CN102171429A - 车辆控制装置 - Google Patents

Abstract

一种车辆控制装置，通过控制发动机(20)的输出转矩使驱动轮(W_RL、W_RR)的车轮转矩变化，而进行抑制在车身产生的振动的车身减振控制，其中，为了使传递该发动机(20)的动力的车辆(10)的驱动系统不伴随所述车身减振控制的执行而发生共振，而在电子控制装置(1)中设置禁止所述车身减振控制的车身减振控制禁止单元或/且将所述车身减振控制的控制量向抑制该车身减振控制的振动抑制效果的方向调整的车身减振控制量调整单元。

Description

车辆控制装置

技术领域

本发明涉及进行用于抑制在车身产生的振动的车身减振控制的车辆控制装置。

背景技术

以往，已知有利用规定的车身振动抑制单元抑制在车身产生的振动的被称为车身减振控制的技术。例如，在该车身减振控制中，使车身产生纵摆运动，该纵摆运动用于使驱动轮的驱动转矩(以下，称为“车轮转矩”)增减并通过该车轮转矩抑制振动。在此，在下述的专利文献1中，公开有如下技术：使用车辆的轮胎的振动、悬架中的车身弹簧下的振动及车身自身受到的车身弹簧上的振动的力学模型即运动模型，校正输入指令以抑制车身的振动。而且，在下述的专利文献2中，公开有一种通过控制发动机的输出转矩而抑制车辆纵摆/跳动振动的技术。

此外，在下述的专利文献3、4中，公开有一种通过控制内燃机的输出转矩而抑制在车辆的驱动系统(变速器及差动装置、传动轴等)产生的振动的技术。

专利文献1：日本特开2004-168148号公报

专利文献2：日本特开2008-223584号公报

专利文献3：日本特开平11-132069号公报

专利文献4：日本特开2007-315203号公报

发明内容

在变速器及差动装置等驱动系统中，伴随动力源(发动机等)的输出转矩的变动等而发生振动(以下，称为“驱动系统振动”。)。通常，在驱动系统中，由于其驱动系统振动的频带域处于2～9Hz，而车身弹簧上的纵摆方向的振动为1.5Hz附近，因此即使执行车身减振控制，基本上也不会共振。然而，在像车辆在铺石路行驶时等那样从路面向车轮输入高频输入时，经由驱动轮也向驱动系统传递高频输入，由于该路面输入的高频成分和驱动系统振动而使驱动系统发生共振，因此使驱动轮的车轮速度的检测值产生偏差。即，在从路面传递高频输入的行驶条件下，该路面输入的高频成分附加在驱动轮的车轮速度的检测值中。通常，该高频成分虽然利用滤波器等除去，但无法完全去除。而且，若在动力源的输出转矩为0附近时执行车身减振控制，则有时该动力源的要求输出转矩伴随车身减振控制的执行要求而在正转矩域与负转矩域之间跨过0(例如在转矩沿正转方向起作用的动力源的输出轴上由于燃料喷射停止等而作用有反转方向的转矩)，由此使驱动系统共振。因此，此时驱动轮的车轮速度的检测值也偏离。在此，决定车身减振控制的控制量时也存在利用驱动轮的车轮速度的信息的情况，这种情况下，若在驱动系统的共振时执行车身减振控制，则将该控制量较高地设定为需要以上，因此对于动力源的要求输出转矩也设定为过大，在执行车身减振控制时实际的输出转矩相对于本来需要的动力源的要求输出转矩增大。并且，此种动力源的实际的输出转矩的增幅直接与驱动轮的车轮转矩的需要以上的增幅相关，因此由于车身的纵摆运动的过度的抑制而使驾驶员感到凹凸不平感或产生车辆前后的振动，导致乘坐感恶化。

因此，本发明目的在于提供一种能够改善所述现有例具有的不良情况，并抑制与发生驱动系统振动时的车身减振控制的执行相伴的乘坐感的恶化的车辆控制装置。

为了实现上述目的，本发明的第一方面涉及一种车辆控制装置，进行车身减振控制，所述车身减振控制中通过控制动力源的输出转矩而改变驱动轮的车轮转矩，从而抑制在车身产生的振动，其中，禁止所述车身减振控制或将所述车身减振控制的控制量向抑制该车身减振控制的振动抑制效果的方向调整，以使传递动力源的动力的车辆的驱动系统不伴随所述车身减振控制的执行而发生共振。

在此，本发明的第二方面以上述第一方面所记载的车辆控制装置为基础，对执行所述车身减振控制时的动力源的预测输出转矩的变化量和该预测输出转矩的变化期间内的动力源的实际输出转矩的变化量进行比较，在该实际输出转矩的变化量大于该预测输出转矩的变化量时，进行驱动系统伴随车身减振控制的执行而发生共振的判定，如果该判定结果为发生共振的判定，则进行所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制的控制量的调整动作即可。

另外，本发明的第三方面所记载的发明以上述第一方面所记载的车辆控制装置为基础，对与执行所述车身减振控制时的动力源的预测输出转矩的变化量相对应的该动力源的预测输出轴转速的变化量和该预测输出转矩的变化期间内的动力源的实际输出轴转速的变化量进行比较，在该实际输出轴转速的变化量大于该预测输出轴转速的变化量时，进行驱动系统发生共振的判定，如果该判定结果为发生共振的判定，则进行所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制的控制量的调整动作即可。

此外，本发明的第四方面以上述第一方面所记载的车辆控制装置为基础，在驱动系统的控制条件变更时，解除所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制的控制量的调整动作。

例如，本发明的第五方面所记载的发明以上述第一方面所记载的车辆控制装置为基础，在变速器的变速级变更时，解除所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制的控制量的调整动作即可。

另外，本发明的第六方面所记载的发明以上述第一方面所记载的车辆控制装置为基础，在动力源的实际输出转矩变化规定量以上时，解除所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制的控制量的调整动作即可。

另外，本发明的第七方面所记载的发明以上述第一方面所记载的车辆控制装置为基础，关于车身减振控制的控制量的调整，通过设定该控制量时使用的增益的校正来进行即可。

另外，为了实现上述目的，本发明的第八方面涉及一种车辆控制装置，进行车身减振控制，所述车身减振控制中通过控制动力源的输出转矩而改变驱动轮的车轮转矩，从而抑制在车身产生的振动，其中，设有禁止所述车身减振控制的车身减振控制禁止单元或/及将所述车身减振控制的控制量向抑制该车身减振控制的振动抑制效果的方向调整的车身减振控制量调整单元，以使传递动力源的动力的车辆的驱动系统不伴随所述车身减振控制的执行而发生共振。

在此，本发明的第九方面的发明，设有驱动系统共振判定单元，该驱动系统共振判定单元对执行所述车身减振控制时的动力源的预测输出转矩的变化量和该预测输出转矩的变化期间内的动力源的实际输出转矩的变化量进行比较，在该实际输出转矩的变化量大于该预测输出转矩的变化量时，进行驱动系统伴随车身减振控制的执行而发生共振的判定，构成为，如果该驱动系统共振判定单元的判定结果为发生共振的判定，则由车身减振控制禁止单元进行车身减振控制的禁止动作或/且由车身减振控制量调整单元进行车身减振控制的控制量的调整动作即可。

另外，本发明的第十方面的发明，设有驱动系统共振判定单元，该驱动系统共振判定单元对与执行所述车身减振控制时的动力源的预测输出转矩的变化量相对应的该动力源的预测输出轴转速的变化量和该预测输出转矩的变化期间内的动力源的实际输出轴转速的变化量进行比较，在该实际输出轴转速的变化量大于该预测输出轴转速的变化量时，进行驱动系统伴随车身减振控制的执行而发生共振的判定，构成为，如果该驱动系统共振判定单元的判定结果为发生共振的判定，则由车身减振控制禁止单元进行车身减振控制的禁止动作或/且由车身减振控制量调整单元进行车身减振控制的控制量的调整动作即可。

此外，本发明的第十一方面以上述第八方面所记载的车辆控制装置为基础，设有车身减振控制复位单元，该车身减振控制复位单元在驱动系统的控制条件变更时，解除所述车身减振控制禁止单元所进行的所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制量调整单元所进行的所述车身减振控制的控制量的调整动作。

例如，该车身减振控制复位单元如本发明第十二方面所记载的发明那样，在变速器的变速级变更时，解除所述车身减振控制禁止单元所进行的所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制量调整单元所进行的所述车身减振控制的控制量的调整动作即可。

另外，该车身减振控制复位单元如本发明第十三方面所记载的发明那样，在动力源的实际输出转矩变化规定量以上时，解除所述车身减振控制禁止单元所进行的所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制量调整单元所进行的所述车身减振控制的控制量的调整动作即可。

另外，车身减振控制量调整单元如本发明第十四方面所记载的发明那样，通过设定所述车身减振控制的控制量时使用的增益的校正来进行该控制量的调整即可。

发明效果

本发明的车辆控制装置不执行利用了带有噪声(高频成分)或存在偏差的车轮速度的信息的车身减振控制以不使驱动系统产生共振。而且，该车辆控制装置为了不使驱动系统产生共振，取代禁止该车身减振控制，而将该车身减振控制的控制量向抑制该车身减振控制的振动抑制效果(即，使该控制量减少)的方向调整。因此，该车辆控制装置能够抑制与车身的纵摆运动的过度抑制相伴的凹凸不平感的产生、产生车辆前后的振动而引起的乘坐感的恶化。

附图说明

图1是示出作为本发明的车辆控制装置的适用对象的车辆的一例的图。

图2是说明本发明的车辆控制装置中的簧上振动的状态变量的图。

图3是以控制块的形式示出本发明的车辆控制装置的车身减振控制的功能结构的一例的示意图。

图4是说明在本发明的车辆控制装置中假定的簧上振动的力学运动模型的一例的图。

图5是说明在本发明的车辆控制装置中假定的簧上振动的力学运动模型的另一例的图。

图6是说明本发明的车辆控制装置中的实施例1的车身减振控制的禁止动作和其复位动作的一例的流程图。

图7是说明车身减振控制的动力源的要求输出转矩与实际输出转速的关系的图。

图8是说明增加预测车辆驱动力变化量ΔFw的驱动力时的动力源的预测输出轴转速变化量ΔNp与实际输出轴转速变化量ΔNpa的关系的图。

图9是说明本发明的车辆控制装置中的实施例2的车身减振控制量的调整动作的一例的流程图。

图10是说明本发明的车辆控制装置中的实施例2的车身减振控制量的调整动作的另一例的流程图。

标号说明

1 电子控制装置(ECU)

2 驱动控制部(驱动控制单元)

3 车身减振控制部(车身减振控制量设定单元)

3b 加法器

3c 驱动转矩换算部

3d 车身减振控制指令决定部

3j FF控制增益设定部

3l FB控制增益设定部

3f、3h 二次调节器部

10 车辆

20 发动机(动力源)

30 变速器

31 换档位置传感器

42 油门踏板操作量取得单元

61_FL、61_FR、61_RL、61_RR 车轮速度取得单元

62 输出轴转速检测单元

W_FL、W_FR、W_RL、W_RR 车轮

具体实施方式

以下，基于附图详细说明本发明的车辆控制装置的实施例。此外需要说明的是，并不是通过本实施例来限定本发明。

实施例

[实施例1]

基于图1至图8说明本发明的车辆控制装置的实施例1。

设本实施例1的车辆控制装置是作为图1所示的电子控制装置(ECU)1的一功能而准备的装置。该电子控制装置1包括：未图示的CPU(中央运算处理装置)；预先存储规定的控制程序等的ROM(Read Only Memory)；暂时存储该CPU的运算结果的RAM(Random Access Memory)；存储预先准备的信息等的备份RAM等。

首先，适用该车辆控制装置的车辆10的一例如图1所示。在此，以将来自车辆前侧的动力源的输出(输出转矩)经由变速器等动力传递装置作为车轮驱动力向车辆后侧的驱动轮W_RL、W_RR传递的FR(前置发动机/后置驱动器)车为例进行说明。此外，本实施例1的车辆控制装置除该FR车以外还能够适用于FF(前置发动机/前驱动器)车或四轮驱动车。而且，也能够适用于中置发动机或后置发动机的车辆。

作为该车辆10的动力源，考虑以内燃机等为代表的发动机或电动机等。因此，本实施例1的车辆控制装置也能够适用于至少具备发动机和电动机作为动力源的所谓混合动力车辆或具备电动机作为动力源的电动汽车。在本实施例1中，例示了搭载有发动机20作为动力源的情况。在此，作为该发动机20，是在燃烧室内使燃料燃烧，并将由此产生的热能变换成机械能量的热机，例示了通过未图示的活塞的往复运动而从输出轴(曲轴)输出机械动力的作为往复活塞发动机的内燃机。具体来说，作为该发动机20，有以汽油为燃料的汽油发动机或以轻油为燃料的柴油发动机等。

在该发动机20中设有未图示的燃料喷射装置等，该燃料喷射装置等的动作由电子控制装置1的驱动控制单元控制。该驱动控制单元用于使驱动轮W_RL、W_RR产生与驾驶员的驱动要求等相应的要求车轮转矩(要求车轮驱动力)。该驱动控制单元例如为柴油发动机时通过控制燃料喷射量而调整发动机20的输出，当变速器30的变速级没有变动时，使驱动轮W_RL、W_RR产生与该输出相应的车轮转矩(车轮驱动力)作为对应于驾驶员的驱动要求等的转矩。即，该发动机20是作为与后述的变速器30相辅相成地调整该车轮转矩(车轮驱动力)的大小的车辆驱动装置而发挥作用的部件，能够产生用于实现要求车轮转矩(要求车轮驱动力)的输出(驱动转矩、驱动力)。此外，该燃料喷射量(换言之为要求车轮转矩或要求车轮驱动力或要求车辆驱动转矩或要求车辆驱动力)在设定驾驶员的油门踏板41的操作量或自动运转模式等时根据其要求值决定。该油门踏板41的操作量是指向油门踏板41输入的踏板踏力或油门踏板41的踏入量(即移动量)等，通过油门踏板操作量取得单元42进行检测或推测等。

该发动机20的输出(驱动转矩、驱动力)向变速器30输入，根据此时的变速级或变速比被变速而向传动轴51输出。该变速器30是手动变速器、有级自动变速器或无级自动变速器等。在此，作为该变速器30列举出有级自动变速器。在该变速器30上设有未图示的液压调整单元，该液压调整单元的动作被电子控制装置1的上述驱动控制单元控制而进行变速级(变速比)的切换。驱动控制单元以成为例如基于要求车轮转矩(要求车轮驱动力)或车速等设定的目标变速级的方式控制液压调整单元，使驱动轮W_RL、W_RR产生与驾驶员的驱动要求等相应的要求车轮转矩(要求车轮驱动力)。

该传动轴51的旋转转矩输入差动装置52而分配给左右各个传动轴53_RL、53_RR，并作为车轮转矩(车轮驱动力)向与该传动轴53_RL、53_RR连结的驱动轮W_RL、W_RR传递。

该车辆10通过使其各个驱动轮W_RL、W_RR产生车轮转矩(车轮驱动力)而前进或后退。该车辆10上准备有使该行驶中的车辆10停止或减速的未图示的制动装置。该制动装置构成为能够相对于各个车轮W_FL、W_FR、W_RL、W_RR以单独的大小产生要求车轮制动转矩(要求车轮制动力)。例如，在该制动装置上设有由电子控制装置1的制动控制单元控制并进行该要求车轮制动转矩(要求车轮制动力)的调整的促动器。

另外，在该车辆10上分别准备有取得各车轮W_FL、W_FR、W_RL、W_RR的车轮速度的车轮速度取得单元61_FL、61_FR、61_RL、61_RR。作为该车轮速度取得单元61_FL、61_FR、61_RL、61_RR，利用例如进行车轮速度的检测的车轮速度传感器即可。

在该车辆10中，例如由于路面的凹凸等而在行驶中的车轮W_FL、W_FR、W_RL、W_RR上作用有外力或转矩(即干扰)时，该外力等经由车轮W_FL、W_FR、W_RL、W_RR及悬架(未图示)向车身传递。因此，在该车辆10上，由于来自其行驶中的路面的输入，而会在车身产生经由车轮W_FL、W_FR、W_RL、W_RR及悬架的1～4Hz的振动，更准确来说会产生1.5Hz左右的振动(以下，称为“簧上振动”)。在该簧上振动中，存在图2所示的车辆10(严格来说是车辆重心Cg)的上下方向(Z方向)的成分(以下，称为“跳动振动”)和以车辆重心Cg为中心的纵摆方向(θ方向)的成分(以下，称为“纵摆振动”)。产生该簧上振动时，产生跳动振动或纵摆振动中的至少任一方。此外，该图2例示了抬前轮时的车辆10的姿势。而且，即使在车辆驱动装置(发动机20或变速器30)基于驾驶员的驱动要求等工作而在驱动轮W_RL、W_RR的车轮转矩(车轮驱动力)产生变动的情况下，在该车辆10中也能产生同样的簧上振动(跳动振动或纵摆振动中的至少任一方)。

在本实施例1的车辆10中准备有进行用于抑制所述簧上振动的车身减振控制的车辆控制装置如上所述作为电子控制装置1的一功能。该车辆控制装置利用上述的车辆驱动装置(发动机20)控制驱动轮W_RL、W_RR的车轮转矩(车轮驱动力)，由此实现在车身产生的簧上振动的抑制。在执行车身减振控制时，相对于车辆10的行驶本来所需的动力源的通常行驶要求输出转矩或驱动轮W_RL、W_RR的通常行驶要求车轮转矩等的控制量，加减用于车身减振控制的控制量(动力源的要求输出转矩或驱动轮W_RL、W_RR的要求车轮转矩等)。

在本实施例1中，构筑车身的簧上振动(跳动振动及纵摆振动)的运动模型，通过该运动模型，算出簧上振动的状态变量。该簧上振动的状态变量是指将与驾驶员的驱动要求相应的驾驶员要求转矩(具体来说是将其换算成驱动轮W_RL、W_RR的要求车轮转矩后的值)和当前的车轮转矩(具体来说是其的推测值)输入运动模型时的车身的位移z、θ和它们的变化率dz/dt、dθ/dt。并且，在本实施例1中，以使该状态变量收敛成0的方式进行驾驶员要求转矩的修正而调节车辆驱动装置的输出(驱动转矩、驱动力)，从而抑制所述簧上振动。

对于该车辆控制装置的结构，图3示出示意性地表示的控制框图。该车辆控制装置具备：将驾驶员的驱动要求提供给车辆10的作为驱动控制单元的驱动控制部2；对用于抑制车身的簧上振动(跳动振动及纵摆振动)的车身减振控制补偿转矩(作为车身减振控制的控制量的车身减振控制补偿量)进行设定的作为车身减振控制量设定单元的车身减振控制部3。该车辆控制装置中，驱动控制部2将基于车身减振控制补偿转矩(具体来说是与车身减振控制补偿转矩相应的车身减振控制指令)修正的驾驶员要求转矩(具体来说是与驾驶员要求转矩相应的控制指令)提供给车辆驱动装置(发动机20)，由此抑制簧上振动的振幅。

首先，该驱动控制部2大致分为：求出与驾驶员的驱动要求相应的车辆驱动装置的驾驶员要求转矩(换言之，为驾驶员要求驱动转矩)的驾驶员要求转矩算出部2a；基于该驾驶员要求转矩而决定向车辆驱动装置的控制指令的控制指令决定部2b。而且，该驱动控制部2具备加法器2c。

该驱动控制部2在驾驶员要求转矩算出部2a中，将驾驶员的驱动要求(C0)即油门踏板41的操作量(例如踏入量θa)换算成车辆驱动装置中的驾驶员要求转矩，控制指令决定部2b将其变换成向车辆驱动装置的控制指令，而向车辆驱动装置发送(C1)。具体来说，车身减振控制中的控制对象的车辆驱动装置为发动机20时，驱动控制单元在驾驶员要求转矩算出部2a中，将驾驶员的驱动要求换算成发动机20的要求输出转矩，控制指令决定部2b将其变换成向发动机20的控制指令，而向发动机20发送。该向发动机20的控制指令例如在发动机20为汽油发动机时成为要求节气门开度或要求点火时期，在为柴油发动机时成为要求燃料喷射量。而且，在动力源为电动机时，该控制指令成为要求电流量。

另一方面，车身减振控制部3通过至少基于车轮W_FL、W_FR、W_RL、W_RR的车轮速度的反馈控制而设定车身减振控制补偿量。在该车身减振控制部3中，与基于车辆10的车轮的车轮速度的反馈控制一起同时使用基于对车辆10的驾驶员要求转矩的前馈控制而设定车身减振控制补偿量。因此，在该车身减振控制部3中设有前馈控制系统3A和反馈控制系统3B。而且，该车身减振控制部3具备：将驾驶员要求转矩算出部2a的驾驶员要求转矩换算成驱动轮W_RL、W_RR的驾驶员要求车轮转矩Tw0的车轮转矩换算部3a；加法器3b；将该驾驶员要求车轮转矩Tw0的修正量换算成车辆驱动装置的驱动转矩的单位的驱动转矩换算部3c；基于该驱动转矩而决定向车辆驱动装置的车身减振控制指令的车身减振控制指令决定部3d。

前馈控制系统3A具有所谓最优调节器的结构，具备车身的簧上振动的运动模型部3e和FF二次调节器部3f。在该前馈控制系统3A中，通过车轮转矩换算部3a换算后的驾驶员要求车轮转矩Tw0输入给运动模型部3e。在该运动模型部3e中，算出车辆10的状态变量相对于输入的转矩的响应。FF二次调节器部3f基于后述的规定的增益K而算出使该状态变量收敛成最小的作为驾驶员要求车轮转矩Tw0的修正量的FF系统减振转矩补偿量U·FF。该FF系统减振转矩补偿量U·FF是指基于对车辆10的驾驶员要求转矩(要求驱动力)的前馈控制系统3A中的驱动转矩(驱动力)的前馈控制量(FF控制量)，即前馈控制中的车身减振控制补偿量。

反馈控制系统3B也具有所谓最优调节器的结构。该反馈控制系统3B具备：推测驱动轮W_RL、W_RR的车轮转矩推测值Tw的车轮转矩推测部3g；兼用作前馈控制系统3A的运动模型部3e；FB二次调节器部3h。在该反馈控制系统3B中，车轮转矩推测部3g如后所述基于车轮速度ω而算出驱动轮W_RL、W_RR的车轮转矩推测值Tw，将该车轮转矩推测值Tw作为干扰输入而输入运动模型部3e。在该运动模型部3e中，算出车辆10的状态变量相对于输入的转矩的响应。FB二次调节器部3h基于后述的规定的增益K而算出使该状态变量收敛为最小的作为驾驶员要求车轮转矩Tw0的修正量的FB系统减振转矩补偿量U·FB。该FB系统减振转矩补偿量U·FB是与基于从路面向车轮W_FL、W_FR、W_RL、W_RR的输入引起的外力或转矩(干扰)的车轮速度ω的变动量相应的反馈控制系统3B中的驱动转矩(驱动力)的反馈控制量(FB控制量)，即反馈控制中的车身减振控制补偿量。此外，在本实施例1中，通过前馈控制系统3A和反馈控制系统3B兼用作运动模型部3e，但也可以分别单独准备运动模型部。

在该车身减振控制部3中，作为上述的前馈控制系统3A的FF控制量(即前馈控制中的车身减振控制补偿量)的FF系统减振转矩补偿量U·FF和作为反馈控制系统3B的FB控制量(即反馈控制中的车身减振控制补偿量)的FB系统减振转矩补偿量U·FB向加法器3b发送。在该加法器3b中，将该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相加而算出车身减振控制补偿车轮转矩。在车身减振控制部3中，驱动转矩换算部3c将该车身减振控制补偿车轮转矩换算成车辆驱动装置的要求转矩(驱动转矩)的单位，并将该换算后的值作为最终的车身减振控制补偿转矩(总的车身减振控制补偿量)向车身减振控制指令决定部3d输入。在该车身减振控制指令决定部3d中，将该车身减振控制补偿转矩变换成向车辆驱动装置的车身减振控制指令，并向被输入有来自驱动控制部2中的控制指令决定部2b的控制指令的加法器2c发送。该车身减振控制指令例如在发动机20为汽油发动机时成为车身减振控制补偿节气门开度或车身减振控制补偿点火时期，在为柴油发动机时成为车身减振控制补偿燃料喷射量。而且，在动力源为电动机时，该控制指令成为车身减振控制补偿电流量。

在该加法器2c中，与驾驶员要求转矩相应的控制指令基于与车身减振控制补偿转矩相应的车身减振控制指令而修正以不产生簧上振动，并将与该修正后的要求转矩相对应的控制指令向车辆驱动装置发送。

在本实施例1的车辆控制装置中设有如此设定车身减振控制补偿量的车身减振控制部3。在本实施例1中，在该车身减振控制部3基于车辆10的状态而变更车身减振控制补偿量，由此来实现与车辆10的状态相应的适当的车身减振控制。作为表示该车辆10的状态的参数，适合的有车辆10的车速、变速器30的变速级、作为发动机20的输出转速的发动机转速(当动力源为电动机时为该电动机的输出轴的转速)、驾驶员要求转矩等。

例如，该车身减振控制部3基于车辆10的状态来变更通过至少基于车轮速度ω的反馈控制设定的车身减振控制补偿量即FB系统减振转矩补偿量U·FB，从而基于车辆10的状态变更车身减振控制补偿转矩(总的车身减振控制补偿量)。而且，该车身减振控制部3也可以基于车辆10的状态来变更通过基于对车辆10的驾驶员要求转矩(要求驱动力)的前馈控制而设定的车身减振控制补偿量即FF系统减振转矩补偿量U·FF，从而基于车辆10的状态变更车身减振控制补偿转矩(总的车身减振控制补偿量)。其中，该车身减振控制部3也可以基于车辆10的状态而直接变更将该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相加后的车身减振控制补偿转矩(总的车身减振控制补偿量)。

另外，本实施例1的车身减振控制部3在如上所述分别单独算出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之后通过加法运算而设定车身减振控制补偿转矩。因此，该车身减振控制部3在设定车身减振控制补偿转矩之前，相对于该FF系统减振转矩补偿量U·FF或FB系统减振转矩补偿量U·FB分别单独进行上下限保护或校正，而能够变更每一个。因此，该车身减振控制部3能够将车身减振控制补偿转矩(总的车身减振控制补偿量)精度更高地变更为基于车辆10的状态的值。而且，由此，根据车辆10的运转状况也容易切断前馈控制或反馈控制中的任一方。

例如，本实施例1的车身减振控制部3除了上述结构之外，在前馈控制系统3A中还具备FF控制变更部3i及FF控制增益设定部3j，并且在反馈控制系统3B中还具备FB控制变更部3k及FB控制增益设定部3l。该FF控制变更部3i和FF控制增益设定部3j用于根据车辆10的状态而变更(校正)FF系统减振转矩补偿量U·FF。另一方面，FB控制变更部3k和FB控制增益设定部3l用于根据车辆10的状态而变更(校正)FB系统减振转矩补偿量U·FB。

该FF控制变更部3i配置在FF二次调节器部3f的后段且加法器3b的前段。该FF控制变更部3i在从该FF二次调节器部3f输入FF系统减振转矩补偿量U·FF时，FF控制增益设定部3j将根据车辆10的状态设定的FF控制增益K·FF乘以FF系统减振转矩补偿量U·FF，而将该FF系统减振转矩补偿量U·FF变更(校正)为与车辆10的状态相应的值。然后，该FF控制变更部3i将根据该车辆10的状态而变更(校正)后的FF系统减振转矩补偿量U·FF向加法器3b输出。

在此，该FF控制变更部3i也可以进行上下限保护以使从FF二次调节器部3f输入的FF系统减振转矩补偿量U·FF成为预先设定的上下限保护值的范围内，而变更该FF系统减振转矩补偿量U·FF。该上下限保护值例如是换算成车辆驱动装置的要求转矩的单位后的值且预先设定在-几十Nm至0Nm的范围内，只要是与作为发动机20的容许驱动力变动值的容许输出转矩变动值(若动力源为电动机则为该电动机的容许输出转矩变动值)相应的值即可。由此，该FF控制变更部3i能够设定例如考虑了基于车辆控制装置的车身减振控制(即簧上减振控制)以外的其他控制后的适当的FF系统减振转矩补偿量U·FF，因此能够抑制基于车辆控制装置的簧上减振控制与其他控制的干涉。

另外，该FF控制变更部3i也可以对向加法器3b输出前的FF系统减振转矩补偿量U·FF进行上下限保护，而变更该FF系统减振转矩补偿量U·FF。此时的上下限保护值例如在进行加减速度换算时是预先设定在小于相当于+0.00G的范围内的值，只要是与车辆10的容许加减速度相应的值即可。由此，该FF控制变更部3i能够防止例如由于车辆控制装置进行的车身减振控制而使车辆10的运动变化增大到超过驾驶员预期的程度，并能够设定不会给驾驶员带来不适感的适当的FF系统减振转矩补偿量U·FF。

接下来，FB控制变更部3k配置在FB二次调节器部3h的后段且加法器3b的前段。该FB控制变更部3k被从该FB二次调节器部3h输入FB系统减振转矩补偿量U·FB时，FB控制增益设定部3l将根据车辆10的状态设定的FB控制增益K·FB乘以FB系统减振转矩补偿量U·FB，并将该FB系统减振转矩补偿量U·FB变更(校正)为与车辆10的状态相应的值。然后，该FB控制变更部3k将根据该车辆10的状态而变更(校正)后的FB系统减振转矩补偿量U·FB向加法器3b输出。

在此，该FB控制变更部3k也可以进行上下限保护以使从FB二次调节器部3h输入的FB系统减振转矩补偿量U·FB成为预先设定的上下限保护值的范围内，而变更该FB系统减振转矩补偿量U·FB。该上下限保护值例如是换算成车辆驱动装置的要求转矩的单位后的值且预先设定在±几十Nm的范围内，只要是与作为发动机20的容许驱动力变动值的容许输出转矩变动值(动力源为电动机时为该电动机的容许输出转矩变动值)相应的值即可。由此，该FB控制变更部3k能够设定例如考虑了基于车辆控制装置的车身减振控制(即簧上减振控制)以外的其他控制后的适当的FB系统减振转矩补偿量U·FB，因此能够抑制基于车辆控制装置的簧上减振控制与其他控制的干涉。

另外，该FB控制变更部3k也可以对向加法器3b输出前的FB系统减振转矩补偿量U·FB进行上下限保护，而变更该FB系统减振转矩补偿量U·FB。此时的上下限保护值例如在进行了加减速度换算时是预先设定在相当于±a/100G以内的范围内的值，只要是与车辆10的容许加减速度相应的值即可。由此，该FB控制变更部3k能够防止例如由于车辆控制装置进行的车身减振控制而使车辆10的运动变化增大到超过驾驶员预期的程度，并能够设定不会给驾驶员带来不适感的适当的FB系统减振转矩补偿量U·FB。

即，在本实施例1的车身减振控制部3中，FF控制增益设定部3j设定相对于FF系统减振转矩补偿量U·FF的与车辆10的状态相应的FF控制增益K·FF，FF控制变更部3i将该FF控制增益K·FF乘以FF系统减振转矩补偿量U·FF。由此，在该FF控制变更部3i中，能够根据车辆10的状态而变更(校正)FF系统减振转矩补偿量U·FF，并向加法器3b传送。而且，在该车身减振控制部3中，FB控制增益设定部3l设定相对于FB系统减振转矩补偿量U·FB的与车辆10的状态相应的FB控制增益K·FB，FB控制变更部3k将该FB控制增益K·FB乘以FB系统减振转矩补偿量U·FB。由此，在该FB控制变更部3k中，能够根据车辆10的状态而变更(校正)FB系统减振转矩补偿量U·FB，并向加法器3b传送。

在通过该车辆控制装置进行的车身减振控制中，如上所述，假定车身的簧上振动(跳动振动及纵摆振动)的力学运动模型，构成以驾驶员要求车轮转矩Tw0及车轮转矩推测值Tw(干扰)为输入的跳动方向及纵摆方向的状态变量的状态方程式。并且，在该车身减振控制中，根据该状态方程式，使用最优调节器的理论而决定跳动方向及纵摆方向的状态变量收敛为0的输入(转矩值)，并基于该转矩值而进行与驾驶员要求转矩有关的车辆驱动装置的控制指令的修正。

作为所述力学运动模型，如图4所示，例示了将车身看作质量M与惯性力矩I的刚体S，且该刚体S由弹性模量kf及阻尼因数cf的前轮悬架和弹性模量kr及阻尼因数cr的后轮悬架支承的情况(车身的簧上振动模型)。该情况的车辆重心Cg的跳动方向的运动方程式和纵摆方向的运动方程式分别可如下述的式1a、1b所示。

[数学式1]

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

$I\frac{d^2\mathrm{\θ}}{{\mathrm{dt}}^2}=-\mathrm{Lf}\{\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ})+\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}})\}+\mathrm{Lr}\{\mathrm{kr}(z-\mathrm{Lr}\·\mathrm{\θ})+\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}})\}+\frac{h}{r}\·T\·\·\·\left(1b\right)$

在该式1a、1b中，“Lf、Lr”表示从各自的车辆重心Cg到前轮轴的距离和到后轮轴的距离，“r”表示车轮半径。而且，“h”表示从路面到车辆重心Cg的距离。此外，在该式1a中，第一项和第二项是来自前轮轴的力的成分，第三项和第四项是来自后轮轴的力的成分。而且，在式1b中，第一项是来自前轮轴的力的力矩成分，第二项是来自后轮轴的力的力矩成分。而且，该式1b的第三项是在驱动轮W_RL、W_RR产生的车轮转矩T(＝Tw0+Tw)绕车辆重心Cg施加的力的力矩成分。

所述式1a、1b以车身的位移z、θ和它们的变化率dz/dt、dθ/dt为状态变量矢量X(t)，能够改写成如下述的式2a的(线性系统的)状态方程式的形式。

dX(t)/dt＝A·X(t)+B·u(t)…(2a)

在该式2a中，X(t)、A、B分别如下所述。

[数学式2]

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

该矩阵A的各要素a1至a4及b1至b4分别通过向上述的式1a、1b整理z、θ、dz/dt、dθ/dt的系数而给出，成为

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，该式2a的u(t)为

u(t)＝T，

是利用该式2a表示的系统的输入。

因此，根据上述的式1b，矩阵B的要素p1成为

p1＝h/(I·r)。

在该式2a(状态方程式)中，u(t)如下述的式2b所示时，式2a成为下述的式2c。

u(t)＝-K·X(t)…(2b)

dX(t)/dt＝(A-BK)·X(t)…(2c)

因此，在将X(t)的初始值X₀(t)设定为X₀(t)＝(0，0，0，0)(设在转矩输入前没有振动的情况)，而求解状态变量矢量X(t)的微分方程式(式2c)时，若决定使X(t)即跳动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，则决定了抑制簧上振动的转矩值u(t)。

增益K能够使用所谓最优调节器的理论进行决定。根据该理论可知，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(式2a)中，X(t)稳定地收敛，使评价函数J为最小的增益矩阵K通过

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。该黎卡提方程式能够通过线性系统领域中已知的任意的方法求解，由此决定增益K。

此外，评价函数J及黎卡提方程式中的“Q、R”是分别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的权矩阵。例如，在此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，在上述的式3a中，当状态变量矢量X(t)的成分中的特定成分(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，将范数设定为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变量矢量X(t)的值迅速收敛成稳定值，增大R的值时，消耗能量减少。

在本实施例1的簧上减振控制装置的实际的簧上减振控制中，如图3所示，通过利用运动模型部3e使用转矩输入值来求解式2a的微分方程式，而算出状态变量矢量X(t)。接下来，在FF二次调节器部3f、FB二次调节器部3h中，将增益K乘以运动模型部3e的输出即状态变量矢量X(t)而得到U(t)。该增益K是为了使状态变量矢量X(t)收敛成0或最小值而决定的值。而且，通过FF二次调节器部3f、FB二次调节器部3h得到的U(t)分别是FF系统减振转矩补偿量U·FF或FB系统减振转矩补偿量U·FB。此外，在此，在FF控制变更部3i中通过FF控制增益K·FF的乘法运算而变更(校正)该FF系统减振转矩补偿量U·FF，在FB控制变更部3k中通过FB控制增益K·FB的乘法运算而变更(校正)该FB系统减振转矩补偿量U·FB。接下来，将该变更(校正)后的FF系统减振转矩补偿量U·FF、FB系统减振转矩补偿量U·FB换算成车辆驱动装置的要求转矩(驱动转矩)的单位，在加法器2c中从与驾驶员要求转矩相应的控制指令(要求节气门开度及要求点火时期、要求燃料喷射量或要求电流量)将其减去。由式1a、1b表示的系统是共振系统，相对于任意的输入而状态变量矢量的值实际上仅成为系统的固有振动频率的成分。因此，通过将U(t)(的换算值)从与驾驶员要求转矩相应的控制指令减去，而在驾驶员要求转矩中，修正系统的固有振动频率的成分，即修正在车身上引起簧上振动的成分，从而抑制该簧上振动。在从驾驶员施加的要求转矩中，当系统的固有振动频率的成分消失时，在输入给车辆驱动装置的驾驶员要求转矩指令中，系统的固有振动频率的成分仅为-U(t)，基于Tw(干扰)的振动收敛。

在此，作为车身的跳动方向及纵摆方向的力学运动模型，例如图5所示，除了图4的结构以外，也可以采用考虑了前车轮及后车轮的轮胎的弹簧弹性的模型(车身的簧上/下振动模型)。前车轮及后车轮的轮胎分别具有弹性模量ktf、ktr时，从图5也可知，车身的重心的跳动方向的运动方程式和纵摆方向的运动方程式可以如下述的式4a～4d表示。

[数学式4]

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

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

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

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

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

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

在上述各式中，“xf、xr”是前车轮、后车轮的簧下位移量，“mf、mr”是前车轮、后车轮的弹簧下的质量。式4a～4d以z、θ、xf、xr和其时间微分值为状态变量矢量，与图4的情况同样地，构成上述的式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为0的增益矩阵K。关于这种情况的实际的簧上减振控制，与图4的情况相同。

在此，在图3的车身减振控制部3的反馈控制系统3B中，作为干扰而输入的车轮转矩例如可以在各车轮W_FL、W_FR、W_RL、W_RR上设置转矩传感器并进行实际检测，但在此使用根据行驶中的车辆10的其他能够检测的值通过车轮转矩推测部3g推测的车轮转矩推测值Tw。

该车轮转矩推测值Tw例如可以使用从驱动轮W_RL、W_RR的车轮速度取得单元61_RL、61_RR得到的车轮速度ω或车轮速度值r·ω的时间微分，通过下述的式5进行推测或计算。在该式5中，“M”是车辆的质量，“r”是车轮半径。

Tw＝M·r²·dω/dt  …(5)

在此，设驱动轮W_RL、W_RR在路面的接地部位产生的驱动力的总和与车辆10整体的驱动力M·Ga(Ga为加速度)相等时，车轮转矩推测值Tw由下述的式5a给出。

Tw＝M·Ga·r  …(5a)

另外，车辆10的加速度Ga根据车轮速度值r·ω的微分值，由下述的式5b给出。

Ga＝r·dω/dt    …(5b)

因此，车轮转矩推测值Tw如上述的式5那样进行推测。

在上述的规定的要件下，由于驱动系统(在该车辆10中，相当于变速器30、传动轴51、差动装置52及传动轴53_RL、53_RR)发生共振，路面输入的高频成分附加于由车轮速度取得单元61_RL、61_RR检测到的驱动轮W_RL、W_RR的车轮速度ω，或该检测值自身发生偏差。本实施例1的车辆控制装置如上述那样利用该车轮速度ω进行反馈控制，因此，由于车身减振控制的控制量(以下，称为“车身减振控制量”)设定成高于本来的值，因此加进该车身减振控制量的动力源的最终的要求输出转矩也设定得过大，实际的输出转矩大于车身减振控制执行时本来所需的动力源的要求输出转矩。

因此，本实施例1的车辆控制装置判定驱动系统是否伴随车身减振控制的执行而发生共振，当作出驱动系统发生共振的判定结果时，禁止车身减振控制。因此，在该车辆控制装置(电子控制装置1)中设置进行该判定的驱动系统共振判定单元和根据该判定结果而禁止车身减振控制的车身减振控制禁止单元。

关于驱动系统是否发生共振，例如将执行车身减振控制时的规定期间(以下，称为“车身减振控制量变化期间”)t0中的车身减振控制量的变化预测值和与执行基于该车身减振控制量变化期间t0中的车身减振控制量的车身减振控制相伴而实际在车辆10侧输出的输出值的变化量(以下，称为“实际输出值变化量”)进行比较而进行判断。即，若该实际输出值变化量超过车身减振控制量的变化预测值，则可以说设想外的转矩作用于驱动系统，因此在驱动系统共振判定单元中，当该实际输出值变化量大于车身减振控制量的变化预测值时，判定为驱动系统发生共振。

作为该车身减振控制量的变化预测值，例如，为了执行车身减振控制而使用今后输出的最大的车身减振控制量与最小的车身减振控制量之差。本实施例1的车身减振控制量是指在上述的车身减振控制部3的加法器3b中将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相加而得到的车身减振控制补偿车轮转矩、或将该车身减振控制补偿车轮转矩在车身减振控制部3的驱动转矩换算部3c中换算成车辆驱动装置的要求转矩(驱动转矩)的单位后的最终的车身减振控制补偿转矩(总的车身减振控制补偿量)。因此，车身减振控制量的变化预测值具体来说是指今后执行的车身减振控制中的车身减振控制补偿车轮转矩或最终的车身减振控制补偿转矩的最大值与最小值之差，即该车身减振控制补偿车轮转矩或最终的车身减振控制补偿转矩的变化预测值。该车身减振控制补偿车轮转矩的变化预测值更具体来说是指在车身减振控制量变化期间t0内的对于驱动轮W_RL、W_RR的车身减振控制用的要求车轮转矩的最大值Tdmax与最小值Tdmin之差，即驱动轮W_RL、W_RR的预测车轮转矩变化量ΔTd(＝Tdmax-Tdmin)。而且，该车身减振控制补偿车轮转矩的变化预测值也是指在车身减振控制量变化期间t0内的对于车辆驱动装置(动力源)的车身减振控制用的要求输出转矩的最大值Tpmax与最小值Tpmin之差，即动力源的预测输出转矩变化量ΔTp(＝Tpmax-Tpmin)。需要说明的是，也可以将最终的车身减振控制补偿转矩在车身减振控制指令决定部3d中变换成对车辆驱动装置的车身减振控制指令后的值作为车身减振控制量。

另外，车身减振控制量变化期间t0的实际输出值变化量是指例如伴随该期间内的车身减振控制量下的车身减振控制的执行而在车辆驱动装置(动力源)中实际输出的输出值的变化量，是该期间内的与最大的车身减振控制量相应的实际输出值和与最小的车身减振控制量相应的实际输出值之差。即，该实际输出值变化量是指对应于最终的车身减振控制补偿转矩的最大值和最小值作为分别实际输出的动力源的实际输出转矩的最大值Tpamax与最小值Tpamin之差而求出的值，是动力源的实际输出转矩变化量ΔTpa(＝Tpamax-Tpamin)。在此，作为该实际输出值变化量，也可以利用由于在车身减振控制量变化期间t0内的车身减振控制量下的车身减振控制的执行而在驱动轮W_RL、W_RR实际输出的输出值的变化量。这种情况的实际输出值变化量是指作为对应于最终的车身减振控制补偿车轮转矩的最大值和最小值分别实际输出的驱动轮W_RL、W_RR的实际车轮转矩的最大值Tdamax与最小值Tdamin之差求出的值，是驱动轮W_RL、W_RR的实际车轮转矩变化量ΔTda(＝Tdamax-Tdamin)。

在此，如上所述车身减振控制量通过运算求出，因此关于车身减振控制量变化期间t0中的车身减振控制量的变化预测值(动力源的预测输出转矩变化量ΔTp、驱动轮W_RL、W_RR的预测车轮转矩变化量ΔTd)也能够运算。相对于此，动力源的实际输出转矩或驱动轮W_RL、W_RR的实际车轮转矩如果不另外准备增加成本的转矩传感器等转矩检测单元就无法检测。而且，该动力源的实际输出转矩或驱动轮W_RL、W_RR的实际车轮转矩也能够利用周知的推测单元求出，若其推测精度不高就无法进行适当的比较。因此，在本实施例1中，对与该动力源的预测输出转矩变化量ΔTp相对应的动力源的预测输出轴转速变化量ΔNp和与动力源的实际输出转矩变化量ΔTpa相对应的动力源的实际输出轴转速变化量ΔNpa进行比较，该实际输出轴转速变化量ΔNpa大于预测输出轴转速变化量ΔNp时，判定为驱动系统存在共振。关于该预测输出轴转速变化量ΔNp，能够通过后述的运算得到。而且，关于实际输出轴转速变化量ΔNpa，利用对动力源的输出轴的转速进行检测的输出轴转速检测单元62的检测结果即可。该输出轴转速检测单元62例如在动力源为发动机20时是指所谓的曲柄角传感器。

在本实施例1的车辆控制装置(电子控制装置1)中还准备有在规定要件下使被车身减振控制禁止单元禁止的车身减振控制复位的车身减振控制复位单元。例如，也可以在动力源的运转区域从禁止车身减振控制时的运转区域偏离的情况下，进行没有驱动系统的共振的推测，而使车身减振控制复位。需要说明的是，即使在复位后驱动系统实际上仍然发生共振，也能够通过再次进行上述的比较判定而再次使车身减振控制禁止。

该运转区域偏离的情况是指例如变更驱动系统的控制条件即变速器30的变速级(或变速比)的情况、或规定期间t1内的动力源的输出轴转速变化量的平均值ΔNpave少于规定值ΔNp0的情况等。变速级的变化利用所谓换档位置传感器31的信息即可。而且，该规定值ΔNp0是指例如通过实验或模拟求出驱动系统发生共振时的输出轴转速变化量，并适用比该运算结果小的值即可。而且，规定期间t1设定至少能够判断有无驱动系统的共振的期间即可。

以下，基于图6的流程图说明本实施例1的车辆控制装置中的车身减振控制的禁止动作和其复位动作的一例。需要说明的是，该车辆控制装置通常成为等待车身减振控制的执行的待机状态，以便在需要时能够立即执行车身减振控制。

首先，该车辆控制装置(电子控制装置1)的驱动系统共振判定单元对车身减振控制是否成为禁止状态(即车身减振控制是否处于取消期间)进行判定(步骤ST1)。

该驱动系统共振判定单元在该步骤ST1中判定为车身减振控制不在取消期间时，进行车身减振控制是否处于执行期间的判定(步骤ST2)。在此，若车身减振控制未被执行，则暂且结束本运算处理动作而返回步骤ST1。

在该步骤ST2中判定为车身减振控制处于执行期间时，驱动系统共振判定单元求出执行车身减振控制量变化期间(规定期间)t0中的车身减振控制时的车身减振控制量的变化预测值(步骤ST3)。

在此，求出图7所示的用于车身减振控制的对动力源的最大的要求输出转矩Tpmax与最小的要求输出转矩Tpmin之差，得到用于车身减振控制的动力源的预测输出转矩变化量ΔTp(即上述的最终的车身减振控制补偿转矩的变化预测值)。该预测输出转矩变化量ΔTp在动力源为发动机20时成为伴随车身减振控制而从发动机20输出时预测的输出转矩的变化量，在动力源为电动机时成为伴随车身减振控制而从电动机输出时预测的输出转矩的变化量。在此，动力源为发动机20，在其为柴油发动机时，也可以求出要求燃料喷射量的最大值与最小值之差，通过将该差换算成转矩而求出预测输出转矩变化量ΔTp。需要说明的是，在该图7的上段，实线表示用于车身减振控制的对动力源的要求输出转矩，单点划线表示上述的动力源的通常行驶要求输出转矩。

另外，该驱动系统共振判定单元求出车身减振控制量变化期间t0中的动力源的实际输出轴转速变化量ΔNpa(步骤ST4)。

通常，动力源的实际输出轴转速在向该动力源指示产生要求输出转矩之后延迟规定时间进行变化。即，在动力源的实际输出轴转速与要求输出转矩之间，存在图7所示的相位延迟Δtd。因此，驱动系统共振判定单元基于考虑了该相位延迟Δtd后的输出轴转速检测单元62的检测信号，而检测与对动力源的最小的要求输出转矩Tpmin相对应的实际输出轴转速的最小值Npmin、和与最大的要求输出转矩Tpmax相对应的实际输出轴转速的最大值Npmax。然后，该驱动系统共振判定单元求出该实际输出轴转速的最大值Npmax与最小值Npmin之差，得到车身减振控制量变化期间t0中的伴随车身减振控制执行的动力源的实际输出轴转速变化量ΔNpa(＝Npmax-Npmin)。在该图7的下段，通过实线表示驱动系统未发生共振时的伴随车身减振控制执行的实际输出轴转速，通过双点划线表示驱动系统发生共振时的伴随车身减振控制执行的实际输出轴转速。而且，在该图7的下段，单点划线表示通常行驶时的实际输出轴转速。在该步骤ST4中，求出驱动系统发生共振时的实际输出轴转速变化量ΔNpa作为大于驱动系统未发生共振时的实际输出轴转速变化量ΔNpa的数值。

驱动系统共振判定单元判断车身减振控制量变化期间(规定期间)t0中的用于车身减振控制的动力源的预测输出转矩变化量ΔTp和动力源的实际输出轴转速变化量ΔNpa的运算是否结束(步骤ST5)。在此，若这双方的运算未结束，则暂且结束本运算处理动作而返回步骤ST1。

在该步骤ST5中判断为运算结束时，驱动系统共振判定单元使用预测输出转矩变化量ΔTp，求出该动力源的预测车辆驱动力变化量ΔFw(步骤ST6)。该预测车辆驱动力变化量ΔFw是指动力源产生预测输出转矩变化量ΔTp的输出转矩时预测的车辆驱动力的变化量。该预测车辆驱动力变化量ΔFw与动力源产生预测输出转矩变化量ΔTp的输出转矩时预测的驱动轮W_RL、W_RR的车轮转矩的变化量相同，因此使用下述的式6进行运算。该式6的“γg”是通过变速器30中的当前的变速比和差动装置52中的最终减速比得到的齿轮比，“rw”是驱动轮W_RL、W_RR的车轮半径。

ΔFw＝ΔTp*γg/rw  …(6)

接下来，该驱动系统共振判定单元使用该预测车辆驱动力变化量ΔFw进行预测车辆加速度a的运算(步骤ST7)。该预测车辆加速度a是指被预测为使预测车辆驱动力变化量ΔFw的驱动力作用于车辆10时发生作用的车辆加速度，使用下述的式7进行运算。需要说明的是，该式7的“M”是车辆的质量。

a＝ΔFw/M  …(7)

然后，该驱动系统共振判定单元将该预测车辆加速度a代入下述的式8，求出与预测输出转矩变化量ΔTp相对应的动力源的预测输出轴转速变化量ΔNp(步骤ST8)。即，在此，基于该预测车辆加速度a而求出在驱动轮W_RL、W_RR中预测的车轮角加速度，利用其求出此时的动力源的输出轴转速的变化量。该动力源的预测输出轴转速变化量ΔNp是指在动力源产生预测输出转矩变化量ΔTp的输出转矩时预测的车身减振控制量变化期间t0中的动力源的输出轴转速的变化量。

ΔNp＝a/2πrw*γg    …(8)

在此，在车辆10增加预测车辆驱动力变化量ΔFw的驱动力时，如图8所示，动力源的输出轴转速升高。该图8的实线表示与通过上述式8算出的预测输出转矩变化量ΔTp(换言之，为预测车辆驱动力变化量ΔFw)相对应的动力源的预测输出轴转速变化量ΔNp。该算出的预测输出轴转速变化量ΔNp以预测车辆加速度a为比例系数持续增加。然而，在实际的车辆10中由于行驶阻力、齿轮等的摩擦阻力等各种阻力起作用，因此如图8的单点划线所示，动力源的输出轴转速增加后在与所述阻力相平衡的某点上大致稳定成恒定。即，车辆10在增加预测车辆驱动力变化量ΔFw的驱动力时，伴随其增加的动力源的实际输出轴转速变化量ΔNpa不会超过预测输出轴转速变化量ΔNp。因此可以说，在该实际输出轴转速变化量ΔNpa超过预测输出轴转速变化量ΔNp时，驱动系统发生共振，由于该共振而输出轴转速升高。

因此，本实施例1的驱动系统共振判定单元对车身减振控制量变化期间t0中的动力源的实际输出轴转速变化量ΔNpa与车身减振控制量变化期间t0中的动力源的预测输出轴转速变化量ΔNp进行比较，通过判定该实际输出轴转速变化量ΔNpa是否大于预测输出轴转速变化量ΔNp，而判断有无驱动系统的共振(步骤ST9)。

在该步骤ST9中判定为实际输出轴转速变化量ΔNpa不大于预测输出轴转速变化量ΔNp时，驱动系统共振判定单元判断为驱动系统未发生共振，暂且结束本运算处理动作而返回步骤ST1。

另一方面，在该步骤ST9中判定为实际输出轴转速变化量ΔNpa大于预测输出轴转速变化量ΔNp时，驱动系统共振判定单元判断为驱动系统发生共振，将处理交给车身减振控制禁止单元。然后，该车身减振控制禁止单元由于作出驱动系统发生共振的判断，因此执行车身减振控制取消要求，不执行车身减振控制(步骤ST10)。

由此，在驱动系统的共振时，由于不执行基于带有噪声(高频成分)或具有偏差的车轮速度ω的信息的车身减振控制，因此能够抑制伴随车身的纵摆运动的过度抑制而产生的凹凸不平感或产生车辆前后的振动所引起的乘坐感的恶化。

在该车身减振控制取消期间时，在上述步骤ST1中驱动系统共振判定单元进行肯定判定(判定为车身减振控制取消期间)。此时，该驱动系统共振判定单元将处理交给车身减振控制复位单元。然后，该车身减振控制复位单元基于从换档位置传感器31接收到的信号进行变速器30的变速级是否改变的判定(步骤ST11)。

在此，判定为变速级未变更时，车身减振控制复位单元接下来基于输出轴转速检测单元62的检测信号求出动力源中的规定期间t1的输出轴转速变化量的平均值ΔNpave(步骤ST12)。然后，该车身减振控制复位单元对该输出轴转速变化量的平均值ΔNpave与上述的规定值ΔNp0进行比较，判定该平均值ΔNpave是否小于规定值ΔNp0(步骤ST13)。

在该步骤ST13中判定为输出轴转速变化量的平均值ΔNpave成为规定值ΔNp0以上时，车身减振控制复位单元判断为驱动系统的共振持续，暂且结束本运算处理动作而返回步骤ST1。

另一方面，在该步骤ST13中判定为输出轴转速变化量的平均值ΔNpave小于规定值ΔNp0时，车身减振控制复位单元判断为驱动系统的共振消失，执行车身减振控制复位要求，必要时立即执行普通的适当的车身减振控制(步骤ST14)。而且，在上述步骤ST11中判定为变速器30的变速级被变更时，该车身减振控制复位单元也在该步骤ST14中执行车身减振控制复位要求。

如此，本实施例1的车辆控制装置在驱动系统发生共振时不执行利用了带有噪声(高频成分)或具有偏差的车轮速度ω的信息的车身减振控制，因此能够抑制伴随车身的纵摆运动的过度抑制而产生的凹凸不平感或产生车辆前后的振动所引起的乘坐感的恶化。

[实施例2]

使用图9及图10说明本发明的车辆控制装置的实施例2。

本实施例2的车辆控制装置在上述的实施例1的车辆控制装置中，将车身减振控制禁止单元替换成车身减振控制量调整单元或与该车身减振控制禁止单元一起还设置车身减振控制量调整单元。

该车身减振控制量调整单元是指在判定为驱动系统伴随车身减振控制的执行而发生共振时，向抑制车身减振控制的方向进行调整，即向对车身减振控制引起的簧上振动的抑制效果进行抑制的方向减少车身减振控制的设定值(设定的车身减振控制量)。

该车身减振控制的设定值(设定的车身减振控制量)是指在实施例1中所示的车身减振控制部3的加法器3b中将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相加得到的车身减振控制补偿车轮转矩、将该车身减振控制补偿车轮转矩在车身减振控制部3的驱动转矩换算部3c中换算成车辆驱动装置的要求转矩(驱动转矩)的单位后的最终的车身减振控制补偿转矩(总的车身减振控制补偿量)、或将该最终的车身减振控制补偿转矩在车身减振控制指令决定部3d中变换成对车辆驱动装置的车身减振控制指令的值。

该车身减振控制量调整单元在判定为驱动系统伴随车身减振控制的设定值下的执行而发生共振时，校正实施例1中说明的FF二次调节器部3f中增益K、FB二次调节器部3h中的增益K、FF控制增益设定部3j所设定的FF控制增益K·FF、或FB控制增益设定部3l所设定的FB控制增益K·FB中的至少任一个增益，以减少设定的车身减振控制量。

另外，该车身减振控制量调整单元构成为，即便使设定的车身减振控制量减少一次该驱动系统的共振也收敛时，使该车身减振控制量逐渐返回到此时的设定值，能够执行普通(即未进行基于车身减振控制量调整单元的车身减振控制量的减少时)的车身减振控制。即，该车身减振控制量调整单元也具有作为逐渐复位到普通的车身减振控制的车身减振控制复位单元的功能。

例如，该车身减振控制量调整单元在判定为驱动系统伴随车身减振控制的设定值下的执行而发生共振时，可以将当前设定的校正对象的增益乘以规定的校正系数A1(0＜A1＜1.0)而减小该增益，由此减少车身减振控制量，也可以从当前设定的校正对象的增益减去比该增益小的规定的校正值B1(B1＞0)而减小该增益，由此减少车身减振控制量。关于该校正系数A1、校正值B1，可以预先设定，也可以根据车身减振控制量变化期间t0中的车身减振控制量的变化预测值(动力源的预测输出转矩变化量ΔTp、驱动轮W_RL、W_RR的预测车轮转矩变化量ΔTd)与实际输出值变化量(动力源的实际输出转矩、驱动轮W_RL、W_RR的实际车轮转矩)之差、例如根据动力源中的预测输出轴转速变化量ΔNp与实际输出轴转速变化量ΔNpa之差而进行变更。在后者的情况下，以使该差越大而车身减振控制量的减少量越大的方式减小校正系数A1、校正值B1。

另外，该车身减振控制量调整单元可以在向普通的车身减振控制复位时，将当前的增益乘以规定的校正系数A2(A2＞1.0)而增大该增益，由此增加车身减振控制量，也可以将当前的增益加上规定的校正值B2(0＜B2＜1.0)而增大该增益，由此增加车身减振控制量。关于该校正系数A2、校正值B2，预先设定。该车身减振控制量的增加以在现状下设定的车身减振控制量为上限进行。

以下，基于图9的流程图说明本实施例2的车辆控制装置中的车身减振控制量的调整动作的一例。在此，例示了校正反馈控制系统3B的FB二次调节器部3h中的增益K的情况，但在适用于其他增益的情况下也进行同样的运算处理即可。

首先，该车辆控制装置(电子控制装置1)的驱动系统共振判定单元进行车身减振控制是否处于执行期间的判定(步骤ST2)。在此，若车身减振控制未执行，则暂且结束本运算处理动作而返回该步骤ST2。

另一方面，在该步骤ST2中当作出车身减振控制处于执行期间的判定时，驱动系统共振判定单元与实施例1相同地执行步骤ST3～ST9的运算处理(步骤ST3～ST9)。

本实施例2的驱动系统共振判定单元无论步骤ST9的车身减振控制量变化期间t0中的动力源的实际输出轴转速变化量ΔNpa与车身减振控制量变化期间t0中的动力源的预测输出轴转速变化量ΔNp的比较判定的结果如何，都将下一个运算处理交给车身减振控制量调整单元。

在该步骤ST9中作出实际输出轴转速变化量ΔNpa大于预测输出轴转速变化量ΔNp的判定(肯定判定)时，即判断为驱动系统发生共振时，车身减振控制量调整单元进行减少当前设定的FB二次调节器部3h的增益K的校正(步骤ST21)。在此，使用下述的式9，通过将上一次的增益K(n-1)乘以校正系数A1(0＜A1＜1.0)而算出本次的增益K(n)(n＝1，2，3，…)。例如，在此，设该增益K的初始设定值(即与基于车身减振控制量调整单元的运算处理无关时的值)为“K0”。

K(n)＝K(n-1)*A1    …(9)

由此，在该FB二次调节器部3h中，基于该校正后的变小的增益K{＝K(n)}，算出将从运动模型部3e传送来的状态变量收敛为最小的作为驾驶员要求车轮转矩Tw0的修正量的FB系统减振转矩补偿量U·FB。即，该FB系统减振转矩补偿量U·FB小于基于修正前的增益K{＝K(n-1)}运算出的值。因此，在该校正时，通过加法器3b将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相加得到的车身减振控制补偿车轮转矩、将该车身减振控制补偿车轮转矩在车身减振控制部3的驱动转矩换算部3c中换算成车辆驱动装置的要求转矩(驱动转矩)的单位后的最终的车身减振控制补偿转矩(总的车身减振控制补偿量)、以及将该最终的车身减振控制补偿转矩在车身减振控制指令决定部3d中变换成对车辆驱动装置的车身减振控制指令后的值即车身减振控制量比普通(未进行基于车身减振控制量调整单元的车身减振控制量的减少时)的车身减振控制的执行时小。因此，在此时的车身减振控制中，簧上振动的抑制效果比普通的车身减振控制执行时小。

车身减振控制量调整单元在上述步骤ST9中作出否定判定之前反复进行增益K的减少校正，使该增益K逐渐减小。因此，在判定为驱动系统伴随车身减振控制的执行而发生共振时，能够使簧上振动的抑制效果逐渐减弱，因此能够抑制伴随车身的纵摆运动的过度抑制而产生的凹凸不平感或产生车辆前后的振动所引起的乘坐感的恶化。

另一方面，在上述步骤ST9中作出实际输出轴转速变化量ΔNpa不大于预测输出轴转速变化量ΔNp的判定(否定判定)时，即判断为驱动系统未发生共振时，车身减振控制量调整单元判定为当前设定的FB二次调节器部3h的增益K是否与初始设定值K0为相同大小(步骤ST22)。

在此，判定为该增益K与初始设定值K0为相同大小时，车身减振控制量调整单元暂且结束本运算处理动作而返回步骤ST2。因此，这种情况下，执行普通(未进行基于车身减振控制量调整单元的车身减振控制量的减少时)的车身减振控制。

相对于此，判定为该增益K不是与初始设定值K0为相同大小(严格来说判定为K＜K0)时，车身减振控制量调整单元进行使该增益K增加的校正(步骤ST23)。在此，使用下述的式10，通过将上一次的增益K(n-1)加上校正值B2(0＜B2＜1.0)而算出本次的增益K(n)(n＝1，2，3，…)。

K(n)＝K(n-1)+B2    …(10)

然后，该车身减振控制量调整单元判定通过该校正变大的增益K{＝K(n)}是否大于初始设定值K0(步骤ST24)。

在该步骤ST24中判定为校正后的增益K为初始设定值K0以下时，车身减振控制量调整单元暂且结束本运算处理动作而返回步骤ST2，在上述步骤ST22中判定为增益K与初始设定值K0为相同大小之前，在上述步骤ST23中反复进行增益K的增加校正。

另外，在该步骤ST24中判定为校正后的增益K大于初始设定值K0时，车身减振控制量调整单元将增益K设定为初始设定值K0(步骤ST25)。

由此，该车身减振控制量调整单元在驱动系统的共振收敛时，能够使进行了减少校正后的增益K返回初始设定值K0。因此，该车身减振控制量调整单元能够执行普通的适当的车身减振控制。

另外，在增益K返回初始设定值K0之前，在FB二次调节器部3h中，基于通过校正增大的增益K{＝K(n)}而算出FB系统减振转矩补偿量U·FB。即，该FB系统减振转矩补偿量U·FB大于基于校正前的增益K{＝K(n-1)}所运算出的值。因此，在该校正时减少的车身减振控制量增大，此时的车身减振控制的簧上振动的抑制效果比普通的车身减振控制执行时低，但比上一次高。

如此，本实施例2的车辆控制装置在驱动系统发生共振时，通过增益的减少校正而减少车身减振控制量，从而能够降低车身减振控制的执行所产生的簧上振动的抑制效果，因此能够抑制伴随车身的纵摆运动的过度抑制而产生的凹凸不平感或产生车辆前后的振动所引起的乘坐感的恶化。

在本实施例2的车辆控制装置中，在决定车身减振控制量时还使用其它的增益(上述的FF控制增益设定部3j根据车辆10的状态设定的FF控制增益K·FF、FB控制增益设定部3l根据车辆10的状态设定的FB控制增益K·FB)。因此，在该车辆控制装置中，也可以使该FF控制增益设定部3j、FB控制增益设定部3l具有本实施例2中的增益的减少校正功能、增加校正功能。即，在该车辆控制装置中，也可以通过校正FF控制增益K·FF、FB控制增益K·FB而按照本实施例2的意图来校正车身减振控制量。

在此，本实施例2的车身减振控制量调整单元也可以直接减少设定的车身减振控制量。而且，这种情况下的车身减振控制量调整单元也可以在即便使车身减振控制量减少一次时该驱动系统的共振也收敛时，使该车身减振控制量逐渐直接返回此时的设定值，以能够执行普通的车身减振控制的方式进行复位。即，该车身减振控制量调整单元还具有作为逐渐复位到普通的车身减振控制的车身减振控制复位单元的功能。

例如，在该车身减振控制量调整单元中，将初始设定值“1.0”的校正系数例如初始设定值G0(＝1.0)的增益G在“0＜G＜1.0”的范围内校正，使用该校正后的增益G基于下述的式11进行车身减振控制量的校正。在此，称为车身减振控制量Cb(n)(n＝1，2，3，…)。

Cb(n)＝Cb(n-1)*G  …(11)

另外，例如，该车身减振控制量调整单元在判定为驱动系统伴随车身减振控制的设定值下的执行而发生共振时，可以将当前设定的增益G乘以规定的校正系数A3(0＜A3＜1.0)而减小该增益G，由此减少车身减振控制量Cb(n)，也可以从当前设定的增益G减去比该增益G小的规定的校正值B3(B3＞0)而减小该增益，由此减少车身减振控制量Cb(n)。关于该校正系数A3、校正值B3，可以是预先设定的值，也可以是根据车身减振控制量变化期间t0中的车身减振控制量Cb(n)的变化预测值(动力源的预测输出转矩变化量ΔTp、驱动轮W_RL、W_RR的预测车轮转矩变化量ΔTd)与实际输出值变化量(动力源的实际输出转矩、驱动轮W_RL、W_RR的实际车轮转矩)之差，例如根据动力源中的预测输出轴转速变化量ΔNp与实际输出轴转速变化量ΔNpa之差而变更的值。在后者的情况下，以该差越大而车身减振控制量Cb(n)的减少量越大的方式减小校正系数A3、校正值B3。

另外，该车身减振控制量调整单元在向普通的车身减振控制复位时，可以将当前的增益G乘以规定的校正系数A4(A4＞1.0)而使该增益G增大，由此使车身减振控制量Cb(n)增加，也可以将当前的增益G加上规定的校正值B4(0＜B4＜1.0)而使该增益G增大，由此使车身减振控制量Cb(n)增加。关于该校正系数A4、校正值B4，为预先设定的值。该车身减振控制量Cb(n)的增加以在现状下设定的车身减振控制量为上限进行。

关于这种情况的车辆控制装置中的车身减振控制量的调整动作的一例，基于图10的流程图进行说明。需要说明的是，在步骤ST9的比较判定之前与上述的图9的例示相同，因此省略此处的说明。

在此的车身减振控制量调整单元在步骤ST9中作出实际输出轴转速变化量ΔNpa大于预测输出轴转速变化量ΔNp的判定(肯定判定)时，即判断为驱动系统发生共振时，进行使当前设定的增益G减少的修正(步骤ST31)。在此，使用下述的式12，通过将上一次的增益G(n-1)乘以校正系数A3(0＜A3＜1.0)而算出本次的增益G(n)(n＝1，2，3，…)。增益G的初始设定值G0为“1.0”，因此在该步骤ST31中，在0至1.0的范围内算出增益G(n){0＜G(n)＜1.0}。

G(n)＝G(n-1)*A3    …(12)

这种情况下，该车身减振控制量调整单元将该修正后的减小的增益G{＝G(n)}代入上述式11，进行车身减振控制量Cb(n)的减少校正。由此，该车身减振控制量Cb(n)比普通(未进行基于车身减振控制量调整单元的车身减振控制量的减少时)的车身减振控制的执行时小。因此，在此时的车身减振控制中，簧上振动的抑制效果比普通的车身减振控制执行时小。

车身减振控制量调整单元在上述步骤ST9中作出肯定判定之前反复进行增益G的减少校正，使该增益G逐渐减小。因此，当判定为驱动系统伴随车身减振控制的执行而发生共振时，能够使簧上振动的抑制效果逐渐减弱，因此能够抑制伴随车身的纵摆运动的过度抑制产生的凹凸不平感或产生车辆前后的振动所引起的乘坐感的恶化。

另一方面，在上述步骤ST9中作出实际输出轴转速变化量ΔNpa不大于预测输出轴转速变化量ΔNp的判定(否定判定)时，即判断为驱动系统未发生共振时，车身减振控制量调整单元判定当前设定的增益G是否与初始设定值G0(＝1.0)为相同大小(步骤ST32)。

在此，当判定为该增益G与初始设定值G0为相同大小时，车身减振控制量调整单元暂且结束本运算处理动作而返回步骤ST2。因此，这种情况下，执行普通的车身减振控制。

相对于此，当判定为该增益G与初始设定值G0不为相同大小(严格来说判定为G＜1.0)时，车身减振控制量调整单元进行使该增益G增加的校正(步骤ST33)。在此，使用下述的式13，通过将上一次的增益G(n-1)加上校正值B4(0＜B4＜1.0)而算出本次的增益G(n)(n＝1，2，3，…)。

G(n)＝G(n-1)+B4    …(13)

然后，该车身减振控制量调整单元判定通过该校正而增大的增益G{＝G(n)}是否大于初始设定值G0(＝1.0)(步骤ST34)。

在该步骤ST34中判定为校正后的增益G为初始设定值G0以下时，车身减振控制量调整单元暂且结束本运算处理动作而返回步骤ST2，在上述步骤ST32中判定为增益G与初始设定值G0为相同大小之前，在上述步骤ST33中反复进行增益G的增加校正。

另外，在该步骤ST34中判定为校正后的增益G大于初始设定值G0时，车身减振控制量调整单元将增益G设定为初始设定值G0(＝1.0)(步骤ST35)。

由此，该车身减振控制量调整单元在驱动系统的共振收敛时，能够使进行了减少校正后的增益G返回到初始设定值G0(＝1.0)。因此，该车身减振控制量调整单元能够执行普通的适当的车身减振控制。需要说明的是，当增益G为初始设定值G0(＝1.0)时，车身减振控制量调整单元也可以不进行将增益G代入上述式11的运算。

另外，在增益G返回到初始设定值G0之前，通过由于校正而增大的增益G{＝G(n)}对车身减振控制量进行增加校正。因此，在该校正时使减少了的车身减振控制量增大，此时的车身减振控制的簧上振动的抑制效果比普通的车身减振控制执行时低，但比上一次高。

如此，在这种情况的车辆控制装置中，当驱动系统发生共振时，也通过增益G的减少校正而减小车身减振控制量，从而能够降低车身减振控制的执行所产生的簧上振动的抑制效果，因此能够抑制伴随车身的纵摆运动的过度抑制而产生的凹凸不平感或产生车辆前后的振动所引起的乘坐感的恶化。

此外，车身减振控制量调整单元也可以从设定的车身减振控制量减去规定的校正值Y1(＞0)而实现车身减振控制量的减少，能够得到与上述的例示同样的效果。并且，关于该校正值Y1，可以是预先设定的值，也可以是根据车身减振控制量变化期间t0中的车身减振控制量的变化预测值(动力源的预测输出转矩变化量ΔTp、驱动轮W_RL、W_RR的预测车轮转矩变化量ΔTd)与实际输出值变化量(动力源的实际输出转矩、驱动轮W_RL、W_RR的实际车轮转矩)之差，例如根据动力源的预测输出轴转速变化量ΔNp与实际输出轴转速变化量ΔNpa之差而变更的值。在后者的情况下，以该差越大而车身减振控制量的减少量越大的方式调整校正值Y1。

另外，车身减振控制量调整单元在向普通的车身减振控制复位时，也可以将当前的车身减振控制量加上规定的校正值Y2(Y2＞0)而实现车身减振控制量的增加，能够得到与上述的例示同样的效果。该车身减振控制量的增加以在现状下设定的车身减振控制量为上限进行。关于该校正值Y2，为预先设定的值。

在此，虽然在本实施例2中未例示，但在该实施例2的车辆控制装置中，也可以另外设置与实施例1同样的车身减振控制复位单元。即，在本实施例2中，也可以设置当驱动系统的控制条件(即变速器30的变速级(或变速比))被变更时或规定期间t1内的动力源的输出轴转速变化量的平均值ΔNpave比规定值ΔNp0少时等返回普通的车身减振控制的车身减振控制复位单元。该本实施例2的车身减振控制复位单元在成为此种条件时通过使上述的增益或校正值立即返回初始设定值，而迅速地复位到普通的车身减振控制。

工业实用性

如上所述，本发明的车辆控制装置在抑制伴随驱动系统振动发生时的车身减振控制的执行所引起的乘坐感的恶化的技术中有用。

Claims (14)

1.一种车辆控制装置，进行车身减振控制，所述车身减振控制中通过控制动力源的输出转矩而改变驱动轮的车轮转矩，从而抑制在车身产生的振动，其特征在于，

禁止所述车身减振控制或将所述车身减振控制的控制量向抑制该车身减振控制的振动抑制效果的方向调整，以使传递所述动力源的动力的车辆的驱动系统不伴随所述车身减振控制的执行而发生共振。

2.根据权利要求1所述的车辆控制装置，其中，

对执行所述车身减振控制时的所述动力源的预测输出转矩的变化量和该预测输出转矩的变化期间内的所述动力源的实际输出转矩的变化量进行比较，在该实际输出转矩的变化量大于该预测输出转矩的变化量时，进行所述驱动系统伴随车身减振控制的执行而发生共振的判定，如果该判定结果为发生共振的判定，则进行所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制的控制量的调整动作。

3.根据权利要求1所述的车辆控制装置，其中，

对与执行所述车身减振控制时的所述动力源的预测输出转矩的变化量相对应的该动力源的预测输出轴转速的变化量和该预测输出转矩的变化期间内的所述动力源的实际输出轴转速的变化量进行比较，在该实际输出轴转速的变化量大于该预测输出轴转速的变化量时，进行所述驱动系统发生共振的判定，如果该判定结果为发生共振的判定，则进行所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制的控制量的调整动作。

4.根据权利要求1所述的车辆控制装置，其中，

在所述驱动系统的控制条件变更时，解除所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制的控制量的调整动作。

5.根据权利要求1所述的车辆控制装置，其中，

在变速器的变速级变更时，解除所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制的控制量的调整动作。

6.根据权利要求1所述的车辆控制装置，其中，

在所述动力源的实际输出转矩变化规定量以上时，解除所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制的控制量的调整动作。

7.根据权利要求1所述的车辆控制装置，其中，

所述车身减振控制的控制量的调整通过设定该控制量时使用的增益的校正来进行。

8.一种车辆控制装置，进行车身减振控制，所述车身减振控制中通过控制动力源的输出转矩而改变驱动轮的车轮转矩，从而抑制在车身产生的振动，其特征在于，

设有禁止所述车身减振控制的车身减振控制禁止单元或/及将所述车身减振控制的控制量向抑制该车身减振控制的振动抑制效果的方向调整的车身减振控制量调整单元，以使传递所述动力源的动力的车辆的驱动系统不伴随所述车身减振控制的执行而发生共振。

9.根据权利要求8所述的车辆控制装置，其中，

设有驱动系统共振判定单元，该驱动系统共振判定单元对执行所述车身减振控制时的所述动力源的预测输出转矩的变化量和该预测输出转矩的变化期间内的所述动力源的实际输出转矩的变化量进行比较，在该实际输出转矩的变化量大于该预测输出转矩的变化量时，进行所述驱动系统伴随所述车身减振控制的执行而发生共振的判定，

所述车辆控制装置构成为，如果该驱动系统共振判定单元的判定结果为发生共振的判定，则由所述车身减振控制禁止单元进行所述车身减振控制的禁止动作或/且由所述车身减振控制量调整单元进行所述车身减振控制的控制量的调整动作。

10.根据权利要求8所述的车辆控制装置，其中，

设有驱动系统共振判定单元，该驱动系统共振判定单元对与执行所述车身减振控制时的所述动力源的预测输出转矩的变化量相对应的该动力源的预测输出轴转速的变化量和该预测输出转矩的变化期间内的所述动力源的实际输出轴转速的变化量进行比较，在该实际输出轴转速的变化量大于该预测输出轴转速的变化量时，进行所述驱动系统伴随所述车身减振控制的执行而发生共振的判定，

所述车辆控制装置构成为，如果该驱动系统共振判定单元的判定结果为发生共振的判定，则由所述车身减振控制禁止单元进行所述车身减振控制的禁止动作或/且由所述车身减振控制量调整单元进行所述车身减振控制的控制量的调整动作。

11.根据权利要求8所述的车辆控制装置，其中，

设有车身减振控制复位单元，该车身减振控制复位单元在所述驱动系统的控制条件变更时，解除所述车身减振控制禁止单元所进行的所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制量调整单元所进行的所述车身减振控制的控制量的调整动作。

12.根据权利要求8所述的车辆控制装置，其中，

设有车身减振控制复位单元，该车身减振控制复位单元在变速器的变速级变更时，解除所述车身减振控制禁止单元所进行的所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制量调整单元所进行的所述车身减振控制的控制量的调整动作。

13.根据权利要求8所述的车辆控制装置，其中，

设有车身减振控制复位单元，该车身减振控制复位单元在所述动力源的实际输出转矩变化规定量以上时，解除所述车身减振控制禁止单元所进行的所述车身减振控制的禁止动作或所述车身减振控制量调整单元所进行的所述车身减振控制的控制量的调整动作。

14.根据权利要求8所述的车辆控制装置，其中，

所述车身减振控制量调整单元构成为通过设定所述车身减振控制的控制量时使用的增益的校正来进行该控制量的调整。

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