JP2007040267A - 車両の振動抑制制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 機関出力変化時における車両駆動系の共振に伴う車両振動を駆動輪がスリップしても良好に抑制可能とする車両の振動抑制制御装置を提供する。
【解決手段】 機関１の出力変化時における車両駆動系の共振に伴う車両振動を車両駆動系の共振周波数に基づき抑制する車両の振動抑制制御装置において、変速機２のギヤ位置に基づき決定される共振周波数を、駆動輪５のスリップ時には高周波数側に補正する。
【選択図】 図１

Description

本発明は、車両の振動抑制制御装置に関する。

車両加速時に車両駆動系が捩り共振して不快な車両振動を発生することがある。この車両振動を抑制するために、車両加速時には、車両駆動系の共振周波数が変速機のギヤ位置に応じて変化することを考慮して、現在の車両駆動系の共振周波数に基づき機関出力を制御することが提案されている（例えば、特許文献１参照）。

特開２００２−３４９３３１ 特開平５−１６１４ 特開２００１−２２７３７２ 特開平１−１５５０３８ 特開平７−３０１３２６ 特開２００２−３４０１６５

前述の背景技術において、車両加速時に、変速機のギヤ位置に応じて定められた共振周波数に基づき機関出力が制御されても、例えば、機関出力の上昇直後に駆動輪がスリップすると、車両駆動系の慣性モーメントが変化するために車両駆動系の共振周波数も変化し、車両駆動系の捩じり共振振動を十分に抑制することができないことがある。

従って、本発明の目的は、機関出力変化時における車両駆動系の共振に伴う車両振動を駆動輪がスリップしても良好に抑制可能とする車両の振動抑制制御装置を提供することである。

本発明による請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置は、機関出力変化時における車両駆動系の共振に伴う車両振動を車両駆動系の共振周波数に基づき抑制する車両の振動抑制制御装置において、変速機のギヤ位置に基づき決定される前記共振周波数を、駆動輪スリップ時には高周波数側に補正することを特徴とする。

本発明による請求項２に記載の車両の振動抑制制御装置は、請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置において、前記共振周波数は、駆動輪非スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントと駆動輪スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントとの比に基づき補正されることを特徴とする。

本発明による請求項３に記載の車両の振動抑制制御装置は、請求項２に記載の車両の振動抑制制御装置において、駆動輪スリップ時の車両駆動系の前記慣性モーメントは、駆動輪完全スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントと駆動輪非スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントとの間で現在のスリップ状態に応じて決定されることを特徴とする。

本発明による請求項４に記載の車両の振動抑制制御装置は、請求項３に記載の車両の振動抑制制御装置において、前記現在のスリップ状態に応じた駆動輪スリップ時の車両駆動系の前記慣性モーメントは、車両の乗員及び荷物の重量をも考慮して決定されることを特徴とする。

本発明による請求項５に記載の車両の振動抑制制御装置は、請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置において、前記共振周波数に基づき機関出力を強制的に変化させて前記車両振動を抑制する際に、前記機関出力の強制的な変化は、前記共振周波数が高いほど遅れて開始することを特徴とする。

本発明による請求項６に記載の車両の振動抑制制御装置は、請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置において、前記共振周波数に基づき機関出力を強制的に変化させて前記車両振動を抑制する際に、前記共振周波数が設定周波数より高い時には、前記機関出力の強制的な変化を中止することを特徴とする。

本発明による請求項７に記載の車両の振動抑制制御装置は、請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置において、前記共振周波数に基づき機関出力を強制的に変化させて前記車両振動を抑制する際に、機関回転数が設定回転数より低い時には、前記機関出力の強制的な変化を中止することを特徴とする。

本発明による請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置によれば、機関出力変化時における車両駆動系の共振に伴う車両振動を車両駆動系の共振周波数に基づき抑制する車両の振動抑制制御装置において、変速機のギヤ位置に基づき決定される共振周波数を、駆動輪スリップ時には車両駆動系の慣性モーメントが小さくなるために高周波数側に補正し、現在の共振周波数を正確に決定している。それにより、駆動輪スリップ時においても正確な共振周波数に基づき車両振動を良好に抑制することができる。

本発明による請求項２に記載の車両の振動抑制制御装置によれば、請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置において、共振周波数は、駆動輪非スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントと駆動輪スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントとの比に基づき補正されるようになっており、それにより、駆動輪スリップ時の共振周波数を簡単に決定することができる。

本発明による請求項３に記載の車両の振動抑制制御装置によれば、請求項２に記載の車両の振動抑制制御装置において、駆動輪スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントは、駆動輪完全スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントと駆動輪非スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントとの間で現在のスリップ状態に応じて決定されるようになっている。それにより、現在のスリップ状態が、全く機関出力が路面に伝達されない駆動輪完全スリップではなく、一部の機関出力は路面に伝達されているようなスリップ状態である時にも、現在の共振周波数は正確に決定され、車両振動を良好に抑制することができる。

本発明による請求項４に記載の車両の振動抑制制御装置によれば、請求項３に記載の車両の振動抑制制御装置において、現在のスリップ状態に応じた駆動輪スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントは、車両の乗員及び荷物の重量をも考慮して決定されるようになっており、それにより、現在の共振周波数をさらに正確に決定することができ、車両振動をさらに良好に抑制することができる。

本発明による請求項５に記載の車両の振動抑制制御装置によれば、請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置において、共振周波数に基づき機関出力を強制的に変化させて車両振動を抑制する際に、共振周波数が高いほど車両駆動系の共振振動は遅れて発生するために、機関出力の強制的な変化は、共振振動の発生に合わせて共振周波数が高いほど遅れて開始するようになっている。それにより、車両振動を良好に抑制することができる。

本発明による請求項６に記載の車両の振動抑制制御装置は、請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置において、共振周波数に基づき機関出力を強制的に変化させて車両振動を抑制する際に、共振周波数が設定周波数より高い時には、車両駆動系の共振振動を打ち消すように共振周波数に合わせて機関出力を強制的に変化させることは困難であり、この時には機関出力の強制的な変化を中止している。

本発明による請求項７に記載の車両の振動抑制制御装置は、請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置において、共振周波数に基づき機関出力を強制的に変化させて車両振動を抑制する際に、機関回転数が設定回転数より低い時には、車両駆動系の共振振動を打ち消すように共振周波数に合わせて機関出力を強制的に変化させることは困難であり、この時には機関出力の強制的な変化を中止している。

図１は車両駆動系の概略図である。同図において、１は機関本体、２は変速機、３は駆動軸、４は終減速装置、５は駆動輪である。駆動輪５には車両質量が作用している。このような車両駆動系を有する車両の加速要求に対して、機関本体１の出力が高められると、車両の加速度Ａは、図２に点線で示すように上昇するのが理想的である。しかしながら、高められた機関出力は、ほぼ確実に車両駆動系の捩じり振動の共振周波数成分を有するために、車両駆動系へ作用すると、車両駆動系を共振周波数Ｆの逆数の周期Ｔで捩じり共振振動させる。それにより、車両加速度Ａは、実際には、図２に実線で示すように変化し、運転者は、不快な車両振動を感じることとなる。

このような車両駆動系の振動を抑制するために、図３に示すように、車両駆動系の周期Ｔの捩じり振動に伴う車両加速度Ａの変化を相殺するように、機関出力Ｔｑを強制的に変化させれば良い。すなわち、時刻ｔ１において、車両駆動系の捩じり振動に伴う車両加速度変化が発生すると、捩じり振動の１／２周期後の時刻ｔ２において機関出力を最大に増加させ、捩じり振動の１／２周期後の時刻ｔ３において機関出力の増加分が０となるように時刻ｔ２から徐々に機関出力の増加分を減少させ、さらに、捩じり振動の１／２周期後の時刻ｔ４において機関出力を最大に減少させるように時刻ｔ３から徐々に減少分を増加させることとなる。ここで、機関出力の最大増加分及び最大減少分の大きさは、一定値しても良いが、車両加速度変化の振幅ａ１に応じて決定するようにしても良く、例えば、車両の加速要求が大きいほど大きく設定することができる。

このように、車両加速時の不快な振動を抑制するためには、車両駆動系の捩じり振動の周期Ｔを決定しなければならない。この捩じり振動周期Ｔの決定は、その逆数である車両駆動系の共振周波数Ｆを決定することを意味し、前述の振動抑制制御は、車両駆動系の共振周波数Ｆに基づく制御と言うこともできる。車両駆動系の共振周波数Ｆは、車両駆動系の等価慣性モーメントＩの関数であり、次式（１）によって表される。
Ｆ＝（Ｋ／Ｉ）^1/2・・・（１）

ここで、Ｋは車両駆動系の捩じり剛性係数であり、車両駆動系の等価慣性モーメントＩは、機関本体１自身の慣性モーメントＩｅと、変速機２のギヤ位置ｎと、終減速装置４のデファレンシャルギヤ比ｄとの関数ｆを使用して、次式（２）によって表される。
Ｉ＝ｆ（Ｉｅ，ｎ，ｄ）＋Ｉｄ＋Ｉｖ・・・（２）
ここで、Ｉｄは駆動軸３の慣性モーメントであり、Ｉｖは駆動輪５に作用する車両質量に伴う等価慣性モーメントである。

一般的には、式（２）において、車両運転中の変数は、変速機２のギヤ位置ｎだけであるとして、例えば、Ｉ１（一速）、Ｉ２（二速）、Ｉ３（三速）、Ｉ４（四速）、Ｉ５（五速）のように、ギヤ位置毎の車両駆動系の等価慣性モーメントが予め算出され、マップ化されていた。

しかしながら、車両加速時において、駆動輪５がスリップすることがあり、それにより、機関出力が路面に完全に伝達されなくなると（完全スリップ）、この時の車両駆動系の等価慣性モーメントＩは車両質量に伴う等価慣性モーメントＩｖを有さなくなる。それにも係わらずに、現在のギヤ位置だけに基づき設定された等価慣性モーメントＩｎ（ｎ＝１から５）に基づく共振周波数Ｆｎ（ｎ＝１から５）を使用して車両の振動抑制制御を実施すると、振動を十分に抑制することができないだけなく、場合によって振動を増幅させてしまう。

本実施形態では、例えば、車両に設けられた加速度センサ等により車両の加速が検出された時刻ｔ０（図２参照）の直後における機関回転数変化率ｄＮＥ（回転数／秒）が、ギヤ位置及びアクセルペダルの踏み込み量（加速程度）毎に設定されている非スリップ時の対応する（今回のギヤ位置及びアクセルペダルの踏み込み量に）機関回転変化率ｄＮＥｎより大きい時（ｄＮＥ＞ｄＮＥｎ）には、駆動輪５がスリップしていると考えることができ、この時には、ギヤ位置毎に設定されている等価慣性モーメントＩを高周波数側へ補正するようになっている。

また、スリップ時の判断には、機関回転数変化率ｄＮＥだけでなく、例えば、車両の加速が検出された時（時刻ｔ０）の直後の車両の加速度Ａを、非スリップ時の今回のギヤ位置及びアクセルペダルの踏み込み量に対応する加速度Ａｎと比較するようにしても良い。この場合において、加速度Ａが加速度Ａｎより小さい時に、駆動輪５がスリップしていると判断することができる。

こうして、本実施形態においては、式（２）における車両運転中の変数は、ギヤ位置ｎと車両質量の等価慣性モーメントＩｖとなり、式（２）をＩ＝ｆ’（ｎ）＋Ｉｖとして、スリップ時には車両質量の等価慣性モーメントＩｖを０とすることとなる。式（１）から車両駆動系の共振周波数Ｆは、車両駆動系の等価慣性モーメントＩの１／２乗に反比例するものであるために、次式（３）に示すように、各ギヤ位置でのスリップ時の共振周波数Ｆｎｓは、各ギヤ位置での非スリップ時の共振周波数Ｆｎに、非スリップ時の等価慣性モーメント（ｆ’（ｎ）＋Ｉｖ）とスリップ時の等価慣性モーメント（ｆ’（ｎ））との比の１／２乗を乗算補正すれば良い。
Ｆｎｓ＝Ｆｎ＊（（ｆ’（ｎ）＋Ｉｖ）／ｆ’（ｎ））^1/2・・・（３）

このように、スリップ時には、非スリップ時の共振周波数Ｆｎを高周波数側へ補正して実際に近い共振周波数Ｆｎｓとして、車両の振動抑制制御を使用することにより、車両振動を十分に抑制することが可能となる。

ところで、駆動輪５がスリップする場合において、機関出力が路面に完全に伝達されなくなる完全スリップだけでなく、機関出力の一部だけが路面に伝達されなくなくスリップも考えられ、このようなスリップ時において、車両質量の等価慣性モーメントＩｖを０とすると、車両駆動系の等価慣性モーメントＩが実際と異なることとなって、算出される車両駆動系の共振周波数Ｆｎｓがそれほど正確とはならない。

それにより、式（３）を次式（４）のようにして、共振周波数Ｆｎｓの算出に利用することが好ましい。
Ｆｎｓ＝Ｆｎ＊（（ｆ’（ｎ）＋Ｉｖ）／（ｆ’（ｎ）＋Ｉｖ・ｋ））^1/2・・・（４）
ここで、ｋはスリップ時にも作用する車両質量の等価慣性モーメントの割合を示す係数である。

図４は、特定のギヤ位置及び特定のアクセルペダルの踏み込み量において、車両の加速が検出された時（時刻ｔ０）の直後の回転数の変化を示すグラフである。スリップ時の判断に使用した機関回転数変化率ｄＮＥは、図４の実線の傾きとなり、図４の点線は非スリップ時を、また、図４の一点鎖線は完全スリップ時をそれぞれ示している。

それにより、今回のギヤ位置及びアクセルペダルの踏み込み量における係数ｋは、今回の加速検出直後の機関回転数変化ｄＮＥと、今回のギヤ位置及びアクセルペダルの踏み込み量に対応する非スリップ時の機関回転数変化率ｄＮＥｎ（点線の傾き）と、今回のギヤ位置及びアクセルペダルの踏み込み量に対応する完全スリップ時の機関回転数変化率ｄＮＥｓ（一点鎖線の傾き）とを使用して、次式（５）のように特定することができる。
ｋ＝（ｄＮＥｓ−ｄＮＥ）／（ｄＮＥｓ−ｄＮＥｎ）・・・（５）

式（５）において、完全スリップ時には、今回の機関回転数変化ｄＮＥがｄＮＥｓとなって係数ｋは０となり、非スリップ時には、今回の機関回転数変化ｄＮＥがｄＮＥｎとなって係数ｋは１となる。このようにして特定された係数ｋを式（４）において使用することにより、駆動輪スリップ時の車両駆動系の等価慣性モーメントは、駆動輪完全スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントと駆動輪非スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントとの間で現在のスリップ状態に応じて決定される。こうして、スリップ状態に応じた正確な共振周波数Ｆｎｓが算出され、車両の振動抑制制御により車両振動を良好に抑制することが可能となる。

また、前述の係数ｋの算出に使用した完全スリップ時の機関回転数変化率ｄＮＥｓと非スリップ時の機関回転数変化率ｄＮＥｎとは、車両の乗員及び荷物の重量によって変化するものであり、それにより、仮定された乗員及び荷物の重量に対して設定されたこれらの機関回転数変化率ｄＮＥｓ及びｄＮＥｎをそのまま使用するのではなく、実際の乗員及び荷物の重量に基づく値ｄＮＥｓ’及びｄＮＥｎ’を式（４）おいて使用することが好ましい。例えば、実際の乗員及び荷物の重量に基づく完全スリップ時の機関回転数変化率ｄＮＥｓ’及び非スリップ時の機関回転数変化率ｄＮＥｎ’は、次式（６）及び（７）のように設定することができる。
ｄＮＥｓ’＝ｄＮＥｓ＊ｄＮＥ’／ｄＮＥｎ・・・（６）
ｄＮＥｎ’＝ｄＮＥ’・・・（７）

ここで、ｄＮＥ’はスリップしない路面での走行時において測定された加速検出直後の機関回転数変化であり、ｄＮＥｎは、今回の測定に対応するギヤ位置及びアクセルペダルの踏み込み量に対して設定されている非スリップ時の加速検出直後の機関回転数変化（仮定された乗員及び荷物の重量に基づいている）である。こうして、スリップしない路面において、ギヤ位置及びアクセルペダルの踏み込み量の新たな組み合わせでの加速が実施される毎に、式（７）のように、非スリップ時の機関回転数変化ｄＮＥｎ’は測定された値ｄＮＥ’とされ、完全スリップ時の機関回転数変化ｄＮＥｓ’は、予め設定された機関回転数変化ｄＮＥｓを、測定されたｄＮＥ’と予め設定された非スリップ時の機関回転数変化ｄＮＥｎとの比によって補正する。それにより、係数ｋを実際の乗員及び荷物の重量を考慮して正確に設定することができ、すなわち、現在のスリップ状態に応じた駆動輪スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントは、車両の乗員及び荷物の重量をも考慮して決定される。こうして、スリップ状態に応じたさらに正確な共振周波数Ｆｎｓが算出され、車両の振動抑制制御により車両振動をさらに良好に抑制することが可能となる。

ところで、車両の加速が開始してから車両駆動系が共振振動を開始するまでの期間Ｓ（図２におけるｔ０からｔ１の期間）は、車両駆動系の捩じり剛性係数Ｋと、捩じり減衰係数Ｃと、共振周波数Ｆとの関数となっており、共振周波数Ｆが高いほど長くなる。それにより、本実施形態においては、この関数に基づき、算出された共振周波数Ｆが高いほど、前述の車両の振動抑制制御は、車両の加速開始から遅れて開始するようにしている。

前述の車両の振動抑制制御において、機関出力Ｔｑの変化は、例えば、燃料噴射量を変化させたり、又は、点火時期を変化させたりすることにより実施されるが、実際に機関出力が変化する時期は、燃料噴射量又は点火時期を変化させた気筒の爆発行程（例えば、圧縮上死点から９０クランク角度後）であり、これを考慮して燃料噴射量又は点火時期を制御することとなる。

また、実際の時刻ｔ２から時刻ｔ４（振動周期Ｔ）までの機関出力の変化に際して、内燃機関の気筒数及び現在の回転数に応じて、時刻ｔ２から時刻ｔ４までの間に爆発行程を迎える気筒数は変化することとなる。しかしながら、算出された車両駆動系の共振周波数Ｆが設定周波数より高い場合には、振動周期Ｔが非常に短くなって、時刻ｔ２からｔ４までの間に爆発行程を迎える気筒数が例えば二つ以下のように非常に少なくなることがある。このような場合には、実質的に車両の振動抑制制御は困難であり、車両振動を抑制するための機関出力の強制的な変化は中止することが好ましい。

また、実際の時刻ｔ２から時刻ｔ４までの機関出力の変化に際して、機関回転数が設定回転数より低い場合にも、時刻ｔ２からｔ４までの間に爆発行程を迎える気筒数が例えば二つ以下のように非常に少なくなる。このような場合にも、実質的に車両の振動抑制制御は困難であり、車両振動を抑制するための機関出力の強制的な変化は中止することが好ましい。これまで、車両加速時の車両振動に関して説明したが、車両減速時にも機関出力が変化するために同様な車両振動が発生することがあり、この振動も加速時同様に抑制することが好ましい。

車両駆動系の示す概略図である。 車両の加速度変化を示すタイムチャートである。 車両の振動抑制制御を説明するための図である。 機関回転数変化率を示すグラフである。

符号の説明

１ 機関本体
２ 変速機
３ 駆動軸
４ 終減速装置
５ 駆動輪

Claims (7)

1. 機関出力変化時における車両駆動系の共振に伴う車両振動を車両駆動系の共振周波数に基づき抑制する車両の振動抑制制御装置において、変速機のギヤ位置に基づき決定される前記共振周波数を、駆動輪スリップ時には高周波数側に補正することを特徴とする車両の振動抑制制御装置。
2. 前記共振周波数は、駆動輪非スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントと駆動輪スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントとの比に基づき補正されることを特徴とする請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置。
3. 駆動輪スリップ時の車両駆動系の前記慣性モーメントは、駆動輪完全スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントと駆動輪非スリップ時の車両駆動系の慣性モーメントとの間で現在のスリップ状態に応じて決定されることを特徴とする請求項２に記載の車両の振動抑制制御装置。
4. 前記現在のスリップ状態に応じた駆動輪スリップ時の車両駆動系の前記慣性モーメントは、車両の乗員及び荷物の重量をも考慮して決定されることを特徴とする請求項３に記載の車両の振動抑制制御装置。
5. 前記共振周波数に基づき機関出力を強制的に変化させて前記車両振動を抑制する際に、前記機関出力の強制的な変化は、前記共振周波数が高いほど遅れて開始することを特徴とする請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置。
6. 前記共振周波数に基づき機関出力を強制的に変化させて前記車両振動を抑制する際に、前記共振周波数が設定周波数より高い時には、前記機関出力の強制的な変化を中止することを特徴とする請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置。
7. 前記共振周波数に基づき機関出力を強制的に変化させて前記車両振動を抑制する際に、機関回転数が設定回転数より低い時には、前記機関出力の強制的な変化を中止することを特徴とする請求項１に記載の車両の振動抑制制御装置。

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