CN104247252B - 车辆用减振控制装置以及车辆用减振控制方法 - Google Patents

Abstract

车辆用减振控制装置，包括：第1扭矩目标值计算单元，将电动机扭矩指令值作为输入，使用预先模型化的车辆的传递特性计算第1扭矩目标值；第2扭矩目标值计算单元，包括具有由对车辆的扭矩输入和电动机角速度的传递特性的模型Gp(s)以及以车辆的扭转振动频率附近的频率为中心频率的带通滤波器H(s)所构成的模型H(s)/Gp(s)的特性的滤波器，将车辆状态量的检测值和车辆状态量的估计值的偏差作为输入，从而计算第2扭矩目标值；以及电动机扭矩控制单元，按照将第1扭矩目标值和第2扭矩目标值相加而获得的最终扭矩目标值控制电动机扭矩。根据进行了延迟处理的第1扭矩目标值以及第2扭矩目标值估计车辆状态量。

Description

车辆用减振控制装置以及车辆用减振控制方法

技术领域

本发明涉及车辆用减振控制装置以及车辆用减振控制方法。

背景技术

以往，已知以下车辆用减振控制装置(参照JP2003－9566A)。该车辆用减振控制装置包括：线性近似的控制对象的传递特性Gp(s)和规范响应Gm(s)构成的前馈补偿器Gm(s)/Gp(s)；输入最终扭矩目标值，使用控制对象的传递特性Gp(s)估计电动机角速度的电动机角速度估计单元；以及将电动机角速度估计值和电动机角速度检测值的偏差通过由控制对象的传递特性Gp(s)的相反特性和带通滤波器H(s)构成的滤波器H(s)/Gp(s)计算反馈扭矩的反馈扭矩运算单元。通过成为这样的前馈控制+反馈控制系统，在控制系统中没有延迟要素的情况下，不管是对于扭矩指令值，还是对于干扰，都能够得到设计者希望的理想的车辆响应。

但是，在实际的控制装置中，存在起因于控制运算时间的时间延迟、电动机响应延迟、起因于在各种传感器中检测和处理信号所需要的时间的时间延迟。因此，即使在完全没有干扰的状态下，在电动机角速度估计值和电动机角速度检测值中也产生相位差而产生不需要的反馈扭矩，因此实际的车辆举动与规范响应不一致。

为了解决该问题，在JP2005－269835A中记载的车辆用减振控制装置中，通过取代带通滤波器H(s)而使用调整了带通滤波器H(s)的中心频率和增益的Hc(s)，消除反馈扭矩的相位偏差。

发明内容

但是，在JP2005－269835A中记载的车辆用减振控制装置的结构中，存在被输入了干扰的情况下的响应中发生过冲，轻微的振动持续的问题。

本发明的目的是，提供使相对扭矩指令值的响应与规范响应一致，并且抑制相对干扰的响应的过冲和振动的技术。

一实施方式中的车辆用减振控制装置包括：第1扭矩目标值计算单元，将电动机扭矩指令值作为输入，使用预先模型化的车辆的传递特性计算第1扭矩目标值；延迟处理单元，进行与控制系统具有的延迟要素相应的延迟处理；车辆状态量检测单元，检测车辆状态量；车辆状态量估计单元，估计车辆状态量；第2扭矩目标值计算单元，包括具有由对车辆的扭矩输入和电动机角速度的传递特性的模型Gp(s)以及以车辆的扭转振动频率附近的频率为中心频率的带通滤波器H(s)所构成的模型H(s)/Gp(s)的特性的滤波器，将车辆状态量的检测值和车辆状态量的估计值的偏差作为输入，从而计算第2扭矩目标值；以及电动机扭矩控制单元，按照将第1扭矩目标值和第2扭矩目标值相加而获得的最终扭矩目标值控制电动机扭矩。车辆状态量估计单元根据进行了延迟处理的第1扭矩目标值以及第2扭矩目标值，估计车辆状态量。

以下，根据添加的附图，详细地说明本发明的实施方式、本发明的优点。

附图说明

图1是表示具有第1实施方式中的车辆用减振控制装置的电动汽车的主要结构的方框图。

图2是表示电动机扭矩设定单元以及减振控制单元的具体的结构的方框图。

图3是本实施方式中的车辆用减振控制装置和JP2005－269835A中记载的车辆用减振控制装置的控制结果的比较图。

图4是与图2所示的方框图等效的电路结构的方框图。

图5是与图2以及图4所示的方框图等效的电路结构的方框图。

图6是与图2、图4以及图5所示的方框图等效的电路结构的方框图。

图7是表示第2实施方式中的车辆用减振控制装置中的电动机扭矩设定单元以及减振控制单元的具体结构的方框图。

图8是将车辆的驱动力传递系统进行模型化的图。

图9是基于第2实施方式中的车辆用减振控制装置的控制结果，和基于未设置时间延迟控制器以及电动机响应延迟控制器的结构的控制结果的比较图。

图10是表示第3实施方式中的车辆用减振控制装置中的电动机扭矩设定单元以及减振控制单元的具体结构的方框图。

图11是表示前馈补偿器的详细结构的方框图。

图12是FB补偿器的控制方框图。

具体实施方式

－第1实施方式－

图1是表示具有第1实施方式中的车辆用减振控制装置的电动汽车的主要结构的方框图。所谓电动汽车，是作为车辆的驱动源的一部分或者全部而具有电动机，能够通过电动机的驱动力行驶的汽车，也包含混合动力汽车和燃料电池汽车。该车辆通过将3相交流电动机5的旋转力传递到车轮7a，7b而驱动。旋转速度传感器6检测电动机5的旋转速度。

油门开度传感器1检测油门开度，将其输出到电动机扭矩设定单元24。电动机扭矩设定单元2根据由油门开度传感器1检测的油门开度和由旋转速度传感器6检测的电动机5的旋转速度，设定第1扭矩目标值Tm1＊。

减振控制单元3将由电动机扭矩设定单元2设定的第1扭矩目标值Tm1＊和由旋转速度传感器6检测的电动机5的旋转速度作为输入，计算电动机扭矩指令值T＊。关于算出电动机扭矩指令值T＊的方法如后所述。电动机扭矩控制单元4进行控制，使得由减振控制单元3算出的电动机扭矩指令值T＊与由3相交流电动机5的输出扭矩一致。

图2是表示电动机扭矩设定单元2以及减振控制单元3的具体结构的方框图。电动机扭矩设定单元2包括前馈补偿器，即具有Gm(s)/Gp(s)的特性的控制块21。Gp(s)是表示对车辆的扭矩输入和电动机旋转速度之间的传递特性的模型，Gm(s)是表示对车辆的扭矩输入和电动机旋转速度的响应目标之间的传递特性的模型(理想模型)。

电动机扭矩设定单元2根据由油门开度传感器1检测的油门开度以及由旋转速度传感器6检测的电动机5的旋转速度，求出扭矩指令值。例如，预先准备决定油门开度以及电动机旋转速度和扭矩指令值的关系的表，通过参照该表，求出扭矩指令值。在图2中，省略求出扭矩指令值的控制块，仅示出将求出的扭矩指令值输入到控制块21的位置。

控制块21进行用于抑制振动的前馈控制。即，通过使扭矩指令值通过Gm(s)/Gp(s)构成的滤波器，求出减振效果高的第1扭矩目标值Tm1＊。

减振控制单元3包括：具有传递特性Gp(s)的控制块31、时间延迟控制器32、电动机响应延迟控制器33、具有H(s)/Gp(s)的传递特性的控制块34、加法器35、加法器36、减法器37。其中，时间延迟控制器32以及电动机响应延迟控制器33构成控制系统延迟要素。

加法器35将从控制块21输出的第1扭矩目标值Tm1＊和从后述的控制块34输出的第2扭矩目标值Tm2＊相加，计算最终扭矩目标值Tm＊。

时间延迟控制器32具有e^-(L1+L2)s的传递特性，使从控制块21输出的第1扭矩目标值Tm1＊延迟规定的时间后，输出到电动机响应延迟控制器33。在传递特性e^-(L1+L2)s中，e^-L1s相当于在本实施方式中进行的扭转振动控制运算所需要的时间，即，从输入电动机扭矩指令值起算出最终扭矩目标值所需要的时间的时间延迟量，e^-L2s相当于在旋转速度传感器6等各种传感器中检测信号所需要的时间，或处理检测到的信号值所需要的时间的时间延迟量。即，在规定的时间中包括，在本实施方式中进行扭转振动控制运算所需要的时间，以及在旋转速度传感器6等各种传感器中检测信号所需要的时间或处理检测到的信号值所需要的时间等。

电动机响应延迟控制器33具有Ga(s)的传递特性，对于被延迟了规定的时间的第1扭矩目标值Tm1＊，输出考虑了电动机5的响应延迟的扭矩目标值。所谓电动机5的响应延迟，是对于最终扭矩目标值，直至实际地发生电动机扭矩为止的时间。

加法器36将从电动机响应延迟控制器33输出的扭矩目标值和从控制块34输出的第2扭矩目标值Tm2＊相加，求出最终扭矩目标值。

控制块31根据从加法器36输出的最终扭矩目标值，估计电动机5的角速度。

减法器37算出在控制块31中估计的电动机5的角速度与实际的电动机5的角速度的偏差。

控制块34具有车辆的传递特性Gp(s)的相反特性和带通滤波器H(s)构成的滤波器H(s)/Gp(s)的传递特性，根据从减法器37输出的角速度偏差，计算减振控制的反馈成分即第2扭矩目标值Tm2＊。这里，H(s)具有中心频率与车辆的驱动系统的扭转谐振频率一致的带通滤波器的特性。

图3是本实施方式中的车辆用减振控制装置和JP2005－269835A中记载的车辆用减振控制装置的控制结果的比较图。图中，从上到下依次分别示出干扰的时间变化、最终扭矩目标值Tm＊的时间变化、前后加速度的时间变化。

如图3所示，在施加了干扰的情况下，在JP2005－269835A中记载的车辆用减振控制装置的控制中，发生前后加速度的过冲，之后也持续轻微的振动。相对于此，按照本实施方式中的车辆用减振控制装置的控制，不发生前后加速度的过冲，而且振动也很快收敛。

图4是与图2所示的方框图等效的电路结构的方框图。对于与图2所示的方框图的结构要素一样的结构要素，附加同一标号并省略详细的说明。在图4所示的结构中，减振控制单元3包括：时间延迟控制器32、电动机响应延迟控制器33、具有H(s)/Gp(s)的传递特性的控制块34、加法器35、具有H(s)的传递特性的控制块40、加法器41和减法器42。

在将电动机扭矩作为输入，输出了电动机角速度的情况下，Gp(s)为具有纯积分的特性。在该情况下，如作为车载用控制器的程序来实现，则担心运算误差导致的偏移。但是，通过成为图4所示的结构，由于不包含具有传递特性Gp(s)的控制块，没有纯积分项，所以可以防止偏移的发生。

图5是与图2以及图4所示的方框图等效的电路结构的方框图。对于与图2以及图4所示的方框图的结构要素一样的结构要素，附加同一标号而省略详细的说明。在图5所示的结构中，减振控制单元3包括：时间延迟控制器32、电动机响应延迟控制器33、具有H(s)/Gp(s)的传递特性的控制块34、加法器35、具有H(s)的传递特性的控制块40、减法器51、具有1/(1－H(s))的传递特性的控制块52。

在图4所示的电路结构中，如果以经常使用的塔斯廷(Tustin)近似将各传递特性块进行离散，则可以进行代数循环。但是，按照图5所示的电路结构，不能进行代数循环。

图6是与图2、图4以及图5所示的方框图等效的电路结构的方框图。对于与图2、图4以及图5所示的方框图的结构要素一样的结构要素，附加同一标号而省略详细的说明。在图6所示的结构中，减振控制单元3包括：时间延迟控制器32、电动机响应延迟控制器33、具有H(s)/Gp(s)的传递特性的控制块34、加法器35、减法器61、具有H(s)/(1－H(s))的传递特性的控制块62、以及减法器63。按照图6所示的电路结构，与图5所示的电路结构相比，可以降低运算负载。

以上，第1实施方式中的车辆用减振控制装置，具有根据车辆信息设定电动机扭矩指令值，控制与驱动轮连接的电动机的扭矩的功能，包括：将电动机扭矩指令值作为输入，使用预先模型化的车辆的传递特性计算第1扭矩目标值的控制块21(第1扭矩目标值计算单元)；进行与控制系统具有的延迟要素相应的延迟处理的时间延迟控制器32以及电动机响应延迟控制器33(延迟处理单元)；检测车辆状态量的旋转速度传感器6(车辆状态量检测单元)；估计车辆状态量的控制块31(车辆状态量估计单元)；包括具有由对车辆的扭矩输入和电动机角速度的传递特性的模型Gp(s)，以及以车辆的扭转振动频率附近的频率为中心频率的带通滤波器H(s)所构成的模型H(s)/Gp(s)的特性的滤波器，将车辆状态量的检测值和车辆状态量的估计值的偏差作为输入，计算第2扭矩目标值的控制块34(第2扭矩目标值计算单元)；以及按照将第1扭矩目标值和第2扭矩目标值相加而获得的最终扭矩目标值控制电动机扭矩的电动机扭矩控制单元4(电动机扭矩控制单元)。控制块31(车辆状态量估计单元)根据进行了延迟处理后的第1扭矩目标值以及第2扭矩目标值，估计车辆状态量(电动机角速度)。对于第1扭矩目标值，通过还考虑控制系统的延迟要素(时间延迟控制器32、电动机响应延迟控制器33)来估计车辆状态量(电动机角速度)，消除估计值和检测值的相位差，对于第2扭矩目标值，通过不另外考虑控制系统的延迟要素而估计车辆状态量(电动机角速度)，对于扭矩指令值可以使其与规范响应一致，对于干扰的输入，可以抑制前后加速度的过冲和振动的发生(参照图3)。

而且，在控制系统具有的延迟要素中包括：伴随检测车辆状态量后实施规定的处理的时间延迟、该车辆用减振控制装置中的处理所需要的时间延迟、以及对于最终扭矩目标值直至实际地发生了电动机扭矩的时间延迟中的至少一个时间延迟。因此，可以考虑实际的控制系统具有的延迟要素，进行更高精度的减振控制。

而且，由于对具有由扭矩输入和电动机角速度的传递特性的理想模型Gm(s)和模型Gp(s)构成的模型Gm(s)/Gp(s)的特性的线性滤波器将电动机扭矩指令值作为输入，计算第1扭矩目标值，所以可以计算减振效果较高的扭矩目标值。

－第2实施方式－

图7是表示第2实施方式中的车辆用减振控制装置中的电动机扭矩设定单元2以及减振控制单元3的具体的结构的方框图。在第2实施方式中的车辆用减振控制装置中，降低电动机－车轮间的间隙(backlash)导致的冲击。

图8是将车辆的驱动力传递系统进行模型化的图。在用线性函数和饱和函数的差分来表现间隙导致的死区时，车辆的运动方程式用下式(1)～(6)表示。

[算式1]

$J_m\·{\stackrel{\·}{\mathrm{\ω}}}_m=T_m-T_d/N_{\mathrm{al}}\·\·\·\left(1\right)$

[算式2]

${2J}_w\·{\stackrel{\·}{\mathrm{\ω}}}_w=T_d-\mathrm{rF}\·\·\·\left(2\right)$

[算式3]

$M\·\stackrel{\·}{V}=F\·\·\·\left(3\right)$

[算式4]

T_d＝K_d·θ-K_d·St(θ)…(4)

[算式5]

F＝K_t·(rω_m-V)…(5)

[算式6]

$\mathrm{\θ}=\∫(\frac{{\mathrm{\ω}}_m}{N_{\mathrm{al}}}-{\mathrm{\ω}}_w)\mathrm{dt}\·\·\·\left(6\right)$

这里，各参数如下。

Jm：电动机惯量

Jw：驱动轮惯量(相当于1轴)

Kd：驱动轴的扭转刚性

Kt：与轮胎和路面的摩擦有关的系数

Nal：总速比

r：轮胎载荷半径

ωm：电动机角速度

ωw：驱动轮角速度

Tm：电动机扭矩

Td：驱动轮扭矩

F：驱动力(相当于2轴)

V：车体速度

θ：驱动轴的扭转角

但是，式(4)中的St(θ)是饱和函数，由下式(7)定义。

[算式7]

$\mathrm{St}\left(\mathrm{\&theta;}\right)=\left\{\begin{array}{cc}-{\mathrm{\&theta;}}_{\mathrm{BL}}/2& (\mathrm{\&theta;}<{\mathrm{\&theta;}}_{\mathrm{BL}}/2)\\ \mathrm{\&theta;}& \left(\right|\mathrm{\&theta;}|\&le;{\mathrm{\&theta;}}_{\mathrm{BL}}/2)\\ {\mathrm{\&theta;}}_{\mathrm{BL}}/2& (\mathrm{\&theta;}>{\mathrm{\&theta;}}_{\mathrm{BL}}/2)\end{array}\right.\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(7\right)$

式(7)中的θ_BLは，是从电动机至驱动轴的全部的齿轮间隙量。

由式(1)～(6)，从扭矩指令值至驱动轴扭转角的传递特性用下式(8)～(10)表示。

[算式8]

θ＝G_t(s){T_m+F_s(s)·St(θ)}…(8)

[算式9]

$\begin{array}{c}{G}_t\left(s\right)=\frac{p_{1}s+p_0}{a_3{s}^3+a_2{s}^2+a_{1}s+a_0}\\ =\frac{p_{1}s+p_0}{a_3(s+\mathrm{\&alpha;})(s^2+2{\mathrm{\&zeta;}}_p{\mathrm{\&omega;}}_{p}s+{\mathrm{\&omega;}}_p^2)}\end{array}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(9\right)$

[算式10]

$F_s\left(s\right)=\frac{a_{1}s+a_0}{p_{1}s+p_0}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(10\right)$

但是，式(9)、(10)中的p1，p0，a3，a2，a1，a0分别通过式(11)～(16)表示。而且，ζp是驱动扭矩传递系统的衰减系数，ωp是驱动扭矩传递系统的固有振动频率。

[算式11]

p₁＝2J_wM/N_al…(11)

[算式12]

p₀＝K_t(2J_w+r²M)/N_al…(12)

[算式13]

a₃＝2J_mJ_wM…(13)

[算式14]

a₂＝K_tJ_m(2J_w+r²M)…(14)

[算式15]

$a_1=K_{d}M(J_m+{2J}_w/N_{\mathrm{al}}^2)\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(15\right)$

[算式16]

$a_0=K_d{K}_t(J_m+{2J}_w/N_{\mathrm{al}}^2+r^{2}M/N_{\mathrm{al}}^2)\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(16\right)$

因此，由式(4)、(8)，驱动轴扭矩用下式(17)表示。

[算式17]

T_d＝K_dG_t(s){T_m+F_s(s)·St(θ)}-K_d·St(θ)…(17)

这里，驱动轴扭矩的规范响应用下式(18)、(19)定义。

[算式18]

T_dm＝K_dG_tm(s){T_m ^*+F_s(s)·St(θ)}-K_d·St(θ)…(18)

[算式19]

$G_{\mathrm{tm}}\left(s\right)=\frac{p_{1}s+p_0}{a_3(s+\mathrm{\&alpha;})(s^2+2{\mathrm{\&zeta;}}_m{\mathrm{\&omega;}}_{m}s+{\mathrm{\&omega;}}_m^2)}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(19\right)$

这里，ζm和ωm是理想模型的衰减系数和固有振动频率。

如求驱动轴扭矩Td和电动机扭矩Tm一致的扭矩指令值，则为下式(20)、(21)。

[算式20]

$T_m=G_{\mathrm{INV}}\{T_m^{*}+F_s\left(s\right)\&CenterDot;\mathrm{St}\left(\mathrm{\&theta;}\right)\}-F_s\left(s\right)\&CenterDot;\mathrm{St}\left(\mathrm{\&theta;}\right)\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(20\right)$

[算式21]

$G_{\mathrm{INV}}=\frac{s^2+2{\mathrm{\&zeta;}}_p{\mathrm{\&omega;}}_{p}s+{{\mathrm{\&omega;}}_p}^2}{s^2+2{\mathrm{\&zeta;}}_m{\mathrm{\&omega;}}_{m}s+{{\mathrm{\&omega;}}_m}^2}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(21\right)$

因此，通过降低车辆的扭矩传递的固有振动频率成分的线性滤波器G_INV(s)、运算驱动轴扭转角的滤波器Gtm(s)、饱和函数(限制器)、补偿驱动轴扭转角的车轮惯量和轮胎摩擦力导致的相位偏差的滤波器Fs(s)，前馈补偿器700的结构用图7表示。如根据图7进行说明，则前馈补偿器700包括：具有Gm(s)的传递特性的控制块71、限制器72、具有Fs(s)的传递特性的控制块73、加法器74、加法器75、具有G_INV(s)的传递特性的控制块76、和减法器77。

加法器74将扭矩目标值Tm＊和控制块73的输出相加。

控制块71输入加法器74的相加结果，输出驱动轴的扭转角θ作为运算结果。

限制器72在从控制块71输出的驱动轴的扭转角θ超过规定的上限值的情况下进行限制，以成为规定的上限值，并且在驱动轴的扭转角θ低于规定的下限值的情况下进行限制，以成为规定的下限值。

控制块73输入通过限制器72限制了上下限值后的驱动轴扭转角St(θ)，补偿驱动轴扭转角的车轮惯量和轮胎摩擦力导致的相位偏差。

加法器75将扭矩目标值Tm＊和控制块73的输出相加。

控制块76输入加法器75的相加结果，降低车辆的扭矩传递的固有振动频率成分。

减法器77算出控制块76的输出和控制块73的输出的偏差FF_out，将算出的偏差FF_out作为第1扭矩目标值输出。

减振控制单元3包括：具有传递特性Gp(s)的控制块81、具有传递特性Gps(s)的控制块82、具有H(s)/Gp(s)的传递特性的控制块83、时间延迟控制器84、电动机响应延迟控制器85、加法器86、加法器87和减法器88。Gps(s)是算出电动机旋转速度的间隙补偿部分的传递函数。

时间延迟控制器84使通过限制器72限制了上下限值后的驱动轴扭转角St(θ)延迟规定的时间，对电动机响应延迟控制器85输出。在规定的时间中包括：本实施方式中进行的扭转振动控制运算所需要的时间、以及在旋转速度传感器6等各种传感器中检测信号所需要的时间和处理检测的信号值所需要的时间等。

电动机响应延迟控制器85具有Ga(s)的传递特性，输出考虑了对于最终扭矩目标值直至实际地发生电动机扭矩为止的时间延迟的扭矩目标值。

控制块82将电动机响应延迟控制器85的输出作为输入，计算电动机角速度的间隙补偿部分。

加法器87将在控制块81估计的电动机5的角速度和在控制块82算出的电动机角速度的间隙补偿部分相加，计算考虑了间隙的角速度估计值。

减法器88算出在加法器87中算出的角速度估计值和实际的电动机5的角速度的偏差。

控制块83根据从减法器88输出的角速度偏差，计算作为减振控制的反馈成分的第2扭矩目标值Tm2＊。

而且，时间延迟控制器84以及电动机响应延迟控制器85也可以配置在控制块82的后级。

这里，说明传递函数Gp(s)以及Gps(s)。

如将式(1)～(6)进行拉普拉斯变换而求出从扭矩指令值至电动机角速度的传递特性，则为下式(22)，Gp(s)、Gps(s)分别用式(23)、(24)表示。

[算式22]

ω_m＝G_p(s)·T_m+G_ps(s)·St(θ)…(22)

[算式23]

$G_p\left(s\right)=\frac{1}{s}\&CenterDot;\frac{b_3{s}^3+b_2{s}^2+b_{1}s+b_0}{a_3{s}^3+a_2{s}^2+a_{1}s+a_0}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(23\right)$

[算式24]

$G_{\mathrm{ps}}\left(s\right)=\frac{c_2{s}^2+c_{1}s}{a_3{s}^3+a_2{s}^2+a_{1}s+a_0}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(24\right)$

这里，各参数如下式(25)～(30)。

[算式25]

b₃＝2J_wM…(25)

[算式26]

b₂＝K_t(2J_w+r²M)…(26)

[算式27]

b₁＝K_dM…(27)

[算式28]

b₀＝K_dK_t…(28)

[算式29]

c₂＝2K_dJ_wM/N_al…(29)

[算式30]

C₁＝K_dK_t(2J_w+r²M)/N_al…(30)

整理式(23)而为式(31)那样表示。

[算式31]

$G_p\left(s\right)=\frac{1}{s}\&CenterDot;\frac{(s+\mathrm{\&beta;})\&CenterDot;(b_2^{\&prime;}{s}^2+b_1^{\&prime;}s+b_0^{\&prime;})}{(s+\mathrm{\&alpha;})\&CenterDot;(s^2+2{\mathrm{\&zeta;}}_p{\mathrm{\&omega;}}_{p}s+{{\mathrm{\&omega;}}_p}^2)}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(31\right)$

在一般的车辆中，如研究式(31)的传递函数的极点和零点，则一个极点和一个零点表示极为接近的值。这相当于式(31)的α和β表示极为接近的值。这里，ζp是驱动扭转振动系统的衰减系数，ωp是驱动扭矩传递系统的固有振动频率。因此，通过进行式(31)中的极零抵消(近似于α＝β)，如下式(32)所示，构成(2次)/(3次)的传递特性Gp(s)。

[算式32]

$G_p\left(s\right)=\frac{1}{s}\&CenterDot;\frac{b_2^{\&prime;}{s}^2+b_1^{\&prime;}s+b_0^{\&prime;}}{s^2+2{\mathrm{\&zeta;}}_p{\mathrm{\&omega;}}_{p}s+{{\mathrm{\&omega;}}_p}^2}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(32\right)$

图9是第2实施方式中的车辆用减振控制装置中的控制结果和未设置时间延迟控制器84以及电动机响应延迟控制器85的结构的控制结果的比较图。图中，从上到下依次分别示出干扰的时间变化、最终扭矩目标值的时间变化、前后加速度的时间变化。控制系统中存在延迟的情况下，在输入干扰时，在未设置时间延迟控制器84以及电动机响应延迟控制器85的结构中，从规范响应产生偏差，但是按照本实施方式的控制，不进行不需要的反馈补偿，可以获得与规范响应大体一致的平滑的响应。

以上，按照第2实施方式中的车辆用减振控制装置，前馈补偿器700(第1扭矩目标值计算单元)包括用于降低在驱动扭矩传递系统中具有机械性死区的车辆中因所述死区引起的冲击以及振动的滤波器。因此，可以降低因电动机－车轮间的间隙引起的冲击。而且，通过在对于第1扭矩目标值的车辆状态量估计值的运算中还考虑了控制系统延迟要素的影响，不进行不需要的反馈补偿，可以获得与规范响应大体一致的平滑的响应。

－第3实施方式－

图10是表示第3实施方式中的车辆用减振控制装置中的电动机扭矩设定单元2以及减振控制单元3的具体的结构的方框图。在第3实施方式中的车辆用减振控制装置中，也以降低电动机－车轮间的间隙导致的冲击为目的。

前馈补偿器1000具有扭转角速度反馈模型(扭转角速度FB模型)101和车辆模型102。图11是表示前馈补偿器1000的详细的结构的方框图。

首先，说明车辆模型102。车辆的运动方程式用下式(33)～(38)表示。

[算式33]

$J_m\&CenterDot;{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&omega;}}}_m=T_m-T_d/N_{\mathrm{al}}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(33\right)$

[算式34]

${2J}_w\&CenterDot;{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&omega;}}}_w=T_d-\mathrm{rF}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(34\right)$

[算式35]

$M\&CenterDot;\stackrel{\&CenterDot;}{V}=F\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(35\right)$

[算式36]

T_d＝L_d·θ…(36)

[算式37]

F＝K_t·(rω_m-V)…(37)

[算式38]

$\mathrm{\&theta;}=\&Integral;(\frac{{\mathrm{\&omega;}}_m}{N_{\mathrm{al}}}-{\mathrm{\&omega;}}_w)\mathrm{dt}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(38\right)$

其中，各参数如下。

Jm：电动机的惯量

Jw：驱动轮的惯量

M：车辆的质量

Kd：驱动系统的扭转刚性

Kt：与轮胎和路面的摩擦有关的系数

N：总速比

r：轮胎的载荷半径

ωm：电动机旋转速度

Tm＊：电动机扭矩指令值

Td：驱动轮的扭矩

F：对车辆施加的力

V：车辆的速度

ωw：驱动轮的角速度

如对式(33)～(38)进行拉普拉斯变换而求出从扭矩指令值Tm至电机角速度ωm的传递特性，则以下式(39)、(40)表示。

[算式39]

ω_m＝G_p(S)·T_m…(39)

[算式40]

$G_p\left(s\right)=\frac{1}{s}\&CenterDot;\frac{b_3{s}^3+b_2{s}^2+b_{1}s+b_0}{a_3{s}^3+a_2{s}^2+a_{1}s+a_0}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(40\right)$

这里，式(40)中的各参数以下式(41)～(48)表示。

[算式41]

a₃＝2J_mJ_wM…(41)

[算式42]

a₂＝K_tJ_m(2J_w+r²M)…(42)

[算式43]

a₁＝K_dM(J_m+2J_w/N²)…(43)

[算式44]

a₀＝K_dK_t(J_m+2J_w/N²+r²M/N²)…(44)

[算式45]

b₃＝2J_wM…(45)

[算式46]

b₂＝K_t(2J_w+r²M)…(46)

[算式47]

b₁＝K_dM…(47)

[算式48]

b₀＝K_dK…(48)

而且，从扭矩指令值Tm至驱动轴扭矩Tdm的传递特性以下式(49)～(51)表示。

[算式49]

$\frac{T_d}{T_m}=\frac{c_{1}s+c_0}{a_3{s}^3+a_2{s}^2+a_{1}s+a_0}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(49\right)$

[算式50]

c₁＝2K_dJ_wM/N…(50)

[算式51]

c₀＝K_dK_t(2J_w+r²M)/N…(51)

由式(34)、(36)、(37)、(38)，求出从电动机角速度ωm至驱动轮角速度ωw的传递特性时，以下式(52)表示。

[算式52]

$\frac{{\mathrm{\&omega;}}_w}{{\mathrm{\&omega;}}_m}=\frac{b_{1}s+b_0}{b_3{s}^3+b_2{s}^2+b_{1}s+b_0}\&CenterDot;\frac{1}{N}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(52\right)$

由式(39)、(40)、(52)，从扭矩指令值Tm至驱动轮角速度ωw的传递特性以下式(53)表示。

[算式53]

$\frac{{\mathrm{\&omega;}}_w}{T_m}=\frac{1}{N}\&CenterDot;\frac{1}{s}\&CenterDot;\frac{b_{1}s+b_0}{a_3{s}^3+a_2{s}^2+a_{1}s+a_0}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(53\right)$

由式(49)、(53)，从驱动轴扭矩Td至驱动轴角速度ωw的传递特性以下式(54)表示。

[算式54]

${\mathrm{\&omega;}}_w=\frac{1}{N}\&CenterDot;\frac{1}{s}\&CenterDot;\frac{b_{1}s+b_0}{c_{1}s+c_0}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(54\right)$

如将式(33)变形，则以下式(55)表示。

[算式55]

$\frac{{\mathrm{\&omega;}}_m}{N}=\frac{1}{J_m\mathrm{Ns}}{T}_m-\frac{1}{J_m{N}^{2}s}{T}_d\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(55\right)$

因此，由式(54)、(55)，驱动轴扭转角速度ωm/N－ωw以下式(56)表示。

[算式56]

$\begin{array}{c}\frac{{\mathrm{\&omega;}}_m}{N}-{\mathrm{\&omega;}}_w=\frac{1}{J_m\mathrm{Ns}}{T}_m-\frac{1}{J_m{N}^{2}s}{T}_d-\frac{1}{N}\&CenterDot;\frac{1}{s}\&CenterDot;\frac{b_{1}s+b_0}{c_{1}s+c_0}{T}_d\\ =\frac{1}{s}\&CenterDot;(\frac{T_m}{J_{m}N}-H_w\left(s\right)\&CenterDot;T_d)\end{array}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(56\right)$

但是，

[算式57]

$H_w\left(s\right)=\frac{v_{1}s+v_0}{w_{1}s+w_0}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(57\right)$

[算式58]

v₁＝J_mNb₁+c₁＝2J_wMN(J_m+K_d/N²)…(58)

[算式59]

v₀＝J_mNh₀+c₀＝K_dK_t(2J_mN²+2J_w+r²M)/N…(59)

[算式60]

w₁＝J_mN²c₁＝2K_dJ_mJ_wMN…(60)

[算式61]

w₀＝J_mN²c₀＝K_dK_tJ_m(2J_w+r²M)N…(61)

而且，如将从电动机至驱动轴的间隙特性以死区进行模型化，则驱动轴扭矩Td以下式(62)表示。

[算式62]

$T_d=\left\{\begin{array}{cc}{K}_d(\mathrm{\&theta;}-{\mathrm{\&theta;}}_d/2)& (\mathrm{\&theta;}\&GreaterEqual;{\mathrm{\&theta;}}_d/2)\\ 0& (-{\mathrm{\&theta;}}_d/2<\mathrm{\&theta;}<{\mathrm{\&theta;}}_d/2)\\ K_d(\mathrm{\&theta;}+{\mathrm{\&theta;}}_d/2)& (\mathrm{\&theta;}\&le;-{\mathrm{\&theta;}}_d/2)\end{array}\right.\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(62\right)$

其中，θ_d是从电动机至驱动轴的全部的间隙量。

接着，说明扭转角速度FB模型101。

使用由车辆模型算出的模拟驱动轴扭转角速度ωd＝ωm/N－ωw，以下式(63)表示驱动轴扭转角速度F/B指令值T_FB时，可以由式(36)、(38)，以式(64)表示。

[算式63]

T_FB＝K_FB1·(ω_m/N-ω_w)…(63)

[算式64]

$T_{\mathrm{FB}}=\frac{K_{\mathrm{FB}1}s}{K_d}\&CenterDot;T_d\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(64\right)$

而且，式(49)可以变形为下式(65)。

[算式65]

$\frac{T_d}{T_m}=\frac{c_{1}s+c_0}{a_3{s}^3+a_2{s}^2+a_{1}s+a_0}=\frac{c_1}{a_3}\&CenterDot;\frac{s+c_0/c_1}{(s+\mathrm{\&alpha;})(s^2+2{\mathrm{\&zeta;}}_p{\mathrm{\&omega;}}_{p}s+{\mathrm{\&omega;}}_p^2)}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(65\right)$

其中，ζ_p是驱动扭矩传递系统的衰减系数，ω_p是驱动扭矩传递系统的固有振动频率。

进而，如果研究式(65)的极点和零点，则为α≒c₀/c₁，所以进行极零抵消时，为下式(66)。

[算式66]

$\begin{array}{c}{T}_d=\frac{g_t}{s^2+2{\mathrm{\&zeta;}}_p{\mathrm{\&omega;}}_{p}s+{\mathrm{\&omega;}}_p^2}{T}_m\\ g_t=c_0/(a_3\&CenterDot;\mathrm{\&alpha;})\end{array}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(66\right)$

由式(64)、(66)，在将驱动轴扭转角速度F/B指令值T_FB从扭矩指令值T_m中减去的情况下，驱动轴扭矩T_d以下式(67)表示。

[算式67]

$\begin{array}{c}{T}_d=\frac{g_t}{s^2+2{\mathrm{\&zeta;}}_p{\mathrm{\&omega;}}_{p}s+{\mathrm{\&omega;}}_p^2}(T_m-T_{\mathrm{FB}})\\ =\frac{g_t}{s^2+2{\mathrm{\&zeta;}}_p{\mathrm{\&omega;}}_{p}s+{\mathrm{\&omega;}}_p^2}(T_m-\frac{K_{\mathrm{FB}1}s}{K_d}\&CenterDot;T_d)\end{array}\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(67\right)$

如将式(67)变形，则驱动轴扭转角速度F/B系的传递特性以下式(68)表示。

[算式68]

$T_d=\frac{g_t}{s^2+(2{\mathrm{\&zeta;}}_p{\mathrm{\&omega;}}_p+g_t{K}_{\mathrm{FB}1}/K_d)s+{\mathrm{\&omega;}}_p^2}{T}_m\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(68\right)$

将规范响应设为下式(69)时，规范响应与驱动轴扭转角速度F/B系的传递特性一致的条件为下式(70)。

[算式69]

$T_d=\frac{g_t}{s^2+2{\mathrm{\&omega;}}_{p}s+{\mathrm{\&omega;}}_p^2}{T}_m\&CenterDot;\&CenterDot;\&CenterDot;\left(69\right)$

[算式70]

2ζ_pω_p+g_tK_FB1/K_d＝2ω_p…(70)

由式(70)，F/B增益K_FBI以下式(71)表示。

[算式71]

K_FB1＝2(1一ζ_p)ω_pK_d/g_t…(71)

图12是FB补偿器1100的控制方框图。FB补偿器1100将对于由前馈补偿器1000的车辆模型算出的第1扭矩目标值在时间延迟控制器1200以及电动机响应延迟控制器1300中实施了延迟处理的扭矩目标值的电动机角速度估计值、与对于输入第2扭矩目标值而使用控制对象的传递特性Gp(s)算出的第2扭矩目标值的电动机角速度估计值相加，算出最终电动机角速度估计值。然后，将算出的最终电动机角速度估计值和电动机角速度检测值的偏差通过控制对象的传递特性Gp(s)的相反特性和带通滤波器H(s)构成的滤波器H(s)/Gp(s)，算出第2扭矩目标值。

以上，按照第3实施方式中的车辆用减振控制装置，前馈补偿器1000(第1扭矩目标值计算单元)包括：以电动机扭矩指令值作为输入，将从电动机扭矩至驱动轴扭转角速度的特性进行模型化后的车辆模型102；以及从电动机扭矩指令值减去对通过车辆模型102求出的驱动轴扭转角速度乘以反馈增益而获得的值，算出第1扭矩目标值的驱动轴扭转角速度反馈模型101。因此，可以降低因电动机－车轮间的间隙引起的冲击。而且，通过在对于第1扭矩目标值的车辆状态量估计值的运算中还考虑控制系统延迟要素的影响，不进行不需要的反馈补偿，可以得到与规范响应大体一致的平滑的响应。

本发明不限定于上述的实施方式。例如，在第1实施方式中，在图4～图6中示出为了安装在车载控制器中的等效变换电路例，但是可以明白，在第2、第3实施方式中，以回避纯积分、回避进行了z变换时的代数循环、降低运算负荷等为目的，可以实施与图4～图6同样的，或者，类似的等效变换。

本申请要求基于2012年4月18日向日本专利局提出申请的特愿2012－094717的优先权，该申请的全部内容通过参照而引入本说明书中。

Claims (7)

1.一种车辆用减振控制装置，具有根据车辆信息设定电动机扭矩指令值，控制与驱动轮连接的电动机的扭矩的功能，包括：

第1扭矩目标值计算单元，将电动机扭矩指令值作为输入，使用预先模型化的车辆的传递特性计算第1扭矩目标值；

延迟处理单元，进行与控制系统具有的延迟要素相应的延迟处理；

车辆状态量检测单元，检测电动机的角速度；

车辆状态量估计单元，估计电动机的角速度；

第2扭矩目标值计算单元，包括具有由对车辆的扭矩输入和电动机角速度的传递特性的模型Gp(s)以及以车辆的扭转振动频率附近的频率为中心频率的带通滤波器H(s)所构成的模型H(s)/Gp(s)的特性的滤波器，将所述电动机的角速度的检测值和所述电动机的角速度的估计值的偏差作为输入，从而计算第2扭矩目标值；以及

电动机扭矩控制单元，按照将所述第1扭矩目标值和所述第2扭矩目标值相加而获得的最终扭矩目标值控制电动机扭矩，

所述车辆状态量估计单元根据进行了所述延迟处理的所述第1扭矩目标值以及所述第2扭矩目标值，估计所述电动机的角速度。

2.如权利要求1所述的车辆用减振控制装置，

在所述控制系统具有的延迟要素中，包含以下时间延迟中的至少一个时间延迟：伴随所述车辆状态量检测单元检测所述电动机的角速度而实施规定的处理的时间延迟、从输入所述电动机扭矩指令值起计算所述最终扭矩目标值所需要的时间延迟、以及对于所述最终扭矩目标值直至实际地发生电动机扭矩为止的时间延迟。

3.如权利要求1或2所述的车辆用减振控制装置，

所述第1扭矩目标值计算单元是具有由扭矩输入和电动机角速度的传递特性的理想模型Gm(s)与所述模型Gp(s)构成的模型Gm(s)/Gp(s)的特性的线性滤波器。

4.如权利要求1所述的车辆用减振控制装置，

所述第1扭矩目标值计算单元包括：在驱动扭矩传递系统中具有机械性的死区的车辆中，降低因所述死区引起的冲击以及振动的滤波器。

5.如权利要求1所述的车辆用减振控制装置，

所述第1扭矩目标值计算单元包括：车辆模型，以电动机扭矩指令值作为输入，将从电动机扭矩至驱动轴扭转角速度为止的特性进行模型化；以及驱动轴扭转角速度反馈模型，从所述电动机扭矩指令值减去对通过所述车辆模型求出的驱动轴扭转角速度乘以反馈增益而获得的值，计算所述第1扭矩目标值。

6.如权利要求4或5所述的车辆用减振控制装置，

所述车辆状态量估计单元根据进行了所述延迟处理的所述第1扭矩目标值、以及所述第2扭矩目标值，估计所述电动机的角速度。

7.一种车辆用减振控制方法，根据车辆信息设定电动机扭矩指令值，控制与驱动轮连接的电动机的扭矩，包括：

输入电动机扭矩指令值，使用预先模型化的车辆的传递特性而计算第1扭矩目标值的步骤；

对于所述第1扭矩目标值，进行与控制系统具有的延迟要素相应的延迟处理的步骤；

检测电动机的角速度的步骤；

估计电动机的角速度的步骤；

包括具有由对车辆的扭矩输入和电动机角速度的传递特性的模型Gp(s)以及以车辆的扭转振动频率附近的频率为中心频率的带通滤波器H(s)所构成的模型H(s)/Gp(s)的特性的滤波器，将所述电动机的角速度的检测值和所述电动机的角速度的估计值的偏差作为输入，从而计算第2扭矩目标值的步骤；以及

按照将所述第1扭矩目标值和所述第2扭矩目标值相加而获得的最终扭矩目标值控制电动机扭矩的步骤，

在估计所述电动机的角速度的步骤中，根据进行了所述延迟处理的所述第1扭矩目标值以及所述第2扭矩目标值，估计所述电动机的角速度。