CN102132022A - 驱动力控制装置及驱动力控制装置的控制方法 - Google Patents

Abstract

具备簧上减振控制部(5)，其通过控制车辆(10)的驱动力来抑制由于从路面向车辆(10)的车轮(30FL、30FR、30RL、30RR)的输入而在车辆(10)产生的包括纵摆方向或跳振方向的成分在内的振动。簧上减振控制部(5)对燃料喷射量Q的变更在高频减振控制部(跳动减振控制部(6)、气缸间校正控制部(7))对燃料喷射量Q的变更之前进行。而且，簧上减振控制部(5)对燃料喷射量Q的变更在车辆运行状况控制部(缓慢化控制部(8)、辅助控制部(9)、制动控制装置(2))对燃料喷射量Q的变更之后进行。因此，能够有效地抑制车辆的振动。

Description

驱动力控制装置及驱动力控制装置的控制方法

技术领域

本发明涉及驱动力控制装置及驱动力控制装置的控制方法，更详细来说，涉及通过驱动源产生的驱动力而进行簧上减振的驱动力控制装置及驱动力控制装置的控制方法。

背景技术

以往，作为抑制车辆的振动的车辆的减振控制装置，已知有执行抑制车辆的簧上振动的所谓簧上减振控制的减振控制装置。在此，车辆的簧上振动是指以振动源为路面，通过从路面向车辆的车轮的输入，经由悬架装置而在车身产生的振动中的1～4Hz的频率成分(显著呈现的频率成分根据车种类或车辆的结构而不同，大多数车辆为1.5Hz附近的频率成分)的振动，该车辆的簧上振动中包括车辆的纵摆方向或跳振方向(上下方向)的成分。此处所谓的簧上减振是指抑制上述车辆的簧上振动的处理。

作为此种以往的车辆的减振控制装置，例如提出有专利文献1。专利文献1中公开有如下车辆稳定化控制系统：基于通过与前轮相对应的车轮速传感器检测出的检测信号而算出前轮车轴速度，根据基于算出的前轮车轴速度而推测的行驶阻力干扰和基于发动机转速传感器的检测信号而推测的驱动轴转矩，求出用于抑制纵摆振动的校正值，根据求出的校正值而校正基本要求发动机转矩。该车辆稳定化控制系统能够抑制纵摆振动，使车辆内部的各状态量稳定，从而能够使车辆的行驶状态稳定。

专利文献1：日本特开2006-69472号公报

发明内容

就驱动力控制装置而言，在上述的专利文献1、2所记载的车辆的减振控制装置所进行的簧上减振控制中，变更驱动力的控制量。在此，驱动力的控制量被进行用于抑制通过来自与簧上振动的振动源不同的振动源的输入而在车辆产生的振动的变更、用于使车辆的运行状况变化而进行控制的变更等，基于进行了所述变更的控制量而进行驱动力控制。然而，关于簧上减振控制进行的控制量的变更与其他控制量的变更之间的关系，以往未提出，而期望有效地进行用于抑制车辆的振动的各减振控制。

因此，本发明目的在于提供一种能够有效地抑制车辆的振动的驱动力控制装置及驱动力控制装置的控制方法。

为了实现上述目的，在本发明中，提供一种驱动力控制装置，基于控制量而控制驱动源产生的驱动力，其特征在于，具备：簧上减振控制部，将控制量变更成所述驱动源能够产生用于抑制车辆的簧上振动的所述驱动力的值，其中，所述控制量根据基于驾驶员的加速器操作或车辆的行驶状态中的至少任一方的要求值而算出；以及高频减振控制部，将由所述簧上减振控制部变更后的控制量变更成所述驱动源能够产生用于抑制频率成分比由所述簧上减振控制部抑制的所述车辆的簧上振动高的振动的所述驱动力的值，所述簧上减振控制部在所述高频减振控制部进行所述控制量的变更之前进行变更。

另外，在上述驱动力控制装置中，优选，所述高频减振控制部包括第一高频减振控制部，该第一高频减振控制部抑制在从所述驱动源到驱动轮的动力传递路径上产生的振动。

另外，在上述驱动力控制装置中，优选，所述高频减振控制部包括第二高频减振控制部，该第二高频减振控制部抑制由所述驱动源产生的振动。

另外，在上述驱动力控制装置中，优选，还具备车辆运行状况控制部，该车辆运行状况控制部将所述控制量变更成所述驱动源能够产生用于改变所述车辆的运行状况而进行控制的所述驱动力的值，所述簧上减振控制部在所述车辆运行状况控制部进行变更之后进行变更。

另外，在上述驱动力控制装置中，优选，所述车辆运行状况控制部包括限制所述驱动力的变化梯度的缓慢化控制。

另外，在本发明中，提供一种驱动力控制装置，控制驱动源产生的驱动力，其特征在于，具备：簧上减振控制部，对于所述驱动力进行如下所述的变更：通过所述驱动力的变动而产生用于减少使车辆产生1～4Hz的振动的车轮速度变动的车轮转矩；以及高频减振控制部，对于所述驱动力进行抑制频率成分比在所述车辆产生的1～4Hz高的振动的变更，所述簧上减振控制部在所述高频减振控制部进行变更之前进行变更。

另外，在本发明中，提供一种驱动力控制装置的控制方法，该驱动力控制装置基于控制量而控制驱动源产生的驱动力，所述驱动力控制装置的控制方法的特征在于，包括如下所述的步骤：将控制量变更成所述驱动源能够产生用于抑制所述车辆的簧上振动的所述驱动力的值，其中，所述控制量根据基于驾驶员的加速器操作或车辆的行驶状态的要求值而算出；以及将所述变更后的控制量变更成所述驱动源能够产生用于抑制频率成分比所述车辆的簧上振动高的振动的所述驱动力的值。

发明效果

根据本发明的驱动力控制装置及驱动力控制装置的控制方法，能够有效地抑制车辆的振动。

附图说明

图1是示出搭载有本发明的实施方式的驱动力控制装置的车辆的简要结构例的图。

图2是包括本发明的实施方式的驱动力控制装置的电子控制装置的内部结构例的示意图。

图3是说明在簧上减振控制部中被抑制的车身振动的状态变量的图。

图4是以控制模块的形式示出簧上减振控制部的功能结构例的示意图。

图5是说明在簧上减振控制部中假定的车身振动的力学运动模型的一例的图。

图6是说明在簧上减振控制部中假定的车身振动的力学运动模型的一例的图。

图7是示出车轮速平均与时间之间的关系的图。

图8是示出车轮速平均与时间之间的关系的图。

标号说明

1驱动力控制装置

2制动控制装置

3自动行驶控制装置

4喷射量计算部(控制量计算部)

4a基本喷射量计算部

4b  调停部

4c～4h喷射量变更部

4i、4k输入点

5簧上减振控制部

5a前馈控制部

5b反馈控制部

5c车轮转矩变换部

5d运动模型部

5e FF二次调节器部

5g FB二次调节器部

5f车轮转矩推测部

5h加法运算器

5i喷射量变换部

5k FF控制校正部

5lFF控制增益设定部

5m FB控制校正部

5n FB控制增益设定部

6跳动减振控制部

7气缸间校正控制部

8缓慢化控制部

9辅助控制部

10车辆

20驱动装置

21柴油发动机(驱动源)

22MT

23差动齿轮装置

30FL、30FR、30RL、30RR车轮

40FL、40FR、40RL、40RR车轮速传感器

50电子控制装置

60加速踏板

70踏板传感器

K·FF FF控制增益

K·FB FB控制增益

U·FF FF系统减振转矩补偿量(FF控制量)

U·FB FB系统减振转矩补偿量(FB控制量)

具体实施方式

以下，参照附图详细说明本发明。需要说明的是，并不是通过下述的实施方式来限定本发明。而且，下述的实施方式中的结构要素中包括本领域技术人员能够容易想到的要素或实际上相同的要素。而且，在下述的实施方式中，说明仅搭载了柴油发动机作为使驱动力作用于车辆的驱动源并搭载了手动有级变速器即MT作为变速器的车辆。

(实施方式)

图1是示出搭载有本发明的实施方式的驱动力控制装置的车辆的简要结构例的图。图2是包括本发明的实施方式的驱动力控制装置的电子控制装置的内部结构例的示意图。图3是说明在簧上减振控制部中被抑制的车身振动的状态变量的图。图4是以控制模块的形式示出簧上减振控制部的功能结构例的示意图。图5是说明在簧上减振控制部中假定的车身振动的力学运动模型的一例的图。图6是说明在簧上减振控制部中假定的车身振动的力学运动模型的一例的图。

如图1所示，本实施方式的车辆的驱动力控制装置1适用于搭载有驱动源即柴油发动机21的车辆10。需要说明的是，应用了本实施方式的驱动力控制装置1的车辆10将柴油发动机21搭载在车辆10的前进方向上的前侧部分，形成使驱动轮为左右的后轮即车轮30RL、30RR的后轮驱动。需要说明的是，车辆10的柴油发动机21的搭载位置并未仅限定为前侧部分，也可以搭载于后侧部分、中央部分中的任一部分。而且，车辆10的驱动形式并未仅限定为后轮驱动，也可以是前轮驱动、4轮驱动中的任一种形式。

如图1所示，应用驱动力控制装置1的车辆10具有左右前轮即车轮30FL、30FR和左右后轮即车轮30RL、30RR。而且，车辆10具有驾驶员操作的加速踏板60和踏板传感器70，该踏板传感器70检测驾驶员的加速器操作的要求值即作为加速踏板60的踏入量的加速踏板踏入量θa，并将与加速踏板踏入量θa相对应的电信号向电子控制装置50输出。车辆10以各种公知的方式搭载有根据驾驶员的加速器操作而对车轮30RL、30RR产生驱动力的驱动装置20。驱动装置20在图示的例子中构成为将柴油发动机21产生的驱动力(输出转矩)经由MT22、差动齿轮装置23等向车轮30RL、30RR传递。需要说明的是，此处虽然未图示，但在车辆10中与各种公知的车辆同样地设有对各轮产生制动力的制动装置和用于控制前轮或前后轮的转向角的转向装置。

驱动装置20的工作由兼用作驱动力控制装置1的电子控制装置50控制。电子控制装置50也可以包括各种公知的形式的具有通过双向公共母线相互连结的CPU、ROM、RAM及输入输出接口装置的微型计算机及驱动电路。表示来自搭载在车轮30FL、30FR、30RL、30RR上的车轮速传感器40i(i＝FL、FR、RL、RR)的车轮速度Vwi(i＝FL、FR、RL、RR)的信号和来自设置在车辆10的各部分上的传感器的发动机转速(柴油发动机21的输出转速)Er、加速踏板踏入量θa的信号输入给电子控制装置50。而且，除上述以外，电子控制装置50还被输入有用于得到在本实施方式的车辆10中应该执行的各种控制所需的各种参数的各种检测信号，例如与柴油发动机21的运转环境相对应的参数(冷却水温度、吸入空气温度、吸入空气压、大气压、油温等)等信号。

如图2所示，电子控制装置(ECU)40包括例如：驱动力控制装置1，其基于控制量，在本实施方式中基于目标燃料喷射量Q而控制柴油发动机21的工作尤其是柴油发动机21产生的驱动力；制动控制装置2，其控制未图示的制动装置的工作；及自动行驶控制装置3，其自动控制车辆的行驶状态。需要说明的是，驱动力控制装置1装入到电子控制装置50中。即，在本实施方式中，虽然说明了通过电子控制装置50兼用作驱动力控制装置1的结构，但并不局限于此，也可以分别构成驱动力控制装置1和电子控制装置50，然后将驱动力控制装置1与电子控制装置50连接。而且，也可以同样地分别构成除驱动力控制装置1之外的其他控制装置(制动控制装置2、自动行驶控制装置3)，然后将各控制装置与电子控制装置50连接。

如图1所示，制动控制装置2被输入来自各车轮30FL、30FR、30RL、30RR的车轮速传感器40FL、40FR、40RL、40RR的车轮每次旋转规定量而逐次生成的脉冲形式的电信号，通过计测该逐次输入的脉冲信号到来的时间间隔而算出车轮的转速，通过将该转速乘以车轮半径而算出车轮速度。在本实施方式中，制动控制装置2将分别与各车轮30FL、30FR、30RL、30RR对应的车轮速度VwFL、VwFR、VwRL、VwRR的平均值r·ω向驱动力控制装置1(在本实施方式中为驱动力控制装置1的基本喷射量计算部4a及簧上减振控制部5)输出(从车轮转速向车轮速度的运算也可以利用驱动力控制装置1进行。这种情况下，车轮转速从制动控制装置2向驱动力控制装置1输出)。

另外，制动控制装置2可以是进行各种公知的ABS控制、VSC、TRC之类的自动制动控制的装置，即为了抑制车轮30FL、30FR、30RL、30RR与路面之间的摩擦力(车轮30FL、30FR、30RL、30RR的前后方向力与横向力的矢量和)过大而超过界限的情况或为了抑制所述车轮30FL、30FR、30RL、30RR的摩擦力超过其界限引起的车辆10的运行状况恶化而控制车轮上的前后力或滑移率的装置，或者也可以是在ABS控制、VSC、TRC的车轮30FL、30FR、30RL、30RR的滑移率控制的基础上还包括转向控制等的实现车辆10的运行状况的稳定化的VDIM。需要说明的是，搭载有VDIM时，制动控制装置2构成VDIM的一部分。在此，制动控制装置2在上述自动制动控制(ABS控制、VSC、TRC、VDIM)中，存在为了使车辆10的运行状况变化而进行控制，即为了以通过使车辆10的运行状况变化而成为稳定的运行状况的方式积极地进行控制，而对柴油发动机21产生的驱动力进行控制的情况。在本实施方式中，制动控制装置2为了基于自动制动控制使车辆10的运行状况变化进行控制而进行驱动力控制时，对目标燃料喷射量Q进行变更。即，制动控制装置2也具有作为车辆运行状况控制部的功能。制动控制装置2基于自动制动控制而对目标燃料喷射量Q进行变更时，如图2所示，将能够以使车辆10的运行状况成为稳定的运行状况的方式使驱动力变化的制动控制补偿量qa向驱动力控制装置1(在本实施方式中为喷射量计算部4)输出。在此，从制动控制装置2向喷射量计算部4输出的制动控制补偿量qa被输入喷射量变更部4c，对输入到喷射量变更部4c的目标燃料喷射量Q(在基本喷射量计算部4a中算出的目标燃料喷射量Q)进行加减运算。其结果是，以基于制动控制补偿量qa使车辆10的运行状况变化而进行控制的方式变更目标燃料喷射量Q，并将与变更后的目标燃料喷射量Q(根据基于制动控制补偿量qa变更的目标燃料喷射量Q，通过喷射量计算部4最终算出的目标燃料喷射量Q)相对应的控制指令向驱动装置20输出。需要说明的是，制动控制装置2为了基于自动制动控制使车辆10的运行状况变化进行控制而控制驱动力时，也可以算出加速踏板踏入量。这种情况下，算出的加速踏板踏入量向驱动力控制装置1(在本实施方式中为调停部4b)输出。

另外，自动行驶控制装置3是进行公知的CC(cruise control：常速行驶控制)之类的自动行驶控制的装置，即，以使车辆10的行驶状态例如车速(上述车轮速度)为恒定的方式控制柴油发动机21产生的驱动力的装置。自动行驶控制装置3在自动行驶控制中，当进行驱动力控制时，算出加速踏板踏入量θA。自动行驶控制装置3基于自动制动控制而算出加速踏板踏入量θA时，如图2所示，将算出的加速踏板踏入量θA向驱动力控制装置1(在本实施方式中为调停部4b)输出。

驱动力控制装置1是基于控制量即目标燃料喷射量Q而控制驱动源即柴油发动机21产生的驱动力的装置。驱动力控制装置1基本上根据要求值即加速踏板踏入量θα而算出目标燃料喷射量Q，并将与目标燃料喷射量Q相对应的控制指令向柴油发动机21输出。基于控制指令而向柴油发动机21供给目标燃料喷射量Q的燃料，产生与供给的燃料相对应的驱动力。驱动力控制装置1至少包括喷射量计算部4、簧上减振控制部5、跳动减振控制部6、气缸间校正控制部7、缓慢化控制部8、辅助控制部9而构成。

喷射量计算部4是控制量计算部，根据基于驾驶员的加速器操作或车辆的行驶状态中的至少任一方的要求值即加速踏板踏入量θα而算出控制量即目标燃料喷射量Q。即，喷射量计算部4根据柴油发动机21要求的驱动力而算出目标燃料喷射量Q。而且，喷射量计算部4也有基于来自后述的各控制部的补偿量而对根据加速踏板踏入量θα算出的目标燃料喷射量Q进行变更，算出最终的目标燃料喷射量Q的情况。喷射量计算部4包括基本喷射量计算部4a、调停部4b、喷射量变更部4c～4h、输入点4i、4k而构成。

基本喷射量计算部4a根据要求值即加速踏板踏入量θα而算出目标燃料喷射量Q。基本喷射量计算部4a算出基于来自各控制部的补偿量进行变更的作为基本的目标燃料喷射量Q(与要求值相对应的控制量)。基本喷射量计算部4a基于从调停部4b输出的加速踏板踏入量θα和车辆10的车速V即从制动控制装置2输出的车轮速度的平均值r·ω而算出目标燃料喷射量Q。在此，在柴油发动机21中，若燃料喷射量发生变化则产生的驱动力发生变化，因此能够将算出的目标燃料喷射量Q根据要求值变换成使柴油发动机21产生的要求驱动力。

调停部4b在要求值为多个时，调停多个要求值，向基本喷射量计算部4a输出要求值即加速踏板踏入量θα。在本实施方式中，从踏板传感器70将驾驶员的加速器操作的要求值即加速踏板踏入量θa输入给调停部4b。而且，当进行车辆10的自动行驶控制时，从自动行驶控制装置3输入基于车辆10的行驶状态的要求值即加速踏板踏入量θA。调停部4b例如在仅被输入加速器操作的要求值时，向基本喷射量计算部4a输出加速踏板踏入量θa，在仅被输入基于车辆10的行驶状态的要求值时，向基本喷射量计算部4a输出加速踏板踏入量θA。而且，调停部4b被输入多个要求值时，可以将输入的要求值中的最大值向基本喷射量计算部4a输出，也可以与基于车辆10的行驶状态的要求值输入无关地将加速器操作的要求值向基本喷射量计算部4a输出。即，调停部4b将基于驾驶员的加速器操作或车辆的行驶状态中的至少任一方的要求值向基本喷射量计算部4a输出。

喷射量变更部4c～4h基于来自各控制部的补偿量而变更目标燃料喷射量Q。在本实施方式中，喷射量变更部4c～4h通过对将来自各控制部的补偿量向喷射量变更部4c～4h输入后的目标燃料喷射量Q进行加减运算，而变更目标燃料喷射量Q。

喷射量变更部4c与制动控制装置2相对应，并设置在基本喷射量计算部4a和与簧上减振控制部5相对应的喷射量变更部4f之间，即最靠基本喷射量计算部4a侧(在目标燃料喷射量Q的变更中为上游侧)。喷射量变更部4c基于来自制动控制装置2的制动控制补偿量qa而对通过基本喷射量计算部4a算出的目标燃料喷射量Q进行变更。即，制动控制装置2对目标燃料喷射量Q的变更在簧上减振控制部5对目标燃料喷射量Q的变更之前进行。

喷射量变更部4d与辅助控制部9相对应，并设置在与制动控制装置2相对应的喷射量变更部4c和与簧上减振控制部5相对应的喷射量变更部4f之间。喷射量变更部4d基于来自辅助控制部9的后述的辅助控制补偿量qb，而对通过制动控制装置2变更后的目标燃料喷射量Q进行变更。即，辅助控制部9对目标燃料喷射量Q的变更在簧上减振控制部5对目标燃料喷射量Q的变更之前进行。

喷射量变更部4e与缓慢化控制部8相对应，并设置在与辅助控制部9相对应的喷射量变更部4d和与簧上减振控制部5相对应的喷射量变更部4f之间。喷射量变更部4e基于来自缓慢化控制部8的后述的缓慢化控制补偿量qc，而对通过辅助控制部9变更后的目标燃料喷射量Q进行变更。即，缓慢化控制部8对目标燃料喷射量Q的变更在簧上减振控制部5对目标燃料喷射量Q的变更之前进行。

喷射量变更部4f与簧上减振控制部5相对应，并设置在与缓慢化控制部8相对应的喷射量变更部4e和与跳动减振控制部6相对应的喷射量变更部4g之间。喷射量变更部4f基于来自簧上减振控制部5的后述的簧上减振控制补偿量qd，而对通过缓慢化控制部8变更后的目标燃料喷射量Q进行变更。即，簧上减振控制部5对目标燃料喷射量Q的变更在制动控制装置2对目标燃料喷射量Q的变更、辅助控制部9对目标燃料喷射量Q的变更、缓慢化控制部9对目标燃料喷射量Q的变更之后进行，跳动减振控制部6对目标燃料喷射量Q的变更在后述的气缸间校正控制部7对目标燃料喷射量Q的变更之前进行。

喷射量变更部4g与跳动减振控制部6相对应，并设置在与簧上减振控制部5相对应的喷射量变更部4f和与气缸间校正控制部7相对应的喷射量变更部4h之间。喷射量变更部4g基于来自跳动减振控制部6的后述的跳动减振控制补偿量qe，而对通过簧上减振控制部5变更后的目标燃料喷射量Q进行变更。即，跳动减振控制部6对目标燃料喷射量Q的变更在簧上减振控制部5对目标燃料喷射量Q的变更之后进行。

喷射量变更部4h与气缸间校正控制部7相对应，并设置在与跳动减振控制部6相对应的喷射量变更部4g的后方，即设置在最靠柴油发动机21侧(在目标燃料喷射量Q的变更中为下游侧)。喷射量变更部4h基于来自气缸间校正控制部7的后述的气缸间校正控制补偿量qf，而对通过跳动减振控制部6变更后的目标燃料喷射量Q进行变更。即，气缸间校正控制部7对目标燃料喷射量Q的变更在簧上减振控制部5对目标燃料喷射量Q的变更之后进行。

如上所述，在本实施方式中，喷射量计算部4通过各控制部依次变更由基本喷射量计算部4a算出的目标燃料喷射量Q，从而算出最终的目标燃料喷射量Q。即，喷射量计算部4根据基于各补偿量变更的目标燃料喷射量Q而算出最终的目标燃料喷射量Q。

输入点4i是将缓慢化控制部8中使用的目标燃料喷射量Q输入给缓慢化控制部8的位置。输入点4i设置在与缓慢化控制部8相对应的喷射量变更部4e和与簧上减振控制部5相对应的喷射量变更部4f之间。因此，通过缓慢化控制部8变更后的目标燃料喷射量Q输入给缓慢化控制部8。

输入点4k是将簧上减振控制部5中使用的目标燃料喷射量Q输入给簧上减振控制部5的位置。输入点4k设置在与缓慢化控制部8相对应的喷射量变更部4e和与簧上减振控制部5相对应的喷射量变更部4f之间。因此，将由簧上减振控制部5变更之前的、通过在簧上减振控制部5之前进行目标燃料喷射量Q的变更的各控制部变更后的目标燃料喷射量Q输入到簧上减振控制部5。即，即将进行簧上减振控制部5对目标燃料喷射量Q的变更之前的目标燃料喷射量Qib输入给簧上减振控制部5。

簧上减振控制部5执行抑制车辆10的簧上振动的所谓簧上减振控制。在此，车辆10的簧上振动是指通过对应于路面的凹凸而从路面向车辆10的左右前轮即车轮30FL、30FR、左右后轮即车轮30RL、30RR的输入，经由悬架装置在车辆10的车身产生的振动中的1～4Hz、进一步来说是1.5Hz附近的频率成分的振动，在车辆10的簧上振动中包括车辆10的纵摆方向或跳振方向(上下方向)的成分。在此所说的簧上减振是指抑制上述车辆10的簧上振动的处理。簧上减振控制部5在通过从路面向车辆10的左右前轮即车轮30FL、30FR、左右后轮即车轮30RL、30RR的输入而产生1～4Hz的频率成分(显著呈现的频率成分根据车种类或车辆的结构而不同，大多数车辆为1.5Hz附近的频率成分)的车辆10的纵摆方向或跳振方向(上下方向)的振动时，通过使柴油发动机21产生反相位的驱动力而调节车轮(驱动时为驱动轮)对路面作用的“车轮转矩”(作用于车轮与接地路面上之间的转矩)，从而抑制上述振动。由此，车辆10的簧上减振控制部12改善了驾驶员的驾驶稳定性、乘客的乘坐舒适度等。而且，根据基于此种驱动力控制的减振控制，与其说是如悬架装置的减振控制那样通过吸收产生的振动能量而进行抑制，不如说是调节产生振动的力的来源而抑制振动能量的产生，因此减振作用比较迅速，而且，具有能量效率优良等优点。而且，在基于驱动力控制的减振控制中，由于控制对象集中于驱动源的驱动力(驱动转矩)，因此控制的调节比较容易。

簧上减振控制部5为了执行基于驱动力的控制的簧上减振控制，而基于簧上减振控制补偿量qd变更目标燃料喷射量Q，并将与变更后的目标燃料喷射量Q(根据基于簧上减振控制补偿量qd变更后的目标燃料喷射量Q而通过喷射量计算部4最终算出的目标燃料喷射量Q)相对应的控制指令向驱动装置20输出。在簧上减振控制部5中，执行：(1)车轮中作用在车轮与路面之间的力产生的车轮的车轮转矩的取得；(2)纵摆/跳振振动状态量的取得；(3)抑制纵摆/跳振振动状态量的车轮转矩的补偿量的算出和基于此的目标燃料喷射量Q的变更。在本实施方式中，(1)的车轮转矩基于从制动控制装置2接收到的车轮的车轮速度(或车轮的车轮转速)而算出车轮转矩推测值，但并不局限于此。车轮转矩可以是基于发动机转速而算出车轮转矩推测值，也可以是通过能够直接检测车辆10的行驶中的车轮转矩的值的传感器，例如车轮转矩传感器或车轮六分力计等，而检测车轮中实际产生的车轮转矩的检测值。(2)的纵摆/跳振振动状态量，虽然对通过车辆10的车身振动的运动模型算出的情况进行了说明，但并不局限于此。纵摆/跳振振动状态量也可以是由G传感器等各种传感器检测出的检测值。需要说明的是，簧上减振控制部5在(1)-(3)的处理动作中实现。

在车辆10中，例如，基于驾驶员的加速器操作即与驾驶员的驱动要求相对应的要求值而使驱动装置20进行工作并产生车轮转矩的变动时，在图3所例示的车辆10的车身中，会产生车身的重心Cg的铅垂方向(z方向)的跳振振动(跳振方向的振动)和绕车身的重心的纵摆方向(θ方向)的纵摆振动(纵摆方向的振动)。而且，在车辆10的行驶中通过对应于路面的凹凸从路面向车辆10的车轮30FL、30FR、30RL、30RR的输入而作用有外力或转矩(干扰)时，该干扰传递给车辆10，仍然会在车身产生纵摆/跳振振动。因此，簧上减振控制部5构建车辆10的车身的纵摆/跳振振动的运动模型，在该模型中算出与要求值相对应的控制量即目标燃料喷射量Q(将其换算成车轮转矩后的值)、输入当前的车轮转矩(的推测值)时的车身的位移z、θ和其变化率dz/dt、dθ/dt即车身振动的状态变量，并以使从模型得到的状态变量收敛于0的方式，即以能够抑制纵摆/跳振振动的方式调节柴油发动机21的驱动力(即，进行与要求值相对应的控制量的变更。)。

图4是以控制模块的形式示意性地示出簧上减振控制部5的结构的图(需要说明的是，各控制模块的工作基本上通过电子控制装置50的驱动力控制装置1执行。)。如图4所示，簧上减振控制部5基本上通过将与控制指令相对应的燃料向车辆10的柴油发动机21供给，而控制车辆10的柴油发动机21的驱动力以能够抑制纵摆/跳振振动的振幅，所述控制指令与基于簧上减振控制补偿量qd变更的目标燃料喷射量Q相对应。

簧上减振控制部5具有前馈控制部5a、反馈控制部5b、加法运算器5h、喷射量变换部5i，包括这些部件而构成。

前馈控制部5a具有所谓的最优调节器的结构，在此，具备车轮转矩变换部5c、运动模型部5d、FF二次调节器部5e，包括这些部件而构成。前馈控制部5a利用车轮转矩变换部5c将目标燃料喷射量Qib(在由簧上减振控制部5进行变更之前的、通过在簧上减振控制部5之前进行目标燃料喷射量Q的变更的各控制部而变更的目标燃料喷射量Q)换算成车轮转矩后的值(驾驶员要求车轮转矩Two)输入给车辆10的车身的纵摆/跳振振动的运动模型部5d。在运动模型部5d中，算出车辆10的状态变量相对于输入的转矩的响应，利用FF二次调节器部5e并基于后述的规定增益K算出FF系统减振转矩补偿量U·FF，作为使所述状态变量收敛为最小的驾驶员要求车轮转矩的校正量。该FF系统减振转矩补偿量U·FF是基于对于柴油发动机21的目标燃料喷射量Q的前馈控制系统3a中的驱动力的FF控制量。

反馈控制部5b具有所谓的最优调节器的结构，在此，具备车轮转矩推测部5f、兼用作前馈控制部5a的运动模型部5d、FB二次调节器部5g，包括这些部件而构成。反馈控制部5b利用车轮转矩推测部5f并如后所述基于车轮速度的平均值r·ω算出车轮转矩推测值Tw，并将该车轮转矩推测值Tw作为干扰输入向运动模型部5d输入。需要说明的是，在此，由于前馈控制部5a的运动模型部和反馈控制部5b的运动模型部相同，因此通过运动模型部5d而共用，但也可以分别设置。在运动模型部5d中，算出车辆10的状态变量相对于输入的转矩的响应，利用FB二次调节器部5g并基于后述的规定增益K算出FB系统减振转矩补偿量U·FB，作为使所述状态变量收敛于最小的驾驶员要求车轮转矩的校正量。该FB系统减振转矩补偿量U·FB是与车轮速度变动量相对应的反馈控制部5b中的驱动力的FB控制量，该车轮速度变动量是基于从路面向车辆10的车轮30FL、30FR、30RL、30RR的输入产生的外力或转矩(干扰)的车轮速度变动量。

在簧上减振控制部5中，将前馈控制部5a的FF控制量即FF系统减振转矩补偿量U·FF和反馈控制部5b的FB控制量即FB系统减振转矩补偿量U·FB向加法运算器5h输出，利用加法运算器5h对FF系统减振转矩补偿量U·FF和FB系统减振转矩补偿量U·FB进行加法运算而算出减振控制补偿车轮转矩，利用喷射量变换部5i将减振控制补偿车轮转矩变换成换算为目标燃料喷射量Q的单位后的值即簧上减振控制补偿量qd，并将变换后的簧上减振控制补偿量qd向喷射量计算部4输出。在此，从簧上减振控制部5向喷射量计算部4输出的簧上减振控制补偿量qd被输入到喷射量变更部4f，并加减于喷射量变更部4f后的目标燃料喷射量Qib(在喷射量变更部4c中通过加减制动控制补偿量qa而变更，在喷射量变更部4d中通过加减辅助控制补偿量qb而变更，并在喷射量变更部4e中通过加减缓慢化控制补偿量qc而变更后的目标燃料喷射量Q)。其结果是，基于簧上减振控制补偿量qd变更目标燃料喷射量Q以不产生纵摆/跳振振动，并将与变更后的目标燃料喷射量Q相对应的控制指令向驱动装置20输出。即，簧上减振控制部5将控制量即目标燃料喷射量Q变更成柴油发动机21能够产生用于抑制车辆10的簧上振动的驱动力的值。

因此，簧上减振控制部5能够对于柴油发动机21产生的驱动力进行如下所述的变更：通过驱动力的变动而产生用于减少使车辆10产生1～4Hz的振动的车轮速度变动的车轮转矩。

在此，在簧上减振控制部5的簧上减振控制中，如上所述，假定车辆10的车身的纵摆方向及跳振方向的力学运动模型，构成分别输入驾驶员要求车轮转矩Two、车轮转矩推测值Tw(干扰)后的纵摆方向或跳振方向的状态变量的状态方程式。并且，根据所述状态方程式，使用最优调节器的理论决定使纵摆方向及跳振方向的状态变量收敛于0的输入(转矩值)，基于得到的转矩值而变更控制量即目标燃料喷射量Q。

作为车辆10的车身的跳振方向或纵摆方向的力学运动模型，例如如图5所示，将车身看作具有质量M及惯性力矩I的刚体S，设该刚体S由具有弹性模量kf、阻尼因数cf的前轮悬架装置和具有弹性模量kr、阻尼因数cr的后轮悬架装置支承(车辆10的车身的簧上振动模型)。这种情况下，车身的重心的跳振方向的运动方程式和纵摆方向的运动方程式能够如下述的数学式1所示的数学式表示。

[数学式1]

$M\frac{d^{2}z}{{\mathrm{dt}}^2}=-\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ})-\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}})-\mathrm{kr}(z-\mathrm{Lr}\·\mathrm{\θ})-\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}})...\left(1a\right)$

$I\frac{d^2}{{\mathrm{dt}}^2}=-\mathrm{Lf}\{\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ})+\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}})\}+\mathrm{Lr}\{\mathrm{kr}(z-\mathrm{Lr}\·\mathrm{\θ})+\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}})\}+\frac{h}{r}\·T$

…(1b)

在上述的数学式1中，Lf、Lr分别是从重心到前车轮轴及后车轮轴的距离，r是车轮半径，h是重心距路面的高度。需要说明的是，在式(1a)中，第一项、第二项是来自前车轮轴的力的成分，第三项、第四项是来自后车轮轴的力的成分，在式(1b)中，第一项是来自前车轮轴的力的力矩成分，第二项是来自后车轮轴的力的力矩成分。式(1b)中的第三项是在驱动轮中产生的车轮转矩T(Two，Tw)绕车身的重心施加的力的力矩成分。

上述的式(1a)及(1b)将车辆10的车身的位移z、θ和其变化率dz/dt、dθ/dt作为状态变量矢量X(t)，如下述的式(2a)所示，能够改写成(线性系统的)状态方程式的形式。

dX(t)/dt＝A·X(t)+B·u(t)…(2a)

在上述的式(2a)中，X(t)、A、B分别为

[数学式2]

$X\left(t\right)=\left(\begin{array}{c}z\\ \mathrm{dz}/\mathrm{dt}\\ \mathrm{\θ}\\ \mathrm{d\θ}/\mathrm{dt}\end{array}\right),$ $A=\left(\begin{array}{cccc}0& 1& 0& 0\\ a1& a2& a3& a4\\ 0& 0& 0& 1\\ b1& b2& b3& b4\end{array}\right),$ $B=\left(\begin{array}{c}0\\ 0\\ 0\\ p1\end{array}\right)$

，矩阵A的各要素a1至a4及b1至b4分别通过在上述的式(1a)、(1b)中统一z、θ、dz/dt、dθ/dt的系数而给出，为：

a1＝-(kf+kr)/M、

a2＝-(cf+cr)/M、

a3＝-(kf·Lf-kr·Lr)/M、

a4＝-(cf·Lf-cr·Lr)/M、

b1＝-(Lf·kf-Lr·kr)/I、

b2＝-(Lf·cf-Lr·cr)/I、

b3＝-(Lf²·kf+Lr²·kr)/I、

b4＝-(Lf²·cf+Lr²·cr)/I

。而且，u(t)为

u(t)＝T，

，是利用上述的状态方程式(2a)表示的系统的输入。因此，由上述的式(1b)，矩阵B的要素p1是

p1＝h/(I·r)

。

在上述的状态方程式(2a)中，设

u(t)＝-K·X(t)…(2b)

时，状态方程式(2a)成为

dX(t)/dt＝(A-BK)·X(t)…(2c)

。因此，将X(t)的初始值X₀(t)设定为X₀(t)＝(0，0，0，0)(设在输入转矩前没有振动。)，求解状态变量矢量X(t)的微分方程式(2c)时，若决定使X(t)即跳振方向及纵摆方向的位移及其时间变化率的大小收敛于0的增益K，则可决定用于抑制跳振/纵摆振动的转矩值u(t)。

增益K能够使用所谓的最优调节器的理论来决定。根据该理论可知，在2次形式的评价函数(积分范围为0至∞)

J＝∫(X^TQX+u^TRu)dt…(3a)

的值成为最小时，在状态方程式(2a)中X(t)稳定地收敛，使评价函数J为最小的矩阵K由

K＝R^-1·B^T·P

给出。在此，P是黎卡提(Riccati)方程式

-dP/dt＝A^TP+PA+Q-PBR^-1B^TP

的解。黎卡提方程式能够通过在线性系统的领域中已知的任意方法求解，由此决定增益K。

需要说明的是，评价函数J及黎卡提方程式中的Q、R分别是任意设定的半正定对称矩阵、正定对称矩阵，是由系统的设计者决定的评价函数J的加权矩阵。例如，在此处的运动模型的情况下，Q、R设置为

[数学式3]

$Q=\left(\begin{array}{cccc}1& 0& 0& 0\\ 0& {10}^3& 0& 0\\ 0& 0& 1& 0\\ 0& 0& 0& {10}^2\end{array}\right),$ R＝(1)

等，在式(3a)中，状态矢量的成分中特定的成分例如dz/dt、dθ/dt的范数(大小)设定为大于其他成分例如z、θ的范数时，将范数设定得较大的成分相对更稳定地收敛。而且，增大Q的成分的值时，过渡特性重视即状态矢量的值迅速收敛于稳定值，增大R值时，消耗能量减少。在此，也可以使与前馈控制部5a相对应的增益K和与反馈控制部5b相对应的增益K不同。例如，也可以是将与前馈控制部5a相对应的增益K作为与驾驶员的加速感相对应的增益，并将与反馈控制部5b相对应的增益K作为与驾驶员的手感或响应性相对应的增益。

在簧上减振控制部5的实际的簧上减振控制中，如图4的框图所示，在运动模型部5d中，通过使用转矩输入值求解式(2a)的微分方程式，而算出状态变量矢量X(t)。接下来，利用FF二次调节器部5e、FB二次调节器部5g，将如上所述为了使状态变量矢量X(t)收敛于0或最小值而决定的增益K乘以运动模型部5d的输出即状态矢量X(t)后的值u(t)变换成柴油发动机21的燃料喷射量的单位，所述u(t)在此为FF系统减振转矩补偿量U·FF、FB系统减振转矩补偿量U·FB，在喷射量变更部4f中从目标燃料喷射量Q将其减去。由式(1a)及(1b)表示的系统为共振系统，相对于任意的输入，状态变量矢量的值实际上仅为系统的固有振动频率的成分。因此，通过构成为将u(t)(的换算值)从目标燃料喷射量Q减去，而校正目标燃料喷射量Q中的系统的固有振动频率的成分，即车辆10的车身中引起纵摆/跳振振动的成分，从而抑制车辆10的车身的纵摆/跳振振动。在与要求值相对应的控制量(在本实施方式中为目标燃料喷射量Q)中，系统的固有振动频率的成分消失时，向柴油发动机21输出的与目标燃料喷射量Q相对应的控制指令中的系统的固有振动频率的成分仅为-u(t)，Tw(干扰)产生的振动收敛。

需要说明的是，作为车辆10的车身的跳振方向或纵摆方向的力学运动模型，例如如图6所示，也可以采用在图5的结构的基础上考虑了前车轮及后车轮的轮胎的弹簧弹性的模型(车辆10的车身的簧上/下振动模型)。设前车轮及后车轮的轮胎分别具有弹性模量ktf、ktr时，从图6可以理解，车身的重心的跳振方向的运动方程式和纵摆方向的运动方程式能够如下述的数学式4所示的数学式表示。

[数学式4]

$M\frac{d^{2}z}{{\mathrm{dt}}^2}=-\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xf})-\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxf}}{\mathrm{dt}})$

$-\mathrm{kf}(z-\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xr})-\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxr}}{\mathrm{dt}})...\left(4a\right)$

$I\frac{d^2\mathrm{\θ}}{{\mathrm{dt}}^2}=-\mathrm{Lf}\{\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xf})+\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxf}}{\mathrm{dt}})\}+$

$\mathrm{Lr}\{\mathrm{kr}(z-\mathrm{Lr}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xr})+\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxr}}{\mathrm{dt}})\}+\frac{h}{r}\·T...\left(4b\right)$

$\mathrm{mf}\frac{d^2\mathrm{xf}}{{\mathrm{dt}}^2}=\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xf})+\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxf}}{\mathrm{dt}})+\mathrm{ktf}\·\mathrm{xf}...\left(4c\right)$

$\mathrm{mr}\frac{d^2\mathrm{xr}}{{\mathrm{dt}}^2}=\mathrm{kr}(z-\mathrm{Lr}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xr})+\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxr}}{\mathrm{dt}})+\mathrm{ktr}\·\mathrm{xr}...\left(4d\right)$

在上述的数学式4中，xf、xr是前车轮、后车轮的簧下位移量，mf、mr是前车轮、后车轮的簧下质量。式(4a)-(4d)以z、θ、xf、xr和其时间微分值作为状态变量矢量，与图5的情况同样地，构成式(2a)那样的状态方程式(其中，矩阵A为8行8列，矩阵B为8行1列。)。根据最优调节器的理论，能够决定使状态变量矢量的大小收敛于0的增益矩阵K。簧上减振控制部12中的实际的减振控制与图5的情况相同。

在此，在图4的簧上减振控制部5的反馈控制部5b中，作为干扰而输入的车轮转矩可以构成为例如在各车轮30FL、30FR、30RL、30RR上设置转矩传感器并进行实际检测，但此处使用从行驶中的车辆10的其他能够检测的值并利用车轮转矩推测部5f推测出的车轮转矩推测值。

车轮转矩推测值Tw能够使用例如从与各车轮相对应的车轮速传感器得到的车轮转速的平均值ω或车轮速度的平均值r·ω的时间微分，通过下式(5)进行推测、计算。

Tw＝M·r²·dω/dt  …(5)

在上述的式(5)中，M是车辆的质量，r是车轮半径。即，设驱动轮在路面的接地部位产生的驱动力的总和与车辆10的整体的驱动力M·G(G为加速度)相等时，车轮转矩Tw由下式(5a)给出。

Tw＝M·G·r  …(5a)

车辆的加速度G根据车轮速度r·ω的微分值，由下式(5b)给出。

G＝r·dω/dt  …(5b)

因此，如上述的式(5)那样推测车轮转矩。

在本实施方式的簧上减振控制部5中，基于FF系统减振转矩补偿量和FB系统减振转矩补偿量而设定减振控制补偿转矩的簧上减振控制部5基于车辆10的运转状态而校正FF系统减振转矩补偿量或FB系统减振转矩补偿量，从而实现与车辆10的运转状态相对应的适当的减振控制，所述FF系统减振转矩补偿量是基于与要求值相对应的控制量(目标燃料喷射量Q)的前馈控制部5a中的驱动转矩的FF控制量，所述FB系统减振转矩补偿量是基于车辆10的车轮的车轮速度的反馈控制部5b中的驱动转矩的FB控制量。

在此，如上所述，簧上减振控制部5中，虽然前馈控制部5a和反馈控制部5b共用运动模型部5d，但基本上作为独立的分开的控制系统而构成，在分别算出FF系统减振转矩补偿量和FB系统减振转矩补偿量后，通过对FF系统减振转矩补偿量和FB系统减振转矩补偿量进行加法运算而设定减振控制补偿转矩。因此，簧上减振控制部5实际上能够在设定减振控制补偿转矩的前段，相对于前馈控制部5a的FF系统减振转矩补偿量、反馈控制部5b的FB系统减振转矩补偿量，分别单独地进行上下限保护或进行校正。由此，也容易根据车辆10的状况而切断某一方的控制。

并且，本实施方式的簧上减振控制部5在前馈控制部5a具备FF控制校正部5k和FF控制增益设定部5l，在反馈控制部5b具备FB控制校正部5m和FB控制增益设定部5n，并包括上述结构而构成。簧上减振控制部5通过FF控制校正部5k和FF控制增益设定部5l校正FF系统减振转矩补偿量，另一方面，通过FB控制校正部5m和FB控制增益设定部5n校正FB系统减振转矩补偿量。即，簧上减振控制部5对于FF系统减振转矩补偿量根据车辆10的状态设定FF控制增益并通过将该FF控制增益乘以FF系统减振转矩补偿量而校正FF系统减振转矩补偿量，对于FB系统减振转矩补偿量根据车辆10的状态设定FB控制增益并通过将该FB控制增益乘以FB系统减振转矩补偿量而校正FB系统减振转矩补偿量。

FF控制校正部5k位于FF二次调节器部5e的后段、加法运算器5h的前段，并从FF二次调节器部5e被输入FF系统减振转矩补偿量U·FF，将校正后的FF系统减振转矩补偿量U·FF向加法运算器5h输出。FF控制校正部5k通过对于该FF系统减振转矩补偿量U·FF乘以FF控制增益设定部51所设定的FF控制增益K·FF，基于FF控制增益K·FF而校正FF系统减振转矩补偿量U·FF。然后，FF控制增益设定部5l根据车辆10的状态设定该FF控制增益K·FF。即，，通过FF控制增益设定部5l并根据车辆10的状态而设定FF控制增益K·FF，从而利用FF控制校正部5k根据车辆10的状态对从FF二次调节器部5e向FF控制校正部5k输入的FF系统减振转矩补偿量U·FF进行校正。

需要说明的是，FF控制校正部5k也可以以使FF系统减振转矩补偿量U·FF处于预先设定的上下限保护值的范围内的方式进行上下限保护。FF控制校正部5k例如也可以对于从FF二次调节器部5e输入的FF系统减振转矩补偿量U·FF将与容许发动机转矩变动值相对应的值作为上下限保护值(例如以换算成驱动装置20的要求转矩的单位后的值计为-几十Nm至0Nm的范围)进行上下限保护，而校正FF系统减振转矩补偿量U·FF，所述容许发动机转矩变动值作为预先设定的柴油发动机21的容许驱动力变动值。由此，FF控制校正部5k例如能够设定考虑了簧上减振控制部5进行的簧上减振控制以外的其他控制后的适当的FF系统减振转矩补偿量U·FF，即，能够抑制簧上减振控制部5进行的簧上减振控制与其他控制之间的干涉。而且，FF控制校正部5k例如也可以对于向加法运算器5h输出前的FF系统减振转矩补偿量U·FF将与预先设定的车辆10的容许加减速度相对应的值作为上限保护值(例如在进行了加减速度换算时为相当于或小于+0.00G的范围)进行上限保护，而校正FF系统减振转矩补偿量U·FF。由此，FF控制校正部5k能够设定适当的FF系统减振转矩补偿量U·FF，该适当的FF系统减振转矩补偿量U·FF例如通过用于改善驾驶员的驾驶稳定性、乘客的乘坐舒适度等的簧上减振控制部5进行的簧上减振控制而能够防止车辆10的运动变化增大至超出驾驶员的预期的程度，防止驾驶员感觉到不适感。

FB控制校正部5m位于FB二次调节器部5g的后段、加法运算器5h的前段并从FB二次调节器部5g被输入FB系统减振转矩补偿量U·FB，而将校正后的FB系统减振转矩补偿量U·FB向加法运算器5h输出。FB控制校正部5m通过对于该FB系统减振转矩补偿量U·FB乘以FB控制增益设定部5n设定的FB控制增益K·FB，而基于FB控制增益K·FB来校正FB系统减振转矩补偿量U·FB。并且，FB控制增益设定部5n根据车辆10的运转状态而设定该FB控制增益K·FB。即，通过FB控制增益设定部5n根据车辆10的运转状态而设定FB控制增益K·FB，从而利用FB控制校正部5m根据车辆10的运转状态对从FB二次调节器部5g向FB控制校正部5m输入的FB系统减振转矩补偿量U·FB进行校正。

需要说明的是，FB控制校正部5m也可以以使FB系统减振转矩补偿量U·FB处于预先设定的上下限保护值的范围内的方式进行上下限保护。FB控制校正部5m例如也可以对于从FB二次调节器部5g输入的FB系统减振转矩补偿量U·FB将与容许发动机转矩变动值相对应的值作为上下限保护值(例如，在换算成驱动装置20的要求转矩的单位后的值下±几十Nm的范围)进行上下限保护，而校正FB系统减振转矩补偿量U·FB，所述容许发动机转矩变动值作为预先设定的柴油发动机21的容许驱动力变动值。由此，FB控制校正部5m例如能够设定考虑了簧上减振控制部5进行的簧上减振控制以外的其他控制后的适当的FB系统减振转矩补偿量U·FB，即，能够抑制簧上减振控制部5进行的簧上减振控制与其他控制之间的干涉。而且，FB控制校正部5m例如也可以对于向加法运算器5h输出前的FB系统减振转矩补偿量U·FB将与预先设定的车辆10的容许加减速度相对应的值作为上下限保护值(例如，在进行了加减速度换算时为相当于±a/100G以内的范围)进行上下限保护，而校正FB系统减振转矩补偿量U·FB。由此，FB控制校正部5m例如能够设定适当的FB系统减振转矩补偿量U·FB，该适当的FB系统减振转矩补偿量U·FB例如通过用于改善驾驶员的驾驶稳定性、乘客的乘坐舒适度等的簧上减振控制部12进行的簧上减振控制而能够防止车辆10的运动变化增大至超出驾驶员的预期的程度，防止驾驶员感觉到不适感。

并且，本实施方式的簧上减振控制部5也可以基于表示车辆10的状态的参数的车辆10的车速、或当车辆10所搭载的MT22为具有多个档位的结构时的档位、作为柴油发动机21的输出转速的发动机转速和要求转矩，通过FF控制校正部5k、FB控制校正部5m来校正FF系统减振转矩补偿量、FB系统减振转矩补偿量。而且，簧上减振控制部5也可以通过FB控制校正部5m并基于车辆10所搭载的MT22的驱动状态而校正FB系统减振转矩补偿量。此外，簧上减振控制部5也可以通过FB控制校正部5m并基于柴油发动机21的容许目标燃料喷射量而校正FB系统减振转矩补偿量。即，FF控制增益设定部5l、FB控制增益设定部5n也可以基于上述参数而设定FF控制增益K·FF、FB控制增益K·FB。

跳动减振控制部6为了执行基于驱动力控制的跳动减振而基于跳动减振控制补偿量qe变更目标燃料喷射量Q，并将与变更后的目标燃料喷射量Q(基于根据跳动减振控制补偿量qe变更后的目标燃料喷射量Q而通过喷射量计算部4最终算出的目标燃料喷射量Q)相对应的控制指令向驱动装置20输出。在此，所谓跳动是指在从驱动源即柴油发动机21到驱动轮(在本实施方式中为后轮)的动力传递路径(基于包括MT22、差动齿轮装置23等在内的驱动力的传递机构的驱动力传递路径)上产生的振动，例如将柴油发动机21产生的驱动力传递到驱动轮时由于传递机构扭曲而产生的振动，是高于4Hz且低于12Hz的频率成分的振动。跳动减振是指用于抑制上述车辆10的跳动的处理。

在跳动减振控制部6中，如图2所示，算出变更成柴油发动机21能够产生用于抑制车辆10的跳动的驱动力的值的跳动减振控制补偿量qe，并将算出的跳动减振控制补偿量qe向喷射量计算部4输出。在此，从跳动减振控制部6向喷射量计算部4输出的跳动减振控制补偿量qe被输入喷射量变更部4g，加减运算于输入喷射量变更部4g的目标燃料喷射量Q(在喷射量变更部4c中通过加减制动控制补偿量qa而变更，在喷射量变更部4d中通过加减辅助控制补偿量qb而变更，在喷射量变更部4e中通过加减缓慢化控制补偿量qc而变更，并在簧上减振控制部5中通过加减簧上减振控制补偿量qd而变更后的目标燃料喷射量Q)。其结果是，基于跳动减振控制补偿量qe变更目标燃料喷射量Q以不产生跳动，并将与变更后的目标燃料喷射量Q(基于根据跳动减振控制补偿量qe变更后的目标燃料喷射量Q而通过喷射量计算部4最终算出的目标燃料喷射量Q)相对应的控制指令向驱动装置20输出。即，跳动减振控制部6将控制量即目标燃料喷射量Q变更成柴油发动机21能够产生用于抑制车辆10的跳动的驱动力的值。因此，跳动减振控制部6是变更成柴油发动机21能够产生用于抑制频率成分比由簧上减振控制部5抑制的车辆10的簧上振动高的振动的驱动力的值的高频减振控制部，是抑制从驱动源到驱动轮的动力传递路径上产生的振动的第一高频减振控制部。因此，跳动减振控制部6通过进行柴油发动机21产生的驱动力的变更，而通过驱动力的变动来产生用于减少产生频率成分比在车辆10产生的1～4Hz高的振动的车轮速度变动的车轮转矩。需要说明的是，跳动减振控制已经公知，跳动减振控制补偿量qe的算出方法也能够使用公知的方法，因此省略关于算出方法的详细说明。

气缸间校正控制部7是进行用于抑制柴油发动机21的各气缸的不均的气缸间校正控制的机构。各气缸的不均是指例如柴油发动机21的各气缸上分别设置的喷射器的不均等。各喷射器存在不均时，向各气缸供给的燃料发生不均，由于供给的燃料的不均而使各气缸的爆发力存在变动，从而在车辆10产生振动。即，气缸间校正控制部7是抑制驱动源即柴油发动机21产生的振动的机构。气缸间校正控制部7为了执行基于各气缸的不均的振动减振而基于气缸间校正控制补偿量qf对目标燃料喷射量Q进行变更，将与变更后的目标燃料喷射量Q(基于根据气缸间校正控制补偿量qf变更后的目标燃料喷射量Q而通过喷射量计算部4最终算出的目标燃料喷射量Q)相对应的控制指令向驱动装置20输出。

在气缸间校正控制部7中，如图2所示，算出变更成柴油发动机21能够产生用于抑制车辆10的各气缸的不均引起的振动的驱动力的值(能够实现各气缸的爆发力的均匀化的值)的气缸间校正控制补偿量qf，并将算出的气缸间校正控制补偿量qf向喷射量计算部4输出。在此，从气缸间校正控制部7向喷射量计算部4输出的气缸间校正控制补偿量qf被输入喷射量变更部4h，并加减运算于输入喷射量变更部4h的目标燃料喷射量Q(在喷射量变更部4c中通过加减制动控制补偿量qa而变更，在喷射量变更部4d中通过加减辅助控制补偿量qb而变更，在喷射量变更部4e中通过加减缓慢化控制补偿量qc而变更后，在簧上减振控制部5中通过加减簧上减振控制补偿量qd而变更，并在跳动减振控制部6中通过加减跳动减振控制补偿量qe而变更后的目标燃料喷射量Q)。其结果是，基于气缸间校正控制补偿量qf变更目标燃料喷射量Q以不发生各气缸的不均引起的振动，将与变更后的目标燃料喷射量Q(基于根据气缸间校正控制补偿量qf变更的目标燃料喷射量Q而通过喷射量计算部4最终算出的目标燃料喷射量Q)相对应的控制指令向驱动装置20输出。即，气缸间校正控制部7将控制量即目标燃料喷射量Q变更成柴油发动机21能够产生用于抑制车辆10的各气缸的不均引起的振动的驱动力的值。因此，气缸间校正控制部7是变更成柴油发动机21能够产生用于抑制频率成分比由簧上减振控制部5抑制的车辆10的簧上振动高的振动的驱动力的值的高频减振控制部，是抑制驱动源产生的振动的第二高频减振控制部。因此，气缸间校正控制部7对于柴油发动机21产生的驱动力能够进行如下所述的变更：通过驱动力的变动而产生用于减少产生频率成分比在车辆10产生的1～4Hz高的振动的车轮速度变动的车轮转矩。需要说明的是，气缸间校正控制已经公知，气缸间校正控制补偿量qf的算出方法也能够使用公知的方法，因此省略关于算出方法的详细说明。

缓慢化控制部8是车辆运行状况控制部，是进行限制驱动力的变化梯度的缓慢化控制的机构。例如，通过驾驶员的加速器操作而加速踏板踏入量θa急剧变化(脉冲状地变化)时，控制量即目标燃料喷射量Q急剧变化，柴油发动机21产生的驱动力急剧变化，因此车辆10至少在纵摆方向较大地变化。因此，缓慢化控制部8为了使车辆10的运行状况变化而进行控制，即为了以通过使车辆10的运行状况变化而使车辆10至少在纵摆方向不发生大变化的方式积极地进行控制，而限制驱动力的变化梯度。即，缓慢化控制部8将目标燃料喷射量Q变更成柴油发动机21产生使车辆10的运行状况变化而进行控制的驱动力的值。缓慢化控制部8基于在输入点4i输入的目标燃料喷射量Q而进行目标燃料喷射量Q的反馈控制。

如图2所示，缓慢化控制部8算出能够实现驱动力使车辆10的运行状况变化以使车辆10至少在纵摆方向不发生大变化的缓慢化控制补偿量qc，并将算出的缓慢化控制补偿量qc向喷射量计算部4输出。在此，从缓慢化控制部8向喷射量计算部4输出的缓慢化控制补偿量qc被输入喷射量变更部4e，并加减运算于输入喷射量变更部4e的目标燃料喷射量Q(在喷射量变更部4c中通过加减制动控制补偿量qa而变更，并在喷射量变更部4d中通过加减辅助控制补偿量qb而变更后的目标燃料喷射量Q)。其结果是，基于缓慢化控制补偿量qc以使车辆10的运行状况变化而进行控制的方式变更目标燃料喷射量Q，并将与变更后的目标燃料喷射量Q(基于根据缓慢化控制补偿量qc变更的目标燃料喷射量Q而通过喷射量计算部4最终算出的目标燃料喷射量Q)相对应的控制指令输出给驱动装置20。需要说明的是，缓慢化控制已经公知，缓慢化控制补偿量qc的算出方法也能够使用公知的方法，因此省略关于算出方法的详细说明。

辅助控制部9是车辆运行状况控制部，进行使柴油发动机21产生的驱动力增大而在车辆10起动时辅助驾驶员的辅助控制。在本实施方式的车辆10中，由于搭载MT22，因此例如在起动时，驾驶员踏入加速踏板，使未图示的离合器卡合而将柴油发动机21和MT22连结，但存在通过驾驶员进行的加速器操作并基于与加速踏板踏入量θa相对应的控制量即目标燃料喷射量Q而柴油发动机21产生的驱动力不充分的情况。在起动时柴油发动机21产生的驱动力不充分的情况下，车辆10至少在纵摆方向发生较大变化。因此，辅助控制部9为了使车辆10的运行状况发生变化而进行控制，即为了以通过使车辆10的运行状况变化而使起动时的车辆10至少在纵摆方向不发生较大变化的方式积极地进行控制，而使柴油发动机21产生的驱动力增大。即，辅助控制部9将目标燃料喷射量Q变更成柴油发动机21产生使车辆10的运行状况变化而进行控制的驱动力的值。

如图2所示，辅助控制部9算出能够实现驱动力使车辆10的运行状况变化以在起动时使车辆10至少在纵摆方向不发生较大变化的辅助控制补偿量qb，并将算出的辅助控制补偿量qb向喷射量计算部4输出。在此，从辅助控制部9向喷射量计算部4输出的辅助控制补偿量qb被输入喷射量变更部4d，并加减运算于输入喷射量变更部4d的目标燃料喷射量Q(在喷射量变更部4c中通过对制动控制补偿量qa进行加减运算而变更后的目标燃料喷射量Q)。其结果是，基于辅助控制补偿量qb以使车辆10的运行状况变化而进行控制的方式变更目标燃料喷射量Q，并将与变更后的目标燃料喷射量Q(基于根据辅助控制补偿量qb变更的目标燃料喷射量Q而通过喷射量计算部4最终算出的目标燃料喷射量Q)相对应的控制指令向驱动装置20输出。

如上所述，根据本实施方式的驱动力控制装置1，簧上减振控制部5对目标燃料喷射量Q的变更在跳动减振控制部6对目标燃料喷射量Q的变更及气缸间校正控制部7对目标燃料喷射量Q的变更之前进行。即，对频率成分比在基于高频减振控制部的簧上减振控制部5中抑制的簧上振动高的振动进行抑制的减振控制在基于簧上减振控制部5的减振控制之后进行。因此，通过在针对簧上振动的减振控制之后进行针对频率成分比簧上振动高的振动的减振控制，能够防止基于根据针对频率成分比簧上振动高的振动的减振控制而变更的目标燃料喷射量Q进行针对簧上振动的减振控制。由此，与在抑制频率成分比在簧上减振控制部5中抑制的簧上振动高的振动的减振控制之后进行簧上减振控制的情况相比，能够有效地进行抑制频率成分比在簧上减振控制部5中抑制的簧上振动高的振动的减振控制。而且，簧上减振控制部5对目标燃料喷射量Q的变更在缓慢化控制部8对目标燃料喷射量Q的变更、辅助控制部9对目标燃料喷射量Q的变更及制动控制装置2对目标燃料喷射量Q的变更之后进行。即，车辆运行状况控制部进行的使车辆10的运行状况变化的控制在簧上减振控制部5进行的减振控制之前进行。因此，通过在簧上减振控制部5进行的减振控制之前进行使车辆10的运行状况变化的控制，而能够防止基于根据针对簧上振动的减振控制变更的目标燃料喷射量Q而进行对车辆10的运行状况进行变更的控制。由此，与在进行簧上减振控制之后进行使车辆10的运行状况变化的控制相比，能够有效地进行簧上减振控制。由此，能够有效地抑制车辆10的振动。

需要说明的是，上述的实施方式的车辆的驱动力控制装置1并未限定为上述的实施方式，而在权利要求书的范围所记载的范围内能够进行各种变更。

另外，在上述的实施方式中，对于簧上减振控制，说明了假定簧上或簧上/簧下运动模型作为运动模型而利用最优调节器的理论进行所述簧上减振控制的情况，但并不局限于此，也可以是采用上述说明的以外的运动模型或通过最优调节器以外的控制手法进行所述簧上减振控制。

另外，在上述的实施方式中，作为簧上减振控制部5的反馈控制部5b的输入值而设定为来自与4轮全部对应的车轮速传感器40FL、40FR、40RL、40RR的车轮速度的平均值r·ω，但本发明并不局限于此。优选仅将来自与前轮对应的车轮速传感器40FL、40FR的车轮速度的平均值r·ω作为输入值。图7是表示车轮速平均与时间之间的关系的图。图8是表示车轮速平均与时间之间的关系的图。在图7及图8中，作为仅来自与前轮即前车轮对应的车轮速传感器40FL、40FR的车轮速度的平均值的车轮速平均由实线表示，作为仅来自与后轮即后车轮对应的车轮速传感器40RL、40RR的车轮速度的平均值的车轮速平均由单点划线表示。而且，在图7及图8中，是使轴距相同的车辆行驶的结果。而且，图7是在20cm左右的高低差周期性地重复的路面即在车辆显著产生上述簧上振动的路面上行驶的结果，图8是在设定有两个高低差的路面上行驶的结果。而且，设在图7中由于车辆轴距而后轮的车轮速平均相对于前轮的车轮速平均的时间延迟即轴距时间差为T1，设在图8中由于车辆轴距而后轮的车轮速平均相对于前轮的车轮速平均的时间延迟即轴距时间差为T2。

如图8所示，车辆通过高低差时，前轮的车轮速平均及后轮的车轮速平均较大变化。从前轮通过高低差开始到后轮通过高低差为止，产生从前轮的车轮速平均较大变化开始到后轮的车轮速平均较大变化为止的时间差。设从前轮通过第一个高低差开始到后轮通过第一个高低差为止的时间差为T21，设从前轮通过第二个高低差开始到后轮通过第二个高低差为止的时间差为T22时，如该图所示，T21、T22大致相同，并与轴距时间差T2大体一致

即，车辆在通常行驶的路面上行驶时，来自与前轮对应的车轮速传感器40FL、40FR、与后轮对应的车轮速传感器40RL、40RR的信号向电子控制装置50的输入没有延迟。

另一方面，如图7所示，车辆在车辆上显著产生簧上振动的路面上行驶时，设从前轮通过任意点开始到后轮通过任意点为止的时间差为T11，设从前轮通过另一任意点开始到后轮通过另一任意点为止的时间差为T12时，如该图所示，T11、T12不同，且都大于轴距时间差T1(T1＜T12＜T11)。即，车辆在显著发生簧上振动即1～4Hz、进一步来说为1.5Hz附近的频率成分的振动的路面上行驶时，相对于与前轮对应的车轮速传感器40FL、40FR，来自与后轮对应的车轮速传感器40RL、40RR的信号向电子控制装置50的输入发生延迟。

根据以上所述，通过仅将来自与前轮对应的车轮速传感器40FL、40FR的车轮速度的平均值r·ω形成输入值作为簧上减振控制部5的反馈控制部5b的输入值，相比较于仅将来自与后轮对应的车轮速传感器40RL、40RR的车轮速度的平均值r·ω形成输入值的情况，能够提高簧上减振控制的响应性。

另外，在上述的实施方式中，将柴油发动机作为驱动源，但本发明并不局限于此。也可以是汽油发动机或电动机。搭载汽油发动机时，算出要求驱动力作为控制量，以基于要求驱动力的目标节气门开度或目标点火时期为控制指令向汽油发动机输出，从而控制汽油发动机产生的驱动力(输出转矩)。而且，搭载电动机时，算出目标电流量作为控制量，将与目标电流量相对应的控制指令向电动机输出，从而控制电动机产生的驱动力(电动机转矩)。需要说明的是，车辆也可以是仅以汽油发动机为驱动源的车辆，或仅以电动机为驱动源的车辆，或以发动机和电动机为驱动源的混合动力车辆。

需要说明的是，使用要求驱动力作为控制量时，自动行驶控制装置3在自动行驶控制中进行驱动力控制时，也可以算出要求驱动力。这种情况下，也可以基于与驾驶员进行的加速器操作相对应的要求值即加速踏板踏入量θa算出要求驱动力作为控制量，调停为与上述自动行驶控制对应的要求驱动力，而算出作为基本的要求驱动力(与要求值相对应的控制量)。

另外，在上述实施方式中，搭载了MT22作为变速器，但本发明并不局限于此。作为变速器，例如也可以搭载自动有级变速器即AT。这种情况下，也可以具有爬行辅助控制部作为车辆运行状况控制部。爬行辅助控制是使驱动源产生的驱动力与例如路面梯度相应地变化，而使停止时或低车速时的车辆10的运行状况变化的控制。爬行辅助控制部对控制量的变更在上述簧上减振控制部对控制量的变更之前进行。

需要说明的是，搭载AT作为变速器时，也可以以使车速(上述车轮速度)或与前车辆的车间距离为恒定的方式，由自动行驶控制装置3进行控制驱动源产生的驱动力的ACC(自适应常速行驶控制)之类的自动行驶控制。

另外，搭载通过电子控制进行变速的电子控制AT(ECT)作为变速器时，也可以具有ECT控制部作为车辆运行状况控制部。ECT控制是在AT的变速时使驱动源产生的驱动力变化而使变速时的车辆10的运行状况变化的控制。ECT控制部对控制量的变更在上述簧上减振控制部对控制量的变更之前进行。

另外，在上述的实施方式中虽然进行了省略，但控制量也可以进行基于与驱动源运转环境相对应的参数(冷却水温度、吸入空气温度、吸入空气压、大气压、油温等)的变更。基于驱动源运转环境的控制量的变更在进行簧上减振控制部等的减振控制的控制部对控制量的变更之后，对于即将输出控制指令之前的控制量进行。

另外，在上述的实施方式中虽然进行了省略，但也可以具有怠速辅助控制部作为车辆运行状况控制部。怠速辅助控制是以驱动源的转速能够维持怠速转速的方式使驱动力变化，而使驱动源的怠速时的车辆10的运行状况变化的控制。怠速辅助控制部对控制量的变更在上述簧上减振控制部对控制量的变更之前进行。

工业实用性

如上所述，本发明的驱动力控制装置及驱动力控制装置的控制方法能够执行与车辆的运转状态相对应的适当的减振控制，适宜应用于控制车辆的驱动力而抑制车身的振动的各种驱动力控制装置及驱动力控制装置的控制方法。

Claims (7)

1.一种驱动力控制装置，基于控制量而控制驱动源产生的驱动力，其特征在于，具备：

簧上减振控制部，将控制量变更成所述驱动源能够产生用于抑制车辆的簧上振动的所述驱动力的值，其中，所述控制量根据基于驾驶员的加速器操作或车辆的行驶状态中的至少任一方的要求值而算出；以及

高频减振控制部，将由所述簧上减振控制部变更后的控制量变更成所述驱动源能够产生用于抑制频率成分比由所述簧上减振控制部抑制的所述车辆的簧上振动高的振动的所述驱动力的值，

所述簧上减振控制部在所述高频减振控制部进行所述控制量的变更之前进行变更。

2.根据权利要求1所述的驱动力控制装置，其中，

所述高频减振控制部包括第一高频减振控制部，该第一高频减振控制部抑制在从所述驱动源到驱动轮的动力传递路径上产生的振动。

3.根据权利要求1所述的驱动力控制装置，其中，

所述高频减振控制部包括第二高频减振控制部，该第二高频减振控制部抑制由所述驱动源产生的振动。

4.根据权利要求1所述的驱动力控制装置，其中，

还具备车辆运行状况控制部，该车辆运行状况控制部将所述控制量变更成所述驱动源能够产生用于改变所述车辆的运行状况而进行控制的所述驱动力的值，

所述簧上减振控制部在所述车辆运行状况控制部进行变更之后进行变更。

5.根据权利要求4所述的驱动力控制装置，其中，

所述车辆运行状况控制部包括限制所述驱动力的变化梯度的缓慢化控制。

6.一种驱动力控制装置，控制驱动源产生的驱动力，其特征在于，具备：

簧上减振控制部，对于所述驱动力进行如下所述的变更：通过所述驱动力的变动而产生用于减少使车辆产生1～4Hz的振动的车轮速度变动的车轮转矩；以及

高频减振控制部，对于所述驱动力进行抑制频率成分比在所述车辆产生的1～4Hz高的振动的变更，

所述簧上减振控制部在所述高频减振控制部进行变更之前进行变更。

7.一种驱动力控制装置的控制方法，该驱动力控制装置基于控制量而控制驱动源产生的驱动力，所述驱动力控制装置的控制方法的特征在于，包括如下所述的步骤：

将控制量变更成所述驱动源能够产生用于抑制所述车辆的簧上振动的所述驱动力的值，其中，所述控制量根据基于驾驶员的加速器操作或车辆的行驶状态的要求值而算出；以及

将所述变更后的控制量变更成所述驱动源能够产生用于抑制频率成分比所述车辆的簧上振动高的振动的所述驱动力的值。

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