CN101279579A - 车辆控制系统 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种控制产生于车辆各部分处的振动的车辆控制系统。发动机/驱动系统ECU(10)和制动系统ECU(20)分别存储相同的车辆振动模型，所述车辆振动模型分成车体振动模型、底盘振动模型以及轮胎振动模型。发动机/驱动系统ECU(10)对通过车体振动模型估算的车体振动的抑制进行控制，制动系统ECU(20)对底盘振动和轮胎振动的抑制进行控制。因此，易于执行用于抑制各种振动的控制。

Description

车辆控制系统

技术领域

本发明涉及一种抑制发生于车辆各个部分处的振动的车辆控制系统。

背景技术

US 2005/0049761(JP 2004-168148A)公开了一种能够抑制车体的振动的车辆控制系统。所述车辆控制系统通过一种运动模型来校正输入指令以抑制车辆的振动。所述运动模型由车体本身受到的车辆轮胎振动、悬架中的车体簧下振动以及由车体簧上振动的动力学模型形成，其根据与驾驶人员指示的加速操作、转向操作以及制动操作中的至少一个操作对应的输入指令而发生。

上述车辆控制系统采用包括车体簧上振动模型、悬架振动模型以及轮胎振动模型的车辆振动模型。车体振动使得乘客非常不舒服，并且改变了各车轮的地面负载(地面压力)，从而不利地影响车辆的例如行使、转弯或停止的基本性能。相应地，车辆控制系统主要进行抑制车体振动的控制。

例如，在执行快速加速操作的情形下，通过车体振动模型计算由驱动扭矩导致的车体簧上行为并校正驱动扭矩以减少与车体簧上行为对应的纵倾率和垂直速度。当校正的驱动扭矩为负值时，因为所述控制不能由驱动系统实现，所以要计算用于补偿上述不足的目标制动力，以在制动系统中同时执行控制。

然而，由于车体安装在底盘车架上，且底盘车架通过悬架与轮胎耦连，所以底盘的振动以及轮胎的振动不利地影响上述振动。同时，由于振动发生于底盘或轮胎中而改变了轮胎的地面负载，所以车辆的行使稳定性可能劣化。由此，需要的不仅仅是抑制车体振动。优选地，需抑制发生于车辆各部分处的振动。

发明内容

因此，本发明的目的是提供一种车辆控制系统，其可以抑制发生于车辆各个部分处的振动。

根据本发明，车辆控制系统构造有第一控制单元和第二控制单元以及第一操作设备和第二操作设备。第一控制单元和第二控制单元分别存储相同的车辆振动模型以估算车辆各部分的振动状态，所述车辆振动模型分成车体振动模型、底盘振动模型以及轮胎振动模型。第一操作设备和第二操作设备分别由第一控制单元和第二控制单元控制以改变车辆的运动状态。第一控制单元和第二控制单元接收相同的待输入到车辆振动模型中的输入参数，并分别计算车辆各部分的估算振动状态。第一控制单元和第二控制单元共用车体振动模型、底盘振动模型以及轮胎振动模型中的待在振动抑制中进行控制的对象模型。第一控制单元和第二控制单元根据对象模型中的振动状态计算控制量以控制第一操作设备和第二操作设备。

附图说明

通过下文参照附图所作的详细描述，本发明的上述及其它目的、特征和优点将变得更为明显。在附图中：

图1为示出根据本发明实施方式的车辆控制系统的框图；

图2A和2B为分别示出实施方式中的发动机/驱动系统ECU和制动系统ECU的振动抑制控制功能单元的结构框图；

图3为示出振动抑制控制功能单元中的车辆振动模型和控制器的框图；

图4为示出实施方式中的轮胎振动模型的示意图；

图5为示出在轮胎振动模型中由虚拟中间耦连元件形成的前后轮耦连关系的示意图；

图6为示出实施方式中的轮胎控制系统的侧倾轮胎纵向振动估算/控制单元中的功能性结构的框图；

图7为示出轮胎控制系统的驱动轮轮胎纵向振动估算/控制单元中的功能性结构的框图；

图8为示出轮胎控制系统的虚拟中间耦连元件纵向振动估算/控制单元中的功能性结构的框图；

图9为用于解释实施方式中的底盘振动模型的示意图；

图10为示出实施方式的底盘控制系统的底盘纵向振动估算/控制单元中的功能性结构的框图；

图11为用于解释实施方式中的车体振动模型的示意图；

图12为示出车体控制系统的车体纵倾振动和垂直振动估算/控制单元的功能性结构的框图；

图13为示出实施方式中的纵倾振动隔离控制单元的功能性结构的框图；

图14为示出实施方式中的弹跳振动隔离控制单元的功能性结构的框图；

图15A和15B为示出在实施方式中分别用于表示车体的侧倾振动以及发动机的侧倾振动的而形成的车体振动模型的示意图；

图16为示出实施方式中的车体侧倾振动控制单元的功能性结构的框图；以及

图17为示出实施方式中的发动机侧倾振动控制单元的功能性结构的框图。

具体实施方式

首先参见图1，根据实施方式的车辆控制系统主要包括发动机/驱动系统的发动机和(/)驱动系统控制ECU 10以及制动系统的制动系统控制ECU 20。发动机/驱动系统ECU 10和制动系统ECU 20分别设置成第一控制单元和第二控制单元。这些ECU 10和20可通过车载局域网(LAN)1——所述车载局域网1是设置在车辆内的通讯网——彼此通讯，并且还能够与例如动力转向控制设备之类的其它ECU(未示出)通讯。

发动机/驱动系统ECU 10包括数据管理单元11。该数据管理单元11包括利用车载局域网1来管理数据的发送和接收的通讯接口功能。数据管理单元11还包括基于施加于传感器输入信号处理单元16的各种传感器信号来计算估算驱动扭矩的计算功能，该估算驱动扭矩是在下文描述的车辆振动模型中用于模拟发生于实际车辆中的振动所必需的输入参数。

更具体地，在将由发动机产生的驱动扭矩经由包括有变速器的动力传递系统传递到车辆驱动轮的过程中，数据管理单元11基于各车轮的轮速、发动机的转速、驱动轴的转速以及变速器的输入轴与输出轴的转速比来计算驱动轮的估算净驱动扭矩。

由数据管理单元11计算的估算驱动扭矩输入到其中存储有车辆振动模型的振动抑制控制功能单元12，并且还传递到制动系统ECU 20。而且，数据管理单元11从制动系统ECU 20接收各车轮(四个车轮)的行驶阻力数据、然后将所接收到的行驶阻力数据输出到振动抑制控制功能单元12，其中所述行驶阻力数据是待输入到车辆振动模型的参数。进一步地，数据管理单元11例如从动力转向ECU(未示出)接收转向角数据，并基于转向角来计算沿横向(左右方向)的反作用力——所述反作用力在车辆转弯时从路面施加到前轮上，从而将计算出的反作用力输出到振动抑制控制功能单元12。横向反作用力的计算功能可由发动机/驱动系统ECU 10的数据管理单元11和制动系统ECU 20的数据管理单元21中的任意一个提供。而且，可以在动力转向ECU中提供计算功能，而数据管理单元11和21从动力转向ECU接收横向反作用力的计算结果。

振动抑制控制功能单元12估算车辆中各个部分(多个部分)的运动状态，并且还基于估算结果计算用于抑制发生于车辆各部分处的振动的校正控制量(驱动扭矩校正量)，从而将校正控制量输出到驱动系统设备控制单元13。在图2A中示出了振动抑制控制功能单元12的结构图。如图2A所示，估算的驱动扭矩、估算的四个车轮的行驶阻力以及横向路面反作用力输入到车辆振动模型12a。车辆振动模型基于这些输入来计算作为内部状态的车辆各部分的运动状态(发生于各部分处的振动)。内部状态量输出到控制器12b，且控制器12b将内部状态量乘以一个给定的反馈增益，以计算用于抑制各部分的振动的驱动扭矩校正量。

在本实施方式中，车辆振动模型12a分成并按等级排成(形成一个等级结构)车体振动模型、底盘振动模型以及轮胎振动模型。然后，振动抑制控制功能单元12的控制器12b根据这些模型中的车体振动模型的内部状态量来计算驱动扭矩校正量。发动机/驱动系统ECU 10中的振动抑制控制功能单元12校正施加到车辆的驱动轮上的驱动扭矩，以抑制产生于车辆的车体中的振动(纵倾、弹跳、侧倾)。

驱动系统设备控制单元13主要根据驾驶人员的加速操作基于驾驶人员的加速操作(踏板下压量、踏板下压速度)、车辆的行驶速度以及车辆变速器的传动比来计算待在驱动轴中产生的驱动扭矩。然而，当车辆装备有牵引力控制系统(TRC)、车辆稳定性控制系统(VSC)或自适应巡航控制系统(ACC)且发动机的输出扭矩由这些控制系统控制时，根据由这些控制系统产生的控制量来确定基础驱动扭矩。

然后，驱动系统设备控制单元13根据驱动扭矩校正量校正基础驱动扭矩，以计算待产生于驱动轴中的最终目标驱动扭矩。驱动系统设备控制单元13计算发动机的目标产生扭矩，从而产生计算出的目标驱动扭矩。

在此情形下，当应用了例如可自动改变传动比的自动变速器或无级变速器(CVT)之类的变速器时，驱动系统设备控制单元13计算出变速器中的目标传动比与发动机中的目标产生扭矩的适当组合，从而产生目标驱动扭矩。目标传动比输出到变速器控制设备(未示出)，而目标产生扭矩输出到发动机系统操作设备控制单元(发动机设备控制单元)14。

发动机设备控制单元14计算发动机产生目标产生扭矩所需要的各操作设备(节气门、燃料喷射设备、点火线圈，等等)的控制量和控制正时。更具体地，发动机控制设备单元14计算待供应到发动机中的空气量、待供应的所需燃料量以及点火正时。通过控制空气、燃料以及点火来满足取决于各种操作状态的燃烧模式和例如目标空燃比的限制条件。然后，根据所需的空气、燃料以及点火系统的相应值来计算空气系统设备操作量、燃料系统设备操作量、以及点火系统设备操作时间，从而将计算出的值输出到图1所示的驱动指令输出单元15。驱动指令输出单元15根据输入的操作量和操作时间将驱动信号输出到发动机系统的对应操作设备17——其为由ECU 10控制的第一设备。

如上所述，将考虑了用于抑制车体振动的驱动扭矩校正量确定的目标产生扭矩应用于发动机设备控制单元14。发动机设备控制单元14通过各操作设备的操作量来产生目标产生扭矩。由此，能够在抑制车辆振动的同时尽可能多地抑制发动机行车里程的劣化以及排放的增加。发动机设备控制单元14不仅能够利用直接调节发动机操作状态的操作设备，而且能够利用由发动机驱动以间接控制发动机操作的操作设备。例如，可以主动操作由发动机驱动的交流发电机的发电负载以控制发动机产生的扭矩。由此，即使当节气门、喷射量以及点火正时受到发动机操作状态的限制时，也可以控制发动机产生的扭矩。

制动系统ECU 20的结构与发动机/驱动系统ECU 10的结构大致类似。也就是说，制动系统ECU 20也具有数据管理单元21，并通过计算或通讯来得到待输入到振动抑制控制功能单元22中的输入参数。制动系统ECU 20的数据管理单元21基于各车轮的轮速来计算车轮纵向(前后方向)的行驶阻力，该行驶阻力作为反作用力从路面施加到各车轮上，各车轮的轮速通过传感器输入信号处理单元26输入。这是因为当行驶阻力的反作用改变时，存在轮胎中发生振动的可能性。

行驶阻力不但因为路面本身的状态(不平整、坡度、摩擦系数等)改变，而且也因为制动力或侧偏阻力改变。在任何因素下，当行驶阻力改变时，车轮转速根据改变的行驶阻力略微地改变。相应地，可以基于各车轮速度相对于时间的改变率(角加速度)来计算车轮纵向的行驶阻力。

振动抑制控制功能单元22具有车辆振动模型22a，该车辆振动模型22a如图2A所示的振动抑制控制功能单元12那样分成并按等级排成(形成等级结构)相同的车体振动模型、底盘振动模型以及轮胎振动模型。与输入到振动抑制控制功能单元12的车辆振动模型相同的输入参数输入到该车辆振动模型。由此，由振动抑制控制功能单元12以及振动抑制控制功能单元22的相应车辆振动模型计算出的、作为内部状态量的车辆各部分的操作状态彼此一致。

振动抑制控制功能单元22中的控制器22b将车辆振动模型中的底盘振动模型与轮胎振动模型的内部状态量乘以一个给定的反馈增益，以计算用于抑制底盘及各轮胎振动的制动力校正量。也就是说，制动系统ECU 20中的振动抑制控制功能单元22适当地校正车辆各车轮的制动力以抑制产生于车辆的底盘和轮胎中的振动。

制动系统操作设备控制单元24基于驾驶人员的制动操作来计算待产生于各车轮中的制动力，作为与驾驶人员的制动操作相应的基础制动力。然而，当车辆配备有TRC、VSC或防抱死制动控制系统(ABS)且各车轮的制动力(制动流体压力)由这些控制系统控制时，根据由这些控制系统产生的控制量来确定基础驱动扭矩。

然后，制动系统操作设备控制单元24根据上述制动力校正量来校正基础驱动扭矩以计算待产生于各车轮中的最终目标制动扭矩。而且，制动系统操作设备控制单元24计算产生目标制动力所需的各操作设备(泵、电磁阀)27的操作量以及操作正时，以将计算出的值输出到驱动指令输出单元25。驱动指令输出单元25根据输入的操作量以及操作正时将驱动信号输出到作为第二设备的、由ECU 20控制的制动系统的对应操作设备27。

如上所述，任务分摊成使得能够通过使用各个不同操作设备的控制来抑制车体振动、底盘振动、以及轮胎振动。由此，易于执行适当的控制来抑制各个振动。

而且，发动机/驱动系统ECU 10以及制动系统ECU 20中分别存储有相同的车辆振动模型。当各ECU 10和20执行控制时，控制反映到设置于各ECU 10和20中的车辆振动模型。相应地，即使这些ECU 10和20彼此之间不交换与各控制相关的详细信息，各ECU 10和20也能够从车辆振动模型获取由另一ECU的控制所造成的影响，并且可基于所获取的影响来对振动抑制进行控制。当各ECU 10和20仅接收作为待输入到车辆振动模型中的信息的输入参数时，这些ECU 10和20可以彼此协同地执行控制。由此，可以减少获取必需信息的通讯量。

特别地，发动机/驱动系统ECU 10计算估算驱动扭矩，而制动系统ECU 20计算估算的各车轮行驶阻力。也就是说，各ECU 10和20分别由其自身计算待输入到车辆振动模型的一部分输入参数。由此，各ECU10和20仅仅需要获取除由其自身计算的参数之外的输入参数，从而可以进一步减少通讯量。

进一步地，发动机/驱动系统ECU 10受控地抑制车体振动，且制动系统ECU 20受控地抑制底盘振动以及轮胎振动。

由于质量差异，车体振动、底盘振动、以及轮胎振动的固有频率(共振频率)是各不相同的。更具体地，车体振动发生的频率范围大约为1到2Hz，底盘振动发生的频率范围大约为10到20Hz，而轮胎振动发生的频率范围大约为20到40Hz。

控制制动力所需要的时长——即在各车轮中产生与控制指令值相对应的制动力所需要的时长——通常短于车辆内燃发动机输出扭矩发生改变的时长。因此，制动系统ECU 20通过制动系统操作设备27来控制对底盘振动以及轮胎振动的抑制。而且，发动机/驱动系统ECU 10通过发动机系统操作设备17来控制对车体振动的抑制。由此，可以充分地抑制振动相对较快的底盘和轮胎的振动。

随后，参见图3到5来更详细地描述用于本实施方式中的车辆振动模型以及采用该车辆振动模型的振动抑制控制。图3详细地示出设置在振动抑制控制功能单元12和22中的车辆振动模型12a、22a以及控制器12b、22b。如图3所示，包括车辆振动模型和控制器的控制系统分别分成轮胎控制系统40、底盘控制系统50以及车体控制系统60。通过上述构造，车辆振动模型也分成存储于各控制系统40到60中的轮胎振动模型、底盘振动模型以及车体振动模型。

在图3中，每个数据管理单元11和21包括：计算相应四个车轮沿纵向的估算行驶阻力的四轮纵向行驶阻力估算单元31、计算车辆转弯时从路面作用在前轮上的估算横向反作用力的四轮横向路面反作用力估算单元32、以及计算传递到驱动轮转轴的估算驱动扭矩的驱动扭矩估算单元33。然而，为了方便起见，图3示出了哪个输入参数被赋予相应的控制系统40到60。各个数据管理单元11和21都包括有四轮纵向行驶阻力估算单元31、四轮横向路面反作用力估算单元32以及驱动扭矩估算单元33是没有必要的。

轮胎控制系统40包括具有驱动轮轮胎振动模型的驱动轮轮胎纵向振动估算/控制单元41，该驱动轮轮胎振动模型表示驱动轮沿纵向(转动方向)的运动状态，运动状态根据从车辆的驱动系统赋予驱动轮转轴的驱动扭矩以及作用在驱动轮上的行驶阻力而改变。驱动轮轮胎纵向振动估算/控制单元41通过驱动轮轮胎振动模型来计算用于抑制产生于驱动轮轮胎中的纵向振动的制动力校正量。而且，轮胎控制系统40包括具有从动轮轮胎振动模型的从动(侧倾)轮轮胎纵向振动估算和(/)控制单元43，该从动轮轮胎振动模型表示从动轮轮胎沿纵向的运动状态，所述运动状态根据影响从动轮的行驶阻力而改变。从动轮轮胎纵向振动估算/控制单元43通过从动轮轮胎振动模型来计算用于抑制产生于从动轮轮胎中的纵向振动的制动力校正量。进一步地，轮胎控制系统40还包括具有虚拟中间耦连元件模型的虚拟中间耦连元件纵向振动估算/控制单元42，该虚拟中间耦连元件模型将驱动轮轮胎振动模型耦合于从动轮轮胎振动模型。虚拟中间耦连元件纵向振动估算/控制单元42通过虚拟中间耦连元件模型来计算用于抑制驱动轮与从动轮的振动的制动力校正量。

如上所述，轮胎振动模型和底盘振动模型彼此独立。然而，当驱动轮由于接收到驱动扭矩而转动时，在驱动轮转轴中产生沿纵向移动的力(平移力)。驱动轮的平移力实际上通过底盘在内部传播到从动轮一侧，且在从动轮转轴中产生平移力。由此，从驱动轮作用到驱动轮转轴上的平移力影响从动轮的运动状态。然而，当轮胎振动模型和底盘振动模型彼此独立时，无法处理从驱动轮一侧通过内部传播到从动轮一侧的力。

为此，在本实施方式中，如图4所示，假想的虚拟中间耦连元件模型80和90设于驱动轮轮胎振动模型和从动轮轮胎振动模型之间，且驱动轮的行为与从动轮的行为之间的相位关系由虚拟中间耦连元件模型80和90操纵。通过上述构造，可以在轮胎振动模型与底盘振动模型彼此独立的同时高精度地模拟产生于驱动轮轮胎和从动轮轮胎中的振动。虚拟中间耦连元件模型80和90限定为简单地由弹簧Kc和阻尼器Cc构成的元件。这是因为例如悬架套筒和底盘车架之类的弹性变形元件置于驱动轮转轴和从动轮转轴之间，但是当这些元件被认为是一个集成体时，这些元件可看成是如上所述由弹簧Kc和阻尼器Cc形成的简单元件。

而且，当车辆转弯时，转动的内车轮的地面负载降低，而转动的外车轮的地面负载升高。因此，在转动的内车轮与转动的外车轮之间，左右轮的行为是非常不同的。因此，在形成如图5所示地将前轮(从动轮)耦合于后轮(驱动轮)的模型的情形下，优选地，右前轮(FR轮)和左后轮(RL轮)通过虚拟中间耦连元件模型80耦连，而左前轮(FL轮)和右后轮(RR轮)通过虚拟中间耦连元件模型90耦连。耦合前后轮的各系统还可适当地模拟车辆转弯时的振动状态，并且可以不用计算妨碍车辆的行驶稳定性和转弯性能的校正量。这类似地应用于将在下文描述的底盘振动模型或车体振动模型。即使是在右侧的前轮和后轮彼此耦合的模型以及左侧的前轮和后轮彼此耦合的模型下，也可以抑制轮胎振动。

下文将描述与图4所示的驱动轮轮胎振动模型、从动轮轮胎振动模型以及虚拟中间耦连元件模型80和90相关的特定运动方程。

首先，下文将描述轮胎沿纵向(转动方向)的振动产生机制。在驱动轮的情形下，即使车轮转动，因为轮胎受到路面摩擦力产生的阻力，所以轮胎还是沿转动方向扭转并弹性变形。而且，在从动轮的情形下，因为车体由于驱动轮引起的平移力而意图沿纵向运动，所以轮胎意图通过路面的摩擦力而转动。然而，由于从动轮的轴意图通过惯性力而保持其状态，所以轮胎类似地扭转和弹性变形。弹性变形导致在轮胎中产生恢复力，且轮胎回扭。此现象重复，从而产生轮胎沿纵向(转动方向)的振动。

在驱动轮轮胎振动模型中，公式1到公式4表示了一些基本方程，所述基本方程是用于计算表达上述振动并且考虑了虚拟中间耦连元件模型的运动方程的基础。

(公式1)

$F_t={F^{\′}}_t=-K_{\mathrm{gr}}(x_{\mathrm{ltr}}-r_w{\mathrm{\θ}}_{\mathrm{wr}}-x_{\mathrm{tsr}})-C_{\mathrm{gr}}({\stackrel{\·}{x}}_{\mathrm{ltr}}-r_w{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_{\mathrm{wr}}-{\stackrel{\·}{x}}_{\mathrm{tsr}})(>0)$

(公式2)

$I_w{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_{\mathrm{wr}}=-r_w{K}_c(x_{\mathrm{ltr}}-x_{\mathrm{ltf}})-r_w{C}_c({\stackrel{\·}{x}}_{1\mathrm{tr}}-{\stackrel{\·}{x}}_{\mathrm{ltf}}){-r}_w{F}_t+T_w$

(公式3)

$m_r{\stackrel{\·\·}{x}}_{\mathrm{ltr}}=-K_c(x_{\mathrm{ltr}}-x_{\mathrm{ltf}})-C_c({\stackrel{\·}{x}}_{\mathrm{ltr}}-{\stackrel{\·}{x}}_{\mathrm{ltf}})+{F^{\′}}_t$

(公式4)

$m_{\mathrm{tr}}{\stackrel{\·\·}{x}}_{\mathrm{tsr}}=-K_{\mathrm{gr}}\{x_{\mathrm{tsr}}-(x_{\mathrm{ltr}}-r_w{\mathrm{\θ}}_{\mathrm{wr}})\}-C_{\mathrm{gr}}\{{\stackrel{\·}{x}}_{\mathrm{tsr}}-({\stackrel{\·}{x}}_{\mathrm{ltr}}-r_w{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_{\mathrm{wr}})\}+F_{\mathrm{br}}$

在上述公式中，

F_t是通过轮胎受到的路面反作用力来前推车体驱动轴的平移力；

F′_t是反力(＝F_t)，通过该反力沿车体后部后推驱动轮转轴；

K_gr是驱动轮轮胎沿转动方向的扭转刚度；

x_ltr是驱动轮转轴在地面固定坐标系中的位移量；

r_w是车轮半径；

θ_wr是驱动轮和轮胎沿转动方向的相对扭转角；

x_tsr是在驱动轮轮胎的路面接地点处的沿车体纵向的位移量；

C_gr是沿驱动轮轮胎转动方向的扭转衰减系数；

I_w是车轮的转动惯量；

K_c是虚拟中间耦连元件的弹簧刚度；

x_ltf是从动轮(前轮)转轴在地面固定坐标系中的位移量；

C_c是虚拟中间耦连元件的衰减系数；

T_w是施加在驱动轮转轴上的驱动扭矩；

m_r是驱动轮的簧下质量；

m_tr是在驱动轮轮胎和路面之间的接地点处的虚拟微观元件的质量；以及

F_br是影响驱动轮轮胎接地点的行驶阻力。

同时，在从动轮轮胎振动模型中，公式5到公式8表示了一些基本公式，所述基本公式是用于计算表达上述振动并且考虑了虚拟中间耦连元件模型的运动方程的基础。

(公式5)

$F_f=K_{\mathrm{gf}}(x_{\mathrm{ltf}}-r_w{\mathrm{\&theta;}}_{\mathrm{wf}}-x_{\mathrm{tsf}})-C_{\mathrm{gf}}({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltf}}-r_w{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_{\mathrm{wf}}-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tsf}})(<0)$

(公式6)

$I_w{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_{\mathrm{wf}}=-r_w{K}_c(x_{\mathrm{ltf}}-x_{\mathrm{ltr}})-r_w{C}_c({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{1\mathrm{tf}}-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltr}}){-r}_w{F}_f$

(公式7)

$m_f{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltf}}=-K_c(x_{\mathrm{ltf}}-x_{\mathrm{ltr}})-C_c({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltf}}-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltr}})+{F^{\&prime;}}_f$

(公式8)

$m_{\mathrm{tf}}{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tsf}}=-K_{\mathrm{gf}}\{x_{\mathrm{tsf}}-(x_{\mathrm{ltf}}-r_w{\mathrm{\&theta;}}_{\mathrm{wf}})\}-C_{\mathrm{gf}}\{{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tsf}}-({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltf}}-r_w{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_{\mathrm{wf}})\}+F_{\mathrm{bf}}$

在上述公式中，

F_f是由从动轮(前轮)轮胎受到的行驶阻力导致的、沿车轮端点切线方向的向后平移力；

F′_f是平移力(＝F_f)，从动轮转轴通过该平移力以F_f后推车体；

K_gf是从动轮轮胎沿转动方向的扭转刚度；

θ_wf是从动轮和轮胎沿转动方向的相对扭转角；

x_tsf是在从动轮轮胎的路面接地点处的沿车体纵向的位移量(轮胎与路面之间的滑移量)；

C_gf是沿从动轮轮胎转动方向的扭转衰减系数；

m_f是从动轮的簧下质量；

m_tf是在从动轮轮胎和路面之间的接地点处的虚拟微观元件的质量；以及

F_bf是影响从动轮轮胎接地点的行驶阻力。

当虚拟中间耦连元件的位移量定义为x_l时，位移量x_l对应于从动轮(前轮)转轴的位移量x_ltf与驱动轮(后轮)转轴的位移量x_ltr之间的差。由此，通过上述的基本公式得出由以下公式9表达的运动方程。

(公式9)

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_l=-(K_c/m_f+K_c/m_r)x_l-(C_c/m_f+C_c/m_r){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l-K_{\mathrm{gf}}/m_f{x}_{\mathrm{wf}}-C_{\mathrm{gf}}/m_f{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wf}}+K_{\mathrm{gr}}/m_r{x}_{\mathrm{wr}}+C_{\mathrm{gr}}/m_r{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wr}}$

而且，当从动轮转轴与从动轮路面接地点之间沿车体纵向的相对位移量定义为x_wf时，因为相对位移量满足x_wf＝x_ltf-r_wθ_wf-x_tsf，所以通过上述的基本公式得出由以下公式10表达的运动方程。

(公式10)

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wf}}=-(K_c/m_f-{r_w}^2{K}_c/I_w)x_l-(C_c/m_f-{r_w}^2{C}_c/I_w){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l$

$-(K_{\mathrm{gf}}/m_f+{r_w}^2{K}_{\mathrm{gf}}/I_w+K_{\mathrm{gf}}/m_{\mathrm{tf}})x_{\mathrm{wf}}-(C_{\mathrm{gf}}/m_f+{r_w}^2{C}_{\mathrm{gf}}/I_w+C_{\mathrm{gf}}/m_{\mathrm{tf}}){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wf}}-(1/m_{\mathrm{tf}})F_{\mathrm{bf}}$

进一步地，驱动轮转轴与驱动轮路面接地点之间沿车体纵向的相对位移量定义为x_wr，因为相对位移量满足x_wr＝x_ltr-r_wθ_wr-x_tsr，所以通过上述的基本公式得出由以下公式11表达的运动方程。

(公式11)

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wr}}=(K_c/m_r-{r_w}^2{K}_c/I_w)x_l+(C_c/m_r-{r_w}^2{C}_c/I_w){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l-(K_{\mathrm{gr}}/m_r+{r_w}^2{K}_{\mathrm{gr}}/I_w+K_{\mathrm{gr}}/m_{\mathrm{tr}})x_{\mathrm{wr}}$

$-(C_{\mathrm{gr}}/m_r+{r_w}^2{C}_{\mathrm{gr}}/I_w+C_{\mathrm{gr}}/m_{\mathrm{tr}}){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wr}}-(1/m_{\mathrm{tr}})F_{\mathrm{br}}-(r_w/I_w)T_w$

其中状态变量x₁到x₆以及u₁到u₃由以下公式12定义。

(公式12)

x₁＝x_l， $x_2={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l,$ x₃＝x_wf， $x_4={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wf}},$ x₅＝x_wr， $x_6={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wr}}$

u₁＝F_bf，u₂＝F_br，u₃＝T_w

然后，状态变量x₁到x₆的各第一阶微分可由公式13到18表达。

(公式13)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_1={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l=x_2$

(公式14)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_2={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_l=-(K_c/m_f+K_c/m_r)x_l-(C_c/m_f+C_c/m_r){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l-K_{\mathrm{gf}}/m_f{x}_{\mathrm{wf}}$

$-C_{\mathrm{gf}}/m_f{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wf}}+K_{\mathrm{gr}}/m_r{x}_{\mathrm{wr}}+C_{\mathrm{gr}}/m_r{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wr}}$

$=c_1{x}_1+c_2{x}_2+c_3{x}_3+c_4{x}_4+c_5{x}_5+c_6{x}_6$

(公式15)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_3={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wf}}=x_4$

(公式16)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_4={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wf}}=-(K_c/m_f-{r_w}^2{K}_c/I_w)x_l-(C_c/m_f-{r_w}^2{C}_c/I_w){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l-(K_{\mathrm{gf}}/m_f+{r_w}^2{K}_{\mathrm{gf}}/I_w+K_{\mathrm{gf}}/m_{\mathrm{tf}})x_{\mathrm{wf}}$

$-(C_{\mathrm{gf}}/m_f+{r_w}^2{C}_{\mathrm{gf}}/I_w+C_{\mathrm{gf}}/m_{\mathrm{tf}}){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wf}}-(1/m_{\mathrm{tf}})F_{\mathrm{bf}}$

$=d_1{x}_1+d_2{x}_2+d_3{x}_3+d_4{x}_4+q_1{u}_1$

(公式17)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_5={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wr}}=x_6$

(公式18)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_6={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wr}}=-(K_c/m_r-{r_w}^2{K}_c/I_w)x_l-(C_c/m_r-{r_w}^2{C}_c/I_w){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l-(K_{\mathrm{gr}}/m_r+{r_w}^2{K}_{\mathrm{gr}}/I_w+K_{\mathrm{gr}}/m_{\mathrm{tr}})x_{\mathrm{wr}}$

$-(C_{\mathrm{gr}}/m_r+{r_w}^2{C}_{\mathrm{gr}}/I_w+C_{\mathrm{gr}}/m_{\mathrm{tr}}){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{wr}}-(1/m_{\mathrm{tr}})F_{\mathrm{br}}-(r_w/I_w)T_w$

$=e_1{x}_1+e_2{x}_2+e_5{x}_5+e_6{x}_6+q_2{u}_2+q_3{u}_3$

上述的公式13到18被组合到一起以获得由以下公式19表达的状态方程，其对应于驱动轮轮胎振动模型、侧倾轮胎振动模型和虚拟中间耦连模型。

(公式19)

$\left[\begin{array}{c}{\mathrm{dx}}_1/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_2/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_3/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_4/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_5/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_6/\mathrm{dt}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cccccc}0& 1& 0& 0& 0& 0\\ c_1& c_2& c_3& c_4& c_5& c_6\\ 0& 0& 0& 1& 0& 0\\ d_1& d_2& d_3& d_4& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 1\\ e_1& e_2& 0& 0& e_5& e_6\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\\ x_5\\ x_6\end{array}\right]+\left[\begin{array}{ccc}0& 0& 0\\ 0& 0& 0\\ 0& 0& 0\\ q_1& 0& 0\\ 0& 0& 0\\ 0& q_2& q_3\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{u}_1\\ u_2\\ u_3\end{array}\right]$

c₁＝-(K_c/m_f+K_c/m_r)              d₁＝-(K_c/m_f-r_w ²K_c/I_w)

c₂＝-(C_c/m_f+C_c/m_r)              d₂＝-(C_c/m_f-r_w ²C_c/I_w)

c₃＝-K_gf/m_f                     d₃＝-(K_gf/m_f-r_w ²K_gf/I_w+K_gf/m_tf)

c₄＝-C_gf/m_f                     d₄＝-(C_gf/m_f-r_w ²C_gf/I_w+C_gf/m_tf)

c₅＝K_gr/m_r

c₆＝C_gr/m_r

e₁＝(K_c/m_r-r_w ²K_c/I_w)            q₁＝-1/m_tf

e₂＝(C_c/m_r-r_w ²C_c/I_w)             q₂＝-1/m_tr

e₅＝(K_gr/m_r+r_w ²K_gr/I_w+K_gr/m_tr)  q₃＝-r_w/I_w

e₆＝(C_gr/m_r+r_w ²C_gr/I_w+C_gr/m_tr)

相对位移速度dx_wf/dt——其为从动轮转轴与从动轮轮胎路面接地点之间沿车体纵向的相对位移量x_wf的第一阶微分——可以用作表示从动轮(前轮)轮胎的纵向振动的内部状态量。基于公式19的状态方程，相对位移速度由以下公式20表达。

(公式20)

$y_1={\mathrm{dx}}_{\mathrm{wf}}/\mathrm{dt}=x_4=\left[\begin{array}{cccccc}0& 0& 0& 1& 0& 0\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\\ x_5\\ x_6\end{array}\right]$

而且，相对位移速度dx_wr/dt——其为驱动轮转轴与驱动轮轮胎路面接地点之间沿车体纵向的相对位移量x_wr的第一阶微分——可以用作表示驱动轮(后轮)轮胎的纵向振动的内部状态量。基于公式19的状态方程，相对位移速度由以下公式21表达。

(公式21)

$y_2={\mathrm{dx}}_{\mathrm{wr}}/\mathrm{dt}=x_6=\left[\begin{array}{cccccc}0& 0& 0& 0& 0& 1\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\\ x_5\\ x_6\end{array}\right]$

进一步地，位移速度dx_l/dt——其为虚拟中间耦连元件80和90的位移量x_l的第一阶微分——可以用作表示虚拟中间耦连元件80和90的纵向振动的内部状态量。基于公式19的状态方程，相对位移速度由以下公式22表达。

(公式22)

$y_3={\mathrm{dx}}_l/\mathrm{dt}=x_2=\left[\begin{array}{cccccc}0& 1& 0& 0& 0& 0\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\\ x_5\\ x_6\end{array}\right]$

图3的轮胎控制系统40中的从动轮轮胎纵向振动估算/控制单元43将有关右前轮和左前轮的根据上述公式20计算出的相对位移速度y₁作为内部状态量输出到控制器，如图6所示。控制器将给定的状态反馈增益Ks乘以相对位移速度y₁来计算制动力校正量。在此情形下，状态反馈增益Ks设为使得相对位移速度y₁可以迅速趋近于零。制动力校正量通过反馈输入到轮胎振动模型，并且还作为各右前轮和左前轮的制动力校正量输出到轮胎振动校正制动力计算单元44。

另外，如图7所示，轮胎控制系统40中的驱动轮轮胎纵向振动估算/控制单元41将有关右后轮和左后轮的根据上述公式21计算出的相对位移速度y₂作为内部状态量输出到控制器。控制器将给定的状态反馈增益Ks乘以相对位移速度y₂以计算制动力校正量。制动力校正量通过反馈输入到轮胎振动模型，并且还作为各右后轮和左后轮的制动力校正量输出到轮胎振动校正制动力计算单元44。

进一步地，如图8所示，轮胎控制系统40中的虚拟中间耦连元件纵向振动估算/控制单元42分别将有关一对FL轮和RR轮以及一对FR轮和RL轮的根据上述公式22计算出的位移速度y₃作为内部状态量输出到控制器。控制器将给定的状态反馈增益Ks乘以相对位移速度y₃以计算制动力校正量。制动力校正量通过反馈输入到每对中的虚拟中间耦连元件模型，并且还作为有关FL轮和RR轮以及FR轮和RL轮的制动力校正量输出到轮胎振动校正制动力计算单元44。

在由虚拟中间耦连元件纵向振动估算/控制单元42计算的制动力校正量中，正负号可以颠倒，然后输出到轮胎振动校正制动力计算单元44。当制动力校正量的正负号颠倒时，不抑制虚拟中间耦连元件80和90的振动，而是相反地，连接制动力以激励振动。

然而，如上所述，虚拟中间耦连元件80和90是假想的且仅仅是虚拟的。因此，即使校正制动力使得虚拟中间耦连元件80和90振动，振动也不会真的变大。相反，当校正制动力而使得虚拟中间耦连元件80和90振动时，可以将由FL轮和RR轮构成的传动系统和由FR轮和RL轮构成的传动系统的固有频率移向较低频率的一侧。由此，可以隔离传动系统中的振动。

轮胎振动校正制动力计算单元44综合FL轮、RR轮、FR轮和RL轮中的制动力校正量以计算有关各车轮的制动力校正量。优选地，计算各独立车轮中的制动力校正量。可替代地，例如右前轮和左前轮以及右后轮和左后轮分别组对以计算共同的制动力校正量。类似地，通过上述构造，可在一定程度上抑制轮胎振动。由此，轮胎振动得以抑制，从而可以实现优点以改善轮胎的刚度感觉。

随后将描述图3中的底盘控制系统50。如图3所示，底盘控制系统50包括具有底盘振动模型的底盘纵向振动估算/控制单元51，所述底盘振动模型输入由前轮轴和后轮轴受到的沿平移方向的反作用力，并表达沿底盘纵向的运动状态。底盘纵向振动估算/控制单元51计算用于抑制底盘沿纵向的振动的制动力校正量。

将参见图9来描述与底盘振动模型相关的特定运动方式。底盘具有悬架臂的纵向弯曲刚度、以及作为内部振动元件的车架及套筒的刚度。为此，位于底盘各部分处的内部振动元件(弹性元件)整体上近似为简单的弹簧和阻尼元件，且这些元件设置在前轮轴、后轮轴与底盘车架之间。

图9为示出由上述概念形成的底盘振动模型的模型图。公式23到公式25表达了作为计算运动方程的基础的基本方程，所述方程用于表示底盘振动模型中的纵向振动。公式23是与底盘车架相关的方程，公式24是与前轮轴相关的方程，而公式25是与后轮轴相关的方程。

(公式23)

$M{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_l=-K_{\mathrm{cf}}(x_l-x_{\mathrm{ltf}})-C_{\mathrm{cf}}({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltf}})-K_{\mathrm{cr}}(x_l-x_{\mathrm{ltr}})-C_{\mathrm{cr}}({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltr}})$

(公式24)

$m_f{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltf}}=-K_{\mathrm{cf}}(x_{\mathrm{ltf}}-x_l)-C_{\mathrm{cf}}({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltf}}-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l)+F_f$

(公式25)

$m_r{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltr}}=-K_{\mathrm{cr}}(x_{\mathrm{ltr}}-x_l)-C_{\mathrm{cr}}({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltr}}-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_l)+F_t$

在上述公式中，

M是底盘车架的质量；

x_l是底盘车架在地面固定坐标系中的位移量；

K_cf是在前轮轴与底盘车架之间沿纵向的弹簧刚度；

x_ltf是前轮轴在地面固定坐标系中的位移量；

C_cf是在前轮轴与底盘车架之间沿纵向的衰减系数；

K_cr是在后轮轴与底盘车架之间沿纵向的弹簧刚度；

x_ltr是后轮轴在地面固定坐标系中的位移量；

C_cr是在后轮轴与底盘车架之间沿纵向的衰减系数；

m_f是前轮的簧下质量；

F_f是从前轮轮胎传播到前轮轴的平移力；

m_r是后轮的簧下质量；以及

F_t是从后轮轮胎传播到后轮轴的平移力。

在上述表达式中，当前轮轴和底盘车架之间的相对位移量定义为x_lf时，则相对位移量x_lf对应于底盘车架位移量x_l和前轮轴位移量x_ltf之间的差。由此，通过上述的基本公式获得由以下公式26表示的运动方程。

(公式26)

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lf}}={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_l-{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltf}}=-K_{\mathrm{cf}}(1/M+1/m_f)x_{\mathrm{lf}}-C_{\mathrm{cf}}(1/M+1/m_f){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lf}}-K_{\mathrm{cr}}/{\mathrm{Mx}}_{\mathrm{lr}}-C_{\mathrm{cr}}/M{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lr}}-(1/m_f)F_f$

而且，当后轮轴和底盘车架之间的相对位移量定义为x_lr时，则相对位移量x_lr对应于底盘车架位移量x_l和后轮轴位移量x_ltr之间的差。由此，通过上述的基本公式获得由以下公式27表示的运动方程。

(公式27)

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lr}}={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_l-{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{ltr}}=-K_{\mathrm{cf}}/{\mathrm{Mx}}_{\mathrm{lf}}-C_{\mathrm{cf}}/M{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lf}}-K_{\mathrm{cr}}(1/M+1/m_r)x_{\mathrm{lr}}-C_{\mathrm{cr}}(1/M+1/m_r){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lr}}-(1/m_r)F_t$

其中状态变量x₁到x₄和u₁及u₂由以下公式28定义。

(公式28)

x₁＝x_lf， $x_2={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lf}},$ x₃＝x_lr， $x_4={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lr}},$ u₁＝F_f，u₂＝F_t

 然后，状态变量x₁到x₄的相应的第一阶微分可由公式29到32表达。

(公式29)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_1={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lf}}=x_2$

(公式30)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_2={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lf}}=-K_{\mathrm{cf}}(1/M+1/m_f)x_{\mathrm{lf}}-C_{\mathrm{cf}}(1/M+1/m_r){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lf}}-K_{\mathrm{cr}}/{\mathrm{Mx}}_{\mathrm{lr}}-C_{\mathrm{cr}}/M{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lr}}-(1/m_f)F_f$

$=a_1{x}_1+a_2{x}_2+a_3{x}_3+a_4{x}_4+p_1{u}_1$

(公式31)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_3={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lr}}=x_4$

(公式32)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_4={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lr}}=-K_{\mathrm{cf}}/{\mathrm{Mx}}_{\mathrm{lf}}-C_{\mathrm{cf}}/M{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lf}}-K_{\mathrm{cr}}(1/M+1/m_r)x_{\mathrm{lr}}-C_{\mathrm{cr}}(1/M+1/m_r){\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{lr}}-(1/m_r)F_t$

$=b_1{x}_1+b_2{x}_2+b_3{x}_3+b_4{x}_4+p_2{u}_2$

上述公式28到32组合到一起以得到由以下公式33表达的状态方程。

(公式33)

$\left[\begin{array}{ccc}{\mathrm{dx}}_1& /& \mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_2& /& \mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_3& /& \mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_4& /& \mathrm{dt}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cccc}0& 1& 0& 0\\ a_1& a_2& a_3& a_4\\ 0& 0& 0& 1\\ b_1& b_2& b_3& b_4\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\end{array}\right]+\left[\begin{array}{cc}0& 0\\ p_1& 0\\ 0& 0\\ 0& p_2\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{u}_1\\ u_2\end{array}\right]$

a₁＝-K_cf(1/M+1/m_f)      b₁＝-K_cf/M            p₁＝-1/m_f

a₂＝-C_cf(1/M+1/m_f)      b₂＝-C_cf/M            p₂＝-1/m_r

a₃＝-K_cr/M              b₃＝-K_cr(1/M+1/m_r)

a₄＝-C_cr/M              b₄＝-C_cr(1/M+1/m_r)

相对位移速度y——其是作为前轮轴位移量x_ltf和后轮轴位移量x_ltr之间的差的相对位移(x_ltf-x_ltr)的第一阶微分——可用作表达底盘振动模型中的纵向振动的内部状态量。基于公式33的状态方程，相对位移速度y由以下公式34表示。

(公式34)

$y={\mathrm{dx}}_{\mathrm{ltf}}/\mathrm{dt}-{\mathrm{dx}}_{\mathrm{ltr}}/\mathrm{dt}=({\mathrm{dx}}_l/\mathrm{dt}-{\mathrm{dx}}_{\mathrm{ltr}}/\mathrm{dt})-({\mathrm{dx}}_l/\mathrm{dt}-{\mathrm{dx}}_{\mathrm{ltf}}/\mathrm{dt})$

$={\mathrm{dx}}_{\mathrm{lr}}/\mathrm{dt}-{\mathrm{dx}}_{\mathrm{lf}}/\mathrm{dt}$

$=x4-x2$

$=\left[\begin{array}{cccc}0& -1& 0& 1\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\end{array}\right]$

图3的底盘控制系统50中的底盘纵向振动估算/控制单元51分成由FL轮到RR轮对角线元件形成的一个系统和由FR轮到RL轮对角线元件形成的另一个系统，如图10所示。在各系统中，通过上述公式34计算的相对位移速度y作为内部状态量输出到控制器。控制器将给定的状态反馈增益Ks乘以相对位移速度y以计算前轮轴目标平移力和后轮轴目标平移力，以使得各系统中的相对位移速度y迅速趋近于零。相对位移速度y包括与前轮轴和底盘车架之间的相对位移速度dx_lf/dt以及后轮轴和底盘车架之间的相对位移速度dx_lr/dt相关的项。为此，通过相应的项计算出前轮轴目标平移力和后轮轴目标平移力。

分别计算出的有关FL轮到RR轮对角线元件和FR轮到RL轮对角线元件的前轮轴目标平移力和后轮轴目标平移力输出到底盘振动校正制动力计算单元52中的前轮轴平移力和(/)制动力转换单元53与后轮轴平移力和制动力转换单元54。

前轮轴平移力/制动力转换单元53与后轮轴平移力/制动力转换单元54分别将输入其中的前轮轴目标平移力与后轮轴目标平移力转换成各车轮的制动力校正量。在转换中，将能够使与输入的目标平移力对应的力分别作用在轴上的制动力计算成制动力校正量。

图3中的校正制动力输出单元70在每个车轮中叠加从轮胎控制系统40输出的制动力校正量以及从底盘控制系统50输出的制动力校正量，以计算每个车轮中的一个制动力校正量。

底盘振动的频带和轮胎振动的频带彼此不同。因此，在校正制动力输出单元70中，来自于轮胎控制系统40的制动力校正量和来自于底盘控制系统50的制动力校正量的频带也彼此不同。由此，即使各制动力校正量叠加，相应的校正分量也会保持，从而使得可以抑制底盘振动以及轮胎振动。如上所述，作为相应的制动力校正量，可计算有关右前轮和左前轮以及右后轮和左后轮的共同的制动力校正量。

随后，将对图3中的车辆控制系统60进行描述。如图3所示，车辆控制系统60包括具有车体振动模型的车体纵倾振动和(/)垂直振动估算/控制单元61。车体振动模型输入在底盘控制系统50中计算的、从前轮轴和后轮轴接收到的平移力以及由施加在作为驱动轴的后轮轴上的驱动扭矩直接作用于车体的驱动扭矩反作用力，以表达车体的纵倾振动和垂直振动(弹跳振动)。车体纵倾振动/垂直振动估算/控制单元61通过车体振动模型来计算用于抑制纵倾振动和垂直振动的驱动扭矩校正量。进一步地，车辆控制系统60包括具有车体振动模型的车体侧倾振动和(/)发动机侧倾振动估算/控制单元62。车体振动模型输入沿横向施加在前轮上的路面反作用力以及驱动扭矩反作用力，以表达车体侧倾振动和发动机侧倾振动。车体侧倾振动/发动机侧倾振动估算/控制单元62通过车体振动模型来计算用于抑制车体侧倾振动和发动机侧倾振动的驱动扭矩校正量。

发动机通过发动机支座安装在底盘车架上。发动机的重量很重，并且大大影响车体的侧倾振动，因此其模拟为车体的一个部分。

首先，参见图11来描述与车体振动模型相关的特定运动方程，其表达了车体的纵倾振动和垂直振动(弹跳振动)。在构造车体振动模型时，考虑了由于前轮侧悬架和后轮侧悬架导致的沿垂直方向的弹簧和阻尼元件、以及由于前轮轮胎和后轮轮胎的弹性导致的沿垂直方向的弹簧和阻尼元件。沿悬架垂直方向的弹簧和阻尼元件不仅包括卷簧和阻尼单元，还包括作为一个整体在垂直方向上的刚度——包括悬架臂的弯曲刚度以及各套筒的刚度。

在图11中示出表达纵倾振动和弹跳振动的车体振动模型。在车体振动模型中，公式35到公式38表示了作为计算运动方程的基础的基本方程，其表示了纵倾振动和弹跳振动。公式35是与底盘车架的垂直运动相关的方程，公式36是与前轮旋转中心的垂直运动相关的方程，公式37是与后轮旋转中心的垂直运动相关的方程，而公式38是与车体的纵倾运动相关的方程。

(公式35)

$M\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}=-K_f(x_v-x_{\mathrm{tf}}+L_f{\mathrm{\&theta;}}_p)-C_f({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}+L_f{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p)-K_r(x_v-x_{\mathrm{tr}}+L_r{\mathrm{\&theta;}}_p)-C_r({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}+L_r{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p)$

(公式36)

$m_f{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}=-K_f\{x_{\mathrm{tf}}-(x_v+L_f{\mathrm{\&theta;}}_p)\}-C_f\{{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}-({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v+L_f{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p)\}-K_{\mathrm{tf}}{x}_{\mathrm{tf}}-C_{\mathrm{tf}}{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}$

(公式37)

$m_r{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}=-K_r\{x_{\mathrm{tr}}-(x_v+L_v{\mathrm{\&theta;}}_p)\}-C_r\{{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}-\left({\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v{+L}_r{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p\right)\}-K_{\mathrm{tr}}{x}_{\mathrm{tr}}-C_{\mathrm{tr}}{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}$

(公式38)

$I_p{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p=-L_f\left\{K_f(x_v-x_{\mathrm{tf}}+L_f{\mathrm{\&theta;}}_p)\right\}+C_f\left\{{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}+L_f{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p)\right\}+L_r\{K_r(x_v-x_{\mathrm{tr}}-L_r{\mathrm{\&theta;}}_p)+C_r\{{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}-L_r{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p)\}$

$-(h_{\mathrm{cg}}-r_t){\mathrm{\&Delta;F}}_f+(h_{\mathrm{cg}}-r_t){\mathrm{\&Delta;F}}_t+(1/2)\mathrm{\&Delta;}{T}_w$

在上述的公式中：

M是簧上质量；

x_v是车体沿垂直方向的位移量；

K_f是前轮悬架弹簧的刚度；

x_tf是前轮轴沿垂直方向的位移量；

L_f是车辆重心与前轮轴之间的距离；

θ_p是簧上纵倾角(纵倾转动中心点＝车辆重心)；

C_f是前轮悬架阻尼衰减系数；

K_r是后轮悬架弹簧刚度；

x_tr是后轮轴沿垂直方向的位移量；

L_r是车辆重心与后轮轴之间的距离；

C_r是后轮悬架阻尼衰减系数；

m_f是前轮簧下质量；

K_tf是前轮轮胎沿垂直方向的弹簧刚度；

C_tf是前轮轮胎沿垂直方向的衰减系数；

m_r是后轮簧下质量；

K_tr是后轮轮胎沿垂直方向的弹簧刚度；

C_tr是后轮轮胎沿垂直方向的衰减系数；

I_p是簧上纵倾惯性矩；

h_cg是车辆重心点的高度(以路面为基准)；

r_t是轮胎半径；

F_f是作用在前轮轴上的、由轮胎振动模型的内部状态量限定的平移力；

F_t是作用在后轮轴上的、由轮胎振动模型的内部状态量限定的平移力；以及

T_w是作用在驱动轮轴上的驱动扭矩。

类似地，在车体振动模型中，沿对角线方向的前后轮(FR轮与RL轮以及FL轮与RR轮)被结合在一起，以叠加由两组对角线元件导致的驱动扭矩校正量。为此，各方程中的所有弹簧常数、衰减率以及质量描述为针对每个车轮的值。

上述公式35到公式38可分别改写成以下的公式39到公式42。

(公式39)

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_v=-(K_f+K_r)/{\mathrm{Mx}}_v-(C_f+C_r)/M{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v+K_f/M{x}_{\mathrm{tf}}+C_f/M{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}+K_r/M{x}_{\mathrm{tr}}+C_r/M{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}$

$-(K_f{L}_f-K_r{L}_r)/M{\mathrm{\&theta;}}_p-(C_f{L}_f-C_r{L}_r)/M{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p$

(公式40)

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}=K_f/m_f{x}_v+C_f/m_f{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v-(K_f+K_{\mathrm{tf}})/m_f{x}_{\mathrm{tf}}-(C_f+C_{\mathrm{tf}})m_f{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}+K_f{L}_f/m_f{\mathrm{\&theta;}}_p+C_f{L}_f/m_f{\stackrel{\&CenterDot;}{\text{\&theta;}}}_p$

(公式41)

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}=K_r/m_r{x}_v+C_r/m_r{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v-(K_r+K_{\mathrm{tr}})/m_r{x}_{\mathrm{tr}}-(C_r+C_{\mathrm{tr}})m_r{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}+K_r{L}_r/m_r{\mathrm{\&theta;}}_p-C_r{L}_r/m_r{\stackrel{\&CenterDot;}{\text{\&theta;}}}_p$

(公式42)

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p=-(K_f{L}_f-K_r{L}_r)/I_p{x}_v-(C_f{L}_f-C_r{L}_r)/I_p{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v+K_f{L}_f/I_p{x}_{\mathrm{tf}}+C_f{L}_f/I_p{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}$

$-K_r{L}_r/I_p{x}_{\mathrm{tr}}-C_r{L}_r/I_p{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}-(K_f{L_f}^2+K_r{L_r}^2)/I_p{\mathrm{\&theta;}}_p-(C_f{L_f}^2+C_r{L_r}^2)I_p{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p$

$-(h_{\mathrm{cg}}-r_t)/I_p\mathrm{\&Delta;}{F}_f+(h_{\mathrm{cg}}-r_t)/I_p\mathrm{\&Delta;}{F}_t+(1/2I_p)\mathrm{\&Delta;}{T}_w$

状态变量x₁到x₈以及u₁到u₃由以下公式43定义。

(公式43)

x₁＝x_v， $x_2={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v,$ x₃＝x_tf， $x_4={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}},$ x₅＝x_tr， $x_6={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}},$ x₇＝θ_p， $x_8={\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p$

u₁＝ΔF_bf，u₂＝ΔF_br，u₃＝ΔT_w，

然后，状态变量x₁到x₈的各第一阶微分可由公式44到51表示。

(公式44)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_1={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v=x_2$

(公式45)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_2={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_v=-(K_f+K_r)/{\mathrm{Mx}}_v-(C_f+C_r)/M{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v+K_f/{\mathrm{Mx}}_{\mathrm{tf}}+C_f/M{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}+K_r/{\mathrm{Mx}}_{\mathrm{tr}}+C_{r}M{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}$

$-(K_f{L}_f-K_r{L}_r)/M{\mathrm{\&theta;}}_p-(C_f{L}_f-C_r{L}_r)M{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p$

$=a_1{x}_1+a_2{x}_2+a_3{x}_3+a_4{x}_4+a_5{x}_5+a_6{x}_6+a_7{x}_7+a_8{x}_8$

(公式46)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_3={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}=x_4$

(公式47)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_4={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}=K_f/m_f{x}_v+C_f/m_f{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v-(K_f+K_{\mathrm{tf}})/m_f{x}_{\mathrm{tf}}$

$-(C_f+C_{\mathrm{tf}})/m_f{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}+K_f{L}_f/m_f{\mathrm{\&theta;}}_p+C_f{L}_f/m_f{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p$

$=b_1{x}_1+b_2{x}_2+b_3{x}_3+b_4{x}_4+b_7{x}_7+b_8{x}_8$

(公式48)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_5={\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}=x_6$

(公式49)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_6={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}=K_r/m_r{x}_v+C_r/m_r{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v-(K_r+K_{\mathrm{tr}})/m_r{x}_{\mathrm{tr}}-(C_r+C_{\mathrm{tr}})/m_r{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}-K_r{L}_r/m_r{\mathrm{\&theta;}}_p-C_r{L}_r/m_r{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p$

$=c_1{x}_1+c_2{x}_2+c_5{x}_5+c_6{x}_6+c_7{x}_7+c_8{x}_8$

(公式50)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_7={\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p=x_8$

(公式51)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_8={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p=-(K_f{L}_f-K_r{L}_r)/I_p{x}_v-(C_f{L}_f-C_r{L}_r)/I_p{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v+K_f{L}_f/I_p{x}_{\mathrm{tf}}+C_f{L}_f/I_p{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tf}}$

$-K_r{L}_r/I_p{x}_{\mathrm{tr}}-C_r{L}_r/I_p{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{tr}}-(K_f{L_f}^2+K_r{L_r}^2)/I_p{\mathrm{\&theta;}}_p-(C_f{L_f}^2+C_r{L_r}^2)/I_p{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p$

$-(h_{\mathrm{cg}}-r_t)/I_p{\mathrm{\&Delta;F}}_f+(h_{\mathrm{cg}}-r_t)/I_p\mathrm{\&Delta;}{F}_t+(1/2I_p)\mathrm{\&Delta;}{T}_w$

$=d_1{x}_1+d_2{x}_2+d_3{x}_3+d_4{x}_4+d_5{x}_5+d_6{x}_6+d_7{x}_7+d_8{x}_8+z_1{u}_1+z_2{u}_2+z_3{u}_3$

上述公式44到51组合在一起形成由以下公式52表示的状态方程。

(公式52)

$\left[\begin{array}{c}{\mathrm{dx}}_1/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_2/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_3/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_4/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_5/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_6/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_7/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_8/\mathrm{dt}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cccccccc}0& 1& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ a_1& a_2& a_3& a_4& a_5& a_6& a_7& a_8\\ 0& 0& 0& 1& 0& 0& 0& 0\\ b_1& b_2& b_3& b_4& 0& 0& b_7& b_8\\ 0& 0& 0& 0& 0& 1& 0& 0\\ c_1& c_2& 0& 0& c_5& c_6& c_7& c_8\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 1\\ d_1& d_2& d_3& d_4& d_5& d_6& d_7& d_8\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\\ x_5\\ x_6\\ x_7\\ x_8\end{array}\right]+\left[\begin{array}{ccc}0& 0& 0\\ 0& 0& 0\\ 0& 0& 0\\ 0& 0& 0\\ 0& 0& 0\\ 0& 0& 0\\ 0& 0& 0\\ z_1& z_2& z_3\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{u}_1\\ u_2\\ u_3\end{array}\right]$

a₁＝-(K_f+K_r)/M          b₁＝K_f/m_f           c₁＝K_r/m_r

a₂＝-(C_f+C_r)/M          b₂＝C_f/m_f           c₂＝C_r/m_r

a₃＝K_f/M                b₃＝-(K_f+K_tf)/m_f    c₅＝-(K_r+K_tr)/m_r

a₄＝C_f/M                b₄＝-(C_f+C_tf)/m_f    c₆＝-(C_r+C_tr)/m_r

a₅＝K_r/M                b₇＝K_fL_f/m_f         c₇＝-K_rL_r/m_r

a₆＝C_r/M                b₈＝C_fL_f/m_f         c₈＝-C_rL_r/m_r

a₇＝-(K_fL_f-K_rL_r)/M

a₈＝-(C_fL_f-C_rL_r)/M

d₁＝-(K_fL_f-K_rL_r)/I_p              z₁＝-(h_cg-r_t)/I_p

d₂＝-(C_fL_f-C_rL_r)/I_p              z₂＝(h_cg-r_t)/I_p

d₃＝K_fL_f/I_p                      z₃＝1/2I_p

d₄＝C_fL_f/I_p

d₅＝-K_rL_r/I_p

d₆＝-C_rL_r/I_p

d₇＝-(K_fL_f ²+K_rL_r ²)/I_p

d₈＝-(C_fL_f ²+C_rL_r ²)/I_p

作为簧上纵倾角θ_p的第一阶微分的簧上纵倾速度y₁可以用作车体振动模型中表示纵倾振动的内部状态量。基于公式52的状态方程，簧上纵倾速度y₁由以下公式53表示。

(公式53)

$y_1={\mathrm{d\&theta;}}_p/\mathrm{dt}=x_8=\left[\begin{array}{cccccccc}0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 1\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\\ x_5\\ x_6\\ x_7\\ x_8\end{array}\right]$

而且，作为车体沿垂直方向的位移量x_v的第一阶微分的车辆垂直速度y₂可以用作车体振动模型中表示垂直振动(弹跳振动)的内部状态量。基于公式52的状态方程，位移速度y₂由以下公式54表示。

(公式54)

$y_2={\mathrm{dx}}_v/\mathrm{dt}=x_2=\left[\begin{array}{cccccccc}0& 1& 0& 0& 0& 0& 0& 0\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\\ x_5\\ x_6\\ x_7\\ x_8\end{array}\right]$

图3的车体控制系统60中的车体纵倾振动/垂直振动估算/控制单元61包括纵倾振动隔离控制单元65和弹跳振动抑制控制单元66，如图12所示。纵倾振动隔离控制单元65和弹跳振动抑制控制单元66计算分别用于抑制纵倾振动和弹跳振动的驱动扭矩校正量。车体纵倾振动/垂直振动估算/控制单元61叠加这些驱动扭矩校正量以将这些量组合在一起，并输出一个驱动扭矩校正量。

图13进一步示出了纵倾振动隔离控制单元65的详细功能性结构。FL轮到RR轮对角线元件的簧上纵倾振动模型以及FR轮到RL轮对角线元件的簧上纵倾振动模型形成于FL轮到RR轮对角线元件控制单元以及FR轮到RL轮对角线元件控制单元中。相应的簧上纵倾振动模型输出根据上述公式53计算的簧上纵倾速度y₁以作为表示纵倾振动的内部状态量。控制器将簧上纵倾速度y₁乘以给定的状态反馈增益Ks以计算扭矩校正量。

当分别由FL轮到RR轮对角线元件控制单元以及FR轮到RL轮对角线元件控制单元输出的驱动扭矩校正量组合到一起以进行振动隔离时，由FL轮到RR轮对角线元件控制单元计算出的驱动扭矩校正量和由FR轮到RL轮对角线元件控制单元计算出的驱动扭矩校正量的正负号被颠倒，其后各驱动扭矩校正量叠加到一起来计算用于抑制纵倾振动的驱动扭矩校正量。

图14中示出了图12的弹跳振动隔离控制单元66的详细功能性结构。如图14中所示，与纵倾振动隔离控制单元65类似，FL轮到RR轮对角线元件的簧上弹跳振动模型以及FR轮到RL轮对角线元件的簧上弹跳振动模型形成于FL轮到RR轮对角线元件控制单元以及FR轮到RL轮对角线元件控制单元中。相应的簧上弹跳振动模型输出根据上述公式54计算的车体沿垂直方向的位移速度y₂以作为表示弹跳振动的内部状态量。控制器将车体沿垂直方向的位移速度y₂乘以给定的状态反馈增益Ks以计算扭矩校正量。

分别由FL轮到RR轮对角线元件控制单元以及FR轮到RL轮对角线元件控制单元输出的驱动扭矩校正量组合到一起，以获得用于抑制弹跳振动的驱动扭矩校正量。

在上述示例中，簧上纵倾速度y₁用作表示纵倾振动的内部状态量，而车体沿垂直方向的位移速度y₂用作表示弹跳振动的内部状态量。可替代地，可以通过其它参数来抑制纵倾振动和弹跳振动。

例如，当发生纵倾振动时，前轮接地负载和后轮接地负载以相反的相位变化。另一方面，当发生弹跳振动时，前轮接地负载和后轮接地负载以相同的相位变化。由此，前轮接地负载和后轮接地负载是与簧上(车体)振动状态相关的参数。为此，表示前轮接地负载变化的前轮负载变动率和表示后轮接地负载变化的后轮负载变动率可用作表示纵倾振动和弹跳振动的内部状态量。

前轮负载变动率由以下公式55表示，而后轮负载变动率由以下公式56表示。前轮负载变动率和后轮负载变动率可分别乘以状态反馈增益，从而可以计算出用于抑制纵倾振动和弹跳振动的驱动扭矩校正量。

(公式55)

$y=C_{\mathrm{tf}}d{x}_{\mathrm{tf}}/\mathrm{dt}={C_{\mathrm{tf}}x}_4=\left[\begin{array}{cccccccc}0& 0& 0& C_{\mathrm{tf}}& 0& 0& 0& 0\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\\ x_5\\ x_6\\ x_7\\ x_8\end{array}\right]$

(公式56)

$y=C_{\mathrm{tr}}d{x}_{\mathrm{tr}}/\mathrm{dt}={C_{\mathrm{tr}}x}_6=\left[\begin{array}{cccccccc}0& 0& 0& 0& 0& C_{\mathrm{tr}}& 0& 0\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\\ x_5\\ x_6\\ x_7\\ x_8\end{array}\right]$

而且，当前轮接地负载和后轮接地负载由于纵倾振动和弹跳振动而变化时，因为各轮胎产生的回转能力变化，所以用于表示车辆转向稳定性指标的稳定系数也改变。为此，稳定系数的变动率可用作表示纵倾振动和弹跳振动的内部状态量。

稳定系数的变动率由以下公式57表示。稳定系数的变动率乘以状态反馈增益，该状态反馈增益设定为使得变动率趋近于零，从而可以计算出驱动扭矩校正量。

(公式57)

$y=d(S.F.)/\mathrm{dt}=-C_w{L}_f{C}_{\mathrm{tf}}{x}_4+C_w{L}_r{C}_{\mathrm{tr}}{x}_6$

$=\left[\begin{array}{cccccccc}0& 0& 0& p_1& 0& p_2& 0& 0\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\\ x_5\\ x_6\\ x_7\\ x_8\end{array}\right](p_1=-C_w{L}_f{C}_{\mathrm{tf}},p_2=C_w{L}_r{C}_{\mathrm{tr}})$

随后，参见图15A和15B来描述一特定的运动方程，该特定的运动方程涉及表达了车体侧倾振动与发动机侧倾振动的车体振动模型。车体振动模型输入作用在前轮轴上的、由前轮横向路面反作用力估算单元32计算的横向反作用力以及来自于通过发动机支座安装在底盘车架上的发动机(和变速器)的反作用力，以模拟绕车体侧倾中心的侧倾振动和绕发动机侧倾中心的侧倾振动。

在形成车体振动模型时，考虑了由前轮侧悬架和后轮侧悬架导致的沿垂直方向的弹簧和阻尼元件以及发动机支座的弹簧和阻尼元件。

图15A和15B示出用于表示车体侧倾振动和发动机侧倾振动而形成的车体振动模型。在车体振动模型中，公式58到公式59表示了作为用于计算运动方程的基础的基本公式，所述运动方程表示车体侧倾振动和发动机侧倾振动。公式58是与发动机(以及变速器)沿侧倾方向的运动相关的方程，而公式59是与车体沿侧倾方向的运动相关的方程。

(公式58)

$I_e{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e=-(w_e/2)K_e[(w_e/2){\mathrm{\&theta;}}_e-\{(w_e/2){\mathrm{\&theta;}}_r+x_v\left\}\right]-(w_e/2)C_e[(w_e/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e-\{(w_e/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r+{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v\left\}\right]$

$-(w_e/2)K_e[(w_e/2){\mathrm{\&theta;}}_e-\{(w_e/2){\mathrm{\&theta;}}_r-x_v\left\}\right]-(w_e/2)C_e[(w_e/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e-\{(w_e/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v\left\}\right]+{\mathrm{\&Delta;T}}_o$

(公式59)

$I_r{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r=-(w_f/2)\left[K_{\mathrm{sf}}\right\{x_v+L_f{\mathrm{\&theta;}}_p+(w_f/2){\text{\&theta;}}_r-x_{\mathrm{vtf}}\}+C_{\mathrm{sf}}\{{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v+L_f{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p+(w_f/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{vtf}}\left\}\right]$

$+(w_f/2)\left[K_{\mathrm{sf}}\right\{x_v+L_f{\mathrm{\&theta;}}_p-(w_f/2){\text{\&theta;}}_r-x_{\mathrm{vtf}}\}+C_{\mathrm{sf}}\{{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v+L_f{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p+(w_f/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{vtf}}\left\}\right]$

$-(w_r/2)\left[K_{\mathrm{sr}}\right\{x_v-L_r{\mathrm{\&theta;}}_p+(w_r/2){\text{\&theta;}}_r-x_{\mathrm{vtr}}\}+C_{\mathrm{sr}}\{{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v-L_r{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p+(w_r/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{vtr}}\left\}\right]$

$+(w_r/2)\left[K_{\mathrm{sr}}\right\{x_v-L_r{\mathrm{\&theta;}}_p-(w_r/2){\text{\&theta;}}_r-x_{\mathrm{vtr}}\}+C_{\mathrm{sr}}\{{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v+L_r{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_p-(w_r/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_{\mathrm{vtr}}\left\}\right]$

$-(w_e/2)\left[K_e\right\{(w_e/2){\mathrm{\&theta;}}_r+x_v-(w_e/2){\mathrm{\&theta;}}_e\}+C_e\{(w_e/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r+{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v-(w_e/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e\left\}\right]$

$-(w_e/2)\left[K_e\right\{(w_e/2){\mathrm{\&theta;}}_r-x_v-(w_e/2){\mathrm{\&theta;}}_e\}+C_e\{(w_e/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r-{\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_v-(w_e/2){\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e\left\}\right]$

$-\mathrm{Mg}(h_{\mathrm{cg}}-h_r){\mathrm{\&theta;}}_r+(h_{\mathrm{cg}}-r_t){\mathrm{\&Delta;F}}_{y\_L}+(h_{\mathrm{cg}}-r_t){\mathrm{\&Delta;F}}_{y\_R}$

在上述公式中，

I_e是发动机(以及变速器)沿侧倾方向的惯性矩；

θ_e是发动机(以及变速器)的侧倾角(侧倾转动中心＝曲轴转动中心)；

w_e是左右发动机支座之间的距离；

K_e是一个发动机支座的弹簧刚度；

θ_r是车体的侧倾角；

x_v是车体沿垂直方向的位移量；

C_e是一个发动机支座的衰减系数；

T_o是变速器输出的输出轴扭矩；

I_r是簧上侧倾惯性矩；

w_f是前轮距；

K_sf是前轮悬架弹簧刚度；

L_f是车辆重心与前轮轴之间的距离；

θ_p是簧上侧倾角；

x_vtf是前轮轴沿垂直方向的位移量；

C_sf是前轮悬架阻尼器衰减系数；

w_r是后轮距；

K_sr是后轮悬架弹簧刚度；

L_r是车辆重心与后轮轴之间的距离；

x_vtr是后轮轴沿垂直方向的位移量；

C_sr是后轮悬架阻尼器衰减系数；

g是重力加速度；

h_cg是车辆重心的高度(以路面为基础)；

h_r是车体侧倾中心的高度(侧倾轴与纵向平行)；

r_t是轮胎半径；

F_{y_L}是作用在前轮轴上的横向平移力；以及

F_{y_R}是作用在后轮轴上的横向平移力。

上述公式58和公式59可分别改写成以下公式60和公式61。

(公式60)

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e=-({w_e}^2/2)K_e/I_e{\mathrm{\&theta;}}_e-({w_e}^2/2)C_e/I_e{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e+({w_e}^2/2)K_e/I_e{\mathrm{\&theta;}}_r+({w_e}^2/2)C_e/I_e{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r+(1/R_d{I}_e){\mathrm{\&Delta;T}}_w$

(公式61)

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r=({w_e}^2/2)K_e/I_r{\mathrm{\&theta;}}_e+({w_e}^2/2)C_e/I_r{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e$

$-\{({w_e}^2/2)K_e+({w_f}^2/2)K_{\mathrm{sf}}+({w_r}^2/2)K_{\mathrm{sr}}-\mathrm{Mg}(h_{\mathrm{cg}}-h_r)\}/I_r{\mathrm{\&theta;}}_r$

$-\{({w_e}^2/2)C_e+({w_f}^2/2)C_{\mathrm{sf}}+({w_r}^2/2)C_{\mathrm{sr}}/I_r{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r$

$+(h_{\mathrm{cg}}-r_t)/I_r{\mathrm{\&Delta;F}}_{y\_L}+(h_{\mathrm{cg}}-r_t)/I_r{\mathrm{\&Delta;F}}_{y\_R}$

其中状态变量x₁到x₄由以下公式62表达。

(公式62)

x₁＝θ_e， $x_2={\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e,$ x₃＝θ_r $x_4={\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r,$ u＝ΔT_w

然后，各状态变量x₁到x₄及u的第一阶微分可由公式63到66表示。

(公式63)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_1=x_2$

(公式64)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_2={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e=-({w_e}^2/2)K_e/I_e{\mathrm{\&theta;}}_e-({w_e}^2/2)C_e/I_e{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e+({w_e}^2/2)K_e/I_e{\mathrm{\&theta;}}_r+({w_e}^2/2)C_e/I_e{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r+1/\left(R_d{I}_e\right){\mathrm{\&Delta;T}}_w$

$=e_1{x}_1+e_2{x}_2+e_3{x}_3+e_4{x}_4+z_1{u}_1$

(公式65)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_3=x_4$

(公式66)

${\stackrel{\&CenterDot;}{x}}_4={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r=({w_e}^2/2)K_e/I_r{\mathrm{\&theta;}}_e+({w_e}^2/2)C_e/I_r{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_e$

$-\{({w_e}^2/2)K_e+({w_f}^2/2)K_{\mathrm{sf}}+({w_r}^2/2)K_{\mathrm{sr}}-\mathrm{Mg}(h_{\mathrm{cg}}-h_r)\}/I_r{\mathrm{\&theta;}}_r$

$-\{({w_e}^2/2)C_e+({w_f}^2/2)C_{\mathrm{sf}}+({w_r}^2/2)C_{\mathrm{sr}}/I_r{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&theta;}}}_r$

$-(h_{\mathrm{cg}}-r_t)/I_r{\mathrm{\&Delta;F}}_{y\_L}+(h_{\mathrm{cg}}-r_t)/I_r\mathrm{\&Delta;}{F}_{y\_R}$

$=f_1{x}_1+f_2{x}_2+f_3{x}_3+f_4{x}_4+z_2{u}_2+z_3{u}_3$

上述公式63到66组合到一起而形成由以下公式67表示的状态方程。

(公式67)

$\left[\begin{array}{c}{\mathrm{dx}}_1/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_2/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_3/\mathrm{dt}\\ {\mathrm{dx}}_4/\mathrm{dt}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cccc}0& 1& 0& 0\\ e_1& e_2& e_3& e_4\\ 0& 0& 0& 1\\ f_1& f_2& f_3& f_4\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\end{array}\right]+\left[\begin{array}{ccc}0& 0& 0\\ z_1& 0& 0\\ 0& 0& 0\\ 0& z_2& z_3\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{u}_1\\ u_2\\ u_3\end{array}\right]$

e₁＝-(w_e ²/2)K_e/I_e        z₁＝1/(R_dI_e)

e₂＝-(w_e ²/2)C_e/I_e        z₂＝(h_cg-r_t)/I_r

e₃＝(w_e ²/2)K_e/I_e         z₃＝(h_cg-r_t)/I_r

e₄＝(w_e ²/2)C_e/I_e

f₁＝(w_e ²/2)K_e/I_r

f₂＝(w_e ²/2)C_e/I_r

f₃＝-{(w_e ²/2)K_e+(w_f ²/2)K_sf+(w_r ²/2)K_sr-Mg(h_cg-h_r)}/I_r

f₄＝-{(w_e ²/2)C_e+(w_f ²/2)C_sf+(w_r ²/2)C_sr}/I_r

车辆侧倾速度y₁——其为车体侧倾角θ_r的第一阶微分——可用作车体振动模型中表示车体侧倾振动的内部状态量。车辆侧倾速度y₁由以下以公式67的状态方程为基础的公式68表示。

(公式68)

$y_1={\mathrm{d\&theta;}}_r/\mathrm{dt}=x_4=\left[\begin{array}{cccc}0& 0& 0& 1\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\end{array}\right]$

而且，发动机侧倾速度y₂——其为发动机侧倾角θ_e的第一阶微分——可用作车体振动模型中表示发动机侧倾振动的内部状态量。发动机侧倾速度y₂由以下以公式67的状态方程为基础的公式69表示。

(公式69)

$y_2={\mathrm{d\&theta;}}_e/\mathrm{dt}=x_2=\left[\begin{array}{cccc}0& 1& 0& 0\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{x}_1\\ x_2\\ x_3\\ x_4\end{array}\right]$

图3的车体控制系统60中的车体侧倾振动/发动机侧倾振动估算/控制单元62包括有用于抑制车体侧倾振动的车体侧倾振动控制单元62a和用于抑制发动机侧倾振动的发动机侧倾振动控制单元62b。

图16示出了车体侧倾振动控制单元62a的详细功能性结构。该车体侧倾振动控制单元由包括FL轮到RR轮对角线元件控制单元以及FR轮到RL轮对角线元件控制单元。然后，FL轮到RR轮对角线元件的车体侧倾振动模型和FR轮到RL轮对角线元件的车体侧倾振动模型形成于FL轮到RR轮对角线元件控制单元和FR轮到RL轮对角线元件控制单元中。相应的车体侧倾振动模型输出根据上述公式68计算的车辆侧倾角速度y₁以作为表示车体侧倾振动的内部状态量。相应的控制器将车辆侧倾角速度y₁乘以给定的状态反馈增益Ks以计算扭矩校正量。

分别由FL轮到RR轮对角线元件控制单元以及FR轮到RL轮对角线元件控制单元输出的驱动扭矩校正量叠加到一起，以获得用于抑制车体侧倾振动的驱动扭矩校正量。

图17示出了发动机侧倾振动控制单元62b的详细功能性结构。发动机侧倾振动控制单元62b具有发动机侧倾振动模型，且该发动机侧倾振动模型输出根据上述公式69计算的发动机侧倾角速度y₂以作为表示发动机侧倾振动的内部状态量。控制器将给定的状态反馈增益Ks乘以发动机侧倾角速度y₂以计算扭矩校正量。

在本实施方式中，分成并按等级排成轮胎振动模型、底盘振动模型以及车体振动模型的车辆振动模型以上述的方式形成。为此，可以将各模型表示为降阶的线性模型，且用于存储车辆振动模型的内存可以降低，同时可在发动机/驱动系统ECU 10以及制动系统ECU 20中减少基于该车辆振动模型的计算量。

本发明并不限于上述实施方式，而是可在不偏离本发明范畴的情况下作出各种变动。

例如，在上述实施方式中，发动机/驱动系统ECU 10校正赋予车辆驱动轮的驱动扭矩，以抑制产生于车体中的振动(纵倾、弹跳以及侧倾)，而制动系统ECU 20校正车辆各车轮的制动力，以抑制产生于车辆的底盘或轮胎中的振动。然而，当车辆的运动状态可以变化、且操作状态可以受控制时，可以通过控制另一待控制设备的ECU来对车体、底盘和轮胎中的任一个进行振动抑制控制。

例如，与通过内燃发动机和电动马达驱动共同的驱动轮的混合动力车辆相似，存在一种除内燃发动机外还具有电动马达作为车辆驱动源的车辆，还存在一种电动型四轮驱动车辆，其根据场合需要通过内燃发动机来驱动前轮和后轮之一、并通过电动马达来驱动其余车轮。在上述的车辆中，电动马达可受控地抑制底盘和轮胎的振动。因为电动马达的输出变化对控制指令的响应度非常高，所以电动马达可对高振动频率的底盘或轮胎的振动抑制进行适当的控制。

即使在通过电动马达来对底盘和轮胎的振动抑制进行控制的情形下，也可以利用与上述实施方式中描述的相同的底盘振动模型和轮胎振动模型。然后，可基于表示从底盘振动模型和轮胎振动模型输出的各振动状态的内部状态量来计算用于减振的驱动扭矩(校正量)。

而且，在上述实施方式中，制动系统ECU 20校正车辆各车轮的制动力，以抑制产生于车辆的底盘或轮胎中的振动。可替代地，可以利用发动机/驱动系统ECU 10执行对车体振动和底盘振动的抑制控制，而制动系统ECU 20实现对轮胎振动的抑制控制。进一步地，可以通过相应的不同的待控制设备来抑制车辆振动、底盘振动以及轮胎振动。

作为一个示例，不同的待控制设备包括多个操作内燃发动机操作状态的操作构件。也就是说，例如，相同的车辆振动模型可存储在用于控制作为不同待控制设备的调节节气门开度的马达、燃料喷射设备或点火设备的ECU中，以共享车体振动、底盘振动和轮胎振动的抑制控制。

而且，在上述实施方式中，车辆控制系统应用于前轮转向后轮驱动的前置后驱动(FR)车辆。然而，待应用的车辆可以是前置前驱动(FF)车辆或四轮驱动车辆。

Claims (9)

1.一种车辆控制系统，包括：

第一控制单元(10)和第二控制单元(20)，所述第一控制单元和所述第二控制单元分别存储相同的车辆振动模型以估算车辆各部分的振动状态，所述车辆振动模型分成车体振动模型、底盘振动模型以及轮胎振动模型；以及

第一操作设备(17)和第二操作设备(27)，所述第一操作设备和所述第二操作设备分别由所述第一控制单元和所述第二控制单元控制以改变所述车辆的运动状态，

其中所述第一控制单元(10)和所述第二控制单元(20)接收相同的待输入到所述车辆振动模型中的输入参数，并分别计算所述车辆各部分的估算振动状态，

其中所述第一控制单元(10)和所述第二控制单元(20)共用所述车体振动模型、所述底盘振动模型以及所述轮胎振动模型中的待在振动抑制中进行控制的对象模型，以及

其中所述第一控制单元(10)和所述第二控制单元(20)根据所述对象模型中的振动状态计算控制量以控制所述第一操作设备(17)和所述第二操作设备(27)。

2.如权利要求1所述的车辆控制系统，其中：

当所述第一操作设备和所述第二操作设备分别由所述第一控制单元和所述第二控制单元控制时，直到控制改变了所述车辆的运动状态为止，所述第一操作设备(17)和所述第二操作设备(27)的动态响应是不同的，且所述第二操作设备的动态响应高于所述第一操作设备的动态响应；

所述第一控制单元(10)通过作为振动抑制中的对象模型的所述车体振动模型来计算用于抑制产生于所述车体振动模型内的振动的控制量以控制所述第一操作设备；以及

所述第二控制单元(20)通过作为待在振动抑制中进行控制的对象模型的所述底盘振动模型和所述轮胎振动模型来计算用于抑制产生于所述底盘振动模型和所述轮胎振动模型内的振动的控制量以控制所述第二操作设备。

3.如权利要求2所述的车辆控制系统，其中：

所述第二控制单元(20)分别计算用于抑制产生于所述底盘振动模型内的振动的控制量和用于抑制产生于所述轮胎振动模型内的振动的控制量，并且基于由所述第一控制单元所计算出的控制量的总和来控制所述第二操作设备。

4.如权利要求1到3中任一项所述的车辆控制系统，其中：

所述第一操作设备(17)为调节所述车辆的内燃发动机操作状态的调节设备；且

所述第二操作设备(27)为在各车轮中产生制动力的制动力产生设备。

5.如权利要求4所述的车辆控制系统，其中：

所述第一控制单元(10)计算从所述内燃发动机传递到驱动轮的驱动扭矩，并通过通讯将计算出的驱动扭矩供应到所述第二控制单元；

所述第二控制单元(20)基于各车轮的轮速来计算影响所述车辆各车轮的行驶阻力，并通过通讯将计算出的行驶阻力供应到所述第一控制单元；以及

所述第一控制单元(10)和所述第二控制单元(20)至少将各车轮的行驶阻力和驱动扭矩输入到所述车辆振动模型作为输入参数。

6.如权利要求4所述的车辆控制系统，其中：

所述第一控制单元(10)基于驾驶人员的加速器踏板操作来计算基础控制量，计算用于抑制产生于所述车体振动模型中的振动的控制量作为校正控制量，并基于所述基础控制量和所述校正控制量来控制调节所述内燃发动机操作状态的发动机操作设备。

7.如权利要求4所述的车辆控制系统，其中：

所述第二控制单元(20)基于驾驶人员的制动踏板操作来计算基础控制量，计算用于抑制产生于所述底盘振动模型及所述轮胎振动模型中的振动的控制量作为校正控制量，并基于所述基础控制量和所述校正控制量来控制制动设备。

8.如权利要求1到3中任一项所述的车辆控制系统，其中：

所述车辆包括作为驱动源的用于转动地驱动车轮的内燃发动机和电动马达；

所述第一操作设备(17)为调节所述内燃发动机操作状态的发动机操作设备；以及

所述第二操作设备(27)为所述电动马达。

9.如权利要求8所述的车辆控制系统，其中：

所述内燃发动机和所述电动马达安装在所述车辆上，从而分别转动地驱动不同的车轮。

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