動トルク補正量Tw_stabのもとでも（同じ車体振動のもとでも）、この車体振動を抑制するのに必要な制振用エンジントルク補正量Te_stabが図8に破線で示す値から実線で示す値へと増大される。
By the way, in this embodiment, at the instant t2 when it is determined that the state of Te_stab <T_Te has continued for the set time Th_Time from the instant t1 when Te_stab <T_Te is reached, the speed ratio of the automatic transmission is set to the current speed ratio CURGear ( order to the upshift third speed) from the high speed side gear ratio V_Gear (fourth speed),
After the upshift is completed, the amount of change in the gear ratio caused by this change is the same as that required for suppressing the body vibration, even under the same damping drive torque correction amount Tw_stab (even under the same body vibration). The diverted engine torque correction amount Te_stab is increased from the value indicated by the broken line in FIG. 8 to the value indicated by the solid line.

このため瞬時t1〜t3間においても、制振用エンジントルク補正量Te_stabがエンジンのトルク制御によって実現可能な設定値T_Te以上である期間を発生させることができ、瞬時t1〜t3において全く制振制御が行われないというようなことがなく、瞬時t1〜t3中のTe_stab≧T_Teとなる間に制振用駆動トルク補正量Tw_stabで狙った車体振動の抑制が可能となる。
よって、制振用エンジントルク補正量Te_stabが小さい場合においても、制振制御が全く実行されないということがなくなり、車体振動の抑制が可能である。 For this reason, even during the instant t1 to t3, it is possible to generate a period in which the damping engine torque correction amount Te_stab is greater than or equal to the set value T_Te that can be realized by engine torque control. The vehicle body vibration targeted by the damping drive torque correction amount Tw_stab can be suppressed while Te_stab ≧ T_Te during the instant t1 to t3.
Therefore, even when the damping engine torque correction amount Te_stab is small, the damping control is not executed at all, and the vehicle body vibration can be suppressed.

また本実施例においては、図7のステップＳ604でTe_stab<T_Teと判定した図8の瞬時t1から設定時間Th_Timeに亘ってTe_stab<T_Teの状態が継続したと判定する瞬時t2に（ステップＳ608）、自動変速機の変速比を現在の変速比CURGear（第3速）から高速側のギヤ比V_Gear（第4速）へアップシフトさせるため（ステップＳ609およびステップＳ607）、
ノイズなどで一時的にTe_stab<T_Teとなったのに呼応して自動変速機が無駄にアップシフトされる弊害を回避することができる。
In this embodiment, at the instant t2 when it is determined that the state of Te_stab <T_Te has continued for the set time Th_Time from the instant t1 of FIG. 8 determined as Te_stab <T_Te in step S604 of FIG. 7 (step S608). order to upshift gear ratio of the automatic transmission from a current speed ratio CURGear (third speed) to the high speed side gear ratio V_Gear (fourth speed) (step S609 and step S607),
It is possible to avoid the adverse effect that the automatic transmission is unnecessarily upshifted in response to Te_stab <T_Te temporarily due to noise or the like.

しかも本実施例においては、上記の制振制御時アップシフトにより、以下の作用効果も奏し得られる。
つまり、制振制御時アップシフトにより運転者が駆動力低下を感じてアクセルペダルを踏み増すことから、エンジン要求負荷の増大により駆動トルクが増大することとなって、制振用駆動トルク補正量Tw_stabの制御性が向上するという付加的な効果も得られて好都合である。 In addition, in the present embodiment, the following functions and effects can be obtained by the above-described upshift during vibration suppression control.
In other words, because the driver feels a decrease in driving force due to the upshift during vibration suppression control and increases the accelerator pedal, the driving torque increases due to an increase in the engine load requirement, and the vibration reduction driving torque correction amount Tw_stab This is advantageous in that an additional effect of improving the controllability is obtained.

＜第2実施例＞
図10は、本発明の第2実施例になる車体制振制御装置の制振制御時に行う変速指令算出処理および制振用エンジントルク補正量の算出処理を示し、この図10は、前記した第1実施例における図7の制御プログラムに対応するものである。
本実施例においても、車体制振制御システムは図１,2の概略系統図に示すと同様なものとし、当該システムにおける制振制御コントローラ7は、図3にブロック線図で示すと同様なものとし、図2,3における駆動力制御部5は図4におけると同様なものとし、図2,3に示したコントローラ7、駆動力制御部5、および変速比制御部6より成る車体制振制御システムが実行する車体制振制御のメインルーチンは、図6に示すと同様なものとする。 <Second embodiment>
FIG. 10 shows a shift command calculation process and a vibration suppression engine torque correction amount calculation process performed during vibration suppression control of the vehicle structural vibration control device according to the second embodiment of the present invention. This corresponds to the control program of FIG. 7 in one embodiment.
Also in this embodiment, the vehicle system vibration control system is the same as that shown in the schematic system diagrams of FIGS. 1 and 2, and the vibration suppression controller 7 in the system is the same as that shown in the block diagram of FIG. The driving force control unit 5 in FIGS. 2 and 3 is the same as in FIG. 4, and the vehicle system vibration control comprising the controller 7, the driving force control unit 5, and the transmission ratio control unit 6 shown in FIGS. The main routine of vehicle system vibration control executed by the system is the same as shown in FIG.

但し本実施例では車両が、第1実施例におけるような有段式自動変速機でなく、無段変速機を介しエンジントルクを左右前輪1FL,1FRへ伝達されて走行する、無段変速機搭載車であるものとする。   However, in this embodiment, the vehicle is not a stepped automatic transmission as in the first embodiment, but is driven by a continuously variable transmission in which engine torque is transmitted to the left and right front wheels 1FL, 1FR via a continuously variable transmission. Suppose it is a car.

図10は、図6のメインルーチン内のステップＳ600（制振制御時変速指令Gear_outおよび制振用エンジントルク補正量Te_stabの算出処理）に係わるサブルーチンで、図10においては、図7におけると同様な処理を行うステップを同一符号により示した。
以下、図10に基づき制振制御時変速指令の算出処理および制振用エンジントルク補正量の算出処理を説明するが、各ステップでの処理は、図7における同符号で示したステップでの処理と同じであるため、各ステップに関する詳細な説明は省略し、簡単に述べるに止めた。 FIG. 10 is a subroutine related to step S600 in the main routine of FIG. 6 (processing for calculating the damping control gear shift command Gear_out and damping engine torque correction amount Te_stab). FIG. 10 is similar to FIG. Steps for processing are indicated by the same reference numerals.
Hereinafter, the calculation processing of the shift command at the time of vibration suppression control and the calculation processing of the engine torque correction amount for vibration suppression will be described based on FIG. 10, but the processing at each step is the processing at the step indicated by the same sign in FIG. Therefore, a detailed description of each step is omitted, and only a brief description is given.

ステップＳ601において現在の無段変速機の変速比CURGearをC_Gearに格納し、
ステップＳ602において、制振用駆動トルク補正量Tw_stabを制振用エンジントルク補正量Te_stabに変換するための変換係数O_Gear＝1/( C_Gear・D_Gear)を算出し、
ステップＳ603において、制振用エンジントルク補正量Te_stab＝Tw_stab・O_Gearを算出する。 In step S601, the current gear ratio CURGear of the continuously variable transmission is stored in C_Gear.
In step S602, a conversion coefficient O_Gear = 1 / (C_Gear · D_Gear) for converting the damping drive torque correction amount Tw_stab into the damping engine torque correction amount Te_stab is calculated.
In step S603, a damping engine torque correction amount Te_stab = Tw_stab · O_Gear is calculated.

ステップＳ604で制振用エンジントルク補正量Te_stabがエンジントルク設定値T_Te以上（制振用エンジントルク補正量Te_stabをエンジンのトルク制御により実現可能）と判定するとき、
ステップＳ605においてタイマカウンタC_Timeを0にリセットし、
ステップＳ606において、変速比格納アドレスC_Gear内における格納変速比を制振制御時変速指令Gear_outとする。
ところで今は、変速比格納アドレスC_Gear内における格納変速比が、ステップＳ602で格納された現在の変速比CURGearのままであることから、Gear_out＝CURGearであって変速は指令されない。 When it is determined in step S604 that the damping engine torque correction amount Te_stab is equal to or greater than the engine torque set value T_Te (the damping engine torque correction amount Te_stab can be realized by engine torque control).
In step S605, the timer counter C_Time is reset to 0,
In step S606, the stored gear ratio in the gear ratio storage address C_Gear is set as a vibration control control gear shift command Gear_out.
Now, since the stored gear ratio in the gear ratio storage address C_Gear remains the current gear ratio CURGear stored in step S602, Gear_out = CURGear and no gear change is commanded.

ステップＳ604でTe_stab<T_Te（制振用エンジントルク補正量Te_stabをエンジンのトルク制御によっても実現不能）と判定する場合は、
ステップＳ607において、タイマカウンタC_Timeをインクリメント（歩進）させ、ステップＳ604でTe_stab<T_Teと判定されてからの経過時間を計測する。 If it is determined in step S604 that Te_stab <T_Te (vibration suppression engine torque correction amount Te_stab cannot be achieved even by engine torque control)
In step S607, the timer counter C_Time is incremented (incremented), and the elapsed time since Te_stab <T_Te is determined in step S604 is measured.

ステップＳ608においては、タイマカウンタC_Time により、Te_stab<T_Teとなってからの経過時間が設定時間Th_Time以上であるか否かをチェックし、
C_Time≧Th_Timeとなるまでは、ステップＳ604におけるTe_stab<T_Teの判定が誤判定であるかもしれないから、ステップＳ606において前記したと同じ処理を引き続き行わせて、前記したと同様に制振制御時変速指令Gear_outを算出し続ける。 In step S608, the timer counter C_Time is used to check whether the elapsed time since Te_stab <T_Te is equal to or longer than the set time Th_Time.
Until C_Time ≧ Th_Time, the determination of Te_stab <T_Te in step S604 may be an erroneous determination. Therefore, in step S606, the same processing as described above is continuously performed, and the speed change during vibration suppression control is performed as described above. Continue to calculate the command Gear_out.

しかし今回も、変速比格納アドレスC_Gear内における格納変速比が、ステップＳ602で格納された現在の変速比CURGearのままであって、ステップＳ606におけるGear_out＝C_Gearは結果的にGear_out＝CURGearとなるため、変速は指令されない。   However, the stored gear ratio in the gear ratio storage address C_Gear is still the current gear ratio CURGear stored in step S602, and Gear_out = C_Gear in step S606 eventually becomes Gear_out = CURGear. No shift is commanded.

ステップＳ608でC_Time≧Th_Timeと判定された場合は、ステップＳ604におけるTe_stab<T_Teの判定が誤判定でないことから、制御を順次ステップＳ609およびステップＳ606に進める。
ステップＳ609においては、ステップＳ601で現在のギヤ比CURGearを格納されていた変速比格納アドレスC_Gear内に、現在のギヤ比CURGearよりも高速側のギヤ比V_Gearを置き換える。
If it is determined in step S608 that C_Time ≧ Th_Time, since the determination of Te_stab <T_Te in step S604 is not an erroneous determination, the control is sequentially advanced to step S609 and step S606.
In step S609, the gear ratio V_Gear on the higher speed side than the current gear ratio CURGear is replaced with the gear ratio storage address C_Gear in which the current gear ratio CURGear was stored in step S601.

次のステップＳ606において、前記したと同じ処理により制振制御時変速指令Gear_outを算出する。
ところで今回は、ステップＳ609において変速比格納アドレスC_Gear内における格納変速比が、ステップＳ601での格納値（現在の変速比CURGear）から、これよりも高速側のギヤ比V_Gearに置き換えられているため、ステップＳ606におけるGear_out＝C_Gearは結果的にGear_out＝V_Gearとなり、現在の変速比CURGearから高速側ギヤ比V_Gearへの変速（アップシフト）を指令することとなる。
In the next step S606, a vibration control gear shift command Gear_out is calculated by the same processing as described above.
By the way, this time, in step S609, the stored gear ratio in the gear ratio storage address C_Gear has been replaced with the gear ratio V_Gear on the higher speed side from the stored value in step S601 (current gear ratio CURGear). Gear_out = C_Gear in step S606 results in Gear_out = V_Gear, and commands a shift (upshift) from the current gear ratio CURGear to the high speed gear ratio V_Gear.

＜第2実施例の効果＞
上記した第2実施例の車体制振制御装置においても、
ピッチング振動(d/dt)θpおよび上下バウンス振動(d/dt)xbのような車体振動を抑制するのに必要な制振用駆動トルク補正量Tw_stabに対応した制振用エンジントルク補正量Te_stabが、エンジンの出力トルク変更可能下限量（エンジンのスロットル制御最小分解能0.2[Nm]）に定めた設定値T_Te未満であるとき（ステップＳ604）、無段変速機の変速比を現在の変速比CURGearから高速側のギヤ比V_Gearへアップシフトさせるため（ステップＳ609およびステップＳ606）、第1実施例と同様に以下の効果が奏し得られる。
<Effect of the second embodiment>
Also in the vehicle system vibration control device of the second embodiment described above,
The damping engine torque correction amount Te_stab corresponding to the damping drive torque correction amount Tw_stab necessary to suppress vehicle body vibration such as pitching vibration (d / dt) θp and vertical bounce vibration (d / dt) xb is When the engine output torque changeable lower limit (engine throttle control minimum resolution 0.2 [Nm]) is less than the set value T_Te (step S604), the transmission ratio of the continuously variable transmission is calculated from the current transmission ratio CURGear. In order to upshift to the gear ratio V_Gear on the high speed side (step S609 and step S606), the following effects can be obtained as in the first embodiment.

制振用エンジントルク補正量Te_stabが、上記のように定めた設定値T_Te未満であるということは、制振用エンジントルク補正量Te_stabをエンジンのトルク制御によって実現することができないことを意味し、結果として、制振用エンジントルク補正量Te_stabにより抑制しようとする車体振動(d/dt)θpおよび (d/dt)xbを狙い通りに軽減し得ない。   The fact that the damping engine torque correction amount Te_stab is less than the set value T_Te determined as described above means that the damping engine torque correction amount Te_stab cannot be realized by engine torque control. As a result, the vehicle body vibrations (d / dt) θp and (d / dt) xb that are to be suppressed by the damping engine torque correction amount Te_stab cannot be reduced as intended.

ところでこのような場合、本実施例では無段変速機の変速比を現在の変速比CURGearから高速側のギヤ比V_Gearへアップシフトさせるため（ステップＳ606）、
これによる変速比の変化分だけ、同じ車体振動(d/dt)θpおよび (d/dt)xbでも、これを抑制するのに必要な制振用エンジントルク補正量Te_stabが上記アップシフトの終了に呼応して増大されることとなり、この制振用エンジントルク補正量Te_stabをエンジンのトルク制御によって実現可能な設定値T_Te以上の値にすることができる。
よって、制振用駆動トルク補正量Tw_stabにより狙った制振制御をいつまでも実行し得ない状態になることがなくなり、上記のアップシフトの結果Te_stab≧T_Teとなる期間において、制振用駆動トルク補正量Tw_stabにより狙った制振制御を実行し得て、車体振動(d/dt)θpおよび (d/dt)xbを抑制することができる。
In such a case, in this embodiment, in order to upshift the speed ratio of the continuously variable transmission from the current speed ratio CURGear to the high speed side gear ratio V_Gear (step S606),
The engine torque correction amount Te_stab for damping required for suppressing the same vehicle body vibration (d / dt) θp and (d / dt) xb by the change in the gear ratio due to this changes the end of the upshift. Accordingly, the damping engine torque correction amount Te_stab can be set to a value equal to or larger than a set value T_Te that can be realized by engine torque control.
Accordingly, the vibration suppression control targeted by the vibration suppression drive torque correction amount Tw_stab can no longer be performed indefinitely, and the vibration control drive torque correction amount during the period of Te_stab ≧ T_Te as a result of the above upshift. The vibration suppression control aimed at Tw_stab can be executed, and the vehicle body vibrations (d / dt) θp and (d / dt) xb can be suppressed.

制振用駆動トルク補正量Tw_stabが図11に示すごとくに経時変化する場合につき上記の効果を更に付言する。
上記のアップシフトを行わない場合、制振用駆動トルク補正量Tw_stabに対応した制振用エンジントルク補正量Te_stabは、図11に破線で示すごときものとなり、
Te_stab<T_Teである、瞬時t1から瞬時t4までの長い間に亘って、制振用エンジントルク補正量Te_stabを実現し得ないため、これにより狙った通りに車体振動を抑制することができない。 The above effect will be further added when the vibration suppression drive torque correction amount Tw_stab changes with time as shown in FIG.
When the above upshift is not performed, the damping engine torque correction amount Te_stab corresponding to the damping drive torque correction amount Tw_stab is as shown by a broken line in FIG.
Since vibration damping engine torque correction amount Te_stab cannot be realized over a long period from instant t1 to instant t4, where Te_stab <T_Te, this makes it impossible to suppress body vibration as intended.

ところで本実施例においては、Te_stab<T_Teになった瞬時t1から設定時間Th_Timeに亘ってTe_stab<T_Teの状態が継続したと判定する瞬時t2に、無段変速機の変速比を現在の変速比CURGearから高速側のギヤ比V_Gearへアップシフトさせるため、
これによる変速比の変化分だけ、同じ制振用駆動トルク補正量Tw_stabのもとでも（同じ車体振動のもとでも）、この車体振動を抑制するのに必要な制振用エンジントルク補正量Te_stabが図11に破線で示す値から実線で示す値へと増大される。
By the way, in this embodiment, at the instant t2 when it is determined that the state of Te_stab <T_Te has continued for the set time Th_Time from the instant t1 when Te_stab <T_Te is reached, the speed ratio of the continuously variable transmission is set to the current gear ratio CURGear. To upshift from high to low gear ratio V_Gear,
The vibration damping engine torque correction amount Te_stab required to suppress this vehicle body vibration, even under the same vibration damping drive torque correction amount Tw_stab (even under the same vehicle body vibration) by the change in the gear ratio due to this. Is increased from the value indicated by the broken line in FIG. 11 to the value indicated by the solid line.

しかして本実施例のようにアップシフト対象が無段変速機である場合、図10のステップＳ609が１回実行されただけでは、制振用エンジントルク補正量Te_stabがエンジンのトルク制御によって実現可能な設定値T_Te以上になるほどのアップシフト量になり得ない。
ところで本実施例では、ステップＳ609の実行後にステップＳ605をスキップして制御をステップＳ606へ進めるため、タイマカウンタC_Timeを図11の瞬時t2以後も設定値Th_Time以上に保つことができる。 Thus, when the upshift target is a continuously variable transmission as in this embodiment, the engine torque correction amount Te_stab for vibration suppression can be realized by engine torque control only by executing step S609 of FIG. 10 once. The amount of upshift cannot be as large as the set value T_Te or more.
By the way, in this embodiment, after step S609 is executed, step S605 is skipped and the control proceeds to step S606. Therefore, the timer counter C_Time can be maintained at the set value Th_Time or more after the instant t2 in FIG.

このため、図11の瞬時t2以後もステップＳ608がステップＳ609をスキップすることなくステップＳ609を選択し続けることとなり、図11の瞬時t2以後もステップＳ606においてアップシフト指令Gear_outが出力され続ける結果、無段変速機は高速側ギヤ比V_Gearへの図11に示すような連続的変化により、運転状態に応じた限界変速比まで逐次アップシフトされ、これに伴う変速が完了する度にステップＳ603での演算結果である制振用エンジントルク補正量Te_stabが図11に破線で示す値から実線で示す値へと増大される。
Therefore, step S608 continues to select step S609 without skipping step S609 after the instant t2 in FIG. 11, and as a result, the upshift command Gear_out continues to be output in step S606 after the instant t2 in FIG. The step transmission is successively upshifted up to the limit gear ratio according to the driving state by a continuous change as shown in FIG. 11 to the high-speed side gear ratio V_Gear. As a result, the damping engine torque correction amount Te_stab is increased from the value indicated by the broken line in FIG. 11 to the value indicated by the solid line.

そして、制振用エンジントルク補正量Te_stabが設定値T_Te以上となるアップシフト量となった図11の瞬時t3に、ステップＳ604がステップＳ605を選択してタイマカウンタC_Timeを0にリセットするため、ステップＳ609が実行されなくなり、制振制御時変速指令Gear_outの算出が終了する。   Then, step S604 selects step S605 and resets the timer counter C_Time to 0 at the instant t3 of FIG. 11 when the vibration suppression engine torque correction amount Te_stab is the upshift amount that is equal to or greater than the set value T_Te. S609 is not executed, and the calculation of the vibration suppression control shift command Gear_out ends.

以上により、瞬時t1〜t4間においても、制振用エンジントルク補正量Te_stabがエンジンのトルク制御によって実現可能な設定値T_Te以上である期間を発生させることができ、瞬時t1〜t3において全く制振制御が行われないというようなことがなく、瞬時t1〜t4中のTe_stab≧T_Teとなる間に制振用駆動トルク補正量Tw_stabで狙った車体振動の抑制が可能となる。
よって、制振用エンジントルク補正量Te_stabが小さい場合においても、制振制御が全く実行されないということがなくなり、車体振動の抑制が可能である。 As described above, even during the instant t1 to t4, it is possible to generate a period in which the damping engine torque correction amount Te_stab is greater than or equal to the set value T_Te that can be realized by engine torque control. There is no such a situation that the control is not performed, and it is possible to suppress the vehicle body vibration targeted by the damping drive torque correction amount Tw_stab while Te_stab ≧ T_Te during the instant t1 to t4.
Therefore, even when the damping engine torque correction amount Te_stab is small, the damping control is not executed at all, and the vehicle body vibration can be suppressed.

＜第3実施例＞
なお第1実施例および第2実施例のいずれにおいても、制振制御時アップシフト完了後に図7,10のステップＳ603で求めた制振用エンジントルク補正量Te_stabを、図6のステップＳ700で図2,3の駆動力制御部5へ出力して制振用目標エンジントルクtTeの演算に資することとしたが、
この場合前記した通り、制振制御時アップシフトが完了した後でないと、制振用エンジントルク補正量Te_stabが変速比変化分の増大を行われないことから、制振用エンジントルク補正量Te_stabの増大が当該アップシフトに対し遅れて、前記作用効果による恩恵を十分に享受することができない。 <Third embodiment>
In both the first and second embodiments, the damping engine torque correction amount Te_stab obtained in step S603 of FIGS. 7 and 10 after the completion of the upshift during damping control is shown in step S700 of FIG. It was decided to contribute to the calculation of the target engine torque tTe for damping by outputting to the driving force control unit 5 of a few.
In this case, as described above, the damping engine torque correction amount Te_stab is not increased by the change in the gear ratio unless the upshift during damping control is completed. The increase is delayed with respect to the upshift, and the benefits of the effects cannot be fully received.

そこで本実施例においては、制振制御時アップシフトが指令されたら直ちに、このアップシフトが完了していなくても、制振用エンジントルク補正量Te_stabが変速比変化分だけ増大されるようにしたものである。
本実施例は、第2実施例と同様に無段変速機搭載車を前提とし、これに対し上記の着想を適用し、第2実施例における図10の制御プログラムを図12の制御プログラムに置換したものである。 Therefore, in this embodiment, as soon as an upshift at the time of damping control is commanded, the damping engine torque correction amount Te_stab is increased by the change in the gear ratio even if this upshift is not completed. Is.
As in the second embodiment, this embodiment is based on the premise that the vehicle is equipped with a continuously variable transmission. The above idea is applied to this, and the control program in FIG. 10 in the second embodiment is replaced with the control program in FIG. It is a thing.

本実施例においても、車体制振制御システムは図１,2の概略系統図に示すと同様なものとし、当該システムにおける制振制御コントローラ7は、図3にブロック線図で示すと同様なものとし、図2,3における駆動力制御部5は図4におけると同様なものとし、図2,3に示したコントローラ7、駆動力制御部5、および変速比制御部6より成る車体制振制御システムが実行する車体制振制御のメインルーチンは、図6に示すと同様なものとする。   Also in this embodiment, the vehicle system vibration control system is the same as that shown in the schematic system diagrams of FIGS. 1 and 2, and the vibration suppression controller 7 in the system is the same as that shown in the block diagram of FIG. The driving force control unit 5 in FIGS. 2 and 3 is the same as in FIG. 4, and the vehicle system vibration control comprising the controller 7, the driving force control unit 5, and the transmission ratio control unit 6 shown in FIGS. The main routine of vehicle system vibration control executed by the system is the same as shown in FIG.

図12は、図6のメインルーチン内のステップＳ600（制振制御時変速指令Gear_outおよび制振用エンジントルク補正量Te_stabの算出処理）に係わるサブルーチンで、基本的に図10の制御プログラムと同様なものとし、図10におけると同様な処理を行うステップを同一符号により示した。   FIG. 12 is a subroutine related to step S600 in the main routine of FIG. 6 (processing for calculating the damping control shift command Gear_out and damping engine torque correction amount Te_stab), which is basically the same as the control program of FIG. Steps for performing the same processing as in FIG. 10 are indicated by the same reference numerals.

図12は、図10の最後にステップＳ610を追加したものに相当し、それ以外のステップＳ601〜ステップＳ609は、相互間の関係も含め全て図10に同じものとする。
このため、追加したステップＳ610についてのみ、その詳細を以下に説明する。
このステップＳ610では、ステップＳ602におけると同様な考え方に基づき、変速比格納アドレスC_Gearおよびディファレンシャルギヤ比D_Gearから、変換係数O_Gear＝1/( C_Gear ・D_Gear)を算出し、
次いで、ステップＳ603におけると同様、制振用駆動トルク補正量Tw_stabに当該算出した変換係数O_Gearを乗じて制振用エンジントルク補正量Te_stab＝Tw_stab・O_Gearを求める。 FIG. 12 corresponds to the addition of step S610 at the end of FIG. 10, and other steps S601 to S609 are the same as those in FIG. 10 including the relationship between them.
For this reason, only the added step S610 will be described in detail below.
In step S610, based on the same idea as in step S602, a conversion coefficient O_Gear = 1 / (C_Gear · D_Gear) is calculated from the transmission ratio storage address C_Gear and the differential gear ratio D_Gear.
Next, as in step S603, the damping engine torque correction amount Te_stab = Tw_stab · O_Gear is obtained by multiplying the damping drive torque correction amount Tw_stab by the calculated conversion coefficient O_Gear.

ところで、ステップＳ609を含むループを通らない場合は、つまりステップＳ606で制振制御時アップシフト変速指令が発せられない場合は、
ステップＳ601でのC_Gear＝CURGearが保たれているため、ステップＳ610で求める変換係数O_GearがステップＳ602で求めたと同じであり、また、この変換係数O_Gearを用いてステップＳ610で求める制振用エンジントルク補正量Te_stabもステップＳ603で求めたと同じ値になり、結果として制振用エンジントルク補正量Te_stabの求め直しは行われないこととなる。
しかし、ステップＳ609を含むループを通らない（ステップＳ606で制振制御時アップシフト変速指令が発せられない）場合は、変速が指令されないことから変更に伴う制振用エンジントルク補正量Te_stabの求め直しは不要である。 By the way, when not passing through the loop including step S609, that is, when the upshift gear shift command during vibration suppression control is not issued in step S606,
Since C_Gear = CURGear in step S601 is maintained, the conversion coefficient O_Gear obtained in step S610 is the same as that obtained in step S602, and the damping engine torque correction obtained in step S610 using this conversion coefficient O_Gear. The amount Te_stab also has the same value as that obtained in step S603, and as a result, the damping engine torque correction amount Te_stab is not obtained again.
However, if it does not pass through the loop including step S609 (the upshift gear shift command is not issued during vibration suppression control in step S606), the gear shift is not commanded, so the engine torque correction amount Te_stab for vibration suppression associated with the change is recalculated. Is unnecessary.

しかしてステップＳ609を含むループを通る場合は、つまりステップＳ606で制振制御時アップシフト変速指令が発せられた場合は、
ステップＳ601でのC_Gear＝CURGearが、ステップＳ609でC_Gear＝V_Gearに置き換えられるため、ステップＳ610で求める変換係数O_GearがステップＳ602で求めたと同じにならず、アップシフト変速指令先の変速比V_Gear に応じたO_Gear＝1/( V_Gear ・D_Gear)となり、また、この変換係数O_Gearを用いてステップＳ610で求める制振用エンジントルク補正量Te_stabもステップＳ603で求めたと同じ値にならず、アップシフト変速指令により生ずるであろう変速比変化分だけ増大された値に求め直されることとなる。
従ってステップＳ610は、本発明における制振用駆動力補正量演算手段に相当する。 Therefore, when passing through a loop including step S609, that is, when an upshift gearshift command is issued in step S606,
Since C_Gear = CURGear in step S601 is replaced with C_Gear = V_Gear in step S609, the conversion coefficient O_Gear obtained in step S610 is not the same as that obtained in step S602, and corresponds to the speed ratio V_Gear of the upshift gear shift command destination. O_Gear = 1 / (V_Gear · D_Gear), and the damping engine torque correction amount Te_stab obtained in step S610 using this conversion coefficient O_Gear is not the same value as that obtained in step S603, but is generated by an upshift command. Thus, it will be re-determined to a value increased by the change in gear ratio.
Therefore, step S610 corresponds to the vibration damping driving force correction amount calculation means in the present invention.

本実施例においては、図12のステップＳ603で求めた制振用エンジントルク補正量Te_stabではなく、ステップＳ610で上記のごとくに求めた制振用エンジントルク補正量Te_stabを、図6のステップＳ700において出力する。
当該出力された制振用エンジントルク補正量Te_stabは、図2,3に示すように駆動力制御部5に向かい、この駆動力制御部5は図4につき前述したようにして制振用目標エンジントルクtTeを求めてエンジンコントローラ11に指令する。
エンジンコントローラ11はエンジンを、その出力トルクがこの制振用目標エンジントルクtTeに一致するよう出力制御する。 In the present embodiment, not the damping engine torque correction amount Te_stab obtained in step S603 of FIG. 12 but the damping engine torque correction amount Te_stab obtained in step S610 as described above is used in step S700 of FIG. Output.
The output damping engine torque correction amount Te_stab is directed to the driving force control unit 5 as shown in FIGS. 2 and 3, and the driving force control unit 5 is used as described above with reference to FIG. The torque tTe is obtained and commanded to the engine controller 11.
The engine controller 11 controls the output of the engine so that its output torque coincides with the vibration suppression target engine torque tTe.

＜第3実施例の効果＞
上記した第3実施例によれば、第1,2実施例と同様な作用効果を奏し得るほかに、以下のような作用効果をも奏し得られる。
つまり第1実施例および第2実施例においては、制振制御時アップシフト完了後に図7,10のステップＳ603で求めた制振用エンジントルク補正量Te_stabを、図6のステップＳ700で図2,3の駆動力制御部5へ出力して制振用目標エンジントルクtTeの演算に資するため、
制振制御時アップシフト指令に対応する変速が完了した後でないと、制振用エンジントルク補正量Te_stabが変速比変化分だけ増大され得ず、制振用エンジントルク補正量Te_stabの増大が当該アップシフトに対し遅れる。 <Effect of the third embodiment>
According to the third embodiment described above, in addition to the same operational effects as the first and second embodiments, the following operational effects can also be achieved.
That is, in the first and second embodiments, the damping engine torque correction amount Te_stab obtained in step S603 of FIGS. 7 and 10 after the completion of the upshift at the time of damping control is shown in FIG. In order to contribute to the calculation of the target engine torque tTe for damping by outputting to the driving force control unit 5 of 3,
The damping engine torque correction amount Te_stab cannot be increased by the change in the gear ratio until the shift corresponding to the upshift command for damping control is completed, and the increase in the damping engine torque correction amount Te_stab increases accordingly. Be late for the shift.

しかし本実施例においては、ステップＳ603で求めた制振用エンジントルク補正量Te_stabではなく、ステップＳ610で求めた制振制御時アップシフト指令対応の制振用エンジントルク補正量Te_stabを、図6のステップＳ700で図2,3の駆動力制御部5へ出力して制振用目標エンジントルクtTeの演算に資するため、
制振制御時アップシフト指令が発せられると直ちに、制振用エンジントルク補正量Te_stabが変速比変化分だけ増大されることとなり、制振用エンジントルク補正量Te_stabの増大が当該アップシフトの完了と同時に行われる。
従って、制振制御時アップシフトに対し制振用エンジントルク補正量Te_stabの増大が遅れることがなく、前記した作用効果による恩恵を十分に享受することができる。 However, in this embodiment, not the damping engine torque correction amount Te_stab obtained in step S603 but the damping engine torque correction amount Te_stab corresponding to the upshift command during damping control obtained in step S610 is used as shown in FIG. In order to contribute to the calculation of the damping target engine torque tTe by outputting to the driving force control unit 5 in FIGS.
Immediately after the upshift command is issued during vibration suppression control, the vibration suppression engine torque correction amount Te_stab is increased by the change in the gear ratio, and the increase in vibration suppression engine torque correction amount Te_stab indicates the completion of the upshift. Done at the same time.
Therefore, the increase in damping engine torque correction amount Te_stab is not delayed with respect to the upshift during damping control, and the benefits of the above-described operational effects can be fully enjoyed.

＜その他の実施例＞
上記した各実施例においては、内燃機関などのエンジンを搭載した車両にあって、エンジントルク補正により車体振動を抑制する場合につき車体制振制御装置を説明したが、
モータなどの回転電機を動力源とする電気自動車やハイブリッド車両において、回転電機の駆動力を補正して車体振動を抑制する車体制振制御装置として構成してもよいのは言うまでもない。
また、如何なる動力源を搭載するにしても、動力源の出力トルク補正により制振制御を行うものに限られず、制動力の付加により車輪駆動トルクを補正して制振制御を行うものであっても、本発明の着想は適用可能であること勿論である。 <Other examples>
In each of the above-described embodiments, the vehicle system vibration control device has been described in the case where the vehicle vibration is suppressed by engine torque correction in a vehicle equipped with an engine such as an internal combustion engine.
It goes without saying that an electric vehicle or hybrid vehicle using a rotating electrical machine such as a motor as a power source may be configured as a vehicle system vibration control device that corrects the driving force of the rotating electrical machine and suppresses vehicle body vibration.
Moreover, no matter what power source is installed, the vibration control is not limited to the one that performs vibration suppression control by correcting the output torque of the power source, and the vibration control is performed by correcting the wheel drive torque by adding braking force. Of course, the idea of the present invention is applicable.

更に図示例では、車体振動としてピッチ角速度(d/dt)θpおよび上下バウンス速度(d/dt)xbを例示したが、これに限られるものではなく、ピッチング量θpおよび上下バウンス量xbや、ピッチ角加速度(d2/dt)θpおよび上下バウンス加速度(d2/dt)xbのような車体振動を抑制する場合にも本発明の車体制振制御装置は有用である。 Further, in the illustrated example, the pitch angular velocity (d / dt) θp and the vertical bounce velocity (d / dt) xb are exemplified as the vehicle body vibration, but the present invention is not limited to this, and the pitching amount θp and the vertical bounce amount xb, The vehicle body vibration control device of the present invention is also useful when suppressing vehicle body vibration such as angular acceleration (d 2 / dt) θp and vertical bounce acceleration (d 2 / dt) xb.

1FL,1FR 左右前輪
1RL,1RR 左右後輪
2 ステアリングホイール
3 車体（バネ上質量）
4 アクセルペダル
5 駆動力制御部
5a 要求エンジントルク算出部
5b 加算器
6 変速比制御部
7 制振制御コントローラ
8 車輪速センサ
9 アクセル開度センサ
10 変速比検知部
11 エンジンコントローラ
12 変速機コントローラ
51 要求駆動トルク演算部
52 前後外乱算出部
53 車体振動推定部
54 制振用エンジントルク補正量演算部 1FL, 1FR Left and right front wheels
1RL, 1RR Left and right rear wheels
2 Steering wheel
3 Body (Spring mass)
4 Accelerator pedal
5 Driving force control unit
5a Required engine torque calculator
5b adder
6 Gear ratio controller
7 Vibration control controller
8 Wheel speed sensor
9 Accelerator position sensor
10 Gear ratio detector
11 Engine controller
12 Transmission controller
51 Required drive torque calculator
52 Front / Rear Disturbance Calculator
53 Car body vibration estimation unit
54 Engine torque correction amount calculation unit for vibration control

Claims (4)

サスペンション装置を介して車輪を懸架された車両のバネ上質量である車体の振動を、前記車輪の駆動力伝達系における動力源の出力制御による駆動力補正制御により抑制するための車体制振制御装置において、
前記車体振動を抑制可能な前記動力源の制振用動力源出力補正量を演算し、該制振用動力源出力補正量を制振用駆動力補正量として前記駆動力補正制御に資する制振用駆動力補正量演算手段と、
該手段で求めた制振用駆動力補正量が、前記駆動力伝達系の駆動力変更可能下限量である駆動力制御分解能近傍の値に定めた設定値未満であるとき、前記駆動力伝達系における変速比を、前記制振用駆動力補正量が前記駆動力制御分解能範囲の補正量となるよう、高速側変速比へ変更する変速比変更手段とを具備してなることを特徴とする車体制振制御装置。 Vehicle system vibration control device for suppressing vibration of a vehicle body, which is a sprung mass of a vehicle with wheels suspended via a suspension device, by driving force correction control by output control of a power source in the driving force transmission system of the wheels In
Calculates the damping for power source output correction amount of the power source capable of suppressing the vehicle body vibration, contributes to the driving force correction control by the vibration damping driving force correction amount a power source output correction amount for vibration該制 Vibration suppression driving force correction amount calculating means;
When vibration damping driving force correction amount determined by said means is less than the set value determined on the value of the driving force control resolution near a driving force changeable lower limit amount of the driving force transmission system, wherein the drive Chikaraden us And a gear ratio changing means for changing the gear ratio in the system to a high speed gear ratio so that the damping driving force correction amount becomes a correction amount in the driving force control resolution range. Vehicle system vibration control device. 請求項1に記載の車体制振制御装置において、
前記変速比変更手段は、前記制振用駆動力補正量が前記設定値未満である状態を設定時間に亘って検出したとき、前記変速比の高速側変速比への変更を行うものであることを特徴とする車体制振制御装置。 In the vehicle system vibration control device according to claim 1 ,
The speed ratio changing means, said vibration damping driving force correction amount upon detection over a set time the state is less than the set value, and performs changing to the high speed side gear ratio of the gear ratio A vehicle system vibration control device characterized by 請求項1または2に記載の車体制振制御装置において、
前記制振用駆動力補正量演算手段は、前記変速比変更手段による変更後の変速比に基づき前記制振用駆動力補正量を演算し直して前記駆動力補正制御に資するものであることを特徴とする車体制振制御装置。 In the vehicle system vibration control device according to claim 1 or 2 ,
The vibration damping driving force correction amount calculating means recalculates the vibration damping driving force correction amount based on the speed ratio changed by the speed ratio changing means and contributes to the driving force correction control. A characteristic vehicle vibration control device. 請求項1〜3のいずれか1項に記載の車体制振制御装置において、
前記動力源がエンジンであり、
前記制振用駆動力補正量演算手段は、前記制振用駆動力補正量として、前記車体振動を抑制可能な前記エンジンの制振用エンジントルク補正量を演算するものであることを特徴とする車体制振制御装置。 In the vehicle system vibration control device according to any one of claims 1 to 3 ,
The power source is an engine;
The vibration suppression driving force correction amount calculation means calculates a vibration damping engine torque correction amount of the engine capable of suppressing the vehicle body vibration as the vibration suppression driving force correction amount. Vehicle system vibration control device.
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