CN103562524A - 减振控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种减振控制装置，所述减振控制装置（10）为了在因驾驶特性而产生振动的车辆（1）中适当地实施减振控制，而实施如下的簧上质量减振控制，所述簧上质量减振控制为，通过对车辆（1）所具有的车轮（5）上所产生的转矩进行控制，从而对车辆（1）上所产生的簧上质量振动进行抑制的控制，所述减振控制装置根据作为车辆（1）行驶时的动力源的发动机（14）的发动机转速和发动机转矩而实施减振控制抑制控制，所述减振控制抑制控制为，停止簧上质量减振控制、或者降低簧上质量减振控制的控制量的控制。由此，能够在减振控制时，抑制因处于振动较大的行驶状态而使减振控制成为不适当的状态的情况。

Description

减振控制装置

技术领域

本发明涉及一种减振控制装置。

背景技术

在车辆的行驶中，有时会由于驾驶员的驾驶操作或车辆行驶中的干扰，从而产生与车辆的悬架相比靠车身侧的振动、即所谓的簧上质量振动，并由此使车辆的姿态发生变化。因此，在现有的车辆中，存在实现了该簧上质量振动的降低的车辆。例如，在专利文献1所记载的减振控制装置中，通过多个种类的控制指示，来输出在实施对簧上质量振动进行抑制的减振控制时的控制指示，并且根据多个控制指示来作出减振控制中是否存在异常的判断，且在判断为减振控制中存在异常时，禁止实施减振控制。由此，能够仅在可有效地对簧上质量振动进行抑制的情况下实施减振控制。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2010-106817号公报

发明内容

发明所要解决的课题

此处，根据车辆的不同而存在在特定的驾驶区域内噪音和振动增大的车辆，而在这种噪音和振动增大的驾驶区域内实施了簧上质量减振控制的情况下，有时会由于振动而无法适当地实施簧上质量减振控制。即，关于车辆行驶中所产生的噪音和振动，虽然由于驱动系统的齿轮的松动而会从齿轮产生振动等，但是基于该齿轮的松动而产生的振动等在驱动力跨越零[N]时容易产生。另一方面，由于簧上质量减振控制以正弦（sin）波这种形式而输出控制量，因此，驱动力跨越零[N]的次数，在实施了簧上质量减振控制时将增加。因此，当在特定的驾驶区域内噪音和振动增大的车辆中实施了簧上质量减振控制时，根据该车辆的特性而所产生的噪音和振动容易增大，从而通过实施簧上质量减振控制，有时会使振动进一步增大。因此，在具有这种特性的车辆中适当地实施簧上质量减振控制将会非常困难。

本发明是鉴于上述情况而完成的，其目的在于，提供一种减振控制装置，其能够在由于驾驶特性而产生振动的车辆中适当地实施减振控制。

用于解决课题的方法

为了解决上述的课题并实现目的，本发明所涉及的减振控制装置实施如下的簧上质量减振控制，所述簧上质量减振控制为，通过对车辆所具有的车轮上所产生的转矩进行控制，从而对所述车辆上所产生的簧上质量振动进行抑制的控制，所述减振控制装置的特征在于，根据作为所述车辆行驶时的动力源的发动机的发动机转速和发动机转矩而实施减振控制抑制控制，所述减振控制抑制控制为，停止所述簧上质量减振控制、或者降低所述簧上质量减振控制的控制量的控制。

此外，优选为，在上述减振控制装置中，包括：控制判断部，其对是否实施所述减振控制抑制控制进行判断；噪声振动恶化区域判断部，其根据所述发动机转速和所述发动机转矩，而对所述车辆的行驶状态是否处于所述车辆的振动增大的区域、即噪声振动恶化区域进行判断，当通过所述噪声振动恶化区域判断部而判断为所述车辆的行驶状态处于所述噪声振动恶化区域时，所述控制判断部作出实施所述减振控制抑制控制的判断。

此外，为了解决上述的课题并实现目的，本发明所涉及的减振控制装置实施如下的簧上质量减振控制，所述簧上质量减振控制为，通过对车辆所具有的车轮上所产生的转矩进行控制，从而对所述车辆上所产生的簧上质量振动进行抑制的控制，所述减振控制装置的特征在于，根据作为所述车辆行驶时的动力源的发动机的运转状态，而对是否处于所述车辆的振动增大的区域、即噪声振动恶化区域进行判断，且根据是否处于所述噪声振动恶化区域的判断结果而实施如下的减振控制抑制控制，所述减振控制抑制控制为，停止所述簧上质量减振控制、或者降低所述簧上质量减振控制的控制量的控制。

发明效果

本发明所涉及的减振控制装置具有如下效果，即，能够在因驾驶特性而产生振动的车辆中适当地实施减振控制。

附图说明

图1为搭载有本发明的实施方式1所涉及的减振控制装置的车辆的概要图。

图2为图1中所示的电子控制装置的结构概要图。

图3为车身的运动方向的说明图。

图4为表示驱动力控制中的控制结构的框图。

图5为跳振方向和俯仰方向的力学的运动模型的说明图，且为使用了簧上质量振动模型时的说明图。

图6为跳振方向以及俯仰方向的力学的运动模型的说明图，且为使用了簧上质量和簧下质量振动模型时的说明图。

图7为关于噪声振动恶化区域的说明图。

图8为表示实施方式1所涉及的减振控制装置的处理步骤的概要的流程图。

图9为实施方式2所涉及的减振控制装置所具有的电子控制装置的结构概要图。

图10为对减振控制的变更量进行运算时的说明图。

图11为表示实施方式2所涉及的减振控制装置的处理步骤的概要的流程图。

图12为关于实施方式2所涉及的减振控制装置的改变例的说明图。

具体实施方式

以下，根据附图，对本发明所涉及的减振控制装置的实施方式进行详细说明。另外，本发明并不被此实施方式所限定。此外，在以下实施方式中的结构要素中，包含本领域技术人员能够容易地置换的结构或实质上相同的结构。

【实施方式1】

图1为，搭载有本发明的实施方式1所涉及的减振控制装置的车辆的概要图。在以下的说明中，将车辆1通常行驶时的行进方向设为前方，将行进方向的反方向设为后方而进行说明。此外，以下说明中的簧上质量振动是指，通过从路面向车辆的车轮的输入，从而经由悬架而在车身上所产生的振动，例如为1～4Hz、更具体而言为1.5Hz左右的频率成分的振动，并且，在该车辆的簧上质量振动中，包含车辆的俯仰方向或跳振方向（上下方向）的成分。此外，簧上质量减振是指，对上述车辆的簧上质量振动进行抑制。

图1所示的车辆1具备实施方式1所涉及的减振控制装置10，并且在该车辆1上搭载有作为内燃机的发动机14以作为动力源，且该车辆1能够通过发动机14的动力而行驶。在该发动机14上连接有作为变速器的一个示例的自动变速器16，并且发动机14所产生的动力能够传递至自动变速器16。此外，在自动变速器16上连接有前轮侧差动装置21，所述前轮侧差动装置21将从自动变速器16传递来的动力分配给左右前轮6，通过前轮侧差动装置21而被分配的动力经由与前轮6连结的前轮侧驱动轴22而被传递至前轮6。

此外，在该前轮侧差动装置21上连接有传动轴24，所述传动轴24向后轮7侧传递从自动变速器16被传递来的动力，从而从自动变速器16被传递来的动力不仅被传递到前轮6，还通过传动轴24而被传递到后轮7侧。该传动轴24连接于将动力分配给左右后轮7的后轮侧差动装置26，且通过后轮侧差动装置26而被分配的动力经由与后轮7连结的后轮侧驱动轴27而被传递至后轮7。

发动机14中所产生的动力能够以此方式传递至前轮6和后轮7，从而能够在各个车轮5上产生驱动力。即，该车辆1被设定为，在前轮6和后轮7的双方上产生驱动力而行驶的四轮驱动汽车。此外，以此方式，能够对车轮5产生驱动力的发动机14或自动变速器16等装置被设为驱动装置12。

此外，在车辆1中设置有加速踏板35和加速器开度传感器36，所述加速踏板35由驾驶员来进行操作，所述加速器开度传感器36能够对该加速踏板35的踩踏量进行检测，并且驱动装置12被设定为，能够产生对应于加速踏板35的踩踏量的驱动力。

以此方式而设置的驱动装置12被连接于搭载在车辆1上的电子控制装置40，且驱动装置12的工作通过电子控制装置40而被控制。该电子控制装置40以具有运算处理部以及存储部的方式而被构成。电子控制装置40中被输入有如下信号，即，来自对发动机14运转时的发动机转速进行检测的发动机转速传感器30的表示发动机转速Er的信号、来自对车轮5的转速进行检测的车轮速度传感器32i（i=FL、FR、RL、RR）的表示车轮速度Vwi（i=FL、FR、RL、RR）的信号、以及由加速器开度传感器36检测出的加速器开度θa等的信号。

图2为，图1所示的电子控制装置的结构概要图。如图2所示，电子控制装置40具有：驱动控制部45，其对驱动装置12的工作进行控制；减振控制部50，其实施对簧上质量振动进行抑制的控制、即减振控制。其中，在驱动控制部45中，能够根据加速器开度θa等驾驶员的驱动要求，而对如下指令进行确定，所述指令为，对驱动装置12中所产生的驱动力进行控制时的指令，并且，通过向驱动装置12发送该指令，从而能够对驱动装置12进行控制。

此外，减振控制部50具有：补偿量运算部51，其在实施减振控制时，对用于抑制簧上质量振动的驱动转矩的修正量、即补偿量进行计算；噪声振动恶化区域判断部52，其对车辆1的行驶状态是否处于噪音和振动增大的驾驶区域、即噪声振动恶化区域进行判断；控制停止判断部53，其对是否停止减振控制进行判断。由此，减振控制部50并不是仅仅在车辆1行驶时实施减振控制，而会根据车辆1的驾驶状态而停止实施减振控制。

此外，在以此方式被设置的减振控制部50中，从车轮速度传感器32i向补偿量运算部51输入有电信号。减振控制部50所具有的补偿量运算部51根据从车轮速度传感器32i输入的车轮速度Vwi的电信号，而对各个车轮转速ωi（i=FL、FR、RL、RR）进行计算，并且通过将各个车轮转速ωi乘以车轮半径r，从而对车轮速度Vwi的平均值r·ω进行计算。补偿量运算部51根据以此方式所计算出的车轮速度Vwi的平均值r·ω，而对驱动转矩的补偿量进行计算。

此外，减振控制部50所具有的噪声振动恶化区域判断部52，取得发动机转速和发动机转矩。其中，根据来自发动机转速传感器30的电信号而取得发动机转速。此外，根据来自该发动机转速传感器30的电信号、来自对发动机14运转时的吸入空气量进行检测的空气流量传感器（省略图示）的电信号、以及来自被设置于发动机14上的燃料喷射器（省略图示）的燃料的噴射量等而推断并取得发动机转矩。噪声振动恶化区域判断部52以此方式取得发动机转速和发动机转矩，而且，根据该发动机转速和发动机转矩，而对当前的行驶状态是否处于噪声振动恶化区域进行判断。

此外，减振控制部50所具有的控制停止判断部53，根据噪声振动恶化区域判断部52的判断结果而对是否实施减振控制进行判断。仅在由控制停止判断部53判断为实施减振控制的情况下，由补偿量运算部51计算出的驱动转矩的补偿量被传递至驱动控制部45。

驱动控制部45根据从减振控制部50传递的驱动转矩的补偿量，而对为了实现驾驶员所要求的行驶状态而在车轮5上所产生的要求转矩、即驾驶员要求转矩进行修正，并且对车轮5上所产生的驱动转矩进行确定。驱动控制部45通过对驱动装置12进行控制以产生由此方式而确定的驱动转矩，从而将驱动转矩设为能够对簧上质量振动进行抑制的大小，以实施减振控制。

此外，由于在通过控制停止判断部53而判断为不实施减振控制的情况下，减振控制部50不会向驱动控制部45传递由补偿量运算部51计算出的驱动转矩的补偿量，因此，驱动控制部45将驾驶员要求转矩直接设为驱动转矩，且使该驱动转矩在驱动装置12中产生。即，减振控制部50根据发动机转速和发动机转矩，而实施使减振控制停止的减振控制抑制控制。

接下来，对簧上质量振动时的运动及其抑制方法进行说明。图3为车身的运动方向的说明图。当根据驾驶员的驱动要求而使驱动装置12进行工作从而产生车轮转矩的变动时，如图3所示，在车身2上能够产生作为车身2的重心Cg的铅直方向（z方向）上的振动的跳振振动、和作为车身2的重心周围的俯仰方向（θ方向）上的振动的俯仰振动。此外，当在车辆1的行驶中从路面向车轮5上作用有外力或转矩（干扰）时，该干扰将被传递至车辆1，从而因所传递的干扰而仍然可能在车身2上产生跳振方向以及俯仰方向的振动。

因此，在本实施方式1所涉及的减振控制装置10中，构筑车身2的俯仰和跳振等簧上质量振动的运动模型，并且对在该模型中输入了将驾驶员要求转矩换算为车轮转矩的值和当前的车轮转矩的推断值时的、车身2的位移z、θ和其变化率dz/dt、dθ/dt进行计算，并通过驱动装置12以从模型所得到的该状态变数收敛为零的方式对使在车轮5上产生的驱动转矩进行调节。通过这种方式，在减振控制中，以对簧上质量振动进行抑制的方式对驾驶员要求转矩进行修正。

图4为表示驱动力控制中的控制的结构的框图。虽然在由本实施方式1所涉及的减振控制装置10实施减振控制时，是通过由电子控制装置40来实施各种的运算而执行的，但是该减振控制是通过驱动控制部45和减振控制部50来实施的。其中，在驱动控制部45中，作为驾驶员的驱动要求，而将由加速器开度传感器36检测出的加速器开度θa通过要求转矩计算部45a而换算成驾驶员要求转矩，并且指令决定部45b将该驾驶员要求转矩转换成向车辆驱动装置3的控制指令，并向车辆驱动装置3发送。另外，在此所述的车辆驱动装置3中，不仅包括驱动装置12还包括车轮速度传感器32等能够对车轮速度进行检测的装置，从而成为能够实现车辆1行驶时的行驶状态的反馈的结构。

另一方面，在减振控制部50中，该减振控制部50所具有的补偿量运算部51中设置有前馈控制系统（以下，设为FF控制系统）51a和反馈控制系统（以下，设为FB控制系统）51b。此外，补偿量运算部51具备：车轮转矩换算部51c，其将驾驶员要求转矩换算为在车轮5上所产生的转矩、即要求车轮转矩TwO；驱动转矩换算部51d，其将要求车轮转矩TwO的修正量换算为车辆驱动装置3的驱动转矩的单位。

其中，FF控制系统51a具备：簧上质量振动的运动模型部51e、FF补偿量计算部51f、FF补正部51j、FF增益设定部51k，并且，由车轮转矩换算部51c所换算出的要求车轮转矩TwO被输入至运动模型部51e。运动模型部51e对相对于所输入的转矩的车辆1的状态变量的反应进行计算，并向FF补偿量计算部51f输出。FF补偿量计算部51f对FF系统补偿量U·FF进行计算，该FF系统补偿量U·FF为将该状态变量收敛为最小的要求车轮转矩TwO的修正量、且为前馈控制中的减振控制补偿量。在FF补正部51j中，使根据车辆1的状态而由FF增益设定部51k所设定的FF控制增益K·FF乘以FF系统补偿量U·FF。

此外，FB控制系统51b具备：车轮转矩推断部51i，其对在车轮5上所产生的转矩的推断值、即车轮转矩推断值Tw进行推断；运动模型部51e，其与FF控制系统51a兼用；FB补偿量计算部51g；FB补正部51m；FB增益设定部51n。在该FB控制系统51b中，根据车轮速度的平均值r·ω而由车轮转矩推断部51i对车轮转矩推断值Tw进行计算，且由运动模型部51e将车轮转矩推断值Tw用作干扰输入而对车辆1的状态变量的响应进行计算。在FB补偿量计算部51g中，对作为将该状态变量收敛为最小的要求车轮转矩TwO的修正量且反馈控制中的减振控制补偿量的、FB系统补偿量U·FB进行计算。在FB补正部51m中，将根据车辆1的状态而由FB增益设定部51n所设定的FB控制增益K·FB，乘以FB系统补偿量U·FB。另外，虽然在本实施方式1中，将FF控制系统51a和FB控制系统51b兼用为运动模型部51e，但是也可以单独准备运动模型部。

在减振控制部50所具有的补偿量运算部51中，由加法器51h对这些FF系统补偿量U·FF和FB系统补偿量U·FB进行加法运算，从而对减振转矩进行计算。该减振转矩通过与驾驶员要求转矩重叠从而成为了作为能够对簧上质量振动进行抑制的减振用转矩的重叠转矩。由加法器51h所计算出的减振转矩由驱动转矩换算部51d来换算为车辆驱动装置3的要求转矩的单位，并向驱动控制部45所具有的加法器45c发送。此时，仅在通过控制停止判断部53而判断为实施减振控制的情况下，补偿量运算部51向驱动控制部45的加法器45c发送以此方式计算出的减振转矩。在加法器45c中，通过将由要求转矩计算部45a计算出的驾驶员要求转矩、与由减振控制部50发送的减振转矩相加，从而使减振转矩重叠。

如此，在驱动控制部45以及减振控制部50中，通过根据如下的减振转矩而对驾驶员要求转矩进行补正，从而将驾驶员要求转矩修正为可产生能够对车辆1的簧上质量振动进行抑制的转矩的值，并且在由指令决定部45b来转换为控制指令之后，向车辆驱动装置3发送，其中，所述减振转矩是依据力学的运动模型而取得的。

接下来，对减振控制的原理进行说明。在实施方式1所涉及的减振控制装置10中，如上文所述，首先，假设车身2的跳振方向以及俯仰方向的力学的运动模型，并构成输入有要求车轮转矩TwO和车轮转矩推断值Tw（干扰）的、跳振方向以及俯仰方向的状态变量的状态方程式。而且，根据这种的状态方程式，利用最佳调节器的理论而对使跳振方向以及俯仰方向的状态变量收敛为零的输入（转矩值）进行确定，并根据所得到的转矩值而修正驾驶员要求转矩。

图5为，跳振方向以及俯仰方向的力学的运动模型的说明图，且为利用了簧上质量振动模型时的说明图。作为车身2的跳振方向以及俯仰方向的力学的运动模型，例如如图5所示，将车身2视为质量M以及惯性矩I的刚体S，且设为这种刚体S通过弹性模量kf和衰减率cf的前轮悬架、和弹性模量kr和衰减率cr的后轮悬架而被支承（车身2的簧上质量振动模型）。此时，车身2的重心的跳振方向的运动方程式和俯仰方向的运动方程式可以由如下的数学式1来表示。

【数学式1】

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

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

在式（1a）、（1b）中，Lf、Lr分别为，从重心Cg至前轮轴以及后轮轴的距离，r为车轮半径，h为重心Cg距路面的高度。另外，在式（1a）中，第1项、第2项为来自前轮轴的力的成分，第3项、第4项为来自后轮轴的力的成分，在式（1b）中，第1项为来自前轮轴的力矩成分，第2项为来自后轮轴的力矩成分。式（1b）中的第3项为，驱动轮上所产生的车轮转矩T（=TwO+Tw）施加给车身2的重心周围的力矩成分。

上述的式（1a）以及（1b）能够将车身2的位移z、θ和其变化率dz/dt、dθ/dt作为状态变量矢量X（t），而以如下的式（2a）这样，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）

此处，X（t）、A、B分别成为，如下的矩阵X（t）、A、B。

【数学式2】

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

此外，矩阵A的各个要素a1-a4以及b1-b4，分别通过在式（1a）、（1b）中导入z、θ、dz/dt、dθ/dt的系数而得到，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。此外，u（t）为，u（t）=T，且为由状态方程式（2a）表示的系统的输入。因此，通过式（1b），从而矩阵B的要素p1为，p1=h/（I·r）。

如果在状态方程式（2a）中设为

u（t）=-K·X（t）   （2b），

则状态方程式（2a）成为如下的式（2c）。

dX（t）/dt=（A-BK）·X（t）   （2c）

因此，如果将X（t）的初始值X₀（t）设定为X₀（t）=（0，0，0，0）（设为在进行转矩输入之前无振动），并在求解了状态变量矢量X（t）的微分方程式（2c）时，确定了使X（t）、即跳振方向以及俯仰方向的位移以及其时间变化率的大小收敛为零的增益K，则可以确定对跳振振动和俯仰振动进行抑制的转矩值u（t）。

增益K能够利用所谓的最佳调节器的理论而确定。根据这种理论，可知在二次型评价函数J=∫（X^TQX+u^TRu）dt···（3a）（积分范围为0至∞）的值成为最小时，在状态方程式（2a）中X（t）稳定地被收敛，并且，使评价函数J置于最小的矩阵K通过K=R^-1·B^T·P而被给出。此处，P为，黎卡提（Riccati）方程式（-dP/dt=A^TP+PA+Q-PBR^-1B^TP）的解。可以通过线性系统的领域中已知的任意的方法来求解黎卡提方程式，由此，使增益K被确定。

另外，评价函数J以及黎卡提方程式中的Q、R分别为，被任意设定的半正定对称矩阵、正定对称矩阵，且为由系统的设计者所确定的评价函数J的加权矩阵。例如，在此考虑的运动模型的情况下，Q、R被设为如下等的值，

【数学式3】

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

在式（3a）中，当在状态矢量的成分中，将特定的成分、例如dz/dt、dθ/dt、的范数（大小）设定为大于其他的成分、例如z、θ的范数时，将范数设定得较大的成分将相对地更加稳定地被收敛。此外，当增大Q的成分的值时，重视瞬态特性、即状态矢量的值迅速被收敛为稳定值，且当增大R值时，能量消耗将被降低。此处，可以使与FF控制系统51a对应的增益K、和与FB控制系统51b对应的增益K有所不同。例如，可以将与FF控制系统51a对应的增益K设为与驾驶员的加速感对应的增益，而将与FB控制系统51b相对应的增益K设为与驾驶员的反应或响应性对应的增益。

在实际的减振控制中，如图4的框图所示，在运动模型部51e中，通过利用转矩输入值而求解式（2a）的微分方程式，从而计算出状态变量矢量X（t）。然后，在驱动转矩换算部51d中，如下的值U（t）、即FF系统补偿量U·FF以及FB系统补偿量U·FB被换算为车辆驱动装置3的驱动转矩的单位，并在加法器45c中对驾驶员要求转矩进行补正，其中，所述值U（t）、即FF系统补偿量U·FF以及FB系统补偿量U·FB为，通过FF补偿量计算部51f、FB补偿量计算部51g，而用作为运动模型部51e的输出的状态矢量X（t）乘以如上所述为了使状态变量矢量X（t）收敛为零或最小值而确定的增益K而得到的值。

由式（1a）以及（1b）所表示的系统为共振系统，并且相对于任意的输入，状态变量矢量的值实际上仅成为系统的固有振动数的成分。因此通过构成为利用U（t）（的换算值）而使驾驶员要求转矩被补正，从而在驾驶员要求转矩中，系统的固有振动数的成分、即在车身2中引起以俯仰和跳振振动为代表的簧上质量振动的成分被修正，进而抑制了车身2中的簧上质量振动。即，当在由驾驶员给出的要求转矩中系统的固有振动数的成分消失时，在向车辆驱动装置3输入的要求转矩指令中，系统的固有振动数的成分仅成为-U（t），从而由Tw（干扰）而引起的振动将会收敛。

图6为，跳振方向以及俯仰方向的力学的运动模型的说明图，且为利用了簧上质量和簧下质量振动模型时的说明图。另外，作为车身2的跳振方向以及俯仰方向的力学的运动模型，例如，如图6所示，也可以采用如下的模型（车身2的簧上质量和簧下质量振动模型），即，除了图5的结构之外，考虑到前轮6以及后轮7的轮胎的弹力弹性的模型。当设为前轮6以及后轮7的轮胎分别具有弹性模量ktf、ktr时，如从图6中理解的那样，车身2的重心Cg的跳振方向的运动方程式和俯仰方向的运动方程式，以如下的数学式4的方式来表示。

【数学式4】

$\begin{array}{c}M\frac{d^{2}z}{{\mathrm{dt}}^2}=-\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xf})-\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxf}}{\mathrm{dt}})\\ -\mathrm{kf}(z-\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xr})-\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxr}}{\mathrm{dt}})\end{array}...\left(4a\right)$

$\begin{array}{c}I\frac{d^2\mathrm{\θ}}{{\mathrm{dt}}^2}=-\mathrm{Lf}\{\mathrm{kf}(z+\mathrm{Lf}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xf})+\mathrm{cf}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{Lf}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxf}}{\mathrm{dt}})\}+\\ \mathrm{Lr}\{\mathrm{kr}(z-\mathrm{Lr}\·\mathrm{\θ}-\mathrm{xr})+\mathrm{cr}(\frac{\mathrm{dz}}{\mathrm{dt}}-\mathrm{Lr}\·\frac{\mathrm{d\θ}}{\mathrm{dt}}-\frac{\mathrm{dxr}}{\mathrm{dt}})\}+\frac{h}{r}\·T\end{array}...\left(4b\right)$

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

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

在式（4a）、（4b）、（4c）、（4d）中，xf、xr为前轮6、后轮7的簧下质量位移量，mf、mr为前轮6、后轮7的簧下质量的质量。在式（4a）至（4b）中，能够将z、θ、xf、xr和其时间微分值设为状态变量矢量，并与图5的情况相同地，以式（2a）的方式构成状态方程式（但是，矩阵A成为8行8列，矩阵B成为8行1列。），并根据最佳调节器的理论，而对使状态变量矢量的大小收敛为零的增益矩阵K进行确定。实际的减振控制与图5的情况相同。

接下来，对车轮转矩推断值计算进行说明。虽然在图4中所示的减振控制部50所具有的补偿量运算部51的FB控制系统51b中，作为干扰而被输入的车轮转矩可以以如下方式构成，即，例如，在各个车轮5i上设置转矩传感器而实际进行检测的方式，但是此处利用根据行驶中的车辆1中的其他能够进行检测的值而由车轮转矩推断部51i所推断出的车轮转矩推断值Tw。

车轮转矩推断值Tw例如能够利用从与各个车轮5i相对应的车轮速度传感器32i得到的车轮转速ω或轮速值r·ω的时间微分，并通过如下的式（5）而被推断或计算出。

Tw=M·r²·dω/dt   （5）

另外，在式（5）中，M为车辆的质量，r为车轮半径。

详细而言，当将驱动轮与路面的接触位置处所产生的驱动力的总和设为，与车辆1的整体的驱动力M·G（G为加速度）相等时，车轮转矩推断值Tw通过下式（5a）而被给出。

Tw=M·G·r   （5a）

此外，车辆1的加速度G可以通过车轮速度r·ω的微分值，并通过下式（5b）而被给出。

G=r·dω/dt   （5b）

因此，车轮转矩将以式（5）的方式而被推断出。

虽然在本实施方式1所涉及的减振控制装置10中，由此方式，通过驾驶员要求转矩与根据车轮速度而计算出的减振转矩相加从而实施减振控制，但是该减振控制仅在如下情况下被实施，即，控制停止判断部53根据噪声振动恶化区域判断部52的判断结果而判断为实施减振控制的情况。接下来，对在作出这些判断时的方法进行说明。

图7为，对噪声振动恶化区域的说明图。首先，由噪声振动恶化区域判断部52根据发动机转速和发动机转矩而实施车辆1的行驶状态是否处于噪声振动恶化区域的判断。具体而言，由于车辆1行驶时噪音和振动增大的区域、即噪声振动恶化区域为，根据车辆1的结构而存在的特性，因此能够预先进行规定。因此，噪声振动恶化区域通过由发动机转速和发动机转矩来表示的区域而被规定，例如在四轮驱动车的情况下，由于在发动机转速较低、且发动机转矩较小的区域中容易因驱动系统部件的共振而产生声音和振动，因此噪声振动恶化区域被规定为发动机转速较低、且发动机转矩较小的区域。因此，在具备本实施方式1所涉及的减振控制装置10的车辆1中，发动机转速为基准转速Bdr以下、且发动机转矩为基准转矩Bdt以下的区域被规定为，噪声振动恶化区域Anv，由此方式被规定的噪声振动恶化区域Anv预先被存储于电子控制装置40的存储部中。

在实施车辆1的行驶状态是否处于噪声振动恶化区域的判断时，噪声振动恶化区域判断部52对根据来自发动机转速传感器30的信号等而取得的发动机转速和发动机转矩、与基准转速Bdr以及基准转矩Bdt进行比较。通过该比较，在所取得的发动机转速为基准转速Bdr以下、且发动机转矩为基准转矩Bdt以下时，判断为当前的车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域Anv内。

由此，在实施了车辆1的行驶状态是否处于噪声振动恶化区域Anv的判断之后，向控制停止判断部53传递该判断结果。在控制停止判断部53中，根据由噪声振动恶化区域判断部52作出的判断结果，而进行是否实施减振控制的判断，并且，当判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域Anv时，作出停止实施减振控制的判断。即，控制停止判断部53被设为，对是否实施减振控制抑制控制进行判断的控制判断部，并且当通过控制停止判断部53而判断为停止实施减振控制时，减振控制部50实施减振控制抑制控制。

相反地，当被判断为车辆1的行驶状态不处于噪声振动恶化区域Anv时，作出执行减振控制的判断。当由控制停止判断部53作出了执行减振控制的判断时，减振控制部50通过将由补偿量运算部51计算出的转矩补偿量、即减振转矩向驱动控制部45传递，并且使该减振转矩与驾驶员要求转矩相加，从而实施减振控制。

图8为，表示实施方式1所涉及的减振控制装置的处理步骤的概要的流程图。接下来，对实施方式1所涉及的减振控制装置10的控制方法、即该减振控制装置10的处理步骤的概要进行说明。另外，以下的处理为，作出是否停止实施减振控制的判断的处理步骤，且在车辆1的驾驶时对各部进行控制时，每隔预定的期间被指令读出并执行。在实施方式1所涉及的减振控制装置10的处理步骤中，首先，对是否处于噪声振动恶化区域进行判断（步骤ST101）。该判断为，由减振控制部50所具有的噪声振动恶化区域判断部52根据基于发动机转速传感器30作出的检测结果等而所取得的发动机转速和发动机转矩，而对当前的车辆1的行驶状态是否处于噪声振动恶化区域进行判断。

在通过该判断而判断为车辆1的行驶状态不处于噪声振动恶化区域时（步骤ST101中判断为否），继续进行控制（步骤ST102）。即，当由噪声振动恶化区域判断部52判断为车辆1的行驶状态不处于噪声振动恶化区域时，不会通过控制停止判断部53而实施减振控制的停止，而通过向驱动控制部45传递由补偿量运算部51所计算出的减振转矩，从而继续进行减振控制。

与此相对，当判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时（步骤ST101中判断为是），停止进行控制（步骤ST103）。即，当由噪声振动恶化区域判断部52判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，由控制停止判断部53作出停止实施减振控制的判断，并通过停止将由补偿量运算部51所计算出的减振转矩向驱动控制部45传递，从而停止实施减振控制。

以上的实施方式1所涉及的减振控制装置10在实施对簧上质量振动进行抑制的减振控制时，根据车辆1行驶时的发动机转速和发动机转矩而实施减振控制抑制控制。由此，由于在车辆1的行驶状态处于噪音和振动增大的状态的情况下不实施减振控制，因此能够抑制如下情况，即，在减振控制时，因处于振动较大的行驶状态而导致不适当的减振转矩与驾驶员要求转矩相加，进而使减振控制成为不适当的状态的情况。其结果为，能够在因驾驶特性而产生振动的车辆1中适当地实施减振控制。

此外，由于在根据发动机转速和发动机转矩而由噪声振动恶化区域判断部52判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，由控制停止判断部53作出实施减振控制抑制控制的判断，因此能够更加切实地在振动较大的行驶状态的情况下使减振控制停止。即，由于车辆1行驶时的噪音和振动通过驱动系统部件的共振而增大的情况较多，因此，在发动机14的运转状态处于通过发动机转速和发动机转矩来表示的预定的运转状态时容易增大。因此，作为噪音和振动增大的行驶状态而根据发动机转速和发动机转矩来设定噪声振动恶化区域，且通过在车辆1的行驶状态处于该噪声振动恶化区域时停止实施减振控制，从而能够更加切实地抑制在处于振动较大的行驶状态时实施减振控制的情况。其结果为，能够抑制实施不适当的减振控制的情况，且能够在因驾驶特性而产生振动的车辆1中更加切实地实施减振控制。

此外，由于在减振控制时，根据车辆1的驾驶状态是否处于由发动机转速和发动机转矩来表示的噪声振动恶化区域，而对是否停止实施减振控制进行判断，且实施减振控制抑制控制，因此，能够容易地实施更加适当的减振控制。即，发动机转速和发动机转矩能够通过通常车辆1所具备的发动机转速传感器30和气流传感器等的检测结果而取得，并且减振控制抑制控制将根据由此方式所取得的车辆1的驾驶状态而实施。因此，在对是否处于能够实施适当的减振控制的行驶状态进行判断时，能够在无需使车辆1安装新的装置的条件下进行判断，并且能够根据该判断而实施减振控制。其结果为，能够抑制在更加适当地实施减振控制时的制造成本的上升。

【实施方式2】

虽然实施方式2所涉及的减振控制装置60为与实施方式1所涉及的减振控制装置10大致相同的结构，但是实施方式2的特征在于，减振控制抑制控制以降低簧上质量减振控制的控制量的方式而实施这一点。由于其他的结构与实施方式1相同，因此省略其说明且标记相同的符号。

图9为，实施方式2所涉及的减振控制装置所具有的电子控制装置的结构概要图。实施方式2所涉及的减振控制装置60与实施方式1所涉及的减振控制装置10相同地，具有电子控制装置40，且电子控制装置40具有驱动控制部45和减振控制部50。其中，减振控制部50与实施方式1所涉及的减振控制装置10中的减振控制部50相同地，具有补偿量运算部51和噪声振动恶化区域判断部52，此外，代替控制停止判断部53而设置有控制变更量运算部65和控制量变更部66。

其中，当由噪声振动恶化区域判断部52判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，控制变更量运算部65实施减振控制的变更量的运算。此外，控制量变更部66根据由控制变更量运算部65计算出的减振控制的变更量，而对由补偿量运算部51所计算出的驱动转矩的补偿量进行变更。由此，当由噪声振动恶化区域判断部52判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，根据由控制变更量运算部65计算出的变更量，而对在减振控制时对驾驶员要求转矩进行修正时的补偿量进行变更，并根据变更后的补偿量而实施驱动转矩的修正。

图10为，对减振控制的变更量进行运算时的说明图。接下来，如果对通过控制变更量运算部65而对减振控制的变更量进行运算时的方法的一个示例进行说明，则关于减振控制的变更量，是根据发动机转速和发动机转矩之间的关系而对增益进行设定，且将该增益用作减振控制的变更量。详细而言，将噪声振动恶化区域Anv的增益设定为小于1的值，且如图10所示，该增益被设定为，随着发动机转速与基准转速Bdr相比而降低从而该增益减小，且随着发动机转矩与基准转矩Bdt相比而减小从而该增益减小。以这种方式设定的增益，以映射表状的形式而预先被存储于电子控制装置40的存储部中。另外，由于在图10中图示了对增益进行设定时的一个示例，因此数值的大小和设定方法也可以采用除了图10所示的示例之外的大小和设定方法。

当由噪声振动恶化区域判断部52判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域的情况下，通过控制变更量运算部65而对减振控制的变更量进行运算时，利用根据由发动机转速传感器30和加速器开度传感器36作出的检测结果而取得的发动机转速和发动机转矩，而对被存储于电子控制装置40的存储部中的增益的映射表进行参照。由此，控制变更量运算部65取得对应于当前的发动机转速和发动机转矩的增益，并向控制量变更部66传递所取得的增益。

控制量变更部66通过使由补偿量运算部51所计算出的驱动转矩的补偿量乘以从控制变更量运算部65传递来的增益，从而对驱动转矩的补偿量进行变更。此时，由于该增益成为小于1的值，因此驱动转矩的补偿量被变更为，与由补偿量运算部51所计算出的补偿量相比而较小的值。

当由噪声振动恶化区域判断部52判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，减振控制部50以此方式通过控制变更量运算部65和控制量变更部66，而向驱动控制部45传递与由补偿量运算部51所计算出的补偿量相比而值减小了的驱动转矩的补偿量。

由此，驱动控制部45根据与由补偿量运算部51所计算出的补偿量相比而值减小了的驱动转矩的补偿量，而对驾驶员要求转矩进行修正，并确定车轮5上所产生的驱动转矩。因此，驱动控制部45无论车辆1的行驶状态如何均对驾驶员要求转矩进行修正，并且在车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，通过减小驱动转矩的补偿量而对驾驶员要求转矩进行修正，从而以减小控制量的方式实施减振控制。即，在本实施方式2所涉及的减振控制装置60中，通过降低簧上质量减振控制的控制量，从而实施减振控制抑制控制。

图11为，表示实施方式2所涉及的减振控制装置的处理步骤的概要的流程图。接下来，对实施方式2所涉及的减振控制装置60的处理步骤的概要进行说明。在实施方式2所涉及的减振控制装置10的处理步骤中，首先，由噪声振动恶化区域判断部52对是否处于噪声振动恶化区域进行判断（步骤ST201）。当通过该判断而判断为车辆1的行驶状态不处于噪声振动恶化区域时（步骤ST201中判断为否），通过向驱动控制部45传递由补偿量运算部51所计算出的减振转矩，从而继续进行减振控制（步骤ST202）。

与此相对，当判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时（步骤ST201中判断为是），对控制变更量进行运算（步骤ST203）。即，当由噪声振动恶化区域判断部52判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，通过由控制变更量运算部65根据发动机转速和发动机转矩而导出增益，从而实施减振控制的变更量的运算。

接下来，对控制量进行变更（步骤ST204）。即，通过根据由控制变更量运算部65所计算出的减振控制的变更量，而对由补偿量运算部51所计算出的驱动转矩的补偿量进行变更，从而对实施减振控制时的控制量进行变更。以此方式，在对减振控制的控制量进行变更之后，将该变更后的驱动转矩的补偿量、即减振转矩向驱动控制部45传递，并继续实施减振控制（步骤ST202）。由此，在判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，对控制量进行变更并继续实施减振控制。

由于以上的实施方式2所涉及的减振控制装置60在车辆1的行驶状态处于噪音和振动增大的状态时，会降低实施减振控制时的控制量，因此，能够在减振控制时抑制因处于振动较大的行驶状态而导致与驾驶员要求转矩相加的减振转矩成为不适当的大小的情况。其结果为，能够在因驾驶特性而产生振动的车辆1中适当地实施减振控制。

此外，由于对噪声振动恶化区域进行设定，并根据车辆1的行驶状态是否处于噪声振动恶化区域的判断结果而降低簧上质量减振控制的控制量，因此，能够更加切实地抑制在振动较大的行驶状态下通过不适当的大小的减振转矩而实施减振控制的情况。其结果为，能够抑制实施不适当的减振控制的情况，进而能够在因驾驶特性而产生振动的车辆1中更加适当地实施减振控制。

此外，由于即使在车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域的情况下，也会在降低控制量的同时继续实施减振控制，因此，即使在噪音和振动增大的行驶状态下也能够抑制簧上质量振动，从而无论车辆1的行驶状态如何均能够确保乘坐的舒适性和操纵稳定性。其结果为，能够在因驾驶特性而产生振动的车辆1中更加适当地实施减振控制。

此外，作为对减振控制的变更量进行运算时的方法，通过预先设定根据发动机14的运转状态的增益，并且利用该增益而对驱动转矩的补偿量进行变更，从而能够容易且切实地降低车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时的减振控制的控制量。其结果为，无论车辆1的行驶状态如何，均能够容易地实施更加适当的减振控制。

另外，虽然在实施方式2所涉及的减振控制装置60中，作为对减振控制的变更量进行运算时的方法而采用了利用根据发动机14的运转状态而设定的增益来进行运算的方法，但是减振控制的变更量的运算也可以利用增益之外的参数。

图12为，关于实施方式2所涉及的减振控制装置的改变例的说明图。减振控制的变更量可以采用如下方式，即，例如根据发动机转速和发动机转矩之间的关系而对控制量的限制值进行设定，并将该限制值用作减振控制的变更量。详细而言，在噪声振动恶化区域Anv内，对通过减振控制而对驱动转矩进行修正时的修正量的限制值进行设定，并且如图12所示，将该限制值设定为，随着发动机转速与基准转速Bdr相比而降低从而该限制值减小，且随着发动机转矩与基准转矩Bdt相比而减小从而该限制值减小。即，在车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，随着发动机转速降低、或者随着发动机转矩减小，而减小由减振控制而实施的驱动转矩的修正量的最大值、且减小通过减振控制而对驱动转矩进行变更时的上限值。由此方式设定的限制值，以映射表状的形式而预先被存储于电子控制装置40的存储部中。另外，在图12中，作为对限制值进行设定时的一个示例，虽然以单位为Nm的数值的方式例示了对驱动转矩进行修正时的限制值，但是数值的大小和设定方法也可以采用图12所示的方式以外的大小和设定方法。

如此，在对减振控制的控制量的限制值进行了设定的情况下，当通过判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域而由控制变更量运算部65对减振控制的变更量进行运算时，利用通过发动机转速传感器30等而取得的发动机转速和发动机转矩，而对被存储于电子控制装置40的存储部中的限制值的映射表进行参照。由此，控制变更量运算部65取得与当前的发动机转速和发动机转矩对应的限制值，并将所取得的限制值向控制量变更部66传递。

控制量变更部66对从控制变更量运算部65传递来的限制值、与由补偿量运算部51所计算出的驱动转矩的补偿量进行比较，并且当所计算出的补偿量小于限制值时，将所计算出的补偿量用作减振控制的控制量。另一方面，当所计算出的补偿量大于等于限制值时，将从控制变更量运算部65传递来的限制值用作减振控制的控制量。

当由噪声振动恶化区域判断部52判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，减振控制部50以此方式通过控制变更量运算部65和控制量变更部66，而对由补偿量运算部51所计算出的补偿量的大小进行限制，并将所限制的范围内的驱动转矩的补偿量向驱动控制部45传递。由此，驱动控制部45根据大小被限制了的驱动转矩的补偿量而对驾驶员要求转矩进行修正，并确定车轮5上所产生的驱动转矩。

因此，驱动控制部45无论车辆1的行驶状态如何均对驾驶员要求转矩进行修正，并在车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，通过对驱动转矩的补偿量的大小进行限制而对驾驶员要求转矩进行修正，从而以降低控制量的方式实施减振控制。其结果为，能够更加切实地抑制在噪音和振动增大的行驶状态下驱动转矩的补偿量变得不适当从而使减振控制变得不适当的情况。

此外，虽然由于具备实施方式1、2所涉及的减振控制装置10、60的车辆1，在发动机转速为比较低的旋转时噪音和振动增大，因此，在减振控制装置10、60中，将发动机转速为低旋转、且发动机转矩较小的驾驶区域设为了噪声振动恶化区域，但是噪声振动恶化区域也可以为上述这种驾驶区域之外的区域。由于根据车辆1的结构和特性从而噪音和振动较大的驾驶区域不同，因此，噪声振动恶化区域优选为，根据车辆1的特性而适当地进行设定。

此外，虽然具备实施方式1、2所涉及的减振控制装置10、60的车辆1被设为，在前轮6和后轮7的双方上产生驱动力的四轮驱动汽车，但是驱动形式也可以为前轮驱动或后轮驱动等的四轮驱动之外的形式。此外，作为车辆1的动力源，也可以使用发动机14之外的动力源，并且具备减振控制装置10、60的车辆1也可以为如下汽车，即，例如并用由发动机14产生的动力和由电动机产生的动力而行驶的、所谓的混合动力汽车。由于簧上质量振动会与车辆1的驱动方式无关地产生，因此具备减振控制装置10、60的车辆1的驱动装置12的结构并不限定于上文所述的结构。

此外，虽然实施方式2所涉及的减振控制装置60中，当由噪声振动恶化区域判断部52判断为车辆1的行驶状态处于噪声振动恶化区域时，由控制变更量运算部65而实施减振控制的变更量的运算，但是也可以在不进行车辆1的行驶状态是否处于噪声振动恶化区域的判断的情况下，实施减振控制的变更量的运算。即，由于控制变更量运算部65根据发动机转速和发动机转矩而确定增益、或确定控制量的限制值，因此，可以不进行是否处于噪声振动恶化区域的判断，而在任意的行驶状态时均确定减振控制的增益和控制量的限制值。由此，由于能够省略车辆1的行驶状态是否处于噪声振动恶化区域的判断，因此，能够实现电子控制装置40的结构的简单化、或者实现减振控制的处理的简易化。

此外，实施上文所述的控制的电子控制装置40可以采用实施方式1、2所涉及的减振控制装置10、60所具有的电子控制装置40之外的结构。电子控制装置40只要具备用于实施上文所述的控制的各个功能即可，只要具备这些各种功能，则电子控制装置40可以采用除了上文所述的结构之外的结构。电子控制装置40通过具有这些各个功能，从而在车辆1的行驶状态处于噪音和振动增大的状态时，能够停止减振控制、或者降低减振控制的控制量，由此，能够更加适当地实施减振控制。

此外，虽然在实施方式1、2所涉及的减振控制装置10、60中，对根据驾驶员要求转矩而实施驱动转矩的控制的情况进行了说明，但是本发明并不限定于此。例如也可以采用如下方式，即，车辆1具备ACC（Adaptive Cruise Control：自适应巡航控制装置）等的自动行驶控制装置，并且根据在自动行驶控制中实施车辆驱动装置3的各个部的控制时所计算出的要求转矩，来实施动力控制。

符号说明

1 车辆；

3 车辆驱动装置；

5 车轮；

10、60 减振控制装置；

12 驱动装置；

14 发动机；

16 自动变速器；

30 发动机转速传感器；

32 车轮速度传感器；

35 加速踏板；

36 加速器开度传感器；

40 电子控制装置；

45 驱动控制部；

50 减振控制部；

51 补偿量运算部；

52 噪声振动恶化区域判断部；

53 控制停止判断部；

65 控制变更量运算部；

66 控制量变更部。

Claims (3)

1.一种减振控制装置，其实施如下的簧上质量减振控制，所述簧上质量减振控制为，通过对车辆所具有的车轮上所产生的转矩进行控制，从而对所述车辆上所产生的簧上质量振动进行抑制的控制，所述减振控制装置的特征在于，

根据作为所述车辆行驶时的动力源的发动机的发动机转速和发动机转矩而实施减振控制抑制控制，所述减振控制抑制控制为，停止所述簧上质量减振控制、或者降低所述簧上质量减振控制的控制量的控制。

2.如权利要求1所述的减振控制装置，包括：

控制判断部，其对是否实施所述减振控制抑制控制进行判断；

噪声振动恶化区域判断部，其根据所述发动机转速和所述发动机转矩，而对所述车辆的行驶状态是否处于所述车辆的振动增大的区域、即噪声振动恶化区域进行判断，

当通过所述噪声振动恶化区域判断部而判断为所述车辆的行驶状态处于所述噪声振动恶化区域时，所述控制判断部作出实施所述减振控制抑制控制的判断。

3.一种减振控制装置，其实施如下的簧上质量减振控制，所述簧上质量减振控制为，通过对车辆所具有的车轮上所产生的转矩进行控制，从而对所述车辆上所产生的簧上质量振动进行抑制的控制，所述减振控制装置的特征在于，

根据作为所述车辆行驶时的动力源的发动机的运转状态，而对是否处于所述车辆的振动增大的区域、即噪声振动恶化区域进行判断，且根据是否处于所述噪声振动恶化区域的判断结果而实施如下的减振控制抑制控制，所述减振控制抑制控制为，停止所述簧上质量减振控制、或者降低所述簧上质量减振控制的控制量的控制。

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