JP2012047553A - 車体振動推定装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車輪速情報を用いて車体振動を常に高精度に推定し得る車体振動推定装置を提案する。
【解決手段】演算部31,32で平均前輪速VwF＝(VwFL＋VwFR)/2および平均後輪速VwR＝(VwRL＋VwRR)/2を演算し、VwF, VwRをバンドパスフィルタ処理部33,34に通して、車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出し、前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを取得する。演算部35,36では、fVwF, fVwRから前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrを求め、前輪および後輪の前後変位および上下変位間における固有の関係を基に、Xtf, Xtrから、前軸上方部の上下変位および後軸上方部の上下変位を求め、これら車体前後の上下変位から車体振動（上下バウンス速度dZv、ピッチ角速度dθp）を推定する。
【選択図】図３

Description

本発明は、サスペンション装置を介して車輪を懸架された車両のバネ上質量である車体の振動、例えばピッチング振動や上下振動を推定するための車体振動推定装置に関するものである。

車体振動推定装置は、サスペンション装置を用いた車体制振制御や、制駆動力による車体制振制御に有用であり、従来例えば特許文献1〜3に示すようなものが知られている。

特許文献1所載の車体振動推定技術は、車体の運動モデル（車両モデル）を用いて、運転者による操作に基づく制駆動力から車体のピッチング運動や上下運動を推定するものである。

また特許文献2,3に記載された車体振動推定技術は、特許文献1におけると同様に車体の運動モデルを用いて、運転者による操作に基づく制駆動力から車体振動を推定するが、それに加え、車体に入力される外乱トルクを車輪速変動から推定し、この外乱トルクをも車体運動モデルへ入力することで、外乱による影響を排除しつつ車体振動を一層正確に推定することを狙ったものである。

特開２００４−１６８１４８号公報 特開２００９−１２７４５６号公報 特開２００８−１７９２７７号公報

しかし上記した従来の車体振動推定技術では、以下のような問題を生ずる。
特許文献1に記載の車体振動推定技術におけるように、運転者による操作に基づく制駆動力から車体運動モデル（車両モデル）を用いて車体振動を推定する場合、
路面の凹凸などにより外乱入力があると車体振動を正確に推定することができない可能性がある。

更に特許文献2,3に記載された車体振動推定技術におけるように、車体運動モデルを用いて制駆動力から車体振動を推定するに際し、車輪速変動から外乱トルクの大きさを予測し、この外乱トルクを車体運動モデルへ入力することで、外乱による影響を排除しつつ車体振動を一層正確に推定しようとしても、
各車輪速変動が必ずしもその車輪に加わる外乱トルクの大きさを表しておらず、結果として、当該車輪速変動から予測した外乱トルクの大きさも不正確で、これに基づく車体振動の推定精度も低いという問題を生ずる。

例えば、特許文献3に記載の車体振動推定技術では、輪荷重と車輪回転角速度の積から車輪にかかるトルクを算出しているが、輪荷重と車輪質量とが別のものであるため、車輪にかかるトルクの算出結果が必ずしも正しいとは言えず、
外乱による影響を排除しつつ車体振動を正確に推定するという上記本来の狙いを達成し得ないのが実情である。

本発明は、従来技術に係わる上記した後二者の問題が、バネ定数や車両質量など、経時劣化や乗員数の増減などに応じて変化するパラメータ、つまり制駆動力や外乱トルクなどトルクや力から車体振動を推定する事実に起因するとの観点から、これらトルクや力を用いないで、以下の論理に基づき車輪速情報から車体振動を推定し得るようになすことを趣旨とするものである。

つまり、車体の振動はサスペンション装置（サスペンションリンク構造）の幾何学的拘束条件（サスペンションジオメトリ）のもと、車輪に前後方向への移動をもたらし、かかる車輪の前後方向移動は車輪速変動となって現れる。
一方で車輪は、前後方向へ移動するとき、サスペンションジオメトリ（サスペンションリンク構造）で決まる所定の関係、つまり車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係をもって、上下方向へも移動する。

本発明は、かかる論理に基づき、上記の相関関係および車輪速情報から車体振動を推定し得ると認識し、この着想を具体化して、トルクや力を用いることなく、車体振動を推定し得るようにした車体振動推定装置を提供し、もって前記した従来技術の諸問題をことごとく解消することを目的とする。

この目的のため、本発明による車体振動推定装置は、以下のごとくにこれを構成する。
先ず、本発明の前提となる車体振動推定装置を説明するに、これは、
サスペンション装置を介して車輪を懸架された車両のバネ上質量である車体の振動を推定するものである。

本発明は、かかる車体振動推定装置に対し、
前記車輪の周速である車輪速に関した物理量を検出する車輪速物理量検出手段と、
該手段で検出した車輪速物理量、および、前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係から、前記車体の振動を推定する振動推定手段とを設けたことを特徴とするものである。

かかる本発明の車体振動推定装置によれば、車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係に基づき車輪速物理量から車体振動を推定するため、
バネ定数や車両質量など、経時劣化や乗員数の増減などに応じて変化するトルクや力を用いることなく、車輪速物理量から車体振動を推定するため、推定精度を高め得ると共に外乱による影響も介入しなくさせ得る。

本発明の第1実施例になる車体振動推定装置を具えた車両の車体制振制御システムを示す概略系統図である。 図1におけるモータコントローラの機能別ブロック線図である。 図2における車体制振制御演算部の機能別ブロック線図である。 図2,3における車体振動推定器が実行して車体の振動を推定するための制御プログラムを示すフローチャートである。 車体重心点における上下方向バウンス運動Zvおよびピッチング運動θpと、車体の前軸上方箇所における上下変位Zfおよび車体の後軸上方箇所における上下変位Zrとの関係を示す車両諸元説明図である。 図5における車両の前輪に係わる前後方向変位量と上下方向変位量との関係を示す前輪サスペンションジオメトリ特性を示す特性線図である。 図5における車両の後輪に係わる前後方向変位量と上下方向変位量との関係を示す後輪サスペンションジオメトリ特性を示す特性線図である。 本発明の第2実施例になる車体振動推定装置を示す、図3に対応した車体制振制御演算部の機能別ブロック線図である。 図8における車体振動推定器が実行して車体の振動を推定するための制御プログラムを示すフローチャートである。 本発明の第2実施例になる車体振動推定装置の車体振動推定値を、車体振動実測値と比較して示す、第2実施例の動作タイムチャートである。

以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
＜第1実施例の構成＞
図１は、本発明の第1実施例になる車体振動推定装置を具えた車両の車体制振制御システムを示す概略系統図である。
図1において、1FL,1FRはそれぞれ左右前輪を示し、また1RL,1RRはそれぞれ左右後輪を示す。
左右前輪1FL,1FRはステアリングホイール2により転舵される操舵輪である。
また左右前輪1FL,1FRおよび左右後輪1RL,1RRはそれぞれ、図示せざるサスペンション装置により車体3に懸架され、この車体3は、サスペンション装置よりも上方に位置してバネ上質量を構成する。

図1における車両は、回転電機としてのモータ4により、ディファレンシャルギヤ装置を含む変速機5を介し左右前輪1FL,1FRを駆動することで走行可能な、前輪駆動式の電気自動車とする。
モータ4の制御に際しては、モータコントローラ6が、バッテリ（蓄電器）7の電力をインバータ8により直流−交流変換して、またこの交流電力をインバータ8による制御下でモータ4へ供給することで、モータ4のトルクがモータトルク指令値tTmに一致するよう、当該モータ4の制御を行うものとする。

なお、モータトルク指令値tTmが、モータ4に回生制動作用を要求する負極性のものである場合、モータコントローラ6はインバータ8を介し、バッテリ7が過充電とならないような発電負荷をモータ4に与え、
この時モータ4が回生制動作用により発電した電力を、インバータ8により交流−直流変換してバッテリ7に充電する。

モータコントローラ6は、後で詳述する車体振動推定演算を行うと共に、その推定結果である車体振動を抑制するようモータトルク指令値tTmを決定する車体制振制御演算を行うものである。
これらの演算のためモータコントローラ6には、
左右前輪1FL,1FRの周速である前輪速VwFL,VwFRを個々に検出する車輪速センサ11FL,11FR、および、左右後輪1RL,1RRの周速である後輪速VwRL,VwRRを個々に検出する車輪速センサ11RL,11RRからの信号と、
アクセル開度APO（アクセルペダル踏み込み量）を検出するアクセル開度センサ13からの信号と、
ブレーキペダル踏力BRPを検出するブレーキペダル踏力センサ14からの信号と、
変速機5からのギヤ比情報とを入力する。

なお本実施例では、左右前輪1FL,1FRの周速を表す物理量として前輪速VwFL,VwFRそのものを用い、また左右後輪1RL,1RRの周速を表す物理量として後輪速VwRL,VwRRそのものを用いることとしたが、
これらに限られるものではなく、左右前輪1FL,1FRおよび左右後輪1RL,1RRと共に回転する任意の箇所の回転速度から対応車輪の周速を求めるようにしても良いのは言うまでもない。

従って、車輪速は本発明における車輪速物理量に相当し、また前輪速および後輪速はそれぞれ本発明における前輪速物理量および後輪速物理量に相当し、
車輪速センサ11FL,11FR,11RL,11RRはそれぞれ、本発明における車輪速物理量検出手段を構成する。

モータコントローラ6は、上記の入力情報を基に、車体3の振動を推定すると共に、推定した車体3の振動を抑制するよう運転者の要求トルク（rTdの符号を付して後述する）を補正してモータトルク指令値tTmを決定する。

そこでモータコントローラ6は、全体を概ね図2のブロック線図で示すように、車速演算部20と、要求トルク演算部21と、車体制振制御演算部22と、モータトルク指令値演算部23と、加算器24とで構成する。
車速演算部20は、車輪速センサ11FL,11FR,11RL,11RR（図2では、車輪速センサ群11として示した）で検出した前輪速VwFL,VwFRおよび後輪速VwRL,VwRR（図2では、車輪速Vwとして示した）を基に車速VSPを求める。

要求トルク演算部21は、上記演算部20で求めた車速VSPと、センサ13,14でそれぞれ検出したアクセル開度APOおよびブレーキペダル踏力BRPとから、運転者が現在の車速VSPのもとで運転操作（アクセル開度APOおよびブレーキペダル踏力BRP）により要求している要求トルクrTd（正が駆動トルク、負が制動トルク）を、マップ検索などにより演算する。

車体制振制御演算部22は、車体振動推定器25および制駆動トルク補正量演算部26よりなり、
車体振動推定器25において、車輪速Vwから後で詳述するごとくに車体3の振動を推定し、
制駆動トルク補正量演算部26において、当該推定した車体振動を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを演算する。
従って車体振動推定器25は、本発明における振動推定手段を構成する。

加算器24は、演算部21で求めた運転者の要求トルクrTdを、制駆動トルク補正量演算部26で求めた車体振動抑制用制駆動トルク補正量ΔTdの加算により補正して、車体振動を抑制しつつ運転者の要求を満たす目標トルクtTdを求める。
モータトルク指令値演算部23は、車両挙動を制御する挙動制御装置(VDC)や、駆動輪（前輪）1FL,1FRの駆動スリップを防止するトランクションコントロール装置(TCS)のような他システム27からトルク要求を受けて、この要求に叶うよう上記の目標トルクtTdを制限したり、加減することにより、これを実現するための最終的なモータトルク指令値tTmを求める。

モータコントローラ6は、上記のようにして求めたモータトルク指令値tTmに応じ、インバータ8による制御下でバッテリ7からモータ4へ電力を供給することで、モータ4のトルクがモータトルク指令値tTmに一致するよう、当該モータ4を駆動制御する。

＜車体振動の推定＞
車体制振制御演算部22の内部における車体振動推定器25は、図3のブロック線図で示すように構成し、図4の制御プログラムを実行して車体3の振動（本実施例では、ピッチ角速度dθp、および、上下変位速度であるバウンス速度dZp）を推定する。

車体振動推定器25は、先ず図4のステップＳ41において、図3に示すごとくに左右前輪速VwFL,VwFRおよび左右後輪速VwRL,VwRRを読み込む。
次いで、図3の平均前輪速演算部31および平均後輪速演算部32（図4のステップＳ42）において、左右前輪速VwFL,VwFRから平均前輪速VwF＝(VwFL＋VwFR)/2を演算すると共に、左右後輪速VwRL,VwRRから平均後輪速VwR＝(VwRL＋VwRR)/2を演算する。

次に、図3の前輪用バンドパスフィルタ処理部33および後輪用バンドパスフィルタ処理部34（図4のステップＳ43）において、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出すためのバンドパスフィルタにこれら平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRをそれぞれ通し、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを取得する。

かように平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRからフィルタ処理により車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよびfVwRのみを抽出する理由は、車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから除去し、車体振動を表す車輪速成分のみを抽出するためである。

次に、図3のバウンス挙動演算部35およびピッチング挙動演算部36（図4のステップＳ44）において、以下のごとくに平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、車体3の振動（上下変位速度であるバウンス速度dZvと、ピッチ角速度dθpと）を求める。

車輪速振動成分fVwFおよびfVwRから車体3のバウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpを求める方法を以下に説明する。
図5は、重心点−前軸間距離がLfであり、重心点−後軸間距離がLrである車両において、車体3の重心点における上下方向バウンス運動Zvおよびピッチング運動θpと、車体3の前軸上方箇所における上下変位Zfおよび車体3の後軸上方箇所における上下変位Zrとの関係を略示したものである。

この図に示す通り、車体3に上下変位Zvおよびピッチ角θpが発生すると、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所にもそれぞれ上下変位ZfおよびZrが発生し、これらZv,θp,Zf,Zr間には次式の関係が成立する。
Zf＝Zv＋θp・Lf ・・・(1)
Zr＝Zv−θp・Lr ・・・(2)

ここで、車体3に対する前輪1FL,1FRおよび後輪1RL,1RRの上下方向および前後方向における可動域を考察するに、これらの可動域は、それぞれのサスペンション装置を構成するリンク構造、つまりそれぞれのサスペンションジオメトリに応じた幾何学的拘束条件によって決まる。
従って、車体3と前輪1FL,1FRとがZfで示す上下方向に相対運動すると、車体3と前輪1FL,1FRとはXtfで示す前後方向へも、例えば図6の関係を持って相対変位し、また、
車体3と後輪1RL,1RRとがZrで示す上下方向に相対運動すると、車体3と後輪1RL,1RRとはXtrで示す前後方向へも、例えば図7の関係を持って相対変位する。

つまり、上記のごとく車体振動を表す車輪速成分のみを抽出して得られた前輪速車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび後輪速車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、車体振動を表す前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtf、および、車体振動を表す後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtrを求めて監視すれば、図6,7の関係から、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所における上下変位ZfおよびZrをそれぞれ予測することができる。
これら上下変位ZfおよびZrの予測を行う図3のバウンス挙動演算部35およびピッチング挙動演算部36（図4のステップＳ44）は、本発明における前輪上下運動推定部および後輪上下運動推定部に相当する。

なお、図6の前輪サスペンションジオメトリ特性および図7の後輪サスペンションジオメトリ特性はそれぞれ、そのままマップ化してメモリしておいたり、予めモデル化しておき、前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrから、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所における上下変位ZfおよびZrをそれぞれ予測するのに用いるのが、これら上下変位Zf,Zrの予測が正確になって良い。

しかし本実施例ではコスト上の観点から、簡易的に、車両が平地に静止し、1Gの加速度が作用した状態での釣り合い点（図6,7の原点）付近における勾配KgeoF（図6の場合）およびKgeoR（図7の場合）で線形近似させ、これらKgeoF, KgeoRを比例係数として用いることとする。

これら比例係数KgeoF, KgeoRを用いる場合、前輪に係わる前後方向変位Xtfと上下変位Zfとの間、および、後輪に係わる前後方向変位Xtrと上下変位Zrとの間には、それぞれ次式の関係が成立する。
Zf＝KgeoF・Xtf ・・・(3)
Zr＝KgeoR・Xtr ・・・(4)

上記した4式の連立方程式を解くと、前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrから、車体振動（上下バウンス速度dZv、ピッチ角速度dθp）の基となる車体3の上下方向バウンス運動Zvおよびピッチング運動θpを求めるのに用いる次式を得ることができる。
θp＝（KgeoF・Xtf−KgeoR・Xtr）/（Lf＋Lr） ・・・(5)
Zv＝（KgeoF・Xtf・Lf＋KgeoR・Xtr・Lr）/（Lf＋Lr） ・・・(6)

そして、上式の両辺を時間微分することで、車体3の振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を求めるのに用いる次式を得ることができる。
ただし、「d」は簡易的に用いた微分演算子である。
dθp＝（KgeoF・dXtf−KgeoR・dXtr）/（Lf＋Lr） ・・・(7)
dZv＝（KgeoF・dXtf・Lf＋KgeoR・dXtr・Lr）/（Lf＋Lr） ・・・(8)

これらの式から車体3の上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpを求めるに当たっては、図3のバンドパスフィルタ処理部33,34（図4のステップＳ43）で前述したごとく車体振動を表す車輪速成分のみを抽出して得られた前輪速車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび後輪速車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、車体振動を表す前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtf、および、車体振動を表す後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtrをそれぞれ求め、これら前後方向変位Xtf, Xtrの時間微分値dXtf, dXtrを上記の(7)式および(8)式に代入することで、車体3の振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）をそれぞれ演算して推定することができる。

以上のように車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の推定が行われると、図3の制駆動トルク補正量演算部26は、これら車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを演算して、これを図2の加算器24に向かわせる。

図2の加算器24は、演算部21で前記のごとくに求めた運転者の要求トルクrTdを車体振動抑制用制駆動トルク補正量ΔTdだけ補正して、車体振動を抑制しつつ運転者の要求を満たす目標トルクtTdを求める。
図2のモータトルク指令値演算部23は、他システム27からのトルク要求に叶うよう上記の目標トルクtTdを制限したり、加減することにより、これを実現するための最終的なモータトルク指令値tTmを求め、インバータ8を介したモータ4の駆動制御に資する。

＜第1実施例の効果＞
以上によりモータ4は、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を抑制しつつ運転者の要求トルクrTdを満足させるよう駆動制御されることとなり、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の抑制により乗り心地を向上させ得るのは勿論のこと、車両旋回時の車体姿勢も安定させ得て操縦安定性も向上させることができる。

しかも本実施例によれば、車体3に対する前輪1FL,1FRおよび後輪1RL,1RRの前後方向変位量Xtf,Xtrと上下方向変位量Zf,Zrとの間の図6,7に例示される予定の相関関係（サスペンションジオメトリ特性）に基づき、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を演算して推定するため、
サスペンションストロークセンサなど新たな部品の追加なしに車体振動の推定が可能であって、コスト的に有利である。

また、バネ定数や車両質量など、経時劣化や乗員数の増減などに応じて変化するトルクや力を用いることなく、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRから、つまり車輪速に係わる情報から車体振動を推定するため、推定精度を高め得ると共に外乱による影響も介入しなくさせ得る。

なお、図6の前輪サスペンションジオメトリ特性および図7の後輪サスペンションジオメトリ特性は、そのままマップ化してメモリしておいたり、予めモデル化しておき、これらマップまたはモデルを用いて、前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrから、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所における上下変位ZfおよびZrをそれぞれ予測するのが、上下変位Zf,Zrの予測精度の点では有利であるものの、コスト的に不利になる。

しかし本実施例においては、一般的な走行を考えるとサスペンションストローク全域をカバーする必要がないとの観点から簡易的に、車両が平地に静止し、1Gの加速度が作用した状態での釣り合い点（図6,7の原点）付近における勾配KgeoF（図6の場合）およびKgeoR（図7の場合）で線形近似させ、これらKgeoF, KgeoRを比例係数として用い、これらと、前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrとから、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所における上下変位ZfおよびZrをそれぞれ予測することとしたから、コスト的に有利である。

また本実施例では、図6の前輪サスペンションジオメトリ特性と、図7の後輪サスペンションジオメトリ特性とを個別に用い、前輪の前後方向変位Xtfおよび後輪の前後方向変位Xtrから、車体3の前軸上方箇所および後軸上方箇所における上下変位ZfおよびZrを個々に予測することとしたから、これら上下変位Zf,Zrの予測が正確になって、車体振動の推定を高精度に行うことができる。

更に本実施例では、車体振動の推定に際し、平均前輪速VwFから抽出した車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRから抽出した車体共振周波数近傍振動成分fVwRを用いることから、
車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を含まない、車体振動に伴う車輪速情報のみを用いて車体振動の推定が行われることとなり、当該推定を高精度に行うことができる。

＜第2実施例＞
図8,9は、本発明の第2実施例になる車体振動推定装置を示し、図8は、図3に対応するブロック線図、図9は、図4に対応する車体振動推定プログラムである。
本実施例においても、車体制振制御システムは図1におけると同様なものとし、また、モータコントローラ6は図2におけると同様なものとするため、これら図に基づく車体制振制御システムやモータコントローラ6の説明をここでは省略し、以下に第1実施例との相違点のみを図8,9に基づき説明する。

本実施例においては、車体制振制御演算部22内の車体振動推定器25を図8のブロック線図で示すように構成し、この車体振動推定器25は図9の制御プログラムを実行して車体3の振動（本実施例でも第1実施例と同様に、ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZp）を推定する。

車体振動推定器25は、先ず図9のステップＳ61において、図8に示すごとくに左右前輪速VwFL,VwFRおよび左右後輪速VwRL,VwRRを読み込む。
次いで、図8の平均前輪速演算部51および平均後輪速演算部52（図9のステップＳ62）において、左右前輪速VwFL,VwFRから平均前輪速VwF＝(VwFL＋VwFR)/2を演算すると共に、左右後輪速VwRL,VwRRから平均後輪速VwR＝(VwRL＋VwRR)/2を演算する。

次に、図8のバウンス挙動演算部53およびピッチング挙動演算部54並びにバンドパスフィルタ処理部55および56（図9のステップＳ63〜ステップＳ67）において、以下のごとくに平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車体3の振動（上下変位速度であるバウンス速度dZvと、ピッチ角速度dθpと）を求める。

先ず図8のピッチング挙動演算部54（図9のステップＳ63）において、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車体に対する前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtf、および、後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtrを求め、これら前後輪の前後方向変位Xtf, Xtrを用いた前記(5)式の演算により車体3のピッチング運動θpを求め、これを時間微分して車体3のピッチ角速度fθpを求める。

次いで図8のバンドパスフィルタ処理部56（図9のステップＳ64）において、車体3のピッチ角速度fθpから車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出すためのバンドパスフィルタにこのピッチ角速度fθpを通し、ピッチ角速度fθpの車体共振周波数近傍振動成分である最終的なピッチ角速度dθpを求める。
かように車体3のピッチ角速度fθpからフィルタ処理により車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出す理由は、当該ピッチ角速度fθpが車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を含んでおり、これらをピッチ角速度fθpから除外して、車体振動のみを表す最終的なピッチ角速度dθpとなす必要があるためである。

ところで、車体3にピッチ角速度が発生すると、実車輪速VwF,VwRに変化がない場合でも、車体3と車輪1FL,1FR,1RL,1RRとの間に相対的な速度差が発生してしまい、車輪速センサ11FL,11FR,11RL,11RRで検出した車輪速VwFL,VwFR,VwRL,VwRRにピッチ角速度分の誤差が乗って、上記のごとくこれら車輪速VwFL,VwFR,VwRL,VwRRを用いて求めたピッチ角速度fθp（最終的なピッチ角速度dθp）が不正確になる。

そのため本実施例においては、最終的なピッチ角速度dθpを図8のごとくピッチング挙動演算部54に戻し、この演算部54（図9のステップＳ65）において、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRをピッチ角速度dθpだけ減算することにより、ピッチ角速度分の誤差による影響が排除されるよう補正してピッチ角速度fθpの演算に資することとする。
なお、最終的なピッチ角速度dθpは図8のごとく、バウンス挙動演算部53にも供給し、ここで用いる平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRに対しても、図9のステップＳ65において同様な補正を行うこととする。

このバウンス挙動演算部53（図9のステップＳ66）においては、上記の通り補正した平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車体に対する前輪1FL,1FRの前後方向変位Xtf、および、後輪1RL,1RRの前後方向変位Xtrを求め、これら前後輪の前後方向変位Xtf, Xtrを用いた前記(6)式の演算により車体3の上下バウンス運動Zvを求め、これを時間微分して車体3の上下バウンス速度fZvを求める。

次いで図8のバンドパスフィルタ処理部55（図9のステップＳ67）において、車体3の上下バウンス速度fZvから車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出すためのバンドパスフィルタにこの上下バウンス速度fZvを通し、上下バウンス速度fZvの車体共振周波数近傍振動成分である最終的な上下バウンス速度dZvを求める。
かように車体3の上下バウンス速度fZvからフィルタ処理により車体共振周波数付近の成分のみを抽出して取り出す理由は、当該上下バウンス速度fZvが車両全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を含んでおり、これらを上下バウンス速度fZvから除外して、車体振動のみを表す最終的な上下バウンス速度dZvとなす必要があるためである。

以上のように車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の推定が行われると、図8の制駆動トルク補正量演算部26は、これら車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を抑制するのに必要な制駆動トルク補正量ΔTdを演算して、これを図2の加算器24に向かわせる。

図2の加算器24は、演算部21で前記のごとくに求めた運転者の要求トルクrTdを車体振動抑制用制駆動トルク補正量ΔTdだけ補正して、車体振動を抑制しつつ運転者の要求を満たす目標トルクtTdを求める。
図2のモータトルク指令値演算部23は、他システム27からのトルク要求に叶うよう上記の目標トルクtTdを制限したり、加減することにより、これを実現するための最終的なモータトルク指令値tTmを求め、インバータ8を介したモータ4の駆動制御に資する。

＜第2実施例の効果＞
以上により本実施例においてもモータ4は、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を抑制しつつ運転者の要求トルクrTdを満足させるよう駆動制御されることとなり、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の抑制により乗り心地を向上させ得るのは勿論のこと、車両旋回時の車体姿勢も安定させ得て操縦安定性も向上させることができる。

しかも、車体3に対する前輪1FL,1FRおよび後輪1RL,1RRの前後方向変位量Xtf,Xtrと上下方向変位量Zf,Zrとの間の図6,7に例示される予定の相関関係（サスペンションジオメトリ特性）に基づき、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから、車体振動（上下バウンス速度fZvおよびピッチ角速度fθp）を演算して推定し、
この推定結果fZv,fθpからバンドパスフィルタ処理部55,56（ステップＳ67およびステップＳ64）において車体共振周波数付近の成分のみを抽出し、最終的な上下バウンス速度dZvおよび最終的なピッチ角速度dθpを取得するようにしたため、
バネ定数や車両質量など、経時劣化や乗員数の増減などに応じて変化するトルクや力を用いることなく、つまり車輪速に係わる情報から車体振動を推定するため、推定精度を高め得ると共に外乱による影響も介入しなくさせ得る。

ちなみに図10は、車速VSP＝100Km/hで操舵角δを図示のごとくに変化させたダブルレーンチェンジ走行時における、本実施例の推定結果であるピッチ角速度dθpおよび上下バウンス加速度（上下バウンス速度dZvの１階微分値）の時系列変化をそれぞれ破線で示し、
実線で示すピッチ角速度および上下バウンス加速度との比較から明らかなように、本実施例においては、車体3の振動（ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZv）を高精度に推定することができる。

また本実施例においては、車体振動（ピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZv）の推定に用いる平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRを、ピッチ角速度dθpだけ減算することにより、ピッチ角速度分の誤差による影響が排除されるよう補正して車体振動の推定に資するため、ピッチ角速度による誤差の影響を排除して、車体振動の推定精度を高めることができる。

＜その他の実施例＞
上記した図示の実施例においては車体振動推定装置を、モータ4のみを動力源とする電気自動車の制駆動力操作を介した車体制振制御に用いる場合について説明したが、
内燃機関などのエンジン車を動力源として搭載する車両のエンジン制御を介した車体制振制御装置に対しても同様に用いることができるし、モータやエンジンの制駆動力操作に代え、サスペンション装置の操作を介した車体制振制御装置に対しても同様に用いることができる。

また、車体振動の推定に用いる車輪速情報は、図示のごとく平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRに限られず、車輪速VwFL,VwER,VwRL,VwRRを個々に用いて四輪モデルを基に車体振動を推定することもできる。
この場合、推定する車体振動は、図示例のピッチ角速度dθpおよび上下バウンス速度dZvに限られず、車体のロール運動など他の振動であっても容易に推定することができる。

なお第1実施例では、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから車体振動を表す周波数成分（車体3に対する車輪の前後運動成分）を取り出すに際し、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから車体共振周波数付近の成分のみを抽出するバンドパスフィルタを用いて、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを取得し、これらを車体振動の推定に資することとしたが、これに代えて以下のような車輪速情報を用いるようにしてもよい。

つまり、車体3の対地速度である車体速を正確に検出、若しくは推定する手段を設け、この車体速と平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRとの偏差をそれぞれ、平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRの代わりに車体振動の推定に用いるようにしてもよい。
ただしこの手法は、駆動輪と従動輪のスリップ率差なども考慮すると、車体振動の推定精度の点で不利であり、第1実施例のようにバンドパスフィルタを用いて取得した平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを用いる方が実用的である。

また、第1実施例のようにバンドパスフィルタを用いて平均前輪速VwFの車体共振周波数近傍振動成分fVwFおよび平均後輪速VwRの車体共振周波数近傍振動成分fVwRを取得する代わりに、簡易的に平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから低周波数成分を除去して得られたものを車体振動の推定に用いることもできる。

更に第2実施例では、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから求めた車体3の上下バウンス速度fZvおよびピッチ角速度fθpからバンドパスフィルタ処理により車体共振周波数付近の成分のみを取り出して、車体振動のみを表す最終的な上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpとなしたが、
その代わりに、上下バウンス速度fZvおよびピッチ角速度fθpに対し、ドリフト成分を除去するフィルタ処理を行って、または車体共振周波数近傍の周波数成分以下の低周波成分を除去するフィルタ処理を行って、最終的な上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpを求めるようにしてもよい。

また車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の推定に当たっては、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRを微分して車輪加速度情報に変換する微分器を設け、該微分器からの車輪加速度情報を基に当該上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθpの推定を行ってもよい。

最後に、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）の推定に当たっては、車両への制駆動トルクから車体振動を推定する状態方程式を付加し、推定結果である車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を当該状態方程式へのオブザーバ入力として、車体振動（上下バウンス速度dZvおよびピッチ角速度dθp）を推定するようにすることもできる。
この場合、車体振動の推定精度や対外乱ロバスト性を維持したまま、駆動トルクによるフィードフォワード的な推定や、制御に使いやすい状態方程式の形式に容易に落とし込むことができる。

1FL,1FR 左右前輪
1RL,1RR 左右後輪
2 ステアリングホイール
3 車体（バネ上質量）
4 モータ
5 変速機
6 モータコントローラ
7 バッテリ（蓄電器）
8 インバータ
11FL,11FR,11RL,11RR 車輪速センサ（車輪速物理量検出手段）
13 アクセル開度センサ
14 ブレーキペダル踏力センサ
20 車速演算部
21 要求トルク演算部
22 車体制振制御演算部
23 モータトルク指令値演算部
24 加算器
25 車体振動推定器（振動推定手段）
26 制駆動トルク補正量演算部
31 平均前輪速演算部
32 平均後輪速演算部
33 前輪用バンドパスフィルタ処理部
34 後輪用バンドパスフィルタ処理部
35 バウンス挙動演算部（前輪上下運動推定部、後輪上下運動推定部）
36 ピッチング挙動演算部（前輪上下運動推定部、後輪上下運動推定部）
51 平均前輪速演算部
52 平均後輪速演算部
53 バウンス挙動演算部（前輪上下運動推定部、後輪上下運動推定部）
54 ピッチング挙動演算部（前輪上下運動推定部、後輪上下運動推定部）
55,56 バンドパスフィルタ処理部

Claims (26)

1. サスペンション装置を介して車輪を懸架された車両のバネ上質量である車体の振動を推定するための装置において、
   前記車輪の周速である車輪速に関した物理量を検出する車輪速物理量検出手段と、
   該手段で検出した車輪速物理量、および、前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係から、前記車体の振動を推定する振動推定手段とを具備してなることを特徴とする車体振動推定装置。
2. 請求項1に記載の車体振動推定装置において、
   前記車輪速物理量検出手段は、前記車輪のうち、前輪の車輪速である前輪速に関した前輪速物理量および後輪の車輪速である後輪速に関した後輪速物理量を検出するものであり、
   前記振動推定手段は、前記前輪速物理量、および、前記車体に対する前輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係、並びに、前記後輪速物理量、および、前記車体に対する後輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係から、前記車体の振動を推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
3. 請求項1または2に記載の車体振動推定装置において、
   前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係は、前記サスペンション装置のリンク構造に応じ決まる幾何学的拘束条件であって、予めマップ化したものであることを特徴とする車体振動推定装置。
4. 請求項1または2に記載の車体振動推定装置において、
   前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係は、前記サスペンション装置のリンク構造に応じ決まる幾何学的拘束条件であって、予めモデル化したものであることを特徴とする車体振動推定装置。
5. 請求項1または2に記載の車体振動推定装置において、
   前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係は、前記サスペンション装置のリンク構造に応じ決まる幾何学的拘束条件に線形近似させた比例係数を持つものであることを特徴とする車体振動推定装置。
6. 請求項1〜5のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
   前記車体に対する車輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係は、少なくとも前輪用の相関関係と後輪用の相関関係とが個別のものであるものであることを特徴とする車体振動推定装置。
7. 請求項1〜6のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
   前記推定する車体の振動は、ピッチング振動および／または上下振動であることを特徴とする車体振動推定装置。
8. 請求項2〜7のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
   前記振動推定手段は、前記前輪速物理量から前輪の前後方向変位量を演算し、該前輪の前後方向変位量、および、前記車体に対する前輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係から、前輪の上下方向変位量を推定する前輪上下運動推定部と、
   前記後輪速物理量から後輪の前後方向変位量を演算し、該後輪の前後方向変位量、および、前記車体に対する後輪の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係から、後輪の上下方向変位量を推定する後輪上下運動推定部とを有し、
   これら推定した前輪の上下方向変位量および後輪の上下方向変位量から、前記車体の振動を推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
9. 請求項2〜7のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
   前記振動推定手段は、前記前輪速物理量から前輪の上下方向変位量を算出する第1の運動方程式と、前記後輪速物理量から後輪の上下方向変位量を算出する第2の運動方程式と、前輪の上下方向変位量および後輪の上下方向変位量から車体のピッチング運動を算出する第3の運動方程式と、前輪の上下方向変位量および後輪の上下方向変位量から車体の上下運動を算出する第4の運動方程式との連立方程式を解いて、車体のピッチング運動および上下運動を求めることにより、前記車体の振動を推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
10. 請求項1〜9のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、前記車輪速物理量のうち、前記車体の前後振動に伴う車輪速物理量振動成分を、前記車体振動の推定に資するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
11. 請求項10に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、前記車輪速物理量と車体速との偏差を前記車輪速物理量振動成分として、前記車体振動の推定に資するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
12. 請求項10に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、前記車輪速物理量から車体共振周波数付近の成分のみを抽出して得られたフィルタ処理後の信号を前記車輪速物理量振動成分として、前記車体振動の推定に資するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
13. 請求項10に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、前記車輪速物理量から低周波成分を除去したフィルタ処理後の信号を前記車輪速物理量振動成分として、前記車体振動の推定に資するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
14. 請求項１3に記載の車体振動推定装置において、
    前記フィルタ処理で前記車輪速物理量から除去する周波数成分は、車体共振周波数近傍の周波数成分、または車体共振周波数近傍よりも低い所定の低周波成分であることを特徴とする車体振動推定装置。
15. 請求項1〜9のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、前記推定した車体振動に対し、ドリフト成分を除去するフィルタ処理を行って、最終的な車体振動推定値とするものであることを特徴とする車体振動推定装置。
16. 請求項1〜9のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、前記推定した車体振動に対し、車体共振周波数付近の成分のみ抽出するフィルタ処理を行って、最終的な車体振動推定値とするものであることを特徴とする車体振動推定装置。
17. 請求項1〜9のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、前記推定した車体振動に対し、低周波成分を除去するフィルタ処理を行って、最終的な車体振動推定値とするものであることを特徴とする車体振動推定装置。
18. 請求項17に記載の車体振動推定装置において、
    前記フィルタ処理で除去する周波数成分は、車体共振周波数近傍の周波数成分、または該車体共振周波数近傍の周波数よりも低い所定の低周波数成分であることを特徴とする車体振動推定装置。
19. 請求項1〜18のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、車体ピッチング運動のピッチ角速度を車体振動として推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
20. 請求項1〜19のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、車体上下運動の上下速度を車体振動として推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
21. 請求項1〜18のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、前記車輪速物理量を微分して車輪加速度情報に変換する微分器を有し、該微分器からの車輪加速度情報を前記車体振動の推定に資することにより、車体ピッチング運動のピッチ角加速度を車体振動として推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
22. 請求項1〜19のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、前記車輪速物理量を微分して車輪加速度情報に変換する微分器を有し、該微分器からの車輪加速度情報を前記車体振動の推定に資することにより、車体上下運動の上下加速度を車体振動として推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
23. 請求項1〜22のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、前記車輪速物理量を車体のピッチ角変動に応じ補正して前記車体振動の推定に資するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
24. 請求項23に記載の車体振動推定装置において、
    前記車輪速物理量の補正は、前記車輪速物理量から車体ピッチ角速度を減算するものであることを特徴とする車体振動推定装置。
25. 請求項1〜24のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
    前記車輪速物理量検出手段は、前後左右4輪の車輪速物理量を個別に検出するものであり、
    前記振動推定手段は、4輪個々の前後方向変位量と上下方向変位量との間における相関関係、および前記4輪個々の車輪速物理量から、前記車体振動の推定を行うものであることを特徴とする車体振動推定装置。
26. 請求項1〜25のいずれか1項に記載の車体振動推定装置において、
    前記振動推定手段は、車両への制駆動トルクから車体振動を推定する状態方程式を付加し、前記振動推定手段の推定値を前記状態方程式へのオブザーバ入力として、車体振動を推定するものであることを特徴とする車体振動推定装置。

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