CN101585307A - 悬架控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供悬架控制装置，通过考虑控制减震器的非线性和时滞因素来进行模型设计，可以良好地执行振动控制。应用非线性控制之一的反向递推法，进行考虑了减震器(4)的非线性的设计，进而非线性控制器(5)使用能够以一阶时滞体系表现衰减力特性可变部〔衰减力Fu(v，i)〕的动态特性的衰减力Fu，补偿减震器(4)的动态特性，考虑控制减震器的时滞因素而构成控制系统。因此，可以抑制时间延迟，并且进行与控制减震器的特性相应的实用的控制力调整。

Description

悬架控制装置

本发明涉及通过控制减震器(damper)控制汽车等车辆的振动的悬架(suspension)控制装置。

背景技术

作为以往的悬架控制装置的一例，有考虑了在该控制装置中使用的促动器(actuator)的模型(model)的悬架控制装置(参照非专利文献1)。

〔非专利文献1〕“セミアクテイブサスペンシヨンにおけるアクチユエ一タを考慮した制御系設計法(考虑了半主动悬架中的促动器的控制系统设计方法)”深尾隆則、鈴木隆文、大須賀公一(第5回計測自動制御学会制御部門大会、2005年5月25日～27日)

发明内容

但是，在非专利文献1所示的悬架控制装置中，作为在该控制装置中使用的促动器(控制减震器)的模型，使用不能达到简易实用地提供的级别(level)的一次线性模型，难以直接在实际使用中使用。

而且，在悬架控制装置中，其所使用的促动器(控制减震器)一般具有较强的非线性，存在时滞因素，所以未必在需要时得到需要的力，还产生偏差(误差)。虽然希望避免这样的状况，但是实际情况是，在以往技术中没有采取该对策。

本发明是鉴于上述情况而完成的，目的是提供一种悬架控制装置，通过考虑控制减震器的非线性和时滞因素而进行模型设计，可以良好地执行振动控制。

本发明的第一技术方案是一种悬架控制装置，通过对将振动状态作为振动信号输出的车辆提供控制力来降低所述车辆的振动，由以下部件构成：控制减震器，根据指令信号产生所述控制力；反馈控制器，根据所述振动信号计算目标控制力；观测器，根据所述振动信号和所述指令信号计算估计控制力；以及补偿器，根据所述目标控制力、所述估计控制力和所述控制减震器的伸缩速度输出所述指令信号，并补偿所述控制减震器的动态特性(dynamics)，通过非线性增益乘以所述指令信号，并且乘以控制减震器的动态特性函数来计算所述估计控制力。

按照本发明，由于进行考虑了控制减震器的非线性和时滞因素的模型设计，所以可以良好地执行振动控制。

附图说明

图1是示意地表示本发明的一个实施方式的悬架控制装置的方框图。

图2是表示图1的半主动减震器(semi-active damper)的衰减力特性的图。

图3是表示图1的半主动减震器的每个活塞(piston)速度的衰减力相对于指令电流的斜率的图。

图4是示意地表示图1的非线性控制器的方框图。

图5是表示通过全车模拟(full vehicle simulation)得到的随机波加振时的簧上加速度的功率谱密度(PSD)的特性图。

图6是表示通过全车模拟得到的对数摆动(LOG摆动)时每个加振频率的簧上冲击跃度(jerk)的P-P值的特性图。

图7是表示频率为4Hz的实车4轮同相位加振试验中的随时间响应的结果，(a)表示时间-簧上上下加速度特性，(b)表示以时间对应方式表示的H∞控制器输出和实际衰减力之间的误差特性的图。

图8是行驶在起伏路面时的随时间响应，(a)是表示簧上加速度，(b)是表示簧上冲击跃度的图。

图9是表示行驶在包括起伏路面和恶劣路面的路面时的簧上加速度的PSD(乘车舒适度试验结果)的图。

图10是以表形式表示活塞速度的修正的图。

图11是以表形式表示本实施方式和比较对象的控制规则的条件的图。

标号说明

1...车辆、2...H∞控制器(反馈控制器)、4...半主动减震器(控制减震器)、5...非线性控制器(补偿器)

具体实施方式

以下，根据附图说明本发明的一个实施方式的悬架控制装置。图1是示意地表示本发明的一个实施方式的悬架控制装置的方框图。在图1中，本发明的一个实施方式的悬架控制装置包括：根据表示车辆1的振动状态的振动信号(反馈信号)计算目标衰减力(目标控制力)的H∞控制器2；以及接受H∞控制器2输出的目标衰减力(H∞控制器输出ur)的输入而对车辆1赋予实际衰减力Fd的控制系统3。车辆1的振动信号通过设置在车辆1上，检测车辆的上下振动等运动(加速度、速度、位移等)的上下G传感器等运动检测单元输出。在本实施方式中，H∞控制器2构成反馈控制器。

控制系统3包括：作为控制减震器的一例的半主动减震器4(半主动悬架的减震器)、作为补偿器的一例的非线性控制器5、以及观测器(observer)6，并且如后所述，成为考虑了半主动减震器4(以下也适当简称为减震器4)的非线性动特性(动态特性)的控制系统。即，控制系统3构成为，在控制上分离为车身部分(车辆1)和减震器部分(减震器4)来考虑，车辆1的车身部分设为线性模型，对于该车身部分，适用线性H∞控制(H∞控制器2)，对于具有较强的非线性的减震器部分(减震器4)，适用作为非线性控制之一的反向递推(Backstepping)法(后述)，半主动减震器4(控制减震器)进而控制车身的振动。换言之，控制系统3通过适用作为非线性控制之一的反向递推法，进行考虑了减震器4的非线性的设计。

在该反向递推法中，生成指令电流i，以使实际衰减力Fd内的衰减特性可变部(控制力)接近H∞控制器输出ur。而且，在该控制方法(反向递推法)中，通过减小估计衰减力Fu(估计控制力)和H∞控制器输出ur之间的误差，改善加速度的过渡特性，即减少冲击跃度(加速度的时间变化率)，实现簧上共振以上的高频区域的振动降低。前述观测器6考虑减震器4的非线性动态特性而对衰减特性可变部分进行估计处理，输出估计衰减力Fu。前述观测器6还输出减震器4中具有的未图示的活塞的速度(活塞速度)v〔相当于减震器的4的伸缩速度，也称为估计活塞速度v〕。而且，在本实施方式中，活塞速度v利用观测器6进行估计，但是也可以利用车高传感器和微分器进行计算。这时，虽然活塞速度v的精度提高，但是系统成本上升。

接着，根据图2和图3，详细叙述半主动减震器4的非线性动态特性的模型化。

图1所示的半主动减震器4如图2的映射(map)所示那样，产生依赖于指令电流i和减震器4的活塞速度v的衰减力，其特性为非线性。而且，还具有活塞速度v在0m/s附近不产生衰减力的双线性特性。

减震器4可产生的衰减力Fd(v，i)〔相当于实际衰减力，以下也适当称为实际衰减力Fd。〕可以用依赖于指令电流i和活塞速度v的衰减力特性可变部分的衰减力Fu(v，i)、和仅依赖于活塞速度v的衰减力特性不变部分(＝柔软(soft)时的衰减力特性)的衰减力Fy(v)之和

Fd(v，i)＝Fu(v，i)+Fy(v)    (1)

来表示〔而且，在本实施方式中，估计衰减力Fu是衰减力特性可变部的衰减力。〕，特别地，Fu(v，i)可以设为：

Fu＝Fk(v)·i      (2)

，与指令电流i相关而以线性的形式表示。而且，在本实施方式中，虽然将指令电流i作为指令信号，但是只要使控制减震器产生规定的控制力的信号，则也可以是电压等。

关于Fu(v，i)，由于可以用式(2)表示，所以认为Fk(v)是与指令电流i有关的斜率(以下，也适当称为非线性增益)。在本实施方式中，斜率Fk(v)相当于非线性的因素。根据衰减力相对于由该实际的衰减力特性求出的指令电流i的斜率等，如下所示那样近似Fk(v)〔正切的反函数(arc tan函数)。非线性增益计算单元〕。

Fk(v)＝(a/b)tan^-1(b·v)    (3)

根据图2的实际数据，如下式(4)所示那样，将a、b设定为

$F_k\left(v\right)=\left\{\begin{array}{c}a=7000,b=\frac{a}{550}\·\frac{\mathrm{\π}}{2},(-0.6\≤v\≤0)\\ a=19000,b=\frac{a}{1550}\·\frac{\mathrm{\π}}{2},(-0\≤v\≤0.6)\end{array}\right.---\left(4\right)$

。图3表示每个活塞速度的衰减力相对于指令电流i的斜率。在图3中，同时显示由实际数据的衰减力特性求出的斜率、以及通过式(4)的函数近似求出的斜率。

接着，为了补偿减震器4的动态特性，在用一阶时滞体系表现衰减力特性可变部分〔衰减力Fu(v，i)〕的动态特性时，衰减力Fu用时间常数T如式(5)那样进行表示。

Fu＝Fk(v)·i/(Ts+1)    (5)

其中，1/Ts+1是动态特性函数。式(5)是基于拉普拉斯算子s的频域的式子。关于图1所示的观测器6的实际衰减力Fd的估计，利用图2的映射或者式(5)，由指令电流i和活塞速度计算，并得到作为估计衰减力Fu。如在时域表现式(5)，则如下式(6)所示。

${\stackrel{\·}{F}}_u=-\frac{1}{T}{F}_u+\frac{F_k\left(v\right)}{T}i---\left(6\right)$

通过将该式(6)用于前述反向递推法，可以考虑减震器4的非线性动态特性，在本实施方式中，成为将式(6)用于前述反向递推法而考虑了减震器4的非线性动态特性的实施方式。在本实施方式中，根据实验数据，在式(5)中，将时间常数T设为T＝0.02。

在本实施方式，如上所述那样，对于估计衰减力Fu用一阶时滞体系表现衰减力特性可变部分〔衰减力Fu(v，i)的动态特性，非线性控制器5利用这样得到的估计衰减力Fu，补偿减震器4的动态特性，考虑控制减震器的时滞因素而构成控制系统。

这里，根据图4，说明关于非线性控制器5采用的用于计算指令电流i的前述反向递推法。而且，在图4中，对H∞控制器2输出的H∞控制器输出ur进行时间微分而得到H∞控制器输出ur的时间微分值ur’的部分(微分器)，省略其记载。

将前述衰减力特性可变部的估计衰减力Fu和H∞控制器输出ur之间的误差定义为ζ＝ur-Fu。将式(6)代入该误差ζ的定义式的Fu，进行时间微分，得到以下式(7)所示的误差时间微分值。

$\stackrel{\·}{\mathrm{\ζ}}={\stackrel{\·}{u}}_r-\frac{1}{T}{F}_u-\frac{F_k\left(v\right)}{T}i---\left(7\right)$

这里，如果如式(8)那样

$i=\frac{T}{F_k\left(v\right)}(\mathrm{h\ζ}+{\stackrel{\·}{u}}_r+\frac{1}{T}{F}_u),h>0---\left(8\right)$

选择i，则误差时间微分值成为以下式(9)

$\stackrel{\·}{\mathrm{\ζ}}=-\mathrm{h\ζ}---\left(9\right)$

所示，在t→∞时，ζ→0，可以稳足。

在式(8)和式(9)中，h为正的常数。在常数h较小的情况下，误差的收敛时间变慢。可是，在常数h较大的情况下，由于指令电流i的限制，存在发散的可能性。在选择常数h时若干的尝试是必要的。在式(8)中，在活塞速度为0时，非线性增益Fk(v)变为0，指令电流i发散，所以用于计算非线性增益Fk(v)的活塞速度(在控制中使用的活塞速度)进行修正，以使其不为规定值以下。具体如以表形式表示的图10所示的那样。在本实施方式中，考虑观测噪声的影响而在图10中将该规定值设为ε＝0.01m/s。

而且，为了对活塞速度v在原点附近成为不可控制的特异点进行处理，将式(8)的常数h如下式(10)那样变更为速度依赖参数。

h(v)＝(v/λ)2+δ    (10)

但是，在式(10)中，不是如图10那样限制活塞速度v。这里，λ、δ是正的常数。在本实施方式中，基于模拟的尝试的最后，设为λ＝0.01，δ＝0.1。而且，设置了h(v)≤100的限制，以不使常数h过大。式(10)是2次函数的形式，通过减小活塞速度v在原点附近的误差ζ的值，在变得不可控制的该附近，不勉强地进行控制。

如上所述，在本实施方式中，控制系统3应用作为非线性控制之一的反向递推法，进行考虑了减震器4的非线性的设计，而且，非线性控制器5使用以一阶时滞体系表现衰减力特性可变部分〔衰减力Fu(v，i)〕的动态特性而得到的衰减力Fu，补偿减震器4的动态特性，考虑控制减震器的时滞因素来构成。因此，可以抑制时滞，并且进行与控制减震器的特性相应的实用的控制力调整。

而且，按照本实施方式，由于实施补偿了控制减震器的非线性和动态特性两者的控制系统设计，所以可以降低目标衰减力和实际衰减力(实际上是实际衰减力内的衰减特性可变部)之间的误差，而且，可以降低簧上加速度和冲击跃度两者。这样，可以降低簧上加速度和冲击跃度两者，随之能够提高乘车舒适度。而且，由于可以补偿控制减震器的响应延迟，所以即使使用响应性较低的便宜的控制减震器，也降低簧上加速度和冲击跃度两者，可以提高乘车舒适度。

对于如上所述构成的悬架控制装置，进行了(1)全车模拟，(2)4轮加振试验，(3)实车行驶试验，验证了悬架控制装置采用的考虑了非线性和时滞因素的控制方法的有效性。以下说明该验证内容。

对于上述验证，是选择大型轿车作为控制对象的车辆，以该大型轿车上具有簧上上下加速度传感器的情况为例来进行的。根据簧上上下加速度传感器检测出的簧上上下加速度信号，通过自适应VSS(可变结构系统Variablestructure system)观测器(参照图1的观测器6)估计控制中使用的活塞速度，并且根据估计活塞速度和指令电流估计衰减力而得到估计衰减力，将其输出到非线性控制器(参照图1的非线性控制器5)。

本实施方式的控制规则和比较对象的控制规则的条件如以表形式表示的图11所示。即，本实施方式的控制规则是考虑减震器4的非线性和动态特性两者的控制规则。

作为前述比较对象，使用以下控制技术，即利用仅考虑减震器(参照图1的减震器4)的动态特性的控制规则的控制技术B、利用仅考虑了减震器(参照图1的减震器4)的非线性的控制规则的控制技术C、以及利用不考虑减震器(参照图1的减震器4)的非线性和动态特性的任意一个，仅应用了线性H∞控制的控制规则的以往技术D。而且，关于H∞控制器2，使用了各自相同的控制器。而且，在前述比较对象中，包含安装了被动悬架的标准车(在图8和图9中将数据表示为“标准”)，如后所述那样与本实施方式进行比较。

(1)全车模拟

利用全车模型，进行了将频带收缩在0.5～20Hz内的随机波加振、和在0.3～4Hz中将加振振幅设为一定的对数摆动(log sweep)加振的模拟。

图5表示随机波加振的簧上加速度的功率频谱密度(PSD)。从低频区域开始，在簧上共振附近，本实施方式与以往技术D为同等的减震性能，但是在簧上共振以上的频率区域，本实施方式比以往技术D降低了PSD。

图6表示对数摆动加振的每个加振频率的簧上冲击跃度的P-P值(Peak-to-Peak值)。在加振频率的全部区域中，得到本实施方式与以往技术D相比降低了冲击跃度的结果。

(2)4轮加振试验

图7表示频率为4Hz的实车4轮同相位加振试验的随时间响应的结果。图7中的(a)表示时间-簧上加速度(簧上上下加速度)特性，(b)表示以时间对应方式显示的H∞控制器输出ur和实际衰减力Fd之间的误差特性。

如图7的(a)所示的结果可知那样，本实施方式与控制技术B、C相比，响应平顺，并且可以降低簧上加速度。这样得到本实施方式比控制技术B、C好的结果的理由是基于图7的(b)所示的误差的不同。该误差越小，意味着作为希望的衰减力的H∞控制器输出ur(参照图1)越传递到车辆。这里，可知控制技术C的簧上加速度较大变化的部分，即在冲击跃度恶化的时刻，与簧上加速度的变化一样，误差也变大。这样，按照控制技术C得不到良好的数据，但认为这是因为没有考虑减震器的动态特性的原因。

在控制技术B中，由于考虑了减震器的动态特性，所以误差比控制技术C小，簧上加速度被降低。但是，在没有考虑减震器的非线性的部分，有时误差比本实施方式大，在该时刻，误差较大变化，并且簧上加速度也较大变化，冲击跃度恶化。

在本实施方式中，由于实施考虑了减震器4的非线性和动态特性两者的控制系统设计，所以如上述试验结果可知那样，与控制技术B和控制技术C相比，可以减小误差，发挥H∞控制器2的能力，可以降低簧上加速度和冲击跃度两者。

(3)实车行驶试验

图8表示行驶在引起簧上共振的起伏路面时的随时间响应。图8中的(a)是表示簧上加速度，(b)是表示簧上冲击跃度。可知本实施方式和控制技术C相对于标准车(被动悬架安装车)，可以相同程度地降低簧上加速度的P-P值。但是，在图8的(a)的点划线F内，控制技术C和标准车的簧上加速度较大变化。这时的簧上冲击跃度如图8的(b)的点划线G内所示，本实施方式相对于控制技术C，可以将簧上冲击跃度减半。这对实际的乘车舒适度产生很大影响，由试验结果可知，与控制技术C相比，按照本实施方式，可以确保良好的乘车舒适度。

接着，图9表示行驶在包括起伏路面和恶劣路面的路面上时的簧上加速度的PSD。在簧上共振附近，本实施方式和控制技术C相对于标准车，可以同样程度地降低PSD。另一方面，在簧上共振附近以上的高频区域，仅本实施方式与标准车相比能够降低PSD，实现高于控制技术C的减振效果。

在上述实施方式中，以反馈控制器为H∞控制器2的情况为例，但是也可以取代它而使用天棚(skyhook)控制器或LQ控制器等其他的反馈控制器。

在上述实施方式中，以非线性增益计算手段为Fk(v)〔正切的反函数(atan函数)〕的情况为例，但是也可以取代它而使用包含非线性增益的映射(map)(即，按照活塞速度v而决定的系数，在对其乘以指令电流i时能够计算估计控制力Fu)。

在上述实施方式中，控制减震器作为一阶时滞体系构成动态特性函数，但是也可以构成为二阶时滞体系等时间延迟体系。

在上述实施方式中，以控制减震器为半主动减震器4的情况为例，但是也可以取代它而使用主动减震器(电促动器(actuator)、液压促动器的任意一个)。即使是主动减震器，由于估计控制力也可以表示为依赖于指令信号和前述估计相对速度的控制力特性可变部(Fu)和控制力特性不变部(Fy)的和，所以可以与上述实施方式同样处理。

在上述实施方式中，以指令信号为指令电流i(电信号)的情况为例，但是不限于此，也可以使用光信号等其他信号。

Claims (7)

1、一种悬架控制装置，通过对将振动状态作为振动信号输出的车辆提供控制力来降低所述车辆的振动，由以下部件构成：

控制减震器，根据指令信号产生所述控制力；

反馈控制器，根据所述振动信号计算目标控制力；

观测器，根据所述振动信号和所述指令信号计算估计控制力；以及

补偿器，根据所述目标控制力、所述估计控制力和所述控制减震器的伸缩速度输出所述指令信号，并补偿所述控制减震器的动态特性，

通过非线性增益乘以所述指令信号，并且乘以控制减震器的动态特性函数来计算所述估计控制力。

2、如权利要求1所述的悬架控制装置，其特征在于，所述估计控制力满足下式：

Fu＝Fk·i/(Ts+1)，

其中，Fu为所述估计控制力，Fk为所述非线性增益，i为所述指令信号的电流值，s为拉普拉斯算子，T为所述控制减震器的时间常数。

3、如权利要求1所述的悬架控制装置，其特征在于，

所述控制减震器是衰减力调整式减震器，根据所述指令信号调整其衰减力特性，并且根据所述衰减力特性以及所述伸缩速度产生所述控制力，

所述观测器根据所述振动信号和所述指令信号计算所述伸缩速度。

4、如权利要求1所述的悬架控制装置，其特征在于，

所述控制减震器是电促动器、液压促动器的任意一个。

5、如权利要求1所述的悬架控制装置，其特征在于，

所述指令信号是使所述目标控制力和所述估计控制力之间的差总是减少的值。

6、如权利要求5所述的悬架控制装置，其特征在于，

所述指令信号是满足下式的指令电流：

$i=\frac{T}{F_k\left(v\right)}(\mathrm{h\ζ}+{\stackrel{\·}{u}}_r+\frac{1}{T}{F}_u),h>0$

其中，i为所述指令信号的电流值，T为所述控制减震器的时间常数，Fk为所述非线性增益，h为正的常数，ζ为所述目标控制力和所述估计控制力的差，ur为所述目标控制力，Fu为所述估计控制力。

7、如权利要求1所述的悬架控制装置，其特征在于，

所述补偿器是包含非线性因素的非线性控制器。

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