JP2013231403A - Vehicle body damping control device - Google Patents

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JP2013231403A JP2012104543A JP2012104543A JP2013231403A JP 2013231403 A JP2013231403 A JP 2013231403A JP 2012104543 A JP2012104543 A JP 2012104543A JP 2012104543 A JP2012104543 A JP 2012104543A JP 2013231403 A JP2013231403 A JP 2013231403A
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To secure the calculation accuracy of a turning resistance force regardless of a change in a travelling condition in a turning scene in which the travelling condition changes.SOLUTION: A vehicle body damping control device includes an input conversion part 204, a vehicle body vibration estimation part 205 and a torque instruction value calculation part 206. In the device, the input conversion part 204 includes: a first turning resistance force calculation part 305 performing the calculation of first front and rear wheel turning resistance forces Fcf1, Fcr1 using a linear two-wheel model; a second turning resistance force calculation 306 performing the calculation of second front and rear wheel turning resistance forces Fcf2, Fcr2 using a three dimensional map of a vehicle speed-steering angle-turning resistance force; and a switching processing part 321 switching front and rear wheel turning resistance forces Fcf, Fcr outputted to a vehicle body vibration estimation part 205 based on calculation results from two turning resistance force calculation parts 305, 306 and a travelling condition (vehicle speed condition).

Description

本発明は、走行中、推定した車体のばね上挙動を駆動トルクの補正制御により抑制する車体制振制御装置に関する。   The present invention relates to a vehicle system vibration control device that suppresses an estimated sprung behavior of a vehicle body during driving by correction control of driving torque.

従来、ドライバ入力に、車輪速変動から推定した外乱トルクを入力に加え、車両モデルから車体振動を推定し、車輪トルクを制御して車体振動を抑制するようにした車両の制振制御装置が知られている(例えば、特許文献1参照)。   2. Description of the Related Art Conventionally, there is known a vehicle vibration suppression control device that adds disturbance torque estimated from wheel speed fluctuation to a driver input, estimates vehicle body vibration from a vehicle model, and controls wheel torque to suppress vehicle body vibration. (For example, refer to Patent Document 1).

特開2009−127456号公報JP 2009-127456 A

しかしながら、特許文献1に記載された従来装置にあっては、操舵による挙動を制御対象に含まないため、旋回シーンにおいて、操舵応答性の向上を期待できない、という問題があった。   However, the conventional apparatus described in Patent Document 1 has a problem in that the steering response is not expected to be improved in a turning scene because behavior due to steering is not included in the control target.

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、走行条件が変化する旋回シーンにおいて、走行条件の変化にかかわらず旋回抵抗力の算出精度を確保することができる車体制振制御装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made paying attention to the above problem, and provides a vehicle system vibration control device capable of ensuring the calculation accuracy of the turning resistance force regardless of the change of the driving condition in the turning scene where the driving condition changes. The purpose is to do.

上記目的を達成するため、本発明の車体制振制御装置は、走行中に取得される車両からのセンシング情報を車輪入力に変換する入力変換部と、前記車輪入力と車両モデルを用いて車体のばね上挙動を推定する車体振動推定部と、前記ばね上挙動の推定結果に基づき駆動トルクの補正を行うトルク指令値算出部と、を備えたことを前提とする。
この車体制振制御装置において、
前記入力変換部は、
操舵角信号と車体速信号と線形2輪モデルを用いて第1旋回抵抗力の演算を行う第1旋回抵抗力算出部と、
操舵角信号と車体速信号と車速/操舵角/旋回抵抗力の3次元マップを用いて第2旋回抵抗力の演算を行う第2旋回抵抗力算出部と、
前記2つの旋回抵抗力算出部からの算出結果と走行条件に基づき、前記車体振動推定部へ出力する旋回抵抗力を切り替える切り替え処理部と、
を備える。
In order to achieve the above object, a vehicle vibration control device of the present invention includes an input conversion unit that converts sensing information from a vehicle acquired during traveling into wheel input, and the vehicle body using the wheel input and a vehicle model. It is assumed that the vehicle body vibration estimation unit that estimates the sprung behavior and the torque command value calculation unit that corrects the driving torque based on the estimation result of the sprung behavior are provided.
In this vehicle system vibration control device,
The input converter is
A first turning resistance calculation unit that calculates a first turning resistance using a steering angle signal, a vehicle speed signal, and a linear two-wheel model;
A second turning resistance force calculation unit for calculating a second turning resistance force using a three-dimensional map of a steering angle signal, a vehicle body speed signal, and a vehicle speed / steering angle / turning resistance force;
A switching processing unit for switching the turning resistance force to be output to the vehicle body vibration estimation unit based on the calculation results from the two turning resistance force calculation units and the running conditions;
Is provided.

例えば、操舵角と車速と線形2輪モデルを用いて旋回抵抗力を演算する1つの制御ロジックを用いる場合、モデル近似性が高い中速以上の車速域では、旋回抵抗力の算出精度が確保される。しかし、モデル近似性が低下する低速域においては、旋回抵抗力の算出精度が低くなる。
これに対し、第1旋回抵抗力算出部において、操舵角信号と車体速信号と線形2輪モデルを用いて第1旋回抵抗力が演算され、第2旋回抵抗力算出部において、操舵角信号と車体速信号と車速/操舵角/旋回抵抗力の3次元マップを用いて第2旋回抵抗力が演算される。そして、2つの算出結果と走行条件に基づき、切り替え処理部において、車体振動推定部へ出力する旋回抵抗力が切り替えられる。すなわち、第1旋回抵抗力算出部による演算手法では旋回抵抗力の算出精度が低くなる走行条件に対し、旋回抵抗力の算出精度を確保する演算手法を第2旋回抵抗力算出部に割り当てることができる。
この結果、走行条件が変化する旋回シーンにおいて、一方の旋回抵抗力算出部による算出精度が低くなる走行条件のとき、算出精度の確保を他方の旋回抵抗力算出部により分担することで、走行条件の変化にかかわらず旋回抵抗力の算出精度を確保することができる。
For example, when one control logic that calculates the turning resistance force using the steering angle, the vehicle speed, and the linear two-wheel model is used, the calculation accuracy of the turning resistance force is ensured in a vehicle speed range of medium speed or higher where the model approximation is high. The However, the calculation accuracy of the turning resistance force is low in the low speed range where the model closeness decreases.
In contrast, the first turning resistance force calculation unit calculates the first turning resistance force using the steering angle signal, the vehicle body speed signal, and the linear two-wheel model, and the second turning resistance force calculation unit calculates the steering angle signal and A second turning resistance force is calculated using a three-dimensional map of the vehicle speed signal and the vehicle speed / steering angle / turning resistance force. Then, based on the two calculation results and the running condition, the turning resistance output to the vehicle body vibration estimation unit is switched in the switching processing unit. That is, the calculation method for ensuring the calculation accuracy of the turning resistance force can be assigned to the second turning resistance force calculation unit with respect to the traveling condition in which the calculation accuracy of the first turning resistance force calculation unit is low. it can.
As a result, in a turning scene where the driving condition changes, when the driving condition is such that the calculation accuracy by one of the turning resistance force calculation units is low, ensuring the calculation accuracy is shared by the other turning resistance force calculation unit. The calculation accuracy of the turning resistance force can be ensured regardless of the change of the rotation.

実施例1の車体制振制御装置が適用されたエンジン車を示す全体システム構成図である。1 is an overall system configuration diagram showing an engine vehicle to which a vehicle system vibration control device of Embodiment 1 is applied. 実施例1のエンジン車システムにおけるエンジンコントロールモジュール内の制御プログラム構成を示す制御ブロック図である。It is a control block diagram which shows the control program structure in the engine control module in the engine vehicle system of Example 1. FIG. 実施例1のエンジンコントロールモジュール内の車体制振制御装置を示す制御ブロック図である。It is a control block diagram which shows the vehicle system vibration control apparatus in the engine control module of Example 1. 実施例1のサスストローク算出部での説明においてサスペンションがストロークする際にタイヤが前後方向に変位することを示す模式図である。FIG. 6 is a schematic diagram showing that the tire is displaced in the front-rear direction when the suspension strokes in the description of the suspension stroke calculation unit of the first embodiment. 実施例1の入力変換部に有するサスストローク算出部でのサスペンションのストロークと前輪タイヤの前後方向変位関係特性の一例を示す前輪タイヤ特性図である。It is a front-wheel tire characteristic view which shows an example of the stroke of the suspension in the suspension stroke calculation part which has in the input conversion part of Example 1, and the front-back direction displacement relation characteristic of a front-wheel tire. 実施例1の入力変換部に有するサスストローク算出部でのサスペンションのストロークと後輪タイヤの前後方向変位関係特性の一例を示す後輪タイヤ特性図である。It is a rear-wheel tire characteristic figure which shows an example of the stroke of the suspension in the suspension stroke calculation part which has in the input conversion part of Example 1, and the longitudinal direction displacement relationship characteristic of a rear-wheel tire. 実施例1の入力変換部に有する第2旋回抵抗力算出部での前輪旋回抵抗力を算出する3次元マップの一例を示す前輪旋回抵抗力マップ図である。It is a front-wheel turning resistance map figure which shows an example of the three-dimensional map which calculates the front-wheel turning resistance force in the 2nd turning resistance calculation part which has in the input conversion part of Example 1. FIG. 実施例1の入力変換部に有する第2旋回抵抗力算出部での後輪旋回抵抗力を算出する3次元マップの一例を示す後輪旋回抵抗力マップ図である。It is a rear-wheel turning resistance map figure which shows an example of the three-dimensional map which calculates the rear-wheel turning resistance force in the 2nd turning resistance calculation part which has in the input conversion part of Example 1. FIG. 実施例1の入力変換部に有する切り替え処理部で低速→中速に変化するときの車速に対する重み係数の変化率の遷移特性を示す第1重み係数マップ図である。FIG. 6 is a first weighting factor map diagram showing a transition characteristic of the rate of change of the weighting factor with respect to the vehicle speed when the switching processing unit included in the input conversion unit of the first embodiment changes from low speed to medium speed. 実施例1の入力変換部に有する切り替え処理部で中速→低速に変化するときの車速に対する重み係数の変化率の遷移特性を示す第2重み係数マップ図である。FIG. 6 is a second weighting factor map diagram showing transition characteristics of the change rate of the weighting factor with respect to the vehicle speed when changing from medium speed to low speed in the switching processing unit included in the input conversion unit according to the first embodiment. 実施例1の入力変換部に有する切り替え処理部で低速→中速に変化する際にトルク指令値が大きくなったときに重み係数保持を加えた変化特性を示す重み係数の変化特性図である。FIG. 6 is a weighting factor variation characteristic diagram illustrating a variation characteristic in which weighting factor retention is added when a torque command value increases when the switching processing unit included in the input conversion unit of Example 1 changes from low speed to medium speed. 実施例1の車体振動推定部に有する車両モデルを図式化したものを示す車両モデル図である。It is a vehicle model figure which shows what represented the vehicle model which has in the vehicle body vibration estimation part of Example 1 graphically. 実施例1のトルク指令値算出部に有する第1〜第3レギュレータ部と第1〜第3チューニングゲイン設定部と加算器の構成を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the structure of the 1st-3rd regulator part which has in the torque command value calculation part of Example 1, the 1st-3rd tuning gain setting part, and an adder. 実施例1のトルク指令値算出部に有する第1〜第3レギュレータ部に設定された各レギュレータゲインが発揮する機能を示すゲイン機能説明図である。It is a gain function explanatory drawing which shows the function which each regulator gain set to the 1st-3rd regulator part which has in the torque command value calculation part of Example 1 exhibits. 車体制振制御の基本作用の説明図であり、走行状況(a)、車軸トルク特性のタイムチャート(b)、ピッチ角速度特性のタイムチャート(c)を示す。It is explanatory drawing of the basic effect | action of vehicle structure vibration control, and shows the driving condition (a), the time chart (b) of an axle torque characteristic, and the time chart (c) of a pitch angular velocity characteristic. 実施例1のエンジンコントロールモジュールにおいて実行される車体制振制御処理の流れを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the flow of the vehicle structure vibration control process performed in the engine control module of Example 1. FIG. 実施例1の車体制振制御で狙っている効果である「操舵応答の向上」と「荷重変動の抑制」と「ロール速度の抑制」の基本原理を示す原理説明図である。It is a principle explanatory view showing basic principles of “improvement of steering response”, “suppression of load fluctuation”, and “suppression of roll speed”, which are the effects aimed at the vehicle system vibration control of the first embodiment. 実施例1の車体制振制御のロジック詳細を示すロジック構成図である。It is a logic block diagram which shows the logic detail of the vehicle structure vibration control of Example 1. FIG. 実施例1の車体制振制御装置を搭載したエンジン車で操舵時に実現される効果をあらわすピッチレイト(制御なし)・操舵入力・制御指令値(=駆動トルク指令値)・ピッチレイト(制御後)・ヨーレイト(制御後)・ロールレイト(制御後)の対比特性を示すタイムチャートである。Pitch rate (no control) / steering input / control command value (= drive torque command value) / pitch rate (after control) representing the effect realized during steering in the engine vehicle equipped with the vehicle system vibration control device of the first embodiment It is a time chart showing contrast characteristics of yaw rate (after control) and roll rate (after control).

以下、本発明の車体制振制御装置を実現する最良の形態を、図面に示す実施例1に基づいて説明する。   Hereinafter, the best mode for realizing a vehicle system vibration control device of the present invention will be described based on Example 1 shown in the drawings.

まず、構成を説明する。
実施例1における構成を、「全体システム構成」、「エンジンコントロールモジュールの内部構成」、「車体制振制御装置の入力変換部構成」、「車体制振制御装置の車体振動推定部構成」、「車体制振制御装置のトルク指令値算出部構成」に分けて説明する。
First, the configuration will be described.
The configuration in the first embodiment includes the following: “overall system configuration”, “internal configuration of engine control module”, “input conversion unit configuration of vehicle system vibration control device”, “vehicle body vibration estimation unit configuration of vehicle system vibration control device”, “ The description will be divided into “the torque command value calculation unit configuration of the vehicle system vibration control device”.

[全体システム構成]
図1は、実施例1の車体制振制御装置が適用されたエンジン車を示す全体システム構成図である。以下、図1に基づき、全体システム構成を説明する。
ここで、「車体制振制御」とは、車両のアクチュエータ(実施例1では「エンジン106」)による駆動トルクを車体の振動に合わせて適切に制御することにより、車体振動を抑制する機能を持つ制御をいう。実施例1の車体制振制御においては、操舵時のヨー応答向上効果、操舵時のリニアリティ向上効果、ロール挙動の抑制効果も併せて得られる。
[Overall system configuration]
FIG. 1 is an overall system configuration diagram illustrating an engine vehicle to which the vehicle system vibration control device of the first embodiment is applied. The overall system configuration will be described below with reference to FIG.
Here, “vehicle system vibration control” has a function of suppressing vehicle body vibration by appropriately controlling the drive torque by the vehicle actuator (“engine 106” in the first embodiment) in accordance with the vibration of the vehicle body. Refers to control. In the vehicle system vibration control of the first embodiment, the effect of improving the yaw response at the time of steering, the effect of improving the linearity at the time of steering, and the effect of suppressing the roll behavior are also obtained.

実施例1の車体制振制御装置が適用されたエンジン車は、図1に示すように、マニュアル変速による後輪駆動車であり、エンジンコントロールモジュール(ECM)101と、エンジン106と、を備えている。   As shown in FIG. 1, the engine vehicle to which the vehicle system vibration control device of the first embodiment is applied is a rear wheel drive vehicle by manual shift, and includes an engine control module (ECM) 101 and an engine 106. Yes.

前記エンジンコントロールモジュール101(以下、「ECM101」という。)は、エンジン106の駆動トルク制御を行う。このECM101には、左右前輪102FR,102FL(従動輪)と左右後輪102RR,102RL(駆動輪)に接続された車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの信号と、ステアリングホイール110に接続された操舵角センサ111からの信号と、が入力される。さらに、ブレーキペダルへのドライバ操作量を検出するブレーキストロークセンサ104からの信号と、アクセルペダルへのドライバ操作量を検出するアクセル開度センサ105からの信号と、が入力される。これらの入力信号に応じてエンジン106を駆動するトルク指令値を算出し、トルク指令値をエンジン106へ送る。   The engine control module 101 (hereinafter referred to as “ECM101”) performs drive torque control of the engine 106. This ECM101 is connected to the steering wheel 110 and signals from wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, 103RL connected to the left and right front wheels 102FR, 102FL (driven wheel) and the left and right rear wheels 102RR, 102RL (drive wheel). A signal from the steering angle sensor 111 is input. Further, a signal from the brake stroke sensor 104 that detects the driver operation amount to the brake pedal and a signal from the accelerator opening sensor 105 that detects the driver operation amount to the accelerator pedal are input. A torque command value for driving the engine 106 is calculated according to these input signals, and the torque command value is sent to the engine 106.

前記エンジン106は、ECM101からのトルク指令値に応じた駆動トルクを発生し、発生した駆動トルクは、MT変速機107でドライバのシフト操作に応じて増減速される。MT変速機107で変速された駆動トルクは、シャフト108及びディファレンシャルギア109でさらに変速され、左右後輪102RR,102RLへと伝達され、車両を駆動する。   The engine 106 generates a drive torque according to the torque command value from the ECM 101, and the generated drive torque is increased / decreased by the MT transmission 107 according to the shift operation of the driver. The drive torque changed by the MT transmission 107 is further changed by the shaft 108 and the differential gear 109 and transmitted to the left and right rear wheels 102RR and 102RL to drive the vehicle.

[エンジンコントロールモジュールの内部構成]
車体制振制御装置は、ECM101内に制御プログラムの形で構成されていて、ECM101内部の制御プログラムをあらわすブロック構成を図2に示す。以下、図2に基づき、ECM101の内部構成を説明する。
[Internal configuration of engine control module]
The vehicle structure vibration control device is configured in the form of a control program in the ECM 101, and FIG. 2 shows a block configuration representing the control program in the ECM 101. Hereinafter, the internal configuration of the ECM 101 will be described with reference to FIG.

前記ECM1101は、図2に示すように、ドライバ要求トルク演算部201と、トルク指令値演算部202と、車体制振制御装置203と、を備えている。   As shown in FIG. 2, the ECM 1101 includes a driver request torque calculation unit 201, a torque command value calculation unit 202, and a vehicle system vibration control device 203.

前記ドライバ要求トルク演算部201は、ブレーキストロークセンサ104からのドライバによるブレーキ操作量情報と、アクセル開度センサ105からのドライバによるアクセル操作量情報を入力し、ドライバ要求トルクを演算する。   The driver request torque calculation unit 201 inputs the brake operation amount information by the driver from the brake stroke sensor 104 and the accelerator operation amount information by the driver from the accelerator opening sensor 105, and calculates the driver request torque.

前記トルク指令値演算部202は、ドライバ要求トルク演算部201からのドライバ要求トルクに車体制振制御装置203からの補正トルク値を加算したトルク指令値と、車載の他システム(例えば、VDCやTCS等)からのトルク要求を入力する。そして、これらの入力情報に基づき、エンジン106への駆動トルク指令値を算出する。   The torque command value calculation unit 202 includes a torque command value obtained by adding the correction torque value from the vehicle system vibration control device 203 to the driver request torque from the driver request torque calculation unit 201, and other in-vehicle systems (for example, VDC and TCS). Etc.) is input. Based on the input information, a drive torque command value for the engine 106 is calculated.

前記車体制振制御装置203は、入力変換部204と、車体振動推定部205と、トルク指令値算出部206と、の3部構成となっている。前記入力変換部204は、走行中に取得される車両からのセンシング情報を車輪入力に変換する。前記車体振動推定部205は、入力変換部204からの各車輪入力と車両モデルを用いて車体のばね上挙動を推定する。前記トルク指令値算出部206は、車体振動推定部205により推定された車体のばね上挙動状態量(バウンス速度、バウンス量、ピッチ速度、ピッチ角度)に基づき、車体のばね上挙動を抑制するように補正トルク値を算出する。   The vehicle system vibration control device 203 has a three-part configuration including an input conversion unit 204, a vehicle body vibration estimation unit 205, and a torque command value calculation unit 206. The input conversion unit 204 converts sensing information from the vehicle acquired during traveling into wheel input. The vehicle body vibration estimation unit 205 estimates the sprung behavior of the vehicle body using each wheel input from the input conversion unit 204 and the vehicle model. The torque command value calculation unit 206 suppresses the sprung behavior of the vehicle body based on the sprung behavior state quantity (bounce speed, bounce amount, pitch speed, pitch angle) of the vehicle body estimated by the vehicle body vibration estimation unit 205. The correction torque value is calculated.

[車体制振制御装置の入力変換部構成]
図3は、車体制振制御装置203の内部を詳細にあらわしたブロック構成を示す。以下、図3〜図11に基づき、3部構成の車体制振制御装置203のうち、入力変換部204の構成を説明する。
[Configuration of input converter of vehicle system control device]
FIG. 3 shows a block configuration showing in detail the interior of the vehicle system vibration control device 203. Hereinafter, based on FIGS. 3 to 11, the configuration of the input conversion unit 204 in the three-part vehicle system vibration control device 203 will be described.

前記入力変換部204は、車両からのセンシング情報を、後段の車体振動推定部205で用いる車両モデル307への入力形式(具体的には、車輪に加わるトルクまたは力の次元)に変換する。この入力変換部204は、図3に示すように、駆動トルク変換部301と、ハイパスフィルタ316と、サスストローク算出部302と、上下力変換部303と、車体速度推定部304と、第1旋回抵抗力算出部305と、第2旋回抵抗力算出部306と、切り替え処理部321と、を有する。そして、入力変換部204では、車体振動推定部205への入力として、駆動軸端トルクTwと、前輪上下力Ff及び後輪上下力Frと、前輪旋回抵抗力Fcf及び後輪旋回抵抗力Fcrと、を算出する。   The input conversion unit 204 converts sensing information from the vehicle into an input format (specifically, a dimension of torque or force applied to the wheels) to the vehicle model 307 used in the subsequent vehicle body vibration estimation unit 205. As shown in FIG. 3, the input conversion unit 204 includes a drive torque conversion unit 301, a high-pass filter 316, a suspension stroke calculation unit 302, a vertical force conversion unit 303, a vehicle body speed estimation unit 304, a first turning A resistance force calculation unit 305, a second turning resistance force calculation unit 306, and a switching processing unit 321 are included. In the input conversion unit 204, as input to the vehicle body vibration estimation unit 205, the drive shaft end torque Tw, the front wheel vertical force Ff and the rear wheel vertical force Fr, the front wheel turning resistance force Fcf, and the rear wheel turning resistance force Fcr , Is calculated.

〈駆動軸端トルクTwの算出構成〉
前記駆動トルク変換部301では、ドライバ要求トルク演算部201からのドライバ要求トルクにギア比を積算してエンジン端トルクから駆動軸端トルクTwに変換する。ここで、ギア比は、車輪速(駆動輪の左右平均回転数)とエンジン回転数の比より算出する。このギア比は、MT変速機107とディファレンシャルギア109を合わせた総ギア比となる。
<Calculation configuration of drive shaft end torque Tw>
The drive torque converter 301 adds the gear ratio to the driver request torque from the driver request torque calculator 201 and converts the engine end torque to the drive shaft end torque Tw. Here, the gear ratio is calculated from the ratio of the wheel speed (the average left and right rotational speed of the drive wheel) and the engine rotational speed. This gear ratio is the total gear ratio of the MT transmission 107 and the differential gear 109.

〈前後輪上下力Ff,Frの算出構成〉
前記ハイパスフィルタ316では、車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLからの車輪速信号のうち、低次の定常成分を除去する。このハイパスフィルタ316としては、安定性が高く、かつ、演算負荷が低い低次フィルタが使用される。
<Configuration for calculating front and rear wheel vertical forces Ff and Fr>
The high-pass filter 316 removes low-order steady components from the wheel speed signals from the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, and 103RL. As the high-pass filter 316, a low-order filter having high stability and low calculation load is used.

前記サスストローク算出部302では、ハイパスフィルタ処理後の車輪速情報に基づいてサスペンションストローク速度及びサスペンションストローク量を算出する。サスペンションがストロークする際には、図4に示すように、タイヤは前後方向にも変位をもち、この関係性は車両のサスペンションのジオメトリによって決まる。これを図示したものが図5及び図6である。この関係性を線形近似し、前後変位に対する上下変位の係数を前輪と後輪でそれぞれKgeoF,KgeoRとすると、前後輪の上下変位Zf,Zrはタイヤの前後位置xtf,xtrに対して次式の関係となる。
Zf=KgeoF・xtf
Zr=KgeoR・xtr
上式を微分すると、タイヤの前後速度と上下速度の式となるため、この関係を用いてサスペンションストローク速度とサスペンションストローク量を算出する。
The suspension stroke calculation unit 302 calculates the suspension stroke speed and the suspension stroke amount based on the wheel speed information after the high-pass filter process. When the suspension strokes, as shown in FIG. 4, the tire also has a displacement in the front-rear direction, and this relationship is determined by the geometry of the vehicle suspension. This is illustrated in FIGS. 5 and 6. FIG. By linearly approximating this relationship and assuming that the coefficient of vertical displacement relative to the longitudinal displacement is KgeoF and KgeoR for the front and rear wheels, respectively, the vertical displacements Zf and Zr of the front and rear wheels are expressed by the following equations with respect to the tire longitudinal positions xtf and xtr. It becomes a relationship.
Zf = KgeoF xtf
Zr = KgeoR xtr
Differentiating the above equation yields the equation of tire longitudinal speed and vertical velocity, so the suspension stroke speed and suspension stroke amount are calculated using this relationship.

前記上下力変換部303では、サスストローク算出部302で算出したサスペンションストローク速度とサスペンションストローク量に対し、ばね係数と減衰係数をそれぞれ積算し、その和をとることで、前輪上下力Ffと後輪上下力Frに変換する。   In the vertical force conversion unit 303, the spring coefficient and the damping coefficient are added to the suspension stroke speed and the suspension stroke amount calculated by the suspension stroke calculation unit 302, respectively, and the sum is taken to obtain the front wheel vertical force Ff and the rear wheel. Convert to vertical force Fr.

〈前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcrの算出構成〉
前記車体速度推定部304では、車輪速情報のうち、従動輪102FR,102FLの車輪速度平均値を車体速度V(=車速V)として出力する。
<Calculation configuration of front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr>
The vehicle body speed estimation unit 304 outputs the wheel speed average value of the driven wheels 102FR and 102FL among the wheel speed information as the vehicle body speed V (= vehicle speed V).

前記第1旋回抵抗力算出部305では、車体速度推定部304からの車体速度Vと、操舵角センサ111からの操舵角θを入力し、操舵角θによりタイヤ転舵角δを算出し、車体速度Vと操舵角θと周知の線形2輪モデルの式を用いて、ヨーレイトγと車体スリップ角βvを算出する。そして、ヨーレイトγ、車体スリップ角βv及びタイヤ転舵角δに基づき、ドライバ操舵による第1前輪旋回抵抗力Fcf1と第1後輪旋回抵抗力Fcr1を演算する。すなわち、ヨーレイトγ、車体スリップ角βv及びタイヤ転舵角δに基づき、下記の式を用いて、タイヤ横滑り角である前後輪のタイヤスリップ角βf,βrを算出する。
前輪タイヤスリップ角βfと後輪タイヤスリップ角βrは、
βf=βv+lf・γ/V−δ
βr=βv−lr・γ/V
の式により計算される。但し、lf及びlrは、車体重心から前後車軸までの距離である。
そして、前後輪のタイヤスリップ角βf,βrと前後輪のコーナリングパワーCpf,Cprの積により、前後輪のタイヤ横力Fyf,Fyrを算出する。さらに、前後輪のタイヤスリップ角βf,βrと前後輪のタイヤ横力Fyf,Fyrの積により、第1前輪旋回抵抗力Fcf1と第1後輪旋回抵抗力Fcr1を算出する。
In the first turning resistance calculation unit 305, the vehicle body speed V from the vehicle body speed estimation unit 304 and the steering angle θ from the steering angle sensor 111 are input, and the tire turning angle δ is calculated from the steering angle θ. The yaw rate γ and the vehicle body slip angle βv are calculated using the speed V, the steering angle θ, and the well-known linear two-wheel model. Then, based on the yaw rate γ, the vehicle body slip angle βv, and the tire turning angle δ, a first front wheel turning resistance force Fcf1 and a first rear wheel turning resistance force Fcr1 due to driver steering are calculated. That is, based on the yaw rate γ, the vehicle body slip angle βv, and the tire turning angle δ, the tire slip angles βf and βr of the front and rear wheels, which are tire side slip angles, are calculated using the following equations.
The front tire slip angle βf and the rear tire slip angle βr are
βf = βv + lf ・ γ / V-δ
βr = βv−lr ・ γ / V
It is calculated by the following formula. Here, lf and lr are distances from the center of gravity of the vehicle body to the front and rear axles.
Then, the tire lateral forces Fyf and Fyr of the front and rear wheels are calculated from the product of the tire slip angles βf and βr of the front and rear wheels and the cornering powers Cpf and Cpr of the front and rear wheels. Further, the first front wheel turning resistance force Fcf1 and the first rear wheel turning resistance force Fcr1 are calculated from the product of the tire slip angles βf, βr of the front and rear wheels and the tire lateral forces Fyf, Fyr of the front and rear wheels.

前記第2旋回抵抗力算出部306では、車体速度推定部304からの車体速度Vと、操舵角センサ111からの操舵角θを入力し、図7及び図8に示す車速/操舵角/旋回抵抗力の3次元マップを使用し、第2前輪旋回抵抗力Fcf2と第2後輪旋回抵抗力Fcr2を算出する。
ここで、図7及び図8に示す車速/操舵角/旋回抵抗力の3次元マップは、同じ操舵角であれば車速が高いほど旋回抵抗力が大きく、また、同じ車速であれば操舵角が大きいほど旋回抵抗力が大きくなるというように、横G(=横加速度)の比例関係に近似する特性に基づいて、前輪(図7)と後輪(図8)のそれぞれで設定している。
The second turning resistance calculation unit 306 receives the vehicle speed V from the vehicle speed estimation unit 304 and the steering angle θ from the steering angle sensor 111, and the vehicle speed / steering angle / turning resistance shown in FIGS. A second front wheel turning resistance force Fcf2 and a second rear wheel turning resistance force Fcr2 are calculated using a force three-dimensional map.
Here, the three-dimensional maps of the vehicle speed / steering angle / turning resistance shown in FIGS. 7 and 8 show that the turning resistance increases as the vehicle speed increases at the same steering angle, and the steering angle increases at the same vehicle speed. It is set for each of the front wheels (FIG. 7) and the rear wheels (FIG. 8) based on characteristics approximating the proportional relationship of lateral G (= lateral acceleration) so that the turning resistance force increases.

前記切り替え処理部321では、第1旋回抵抗力算出部305と第2旋回抵抗力算出部306からの算出結果と走行条件(車速条件)に基づき、車体振動推定部205へ出力する前輪旋回抵抗力Fcfと後輪旋回抵抗力Fcrを切り替え処理する。すなわち、走行条件を車速条件とし、車速が中速以上のときの前輪旋回抵抗力Fcfと後輪旋回抵抗力Fcrの決定に第1旋回抵抗力(第1前輪旋回抵抗力Fcf1と第1後輪旋回抵抗力Fcr1)を使用し、車速が低速域のときの旋回抵抗力の決定に第2旋回抵抗力(第2前輪旋回抵抗力Fcf2と第2後輪旋回抵抗力Fcr2)を使用する。
切り替え車速に関しては、図9及び図10に示すように、第2旋回抵抗力から第1旋回抵抗力へ遷移する低速→中速切り替え車速V1と、第1旋回抵抗力から第2旋回抵抗力へ遷移する中速→低速切り替え車速V2(<V1)との間にヒステリシス幅ΔVH(=V1−V2)を持たせている。
そして、切り替え処理部321は、旋回抵抗力の切り替え遷移中の値を、第1旋回抵抗力と第2旋回抵抗力に対して重み付け係数を用いた合成値Fとし、車速Vの変化に応じて滑らかに旋回抵抗力が変化する重み付け切り替え構成とする。
すなわち、旋回抵抗力(合成値F)は、
F=k*Fb+(1−k)*Fa
なお、Fa:第1旋回抵抗力、Fb:第2旋回抵抗力、k:重み付け係数
の式を用い、前輪側と後輪側でそれぞれ算出する。
さらに、切り替え処理部321は、図9及び図10に示すように、重み係数kの車速変化勾配の値を、操舵角速度が小さいほど急な車速変化勾配の値にし、操舵角速度が大きいほど緩やかな車速変化勾配の値にする。
加えて、切り替え処理部321は、図11に示すように、トルク指令値算出部206にて算出されるトルク指令値の絶対値が閾値より小さい時(時刻t1〜t3、時刻t4〜)に旋回抵抗力の切り替えを実行し、トルク指令値の絶対値が閾値以上の時(時刻t3〜t4)に旋回抵抗力の切り替えを実行しない構成としている。
The switching processing unit 321 outputs the front wheel turning resistance force output to the vehicle body vibration estimation unit 205 based on the calculation results from the first turning resistance calculation unit 305 and the second turning resistance calculation unit 306 and the traveling condition (vehicle speed condition). Fcf and rear wheel turning resistance force Fcr are switched. That is, the first turning resistance force (the first front wheel turning resistance force Fcf1 and the first rear wheel) is used to determine the front wheel turning resistance force Fcf and the rear wheel turning resistance force Fcr when the vehicle speed is the medium speed or higher. The turning resistance force Fcr1) is used, and the second turning resistance force (second front wheel turning resistance force Fcf2 and second rear wheel turning resistance force Fcr2) is used to determine the turning resistance force when the vehicle speed is in the low speed range.
With respect to the switching vehicle speed, as shown in FIGS. 9 and 10, the low-speed to medium-speed switching vehicle speed V1 from the second turning resistance force to the first turning resistance force, and the first turning resistance force to the second turning resistance force. A hysteresis width ΔVH (= V1−V2) is provided between the transitional medium speed → low speed switching vehicle speed V2 (<V1).
Then, the switching processing unit 321 sets the value during the switching transition of the turning resistance force as a composite value F using a weighting coefficient for the first turning resistance force and the second turning resistance force, and according to the change in the vehicle speed V. A weighting switching configuration in which the turning resistance force changes smoothly is adopted.
That is, the turning resistance force (combined value F) is
F = k * Fb + (1-k) * Fa
In addition, Fa: 1st turning resistance force, Fb: 2nd turning resistance force, k: It calculates on the front-wheel side and the rear-wheel side, respectively using the formula of a weighting coefficient.
Further, as shown in FIGS. 9 and 10, the switching processing unit 321 sets the vehicle speed change gradient value of the weight coefficient k to a steeper vehicle speed change gradient value as the steering angular velocity is smaller, and becomes gentler as the steering angular velocity is larger. Use the value of the vehicle speed change gradient.
In addition, as shown in FIG. 11, the switching processing unit 321 turns when the absolute value of the torque command value calculated by the torque command value calculation unit 206 is smaller than the threshold (time t1 to t3, time t4 to). Switching of the resistance force is executed, and when the absolute value of the torque command value is equal to or greater than the threshold value (time t3 to t4), the turning resistance force is not changed.

[車体制振制御装置の車体振動推定部構成]
図3は、車体制振制御装置203の内部を詳細にあらわしたブロック構成を示す。以下、図3及び図12に基づき、3部構成の車体制振制御装置203のうち、車体振動推定部205の構成を説明する。
[Configuration of vehicle vibration estimation unit of vehicle system vibration control device]
FIG. 3 shows a block configuration showing in detail the interior of the vehicle system vibration control device 203. Hereinafter, the configuration of the vehicle body vibration estimation unit 205 in the three-part vehicle system vibration control device 203 will be described with reference to FIGS. 3 and 12.

前記車体振動推定部205は、図12に示すように、車両モデル307(「振動モデル」ともいう。)を有する。この車両モデル307は、本システムが搭載される実車(車体、前輪サスペンション、後輪サスペンション等)をモデル化して得られる上下運動方程式とピッチング運動方程式によりあらわしている。そして、入力変換部204で算出した「駆動軸端トルクTw」、「前後輪上下力Ff,Fr」、「前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcr」を車両モデル307に入力する。これにより、車体のばね上挙動状態量(バウンス速度・バウンス量・ピッチ速度・ピッチ角度)の車両モデル307による推定値を算出する。   The vehicle body vibration estimation unit 205 includes a vehicle model 307 (also referred to as “vibration model”), as shown in FIG. The vehicle model 307 is represented by a vertical motion equation and a pitching motion equation obtained by modeling an actual vehicle (vehicle body, front wheel suspension, rear wheel suspension, etc.) on which the system is mounted. Then, the “drive shaft end torque Tw”, “front and rear wheel vertical forces Ff and Fr”, and “front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr” calculated by the input conversion unit 204 are input to the vehicle model 307. Thereby, an estimated value by the vehicle model 307 of the sprung behavior state quantity (bounce speed, bounce quantity, pitch speed, pitch angle) of the vehicle body is calculated.

[車体制振制御装置のトルク指令値算出部構成]
図3は、車体制振制御装置203の内部を詳細にあらわしたブロック構成を示す。以下、図3、図13及び図14に基づき、3部構成の車体制振制御装置203のうち、トルク指令値算出部206の構成を説明する。
[Configuration of torque command value calculation unit of vehicle system vibration control device]
FIG. 3 shows a block configuration showing in detail the interior of the vehicle system vibration control device 203. Hereinafter, the configuration of the torque command value calculation unit 206 in the three-part vehicle system vibration control device 203 will be described with reference to FIGS. 3, 13, and 14.

前記トルク指令値算出部206は、図3に示すように、補正トルク値の生成処理構成として、第1レギュレータ部308と、第2レギュレータ部309と、第3レギュレータ部310と、第1チューニングゲイン設定部317と、第2チューニングゲイン設定部318と、第3チューニングゲイン設定部319と、加算器320と、を備えている。そして、補正トルク値のアクチュエータ適合処理構成として、リミット処理部311と、バンドパスフィルタ312と、非線形ゲイン増幅部313と、リミット処理部314と、エンジントルク変換部315と、を備えている。   As shown in FIG. 3, the torque command value calculation unit 206 includes a first regulator unit 308, a second regulator unit 309, a third regulator unit 310, and a first tuning gain as a correction torque value generation processing configuration. A setting unit 317, a second tuning gain setting unit 318, a third tuning gain setting unit 319, and an adder 320 are provided. Further, as the actuator matching processing configuration of the corrected torque value, a limit processing unit 311, a band pass filter 312, a nonlinear gain amplification unit 313, a limit processing unit 314, and an engine torque conversion unit 315 are provided.

〈補正トルク値の生成処理構成〉
前記第1レギュレータ部308は、制御対象である「トルク入力によるばね上挙動」に対し、ばね上挙動を最小に抑えるレギュレータゲインF1,F2を与える。この第1レギュレータ部308は、「トルク入力によるばね上挙動」に対して、図13に示すように、Trq-dZvゲインF1(バウンス速度ゲイン)と、Trq-dSpゲインF2(ピッチ速度ゲイン)と、を与える。これらのレギュレータゲインF1,F2は、図14に示すように、荷重の安定化に寄与するもので、Trq-dZvゲインF1はバウンス速度を抑制し、Trq-dSpゲインF2はピッチ速度を抑制する。
<Correction torque value generation processing configuration>
The first regulator unit 308 provides regulator gains F1 and F2 that suppress the sprung behavior to a minimum with respect to the “sprung behavior by torque input” that is the control target. As shown in FIG. 13, the first regulator unit 308 has a Trq-dZv gain F1 (bounce speed gain), a Trq-dSp gain F2 (pitch speed gain), as shown in FIG. ,give. As shown in FIG. 14, these regulator gains F1 and F2 contribute to the stabilization of the load. The Trq-dZv gain F1 suppresses the bounce speed, and the Trq-dSp gain F2 suppresses the pitch speed.

前記第2レギュレータ部309は、制御対象である「外乱によるばね上挙動」に対し、ばね上挙動を最小に抑えるレギュレータゲインF3〜F6を与える。この第2レギュレータ部309は、「外乱によるばね上挙動」に対して、図13に示すように、Ws-SFゲインF3(前後バランスゲイン)と、Ws-dSFゲインF4(前後バランス変化速度ゲイン)と、Ws-dZvゲインF5(バウンス速度ゲイン)と、Ws-dSpゲインF6(ピッチ速度ゲイン)と、を与える。これらのレギュレータゲインF3〜F6は、図14に示すように、荷重の安定化に寄与するもので、Ws-SFゲインF3は前後荷重変化を抑制し、Ws-dSFゲインF4は前後荷重変化速度を抑制し、Ws-dZvゲインF5はバウンス速度を抑制し、Ws-dSpゲインF6はピッチ速度を抑制する。   The second regulator unit 309 provides regulator gains F3 to F6 that suppress the sprung behavior to the minimum with respect to the “sprung behavior due to disturbance” that is the control target. As shown in FIG. 13, the second regulator unit 309 has a Ws-SF gain F3 (front / rear balance gain) and a Ws-dSF gain F4 (front / rear balance change speed gain) as shown in FIG. Ws-dZv gain F5 (bounce speed gain) and Ws-dSp gain F6 (pitch speed gain) are given. As shown in FIG. 14, these regulator gains F3 to F6 contribute to the stabilization of the load. The Ws-SF gain F3 suppresses the longitudinal load change, and the Ws-dSF gain F4 indicates the longitudinal load change speed. The Ws-dZv gain F5 suppresses the bounce speed, and the Ws-dSp gain F6 suppresses the pitch speed.

前記第3レギュレータ部310は、制御対象である「操舵によるばね上挙動」に対し、操舵による挙動応答性を向上させるレギュレータゲインF7,F8を与える。この第3レギュレータ部310は、「操舵によるばね上挙動」に対して、図13に示すように、Str-dWfゲインF7(前輪荷重変化速度ゲイン)と、Str-dWrゲインF8(後輪荷重変化速度ゲイン)と、を与える。これらのレギュレータゲインF7,F8は、図14に示すように、荷重の付加に寄与するもので、Str-dWfゲインF7は前輪荷重を上乗せし、Str-dWrゲインF8は後輪荷重変動を抑制する。   The third regulator unit 310 provides regulator gains F7 and F8 that improve behavior responsiveness due to steering with respect to the “sprung behavior due to steering” that is the object of control. As shown in FIG. 13, the third regulator unit 310 has a Str-dWf gain F7 (front wheel load change speed gain) and a Str-dWr gain F8 (rear wheel load change) as shown in FIG. Speed gain). As shown in FIG. 14, these regulator gains F7 and F8 contribute to the addition of a load. The Str-dWf gain F7 adds a front wheel load, and the Str-dWr gain F8 suppresses rear wheel load fluctuations. .

前記第1チューニングゲイン設定部317は、第1レギュレータ部308からの出力に対し重み付け調整を行うため、図13に示すように、Trq-dZvゲインF1に対しチューニングゲインK1を設定し、Trq-dSpゲインF2に対しチューニングゲインK2を設定する。このチューニングゲインK1,K2は、振動を抑制する正方向の値で、かつ、違和感を与えない前後G変動範囲に含まれる値である。そして、チューニングゲインK1,K2は、予め設定した初期値に対し、車両状態や走行状態やドライバ選択等に応じて重み係数が決定された場合、重み係数との積算によりゲイン補正を可能としている。   The first tuning gain setting unit 317 sets a tuning gain K1 with respect to the Trq-dZv gain F1, as shown in FIG. 13, in order to perform weighting adjustment on the output from the first regulator unit 308, and Trq-dSp Set tuning gain K2 for gain F2. The tuning gains K1 and K2 are values in the positive direction that suppress vibrations, and are values included in the front and rear G fluctuation range that does not give a sense of incongruity. The tuning gains K1 and K2 enable gain correction by integration with the weighting coefficient when the weighting coefficient is determined according to the vehicle state, the traveling state, the driver selection, and the like with respect to the preset initial value.

前記第2チューニングゲイン設定部318は、第2レギュレータ部309からの出力に対し重み付け調整を行うため、図13に示すように、Ws-SFゲインF3に対しチューニングゲインK3を設定し、Ws-dSFゲインF4に対しチューニングゲインK4を設定し、Ws-dZvゲインF5に対しチューニングゲインK5を設定し、Ws-dSpゲインF6に対しチューニングゲインK6を設定する。このチューニングゲインK3〜K6は、チューニングゲインK1,K2と同様、振動を抑制する正方向の値で、かつ、違和感を与えない前後G変動範囲に含まれる値である。そして、チューニングゲインK3〜K6は、予め設定した初期値に対し、車両状態や走行状態やドライバ選択等に応じて重み係数が決定された場合、重み係数との積算によりゲイン補正を可能としている。   The second tuning gain setting unit 318 sets the tuning gain K3 with respect to the Ws-SF gain F3 as shown in FIG. 13 in order to perform weighting adjustment on the output from the second regulator unit 309, and Ws-dSF The tuning gain K4 is set for the gain F4, the tuning gain K5 is set for the Ws-dZv gain F5, and the tuning gain K6 is set for the Ws-dSp gain F6. The tuning gains K3 to K6 are values in the positive direction that suppress vibration and are included in the front-to-back G fluctuation range that does not give a sense of incongruity, like the tuning gains K1 and K2. The tuning gains K3 to K6 enable gain correction by integration with the weighting factors when the weighting factors are determined according to the vehicle state, the running state, the driver selection, and the like with respect to the preset initial values.

前記第3チューニングゲイン設定部319は、第3レギュレータ部310からの出力に対し重み付け調整を行うため、図13に示すように、Str-dWfゲインF7に対しチューニングゲインK7を設定し、Str-dWrゲインF8に対しチューニングゲインK8を設定する。このチューニングゲインK7,K8は、チューニングゲインK1〜K6と異なり、振動を助長する負方向の値で、かつ、違和感を与えない前後G変動範囲に含まれる値に設定される。そして、チューニングゲインK7,K8は、予め設定した初期値に対し、車両状態や走行状態やドライバ選択等に応じて重み係数が決定された場合、重み係数との積算によりゲイン補正を可能としている。   The third tuning gain setting unit 319 sets the tuning gain K7 for the Str-dWf gain F7 as shown in FIG. 13 in order to perform weighting adjustment on the output from the third regulator unit 310, and the Str-dWr Set tuning gain K8 for gain F8. Unlike the tuning gains K1 to K6, the tuning gains K7 and K8 are set to values in the negative direction that promote vibration and values that are included in the front and rear G fluctuation range that does not give a sense of incongruity. The tuning gains K7 and K8 enable gain correction by integration with the weighting coefficient when the weighting coefficient is determined according to the vehicle state, the traveling state, the driver selection, etc. with respect to the preset initial value.

前記加算器320は、車体振動推定部205で算出された車体のばね上挙動状態量(バウンス速度、バウンス量、ピッチ速度、ピッチ角度)について、制御対象とする挙動毎にレギュレータ処理を行い、これらにチューニングゲインK1〜K8を積算し、その総和をとり、制御に必要な補正トルク値を算出する。この補正トルク値は、チューニングゲインK1,K2による補正トルク値Aと、チューニングゲインK3〜K6による補正トルク値Bと、K7,K8による補正トルク値Cと、を加算した値になる。   The adder 320 performs regulator processing for each behavior to be controlled with respect to the sprung behavior state amount (bounce speed, bounce amount, pitch speed, pitch angle) of the vehicle body calculated by the vehicle body vibration estimation unit 205. Are integrated with the tuning gains K1 to K8, and the sum is calculated to calculate a correction torque value required for the control. This correction torque value is a value obtained by adding the correction torque value A based on the tuning gains K1 and K2, the correction torque value B based on the tuning gains K3 to K6, and the correction torque value C based on K7 and K8.

〈補正トルク値のアクチュエータ適合処理構成〉
前記リミット処理部311は、加算器320からの補正トルク値に対して、駆動系共振対策として、補正トルク値の絶対値の最大値制限処理を行い、ドライバが前後G変動として感じない範囲のトルクに制限する。
<Compensation processing configuration for correction torque value>
The limit processing unit 311 performs a maximum value limiting process of the absolute value of the correction torque value on the correction torque value from the adder 320 as a drive system resonance countermeasure, and a torque within a range that the driver does not feel as a G fluctuation. Restrict to.

前記バンドパスフィルタ312は、リミット処理部311と同様に駆動系共振対策として、車体のばね上振動成分を抽出すると共に、ばね上共振を抑制するように駆動系共振周波数成分の除去を行う。その理由は、実際の車両、特に、エンジン車などにおいては、駆動トルクに不用意に振動成分を付加すると、駆動系共振と干渉して違和感となる振動が発生することがあることによる。加えて、エンジン車などは、駆動トルク指令に対する応答性の悪さや不感帯があるため、期待した制御効果を十分に得ることができないおそれがあるために必要となる。   The band-pass filter 312 extracts the sprung vibration component of the vehicle body and removes the drive system resonance frequency component so as to suppress the sprung resonance as a countermeasure for the drive system resonance as in the limit processing unit 311. The reason for this is that in an actual vehicle, particularly an engine vehicle, when a vibration component is inadvertently added to the drive torque, vibration that interferes with the drive system resonance may be generated. In addition, an engine vehicle or the like is necessary because there is a possibility that the expected control effect cannot be sufficiently obtained because of poor response to the drive torque command and a dead zone.

前記非線形ゲイン増幅部313は、バンドパスフィルタ312から出力される補正トルク値に対し、アクチュエータ(エンジン106)の応答性対策として、補正トルク値の正負切り替わり領域付近(=アクチュエータの不感帯領域)での補正トルク値の増幅を行う。   The non-linear gain amplifying unit 313 is used in the vicinity of the correction torque value positive / negative switching region (= actuator dead zone region) as a countermeasure against the response of the actuator (engine 106) to the correction torque value output from the bandpass filter 312. Amplify the correction torque value.

前記リミット処理部314は、非線形ゲイン増幅部313から出力される増幅処理後の補正トルク値に対し、最終的なリミット処理を行う。   The limit processing unit 314 performs a final limit process on the corrected torque value output from the nonlinear gain amplification unit 313 after the amplification process.

前記エンジントルク変換部315は、リミット処理部314からのリミット処理後の補正トルク値を、ギア比に応じたエンジン端トルク値に変換し、これを最終の補正トルク値として出力する。   The engine torque conversion unit 315 converts the corrected torque value after the limit processing from the limit processing unit 314 into an engine end torque value corresponding to the gear ratio, and outputs this as a final correction torque value.

次に、作用を説明する。
実施例1の車体制振制御装置における作用を、「車体制振制御の基本作用」、「車体制振制御処理作用」、「車体制振制御で性能向上を狙うシーンと効果」、「車体制振制御ロジックと車体制振制御効果」、「車速に応じた切り替えによる旋回抵抗力算出作用」、「重み付け切り替え遷移による旋回抵抗力算出作用」に分けて説明する。
Next, the operation will be described.
The functions of the vehicle system vibration control device of the first embodiment are as follows: “Basic system vibration control function”, “Car system vibration control processing function”, “Scenes and effects aiming at performance improvement by vehicle system vibration control”, “Car system vibration control” The vibration control logic and vehicle system vibration control effect ”,“ turning resistance force calculating action by switching according to vehicle speed ”, and“ turning resistance force calculating action by weighted switching transition ”will be described separately.

[車体制振制御の基本作用]
駆動トルクによる車体制振制御において、具体的にどのようなメカニズムにより車体のばね上挙動がコントロールされるかを理解しておくことが必要である。以下、図15に基づき、これを反映する車体制振制御の基本作用を説明する。
[Basic action of vehicle system vibration control]
It is necessary to understand in detail what mechanism controls the sprung behavior of the vehicle body in the vehicle system vibration control by the drive torque. Hereinafter, based on FIG. 15, the basic operation of the vehicle system vibration control that reflects this will be described.

まず、本車体制振制御は、トルク変動や外乱による車体挙動の変化速度を、エンジントルクの補正で抑制し、荷重の安定化と旋回性能の向上を狙う制御である。
そこで、具体的な走行状況として、図15(a)に示すように、停車から発進加速した後、定速状態に入り、その後、減速して停車する場合を例にとる。
First, the vehicle system vibration control is a control aimed at stabilizing the load and improving the turning performance by suppressing the change speed of the vehicle body behavior due to torque fluctuation or disturbance by correcting the engine torque.
Therefore, as a specific running situation, as shown in FIG. 15 (a), for example, a case where the vehicle starts and accelerates from a stop, enters a constant speed state, and then decelerates and stops.

停車から発進加速すると、駆動トルクが急増することで、後輪の輪荷重が増加し、前輪の輪荷重が減少するという荷重移動が生じ、車体挙動としては、車体前方側が持ち上がるノーズアップとなる。このとき、図15(a),(b)に示すように、駆動輪である後輪への駆動トルクをダウンさせると、減速時のように車体前方側が沈み込むノーズダウンの挙動を発生させ、荷重移動によるノーズアップと、トルクダウンによるノーズダウンが相殺し、車体挙動が安定する。   When starting and accelerating from the stop, the driving torque rapidly increases, so that a load movement occurs in which the wheel load of the rear wheel increases and the wheel load of the front wheel decreases, and the vehicle body behavior becomes a nose up in which the front side of the vehicle body is lifted. At this time, as shown in FIGS. 15 (a) and 15 (b), if the driving torque to the rear wheel, which is the driving wheel, is reduced, a nose-down behavior occurs in which the front side of the vehicle body sinks like during deceleration, The nose-up due to load movement and the nose-down due to torque-down cancel each other, and the body behavior is stabilized.

発進後、定速状態に入る定常状態では、車体挙動が安定しているため、駆動トルクを補正する制御は行わない。その後、ブレーキ操作等を行って減速停車する場合には、駆動トルクが急減することで、後輪の輪荷重が減少し、前輪の輪荷重が増加するという荷重移動が生じ、車体挙動としては、車体前方側が沈み込むノーズダウンとなる。このとき、図15(a),(b)に示すように、駆動輪である後輪への駆動トルクをアップさせると、加速時のように車体前方側が持ち上がるノーズアップの挙動を発生させ、荷重移動によるノーズダウンと、トルクアップによるノーズアップが相殺し、車体挙動が安定する。   In a steady state where the vehicle enters a constant speed state after starting, control of correcting the driving torque is not performed because the vehicle body behavior is stable. After that, when the vehicle is decelerated and stopped by performing a brake operation or the like, a load movement occurs in which the wheel load of the rear wheel decreases and the wheel load of the front wheel increases due to a sudden decrease in the drive torque. It becomes a nose down where the front side of the car body sinks. At this time, as shown in FIGS. 15 (a) and 15 (b), when the driving torque to the rear wheel, which is the driving wheel, is increased, a nose-up behavior in which the front side of the vehicle body is lifted as during acceleration occurs. The nose-down due to movement and the nose-up due to torque-up cancel each other, and the vehicle behavior becomes stable.

したがって、車体のピッチ角速度の変化をみると、図15(c)に示すように、“制振なし”の点線特性に比べ、“制振あり”の実線特性が車体のピッチ角速度の変化が小さく抑えられることになる。   Accordingly, when the change in the pitch angular velocity of the vehicle body is seen, as shown in FIG. 15C, the change in the pitch angular velocity of the vehicle body is smaller in the solid line characteristic of “with vibration suppression” than the dotted line characteristic of “without vibration suppression”. It will be suppressed.

[車体制振制御処理作用]
実施例1のエンジンコントロールモジュール101にて実行される車体制振制御処理の流れを示すのが図16のフローチャートであり、以下、図16に基づき、車体制振制御処理作用を説明する。
[Car system vibration control processing action]
FIG. 16 is a flowchart showing the flow of the vehicle structure vibration control process executed by the engine control module 101 of the first embodiment. Hereinafter, the operation of the vehicle structure vibration control process will be described with reference to FIG.

車体制振制御処理を開始すると、ステップS1401では、ドライバ要求トルク演算部201にてドライバ要求トルクが演算される。次のステップS1402では、駆動トルク変換部301にてドライバ要求トルクにギア比を積算してエンジン端トルクから駆動軸端トルクTwに単位変換される。次のステップS1403では、ハイパスフィルタ316にて車輪速センサ103FR,103FL,103RR,103RLの車輪速信号から低次の定常成分を除去するフィルタ処理が行われる。次のステップS1404では、サスストローク算出部302にてハイパスフィルタ処理後の車輪速情報に基づいてサスペンションストローク速度とサスペンションストローク量が算出される。次のステップS1405では、上下力変換部303にてサスペンションストローク速度とサスペンションストローク量が前後輪上下力Ff,Frに変換される。次のステップS1406では、操舵角センサ111により操舵角が検出される。次のステップS1407では、車体速度推定部304にて車体速度Vが算出される。次のステップS1408では、第1旋回抵抗力算出部305にてヨーレイトγと車体スリップ角βv(=車体横滑り角)が算出される。次のステップS1409では、第1旋回抵抗力算出部305にて前後輪のタイヤスリップ角βf,βr(タイヤ横滑り角)が算出される。次のステップS1410では、第1旋回抵抗力算出部305にて前後輪のタイヤ横力Fyf,Fyrが算出される。次のステップS1411では、第1旋回抵抗力算出部305にて第1前後輪旋回抵抗力Fcf1,Fcr1が算出される。次のステップS1423では、第2旋回抵抗力算出部306にて第2前後輪旋回抵抗力Fcf2,Fcr2が算出される。次のステップS1424では、切り替え処理321にて車速変化に対する重み付け切り替え処理により前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcrが算出される。以上の処理は、入力変換部204においてなされる。   When the vehicle system vibration control process is started, the driver request torque is calculated by the driver request torque calculation unit 201 in step S1401. In the next step S1402, the drive torque converter 301 adds the gear ratio to the driver request torque, and converts the unit from the engine end torque to the drive shaft end torque Tw. In the next step S1403, the high-pass filter 316 performs filter processing for removing low-order steady components from the wheel speed signals of the wheel speed sensors 103FR, 103FL, 103RR, and 103RL. In the next step S1404, the suspension stroke calculation unit 302 calculates the suspension stroke speed and the suspension stroke amount based on the wheel speed information after the high-pass filter processing. In the next step S1405, the vertical stroke converting unit 303 converts the suspension stroke speed and the suspension stroke amount into the front and rear wheel vertical forces Ff and Fr. In the next step S1406, the steering angle is detected by the steering angle sensor 111. In the next step S1407, the vehicle body speed V is calculated by the vehicle body speed estimation unit 304. In the next step S1408, the first turning resistance calculating unit 305 calculates the yaw rate γ and the vehicle body slip angle βv (= vehicle body side slip angle). In the next step S1409, the first turning resistance calculation unit 305 calculates tire slip angles βf and βr (tire slip angles) of the front and rear wheels. In the next step S1410, the first turning resistance calculation unit 305 calculates the tire lateral forces Fyf and Fyr of the front and rear wheels. In the next step S1411, the first turning resistance calculation unit 305 calculates the first front and rear wheel turning resistance forces Fcf1, Fcr1. In the next step S1423, the second turning resistance calculation unit 306 calculates the second front and rear wheel turning resistance forces Fcf2 and Fcr2. In the next step S1424, the front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr are calculated in the switching process 321 by the weighted switching process for the vehicle speed change. The above processing is performed in the input conversion unit 204.

次のステップS1412では、車体振動推定部205にて、駆動軸端トルクTw,前後輪上下力Ff,Fr,前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcrを車両モデル307に入力することで、車体のばね上挙動状態量(バウンス速度、バウンス量、ピッチ速度、ピッチ角度)が算出される。次のステップS1413では、車速等によりチューニングゲインK1〜K8が補正される。次のステップS1414では、第1チューニングゲイン設定部317にてドライバ要求トルクによる振動を抑制する補正トルク値Aが算出される。次のステップS1415では、第2チューニングゲイン設定部318にて外乱による振動を抑制する補正トルク値Bが算出される。次のステップS1416では、第3チューニングゲイン設定部319にて操舵による前後荷重変動を増幅する補正トルク値Cが算出される。次のステップS1417では、補正トルク値Aと補正トルク値Bと補正トルク値Cの和による補正トルク値が出力される。   In the next step S1412, the vehicle body vibration estimation unit 205 inputs the drive shaft end torque Tw, the front and rear wheel vertical forces Ff and Fr, and the front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr to the vehicle model 307, thereby Behavioral state quantities (bounce speed, bounce quantity, pitch speed, pitch angle) are calculated. In the next step S1413, the tuning gains K1 to K8 are corrected by the vehicle speed or the like. In the next step S <b> 1414, the first tuning gain setting unit 317 calculates a correction torque value A that suppresses vibration due to driver requested torque. In the next step S1415, the second tuning gain setting unit 318 calculates a correction torque value B that suppresses vibration due to disturbance. In the next step S1416, the third tuning gain setting unit 319 calculates a correction torque value C that amplifies fluctuations in the longitudinal load due to steering. In the next step S <b> 1417, a corrected torque value based on the sum of the corrected torque value A, the corrected torque value B, and the corrected torque value C is output.

次のステップS1418では、リミット処理部311にて補正トルク値に対し駆動系共振対策のリミット処理が施される。次のステップS1419では、バンドパスフィルタ312にて補正トルク値に対し駆動系共振成分を除去するフィルタ処理が施される。次のステップS1420では、非線形ゲイン増幅部313にて正負切り替わり領域付近で補正トルク値を増幅する非線形ゲイン処理が行われる。次のステップS1421では、リミット処理部314にて増幅処理後の補正トルク値に対して最終的なリミット処理が行われる。次のステップS1422では、エンジントルク変換部315にて駆動軸端の補正トルク値がエンジン端補正トルク値に単位変換され、これが最終の補正トルク値として出力される。
上記ステップS1401からステップS1422へと進む車体制振制御処理は、所定の制御周期毎に繰り返される。
In the next step S1418, the limit processing unit 311 performs drive system resonance countermeasure limit processing on the correction torque value. In the next step S1419, the bandpass filter 312 performs a filter process for removing the drive system resonance component on the correction torque value. In the next step S1420, nonlinear gain processing for amplifying the correction torque value in the vicinity of the positive / negative switching region is performed in the nonlinear gain amplifying unit 313. In the next step S1421, the limit processing unit 314 performs final limit processing on the corrected torque value after amplification processing. In the next step S1422, the engine torque conversion unit 315 converts the drive shaft end correction torque value into an engine end correction torque value, which is output as the final correction torque value.
The vehicle structure vibration control process that proceeds from step S1401 to step S1422 is repeated every predetermined control cycle.

[車体制振制御で性能向上を狙うシーンと効果]
上記の車体制振制御処理により、実施例1の車体制振制御により性能向上を狙うシーンと効果について、図17に基づき説明する。
[Scenes and effects aimed at improving performance through vehicle system vibration control]
The scene and effect aiming at performance improvement by the vehicle structure vibration control process of the first embodiment by the above-described vehicle structure vibration control process will be described with reference to FIG.

実施例1の車体制振制御で性能向上を狙うシーンとその効果は、
(a)車線変更時やS字路等のシーンで、穏やかなロールとリニアリティの良さにより、安定感のあるリニアな旋回性能を得ること。
(b)高速巡航時等のシーンで、修正操舵の少なさやピッチダンピングの良さにより、車両の安定した巡航性能を得ること。
にある。
The scene aiming at performance improvement by the vehicle system vibration control of Example 1 and the effect are as follows:
(a) To obtain a stable linear turning performance with a gentle roll and good linearity in lane changes and scenes such as S-shaped roads.
(b) To obtain stable cruising performance of the vehicle due to the lack of correction steering and good pitch damping in scenes such as high-speed cruising.
It is in.

上記(a)の効果を達成するには、「操舵応答の向上」と「ロール速度の抑制」が必要であり、上記(b)の効果を達成するには、「荷重変動の抑制」が必要である。以下、図17に基づき、車体制振制御により、これらの効果を実現できる理由を説明する。   To achieve the effect (a) above, it is necessary to “improve the steering response” and “suppress roll speed”, and to achieve the effect (b) above, it is necessary to “suppress load fluctuation”. It is. Hereinafter, the reason why these effects can be realized by the vehicle system vibration control will be described with reference to FIG.

「操舵応答の向上」は、図17に示すように、操舵時、減速=トルクダウンを行うと、前輪荷重が増加し、前輪タイヤのコーナリングパワーCpが増大し、タイヤ横力が増大することで、操舵応答が向上する。すなわち、コーナリングパワーCpは、輪荷重が大きいほど大きくなるという荷重依存特性を用い、操舵時に輪荷重を増加させることで、「操舵応答の向上」が実現される。   As shown in FIG. 17, “improvement of steering response” means that when the vehicle is decelerated = torque-down during steering, the front wheel load increases, the cornering power Cp of the front tire increases, and the tire lateral force increases. The steering response is improved. That is, the cornering power Cp is increased by increasing the wheel load at the time of steering by using a load-dependent characteristic that increases as the wheel load increases.

「荷重変動の抑制」は、図17に示すように、例えば、ノーズアップ挙動が発生した場合には、減速=トルクダウンを行うと、車体振動と逆位相の運動(ノーズダウン)が発生し、荷重変動の相殺により、荷重変動が抑制される。一方、ノーズダウン挙動が発生した場合には、加速=トルクアップを行うと、車体振動と逆位相の運動(ノーズアップ)が発生し、荷重変動の相殺により、荷重変動が抑制される。そして、ドライバ入力により振動(荷重変動)が発生した場合も、路面外乱により振動(荷重変動)が発生した場合も、荷重変動が抑制される。すなわち、トルク変動と路面外乱によるピッチ挙動を推定すると、推定したピッチ挙動とは逆位相の駆動トルクで、「荷重変動の抑制」が実現される。   As shown in FIG. 17, for example, when a nose-up behavior occurs, “deceleration of load fluctuation” causes a motion (nose-down) in an opposite phase to vehicle body vibration when deceleration = torque down. The load fluctuation is suppressed by canceling the load fluctuation. On the other hand, when nose-down behavior occurs, if acceleration = torque up is performed, motion in the opposite phase to the vehicle body vibration (nose-up) occurs, and load fluctuation is suppressed by offsetting the load fluctuation. The load fluctuation is suppressed both when the vibration (load fluctuation) is generated by the driver input and when the vibration (load fluctuation) is generated by the road surface disturbance. That is, when the pitch behavior due to the torque fluctuation and the road surface disturbance is estimated, “load fluctuation suppression” is realized with the driving torque having the opposite phase to the estimated pitch behavior.

「ロール速度の抑制」は、図17に示すように、上記した「操舵応答の向上」と「荷重変動の抑制」によりヨーレイトのリニアリティが向上する。したがって、ヨーレイトに比例して穏やかな横G変化となり、ロールレイトのピーク値が小さくなって、ロール速度が抑制される。すなわち、「操舵応答の向上」と「荷重変動の抑制」が組み合わされる結果として「ロール速度の抑制」が実現される。   As shown in FIG. 17, “roll speed reduction” improves the linearity of yaw rate by the above-described “improvement of steering response” and “suppression of load fluctuation”. Therefore, the lateral G change is gentle in proportion to the yaw rate, the peak value of the roll rate is reduced, and the roll speed is suppressed. That is, as a result of combining “improvement of steering response” and “suppression of load fluctuation”, “suppression of roll speed” is realized.

したがって、操舵時には、前輪荷重が増加するよう積極的にノーズダウン挙動を助長することでヨー応答を向上させ、同時に余計な振動成分は抑制することでリニアリティを確保する。そして、これらの制御を同時に行うことで横Gの急変が抑えられるため、ロールレイトを抑制できるという本制御が狙いとする効果(a)を実現できる。   Therefore, at the time of steering, the yaw response is improved by actively promoting the nose-down behavior so that the front wheel load increases, and at the same time, the extra vibration component is suppressed, thereby ensuring the linearity. And since the sudden change of the horizontal G is suppressed by performing these controls simultaneously, the effect (a) aimed at by this control that can suppress the roll rate can be realized.

一方、操舵を伴わない直線路の巡航時には、トルク変動と路面外乱によるピッチ挙動を推定し、推定したピッチ挙動とは逆位相の駆動トルクを与えることで、荷重変動が抑制され、車両の安定した巡航性能を得るという本制御が狙いとする効果(b)を実現できる。   On the other hand, when cruising on a straight road without steering, the pitch behavior due to torque fluctuation and road surface disturbance is estimated, and by applying a driving torque in the opposite phase to the estimated pitch behavior, load fluctuation is suppressed and the vehicle is stabilized. The effect (b) aimed by this control to obtain cruise performance can be realized.

[車体制振制御ロジックと車体制振制御効果]
上記車体制振制御で性能向上を狙うシーンと効果を達成する実施例1の車体制振制御ロジックと車体制振制御効果を、図18及び図19に基づき説明する。
[Vehicle structure vibration control logic and vehicle structure vibration control effect]
The vehicle structure vibration control logic and the vehicle structure vibration control effect of the first embodiment that achieve the performance improvement effect and the vehicle structure vibration control will be described with reference to FIGS. 18 and 19.

まず、実施例1の車体制振制御ロジックは、図18に示すように、ドライバ要求トルク(=駆動軸端トルクTw)、前輪上下力Ff、後輪上下力Fr、前輪旋回抵抗力Fcf、後輪旋回抵抗力Fcrを、車両モデル307に入力する。これにより、車体のばね上挙動状態量であるバウンス速度・バウンス量・ピッチ速度・ピッチ角度を算出する。   First, as shown in FIG. 18, the vehicle system vibration control logic of the first embodiment includes a driver request torque (= drive shaft end torque Tw), front wheel vertical force Ff, rear wheel vertical force Fr, front wheel turning resistance force Fcf, rear The wheel turning resistance force Fcr is input to the vehicle model 307. Thereby, the bounce speed, the bounce amount, the pitch speed, and the pitch angle, which are the sprung behavior state quantities of the vehicle body, are calculated.

そして、車体のばね上挙動状態量のそれぞれに、図18に示すように、バウンス速度・バウンス量・ピッチ速度・ピッチ角度を適正化するレギュレータゲインF1〜F8を掛け合わせ、さらに、調整代となるチューニングゲインK1〜K8を掛け合わせる。   Then, as shown in FIG. 18, each of the sprung behavior state quantities of the vehicle body is multiplied by regulator gains F1 to F8 for optimizing the bounce speed, the bounce amount, the pitch speed, and the pitch angle. Multiply the tuning gains K1 to K8.

上記処理により制御対象である「トルク入力によるばね上挙動」と「外乱によるばね上挙動」と「操舵によるばね上挙動」のそれぞれについて補正トルク値A,B,Cを得る。そして、各補正トルク値A,B,Cを合算することで、最終の補正トルク値(=図18の制御トルク)とし、ドライバ要求トルクに制御トルクを加算した駆動トルクを得る駆動トルク指令値を、実車のエンジン106に出力する。   With the above processing, correction torque values A, B, and C are obtained for each of the “sprung behavior by torque input”, “sprung behavior by disturbance”, and “sprung behavior by steering”, which are control targets. Then, by adding the correction torque values A, B, and C, a final correction torque value (= control torque in FIG. 18) is obtained, and a drive torque command value for obtaining a drive torque obtained by adding the control torque to the driver request torque is obtained. And output to the engine 106 of the actual vehicle.

ここで、各補正トルク値A,B,Cのうち、補正トルク値Cは、操舵時において、前輪荷重を上乗せするように駆動トルクを補正し、左右前輪102FR,102FLに積極的に輪荷重を乗らせるための補正トルク値である。
したがって、操舵時には、補正トルク値Cにより、前輪荷重が増加するよう積極的にノーズダウン挙動を助長することでヨー応答を向上させ、同時に補正トルク値A,Bにより余計な振動成分は抑制することでリニアリティが確保される。すなわち、ロールレイトを抑制するという本制御が狙いとする効果(a)が、補正トルク値A,Bに補正トルク値Cが加わることで実現される。
Here, among the corrected torque values A, B, and C, the corrected torque value C corrects the driving torque so as to add the front wheel load during steering, and positively applies the wheel load to the left and right front wheels 102FR and 102FL. This is the correction torque value for getting on.
Therefore, at the time of steering, the yaw response is improved by actively promoting the nose-down behavior so that the front wheel load is increased by the correction torque value C, and at the same time, unnecessary vibration components are suppressed by the correction torque values A and B. This ensures linearity. That is, the effect (a) targeted by the present control for suppressing the roll rate is realized by adding the correction torque value C to the correction torque values A and B.

一方、上記各補正トルク値A,B,Cのうち、補正トルク値A,Bは、直進路走行中において、駆動トルクの変動や路面外乱にかかわらず、前後荷重変動を安定化し、車体振動を抑制するために補正トルク値である。
したがって、操舵を伴わない直線路の巡航時には、トルク変動と路面外乱によるピッチ挙動やバウンス挙動や前後荷重変化を推定し、補正トルク値A,Bにより、推定したピッチ挙動やバウンス挙動や前後荷重変化とは逆位相の駆動トルクが与えられることで、ピッチ挙動やバウンス挙動(上下挙動)や前後荷重変化が抑制される。すなわち、車両の安定した巡航性能を得るという本制御が狙いとする効果(b)が、補正トルク値A,Bにより実現される。
On the other hand, among the above correction torque values A, B, and C, the correction torque values A and B stabilize the longitudinal load fluctuation and reduce the vehicle body vibration regardless of the fluctuation of the driving torque and the road surface disturbance during traveling on the straight road. It is a correction torque value to suppress.
Therefore, during cruising on a straight road without steering, the pitch behavior, bounce behavior, and longitudinal load change due to torque fluctuation and road disturbance are estimated, and the estimated pitch behavior, bounce behavior, and longitudinal load change are estimated based on the corrected torque values A and B. By applying a driving torque having an opposite phase, pitch behavior, bounce behavior (up-down behavior), and change in front-rear load are suppressed. That is, the effect (b) targeted by the present control for obtaining a stable cruise performance of the vehicle is realized by the correction torque values A and B.

次に、上記実施例1の車体制振制御ロジックにより狙いとする効果(a),(b)が実現されることの確認を、図19に基づき説明する。なお、図19は、直進走行から操舵したときの対比特性(制御有りが実線特性、制御無しが点線特性)を時系列であらわしている。   Next, confirmation that the targeted effects (a) and (b) are realized by the vehicle system vibration control logic of the first embodiment will be described with reference to FIG. Note that FIG. 19 shows a contrast characteristic (solid line characteristic with control, dotted line characteristic without control) in a time series when steering from straight running.

車体制振制御では、図19の矢印Jに示すように、(車体振動を抑制する指令トルク)+(操舵応答をコントロールする指令トルク)による制御指令値(=駆動トルク指令値)が出力される。
このため、時刻t1までの直進走行域では、図19の矢印Eに示すように、制御無しに比べ、ピッチレイトが抑制され、車両の安定した走行性能により、乗心地の向上が実現されていることが分かる。
In the vehicle system vibration control, as indicated by an arrow J in FIG. 19, a control command value (= drive torque command value) is output by (command torque for suppressing vehicle body vibration) + (command torque for controlling steering response). .
For this reason, in the straight traveling region up to time t1, as shown by the arrow E in FIG. 19, the pitch rate is suppressed as compared to the case without control, and the riding comfort is improved by the stable traveling performance of the vehicle. I understand that.

そして、時刻t1以降の操舵過渡領域においては、図19の矢印Fに示すように、ピッチレイトの変化が抑制されていて、適切な荷重移動が実現されていることが分かる。操舵過渡領域のうち、旋回初期においては、図19の矢印Gに示すように、制御無しに比べてヨーレイトが早期に立ち上がり、初期応答性が向上していることが分かる。さらに、操舵過渡領域のうち、旋回後期においては、図19の矢印Hに示すように、制御無しに比べてヨーレイトが緩やかに変化し、旋回巻き込みが抑制されていることが分かる。   Then, in the steering transition region after time t1, as shown by the arrow F in FIG. 19, it can be seen that the change in the pitch rate is suppressed and appropriate load movement is realized. As shown by an arrow G in FIG. 19, in the steering transient region, as shown by an arrow G in FIG. 19, it can be seen that the yaw rate rises earlier than in the case of no control, and the initial response is improved. Furthermore, in the steering transition region, in the late turning period, as shown by the arrow H in FIG. 19, it can be seen that the yaw rate changes more gently than in the case of no control, and the turning entanglement is suppressed.

そして、操舵過渡領域(旋回初期〜旋回後期)においては、ピッチレイトの変化を抑制する制御と、ヨーレイトの変化を抑制する制御と、を同時に行うことで、横Gの急変が抑えられるため、図19の矢印Iに示すように、制御無しに比べてロールレイトが抑制されていることが分かる。   In the steering transition region (from the early turn to the late turn), the control for suppressing the change in the pitch rate and the control for suppressing the change in the yaw rate are performed at the same time. As shown by the arrow I of 19, it can be seen that the roll rate is suppressed as compared with the case of no control.

[車速に応じた切り替えによる旋回抵抗力算出作用]
上記本制御が狙いとする効果(a)を実現するには、走行中のセンシング情報に基づき前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcrが精度良く算出されることが前提となる。したがって、走行状態にかかわらず前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcrの算出精度を確保する工夫が必要である。以下、これを反映する車速に応じた切り替えによる旋回抵抗力算出作用を説明する。
[Calculation of turning resistance by switching according to vehicle speed]
In order to realize the effect (a) targeted by the present control, it is assumed that the front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr are accurately calculated based on sensing information during traveling. Therefore, it is necessary to devise a method for ensuring the calculation accuracy of the front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr regardless of the traveling state. Hereinafter, the turning resistance calculation operation by switching according to the vehicle speed reflecting this will be described.

例えば、線形2輪モデルを用いて操舵角から旋回抵抗力を演算する1つの制御ロジックを用いて旋回抵抗力の算出するものを比較例とする。
この比較例の場合、線形2輪モデルとの近似性が高い中速以上の車速領域では、旋回抵抗力の算出精度が確保される。しかし、線形2輪モデルとの近似性が低下する低速域において、旋回抵抗力の算出精度が低くなる。この結果、低速旋回シーンにおいて、穏やかなロールとリニアリティの良さにより、安定感のあるリニアな旋回性能を実現できないことがある。
For example, a calculation example of a turning resistance force using one control logic that calculates a turning resistance force from a steering angle using a linear two-wheel model is used as a comparative example.
In the case of this comparative example, the calculation accuracy of the turning resistance force is ensured in a vehicle speed range of medium speed or higher where the approximation with the linear two-wheel model is high. However, in the low speed range where the approximation with the linear two-wheel model is lowered, the calculation accuracy of the turning resistance force is lowered. As a result, in a low-speed turning scene, a stable linear turning performance may not be realized due to a gentle roll and good linearity.

これに対し、実施例1では、操舵角信号と車体速信号に基づいて、異なる演算手法により旋回抵抗力を演算する第1旋回抵抗力算出部305及び第2旋回抵抗力算出部306と、両算出部305,306からの算出結果と走行条件(車速条件)に基づき、車体振動推定部205へ出力する前輪旋回抵抗力Fcfと後輪旋回抵抗力Fcrを切り替え処理する切り替え処理部321と、備える構成を採用した。   On the other hand, in the first embodiment, both the first turning resistance calculation unit 305 and the second turning resistance calculation unit 306 that calculate the turning resistance force by different calculation methods based on the steering angle signal and the vehicle body speed signal, Based on the calculation results from the calculation units 305 and 306 and the traveling condition (vehicle speed condition), a switching processing unit 321 that switches between the front wheel turning resistance force Fcf and the rear wheel turning resistance force Fcr output to the vehicle body vibration estimation unit 205 is provided. Adopted.

すなわち、第1旋回抵抗力算出部305においては、車体速度推定部304からの車体速度Vと操舵角センサ111からの操舵角θを入力し、操舵角によりタイヤ転舵角δが算出され、操舵角と線形2輪モデルの式を用いヨーレイトγと車体スリップ角βvが算出される。そして、ヨーレイトγと車体スリップ角βv及びタイヤ転舵角δに基づき、ドライバ操舵による第1前輪旋回抵抗力Fcf1と第1後輪旋回抵抗力Fcr1が演算される。   That is, in the first turning resistance calculation unit 305, the vehicle body speed V from the vehicle body speed estimation unit 304 and the steering angle θ from the steering angle sensor 111 are input, and the tire turning angle δ is calculated based on the steering angle. The yaw rate γ and the vehicle body slip angle βv are calculated using the angle and the equation of the linear two-wheel model. Then, based on the yaw rate γ, the vehicle body slip angle βv, and the tire turning angle δ, the first front wheel turning resistance force Fcf1 and the first rear wheel turning resistance force Fcr1 by the driver steering are calculated.

一方、第2旋回抵抗力算出部306においては、車体速度推定部304からの車体速度Vと操舵角センサ111からの操舵角θを入力し、図7に示す車速/操舵角/旋回抵抗力の3次元マップを使用し、第2前輪旋回抵抗力Fcf2が算出され、図8に示す車速/操舵角/旋回抵抗力の3次元マップを使用し、第2後輪旋回抵抗力Fcr2が算出される。   On the other hand, in the second turning resistance calculation unit 306, the vehicle speed V from the vehicle speed estimation unit 304 and the steering angle θ from the steering angle sensor 111 are input, and the vehicle speed / steering angle / turning resistance shown in FIG. The second front wheel turning resistance force Fcf2 is calculated using the three-dimensional map, and the second rear wheel turning resistance force Fcr2 is calculated using the three-dimensional map of vehicle speed / steering angle / turning resistance force shown in FIG. .

ここで、「線形2輪モデル」は、左右前輪と左右後輪をそれぞれ1輪とみなし、定常旋回状態における線形特性を模擬した旋回挙動モデルである。しかし、実際の車両の旋回挙動をみると、非線形な特性を含む複雑な挙動であり、特に、操舵角や車速の変化が大きな低速域での旋回時に線形2輪モデルを用いてヨーレイトγと車体スリップ角βvを算出すると、算出値が実際値から乖離する場合がある。これに対し、「車速/操舵角/旋回抵抗力の3次元マップ」は、横Gの比例関係に近似する特性に基づくマップである。このため、低速域旋回時に操舵角や車速の変化に追従でき、線形2輪モデルを用いる場合に比べ、旋回抵抗力の算出精度が高まる。   Here, the “linear two-wheel model” is a turning behavior model in which the left and right front wheels and the left and right rear wheels are regarded as one wheel and the linear characteristics in a steady turning state are simulated. However, the actual turning behavior of the vehicle is a complex behavior including non-linear characteristics. In particular, the yaw rate γ and the vehicle body are determined using a linear two-wheel model when turning in a low speed range where the steering angle and the vehicle speed vary greatly. When the slip angle βv is calculated, the calculated value may deviate from the actual value. On the other hand, the “three-dimensional map of vehicle speed / steering angle / turning resistance force” is a map based on characteristics approximating the proportional relationship of lateral G. For this reason, it is possible to follow changes in the steering angle and the vehicle speed when turning in a low speed region, and the calculation accuracy of the turning resistance force is increased as compared with the case of using a linear two-wheel model.

そして、切り替え処理部321において、第1旋回抵抗力算出部305と第2旋回抵抗力算出部306からの算出結果と車速条件に基づき、車体振動推定部205へ出力する前輪旋回抵抗力Fcfと後輪旋回抵抗力Fcrを切り替え処理される。この切り替え処理は、車速が中速以上のときの前輪旋回抵抗力Fcfと後輪旋回抵抗力Fcrの決定に第1旋回抵抗力(第1前輪旋回抵抗力Fcf1と第1後輪旋回抵抗力Fcr1)が使用される。一方、車速が低速域のときの旋回抵抗力の決定に第2旋回抵抗力(第2前輪旋回抵抗力Fcf2と第2後輪旋回抵抗力Fcr2)が使用される。   Then, in the switching processing unit 321, based on the calculation results from the first turning resistance calculation unit 305 and the second turning resistance calculation unit 306 and the vehicle speed condition, the front wheel turning resistance force Fcf output to the vehicle body vibration estimation unit 205 and the rear The wheel turning resistance force Fcr is switched. In this switching process, the first turning resistance force (first front wheel turning resistance force Fcf1 and first rear wheel turning resistance force Fcr1) is determined in determining the front wheel turning resistance force Fcf and the rear wheel turning resistance force Fcr when the vehicle speed is medium or higher. ) Is used. On the other hand, the second turning resistance force (second front wheel turning resistance force Fcf2 and second rear wheel turning resistance force Fcr2) is used to determine the turning resistance force when the vehicle speed is in the low speed range.

すなわち、第1旋回抵抗力算出部305による演算手法では旋回抵抗力の算出精度が低くなる走行条件である低速域旋回に対し、旋回抵抗力の算出精度を確保する演算手法を第2旋回抵抗力算出部306に割り当てることができる。   That is, the calculation method for ensuring the calculation accuracy of the turning resistance force is the second turning resistance force with respect to the low-speed turning that is the running condition in which the calculation accuracy of the turning resistance force is low in the calculation method by the first turning resistance force calculation unit 305. The calculation unit 306 can be assigned.

この結果、車速条件が変化するシーンにおいて、一方の第1旋回抵抗力算出部305による算出精度が低くなる低速域条件のとき、算出精度の確保を他方の第2旋回抵抗力算出部306により分担することで、車速条件の変化にかかわらず旋回抵抗力の算出精度が確保される。そして、この旋回抵抗力(前輪旋回抵抗力Fcfと後輪旋回抵抗力Fcr)を車体振動推定部205へ出力することで、車速条件にかかわらず、本制御が狙いとする安定感のあるリニアな旋回性能(上記効果(a))を実現することができる。   As a result, in a scene where the vehicle speed condition changes, when the low-speed range condition in which the calculation accuracy by one of the first turning resistance calculation units 305 is low, the other second turning resistance calculation unit 306 ensures the calculation accuracy. By doing so, the calculation accuracy of the turning resistance force is ensured regardless of changes in the vehicle speed condition. Then, by outputting these turning resistance forces (front wheel turning resistance force Fcf and rear wheel turning resistance force Fcr) to the vehicle body vibration estimation unit 205, a linear with a sense of stability targeted by this control regardless of the vehicle speed condition. The turning performance (the above effect (a)) can be realized.

実施例1では、切り替え車速に関して、図9及び図10に示すように、第2旋回抵抗力から第1旋回抵抗力へ遷移する低速→中速切り替え車速V1と、第1旋回抵抗力から第2旋回抵抗力へ遷移する中速→低速切り替え車速V2(<V1)との間にヒステリシス幅ΔVH(=V1−V2)を持たせた構成を採用している。   In the first embodiment, with respect to the switching vehicle speed, as shown in FIG. 9 and FIG. 10, the low-speed to medium-speed switching vehicle speed V1 that changes from the second turning resistance force to the first turning resistance force and the first turning resistance force to the second A configuration is adopted in which a hysteresis width ΔVH (= V1−V2) is provided between the vehicle speed V2 (<V1) for switching from the medium speed to the low speed for transition to the turning resistance force.

この構成により、低速から中速へ車速変化するとき、図9に示すように、車速Vが低速→中速切り替え車速V1に達するまでは、第2旋回抵抗力算出部306で算出された第2旋回抵抗力(第2前輪旋回抵抗力Fcf2と第2後輪旋回抵抗力Fcr2)が維持される。その後、中速から低速へ車速変化するときは、図10に示すように、車速Vが中速→低速切り替え車速V2(<V1)に達するまでは、第1旋回抵抗力算出部305で算出された第1旋回抵抗力(第1前輪旋回抵抗力Fcf1と第2後輪旋回抵抗力Fcr1)が維持される。   With this configuration, when the vehicle speed changes from the low speed to the medium speed, as shown in FIG. 9, the second turning resistance calculating unit 306 calculates the second speed until the vehicle speed V reaches the low speed → medium speed switching vehicle speed V1. The turning resistance force (second front wheel turning resistance force Fcf2 and second rear wheel turning resistance force Fcr2) is maintained. Thereafter, when the vehicle speed changes from the medium speed to the low speed, as shown in FIG. 10, the first turning resistance calculation unit 305 calculates until the vehicle speed V reaches the medium speed → low speed switching vehicle speed V2 (<V1). The first turning resistance force (first front wheel turning resistance force Fcf1 and second rear wheel turning resistance force Fcr1) is maintained.

すなわち、切り替え車速にヒステリシス幅ΔVHを持たせていないとすると、切り替え車速域で車速変化するような旋回シーンの時、第1旋回抵抗力と第2旋回抵抗力が頻繁に切り替え選択されるハンチングを生じ、トルク指令値の変動原因になる。
これに対し、切り替え車速にヒステリシス幅ΔVHを持たせたことで、切り替え車速域で車速変化するような旋回シーンの時、第1旋回抵抗力と第2旋回抵抗力の切り替えハンチングが防止され、トルク指令値の変動が抑制される。
In other words, assuming that the switching vehicle speed does not have the hysteresis width ΔVH, hunting in which the first turning resistance force and the second turning resistance force are frequently switched and selected in a turning scene in which the vehicle speed changes in the switching vehicle speed range. This causes fluctuations in the torque command value.
On the other hand, by providing the switching vehicle speed with a hysteresis width ΔVH, switching hunting between the first turning resistance force and the second turning resistance force is prevented in a turning scene where the vehicle speed changes in the switching vehicle speed range, and torque is reduced. The fluctuation of the command value is suppressed.

[重み付け切り替え遷移による旋回抵抗力算出作用]
上記のように、実施例1では、第1旋回抵抗力を選択するか第2旋回抵抗力を選択するかを車速により切り替える構成としている。この2つの旋回抵抗力を切り替えるとき、切り替え車速の前後でON/OFF的に切り替えると、車両モデルに入力する旋回抵抗力の値が急変するおそれがあるため、旋回抵抗力の急変を防止する対策が必要である。以下、これを反映する重み付け切り替え遷移による旋回抵抗力算出作用を説明する。
[Calculation of turning resistance by weight switching transition]
As described above, in the first embodiment, the first turning resistance force or the second turning resistance force is selected according to the vehicle speed. When switching between these two turning resistance forces, switching between ON / OFF before and after the switching vehicle speed may cause a sudden change in the value of the turning resistance input to the vehicle model. is necessary. Hereinafter, the turning resistance force calculating action by the weighted switching transition reflecting this will be described.

実施例1では、切り替え処理部321として、旋回抵抗力の切り替え遷移中の値を、第1旋回抵抗力Faと第2旋回抵抗力Fbに対して重み付け係数kを用いた合成値Fとし、車速Vの変化に応じて滑らかに旋回抵抗力が変化する重み付け切り替え構成としている。   In the first embodiment, the switching processing unit 321 sets the value during the transition of the turning resistance force as the combined value F using the weighting coefficient k for the first turning resistance force Fa and the second turning resistance force Fb, and the vehicle speed. A weighting switching configuration in which the turning resistance smoothly changes according to changes in V is adopted.

この構成により、低速から中速へ車速変化するとき、図9に示すように、車速Vが低速→中速切り替え車速V1に達すると、重み付け係数kが、車速Vの上昇にしたがってk=1から徐々に低下してk=0に到達する。つまり、重み付け配分が、第2旋回抵抗力Fbの配分大から徐々に配分が変化して第1旋回抵抗力Faの配分大へと遷移する。
同様に、中速から低速へ車速変化するときは、図10に示すように、車速Vが中速→低速切り替え車速V2(<V1)に達すると、重み付け係数kが、車速Vの低下にしたがってk=0から徐々に上昇してk=1に到達する。つまり、重み付け配分が、第1旋回抵抗力Faの配分大から徐々に配分が変化して第2旋回抵抗力Fbの配分大へと遷移する。
With this configuration, when the vehicle speed changes from the low speed to the medium speed, as shown in FIG. 9, when the vehicle speed V reaches the low speed → medium speed switching vehicle speed V1, the weighting coefficient k is increased from k = 1 as the vehicle speed V increases. It gradually decreases and reaches k = 0. That is, the weighted distribution gradually changes from the large distribution of the second turning resistance force Fb to the large distribution of the first turning resistance force Fa.
Similarly, when the vehicle speed changes from the medium speed to the low speed, when the vehicle speed V reaches the medium speed → low speed switching vehicle speed V2 (<V1) as shown in FIG. It gradually rises from k = 0 and reaches k = 1. That is, the weighted distribution gradually changes from the large distribution of the first turning resistance force Fa to the large distribution of the second turning resistance force Fb.

すなわち、第1旋回抵抗力Faと第2旋回抵抗力FbをON/OFF切り替え構成にすると、車速が切り替え車速に達すると、第1旋回抵抗力Faと第2旋回抵抗力Fbとの間で、値が急に切り替えられ、トルク指令値の変動原因になる。   That is, when the first turning resistance Fa and the second turning resistance Fb are configured to be switched ON / OFF, when the vehicle speed reaches the switching vehicle speed, the first turning resistance Fa and the second turning resistance Fb are The value is suddenly switched, causing the torque command value to fluctuate.

これに対し、第1旋回抵抗力Faと第2旋回抵抗力Fbを重み付け切り替え構成にしたことで、車速変化により切り替え車速V1又はV2に達する旋回シーンの時、前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcrの急変が防止され、トルク指令値の変動が抑制される。   On the other hand, since the first turning resistance force Fa and the second turning resistance force Fb are weighted and switched, when the turning scene reaches the switching vehicle speed V1 or V2 due to the vehicle speed change, the front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr Sudden changes are prevented, and fluctuations in the torque command value are suppressed.

実施例1では、切り替え処理部321として、図9及び図10に示すように、重み係数kの車速変化勾配の値を、操舵角速度が小さいほど急な車速変化勾配の値にし、操舵角速度が大きいほど緩やかな車速変化勾配の値にする構成としている。   In the first embodiment, as shown in FIGS. 9 and 10, as the switching processing unit 321, the vehicle speed change gradient value of the weight coefficient k is set to a steeper vehicle speed change gradient value as the steering angular velocity is smaller, and the steering angular velocity is larger. The configuration is such that the value of the vehicle speed change gradient is moderate.

この構成により、低速から中速へ車速変化するとき、図9に示すように、車速Vが低速→中速切り替え車速V1に達し、操舵角速度が小さいと、重み付け係数kが、車速Vの上昇にしたがってk=1から急な勾配にて低下してk=0に到達する。一方、車速Vが低速→中速切り替え車速V1に達し、操舵角速度が大きいと、重み付け係数kが、車速Vの上昇にしたがってk=1から緩やかな勾配にて低下してk=0に到達する。つまり、第2旋回抵抗力Fbから第1旋回抵抗力Faへの重み付け配分遷移速度が、操舵角速度の大きさにより変化する。
同様に、中速から低速へ車速変化するときは、図10に示すように、車速Vが中速→低速切り替え車速V2(<V1)に達し、操舵角速度が小さいと、重み付け係数kが、車速Vの低下にしたがってk=0から急な勾配にて上昇してk=1に到達する。一方、車速Vが低速→中速切り替え車速V1に達し、操舵角速度が大きいと、重み付け係数kが、車速Vの低下にしたがってk=0から緩やかな勾配にて上昇してk=1に到達する。つまり、第1旋回抵抗力Faから第2旋回抵抗力Fbへの重み付け配分遷移速度が、操舵角速度の大きさにより変化する。
With this configuration, when the vehicle speed changes from the low speed to the medium speed, as shown in FIG. 9, when the vehicle speed V reaches the low speed → medium speed switching vehicle speed V1 and the steering angular speed is small, the weighting coefficient k increases the vehicle speed V. Therefore, it decreases at a steep slope from k = 1 and reaches k = 0. On the other hand, when the vehicle speed V reaches the low to medium speed switching vehicle speed V1 and the steering angular speed is large, the weighting coefficient k decreases from k = 1 with a gentle gradient and reaches k = 0 as the vehicle speed V increases. . That is, the weighted distribution transition speed from the second turning resistance force Fb to the first turning resistance force Fa changes depending on the magnitude of the steering angular velocity.
Similarly, when the vehicle speed changes from the medium speed to the low speed, as shown in FIG. 10, when the vehicle speed V reaches the medium speed → low speed switching vehicle speed V2 (<V1) and the steering angular speed is small, the weighting coefficient k becomes the vehicle speed. As V decreases, it rises at a steep slope from k = 0 and reaches k = 1. On the other hand, when the vehicle speed V reaches the low-to-medium speed switching vehicle speed V1 and the steering angular speed is large, the weighting coefficient k increases from k = 0 with a gentle gradient and reaches k = 1 as the vehicle speed V decreases. . That is, the weighted distribution transition speed from the first turning resistance force Fa to the second turning resistance force Fb changes depending on the magnitude of the steering angular velocity.

すなわち、第1旋回抵抗力Faと第2旋回抵抗力Fbとの間での重み付け配分遷移速度を操舵角速度にかかわらず一定速度(例えば、操舵角速度大小の中間速度)に設定すると、トルク指令値の変動幅が小さな操舵角速度小のとき、重み付け配分遷移速度が遅過ぎになり、切り替え応答性が低下する。一方、トルク指令値の変動幅が大きな操舵角速度大のとき、重み付け配分遷移速度が早過ぎになり、トルク指令値の変動が残る。   That is, when the weighted distribution transition speed between the first turning resistance force Fa and the second turning resistance force Fb is set to a constant speed (for example, an intermediate speed with a large or small steering angular speed) regardless of the steering angular speed, the torque command value When the fluctuation width is small and the steering angular velocity is small, the weighted distribution transition speed becomes too slow, and the switching responsiveness decreases. On the other hand, when the fluctuation range of the torque command value is large and the steering angular velocity is large, the weighted distribution transition speed becomes too early, and the torque command value varies.

これに対し、第1旋回抵抗力Faと第2旋回抵抗力Fbとの間での重み付け配分遷移速度(車速変化勾配)を操舵角速度に応じて変化させる構成にしたことで、トルク指令値の変動幅が小さな操舵角速度小のとき、切り替え応答性が向上する。一方、トルク指令値の変動幅が大きな操舵角速度大のとき、確実にトルク指令値の変動が抑制される。   On the other hand, by changing the weighted distribution transition speed (vehicle speed change gradient) between the first turning resistance force Fa and the second turning resistance force Fb according to the steering angular speed, the torque command value varies. When the steering angle speed is small and the width is small, the switching response is improved. On the other hand, when the fluctuation range of the torque command value is large and the steering angular velocity is large, the fluctuation of the torque command value is surely suppressed.

実施例1では、切り替え処理部321として、図11に示すように、トルク指令値算出部206にて算出されるトルク指令値の絶対値が閾値より小さい時(時刻t1〜t3、時刻t4〜)に旋回抵抗力の切り替えを実行する。言い換えると、トルク指令値の絶対値が閾値以上の時(時刻t3〜t4)には、旋回抵抗力の切り替えを実行しない構成としている。   In the first embodiment, as shown in FIG. 11, as the switching processing unit 321, when the absolute value of the torque command value calculated by the torque command value calculation unit 206 is smaller than the threshold (time t1 to t3, time t4 to) Execute the switching of the turning resistance force. In other words, when the absolute value of the torque command value is equal to or greater than the threshold (time t3 to t4), the turning resistance force is not switched.

この構成により、例えば、低速から中速へ車速変化するとき、図11に示すように、車速Vが低速→中速切り替え車速V1に達する時刻t2から時刻t3まではトルク指令値の絶対値が閾値より小さい。しかし、時刻t3でトルク指令値の絶対値が閾値以上になると、トルク指令値の絶対値が閾値以上である時刻t3〜t4の間は、重み係数kがそのまま保持され、車体振動推定部205へ出力する前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcrの値が、固定値による重み係数kにて算出される。なお、トルク指令値の絶対値が閾値以上である間は重み係数kを保持するのは、中速から低速へ車速変化するときも同様に行われる。
すなわち、トルク指令値の絶対値が閾値以上のときにも旋回抵抗力の切り替えを行う構成にすると、旋回抵抗力の切り替えが、トルク指令値の変動をさらに助長してしまう場合がある。
これに対し、トルク指令値の絶対値が閾値以上の時には、旋回抵抗力の切り替えを実行しない構成としたことで、旋回抵抗力の切り替えによりトルク指令値の変動を助長することが抑制される。
With this configuration, for example, when the vehicle speed changes from low speed to medium speed, the absolute value of the torque command value is a threshold value from time t2 until time t3 when the vehicle speed V reaches the low speed → medium speed switching vehicle speed V1, as shown in FIG. Smaller than. However, when the absolute value of the torque command value becomes greater than or equal to the threshold value at time t3, the weighting coefficient k is maintained as it is between time t3 and t4 when the absolute value of the torque command value is equal to or greater than the threshold value, and the vehicle body vibration estimation unit 205 is notified. The values of the front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr to be output are calculated by a weighting factor k based on a fixed value. It should be noted that while the absolute value of the torque command value is equal to or greater than the threshold value, the weighting factor k is similarly held when the vehicle speed changes from medium speed to low speed.
In other words, when the turning resistance force is switched even when the absolute value of the torque command value is equal to or greater than the threshold value, the switching of the turning resistance force may further promote the fluctuation of the torque command value.
On the other hand, when the absolute value of the torque command value is equal to or greater than the threshold value, switching of the turning resistance force is not executed, so that it is possible to suppress the fluctuation of the torque command value by switching the turning resistance force.

次に、効果を説明する。
実施例1の車体制振制御装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
Next, the effect will be described.
In the vehicle system vibration control device of the first embodiment, the effects listed below can be obtained.

(1) 走行中に取得される車両からのセンシング情報を車輪入力に変換する入力変換部204と、前記車輪入力と車両モデル307を用いて車体のばね上挙動を推定する車体振動推定部205と、前記ばね上挙動の推定結果に基づき駆動トルクの補正を行うトルク指令値算出部206と、を備えた車体制振制御装置において、
前記入力変換部204は、
操舵角信号と車体速信号と線形2輪モデルを用いて第1旋回抵抗力(第1前後輪旋回抵抗力Fcf1,Fcr1)の演算を行う第1旋回抵抗力算出部305と、
操舵角信号と車体速信号と車速/操舵角/旋回抵抗力の3次元マップを用いて第2旋回抵抗力(第2前後輪旋回抵抗力Fcf2,Fcr2)の演算を行う第2旋回抵抗力算出部306と、
前記2つの旋回抵抗力算出部305,306からの算出結果と走行条件に基づき、前記車体振動推定部205へ出力する旋回抵抗力(前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcr)を切り替える切り替え処理部321と、
を備える(図3)。
このため、走行条件が変化する旋回シーンにおいて、走行条件の変化にかかわらず旋回抵抗力(前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcr)の算出精度を確保することができる。
(1) An input conversion unit 204 that converts sensing information from the vehicle acquired during traveling into wheel input; a vehicle body vibration estimation unit 205 that estimates the sprung behavior of the vehicle body using the wheel input and the vehicle model 307; In the vehicle system vibration control device, comprising a torque command value calculation unit 206 that corrects the drive torque based on the estimation result of the sprung behavior,
The input conversion unit 204 is
A first turning resistance calculation unit 305 that calculates a first turning resistance force (first front and rear wheel turning resistance forces Fcf1, Fcr1) using a steering angle signal, a vehicle body speed signal, and a linear two-wheel model;
Calculation of second turning resistance force (second front and rear wheel turning resistance force Fcf2, Fcr2) using a three-dimensional map of steering angle signal, vehicle speed signal, vehicle speed / steering angle / turning resistance force Part 306;
A switching processing unit 321 for switching the turning resistance force (front and rear wheel turning resistance force Fcf, Fcr) to be output to the vehicle body vibration estimation unit 205 based on the calculation results from the two turning resistance force calculation units 305 and 306 and traveling conditions;
(FIG. 3).
For this reason, it is possible to ensure the calculation accuracy of the turning resistance force (front and rear wheel turning resistance forces Fcf, Fcr) regardless of the change in the running condition in a turning scene in which the running conditions change.

(2) 前記切り替え処理部321は、走行条件を車速条件とし、車速が中速以上のときの旋回抵抗力(前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcr)の決定に前記第1旋回抵抗力(第1前後輪旋回抵抗力Fcf1,Fcr1)を使用し、車速が低速域のときの旋回抵抗力(前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcr)の決定に前記第2旋回抵抗力(第2前後輪旋回抵抗力Fcf2,Fcr2)を使用する(図9,図10)。
このため、(1)の効果に加え、車速条件が変化する走行シーンにおいて、車速条件の変化にかかわらず旋回抵抗力(前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcr)の算出精度を確保することができる。
(2) The switching processing unit 321 uses the first turning resistance force (the first turning force) in determining the turning resistance force (front and rear wheel turning resistance forces Fcf, Fcr) when the vehicle speed is a medium speed or higher with the traveling condition as the vehicle speed condition. The second turning resistance force (second front and rear wheel turning resistance force) is used to determine the turning resistance force (front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr) when the vehicle speed is low. Fcf2, Fcr2) are used (FIGS. 9 and 10).
For this reason, in addition to the effect of (1), it is possible to ensure the calculation accuracy of the turning resistance force (front and rear wheel turning resistance forces Fcf, Fcr) regardless of the change in the vehicle speed condition in the traveling scene where the vehicle speed condition changes.

(3) 前記切り替え処理部321は、前記第2旋回抵抗力(第2前後輪旋回抵抗力Fcf2,Fcr2)から前記第1旋回抵抗力(第1前後輪旋回抵抗力Fcf1,Fcr1)へ遷移する低速→中速切り替え車速V1と、前記第1旋回抵抗力(第1前後輪旋回抵抗力Fcf1,Fcr1)から前記第2旋回抵抗力(第2前後輪旋回抵抗力Fcf2,Fcr2)へ遷移する中速→低速切り替え車速V2との間にヒステリシス幅ΔVHを持たせた(図9,図10)。
このため、(2)の効果に加え、切り替え車速域で車速変化するような旋回シーンの時、トルク指令値の変動原因となる第1旋回抵抗力(第1前後輪旋回抵抗力Fcf1,Fcr1)と第2旋回抵抗力(第2前後輪旋回抵抗力Fcf2,Fcr2)の切り替えハンチングを防止することができる。
(3) The switching processing unit 321 transitions from the second turning resistance force (second front and rear wheel turning resistance force Fcf2, Fcr2) to the first turning resistance force (first front and rear wheel turning resistance force Fcf1, Fcr1). Low-speed to medium-speed switching vehicle speed V1 and the transition from the first turning resistance force (first front and rear wheel turning resistance force Fcf1, Fcr1) to the second turning resistance force (second front and rear wheel turning resistance force Fcf2, Fcr2) A hysteresis width ΔVH is provided between the vehicle speed V2 and the vehicle speed V2 at which the vehicle speed is switched from low to high (FIGS. 9 and 10).
For this reason, in addition to the effect of (2), the first turning resistance force (first front and rear wheel turning resistance forces Fcf1, Fcr1) that causes the torque command value to fluctuate in a turning scene where the vehicle speed changes in the switching vehicle speed range. And switching hunting of the second turning resistance force (second front and rear wheel turning resistance force Fcf2, Fcr2) can be prevented.

(4) 前記切り替え処理部321は、旋回抵抗力の切り替え遷移中の値を、前記第1旋回抵抗力Faと前記第2旋回抵抗力Fbに対して重み付け係数kを用いた合成値Fとし、車速Vの変化に応じて滑らかに旋回抵抗力(前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcr)が変化する重み付け切り替え構成とする(図9,図10)。
このため、(2)又は(3)の効果に加え、車速変化により切り替え車速V1又はV2に達する旋回シーンの時、トルク指令値の変動原因になる旋回抵抗力(前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcr)の急変を防止することができる。
(4) The switching processing unit 321 sets a value during the switching transition of the turning resistance force as a combined value F using a weighting coefficient k for the first turning resistance force Fa and the second turning resistance force Fb. A weighting switching configuration in which the turning resistance force (front and rear wheel turning resistance forces Fcf, Fcr) smoothly changes according to the change in the vehicle speed V (FIGS. 9 and 10).
For this reason, in addition to the effect of (2) or (3), the turning resistance force (front and rear wheel turning resistance forces Fcf, Fcr) that causes the torque command value to fluctuate when the turning scene reaches the switching vehicle speed V1 or V2 due to a change in the vehicle speed. ) Can be prevented.

(5) 前記切り替え処理部321は、前記重み係数kの車速変化勾配の値を、操舵角速度が大きいほど緩やかな車速変化勾配の値にする(図9,図10)。
このため、(4)の効果に加え、操舵角速度小による旋回シーンのとき、切り替え応答性を向上しながら、操舵角速度大による旋回シーンのとき、トルク指令値の変動を抑制することができる。
(5) The switching processing unit 321 sets the value of the vehicle speed change gradient of the weighting factor k to a gentler value of the vehicle speed change gradient as the steering angular velocity increases (FIGS. 9 and 10).
For this reason, in addition to the effect of (4), it is possible to suppress a change in torque command value in a turning scene with a large steering angular velocity while improving switching responsiveness in a turning scene with a small steering angular velocity.

(6) 前記切り替え処理部321は、前記トルク指令値算出部206にて算出されるトルク指令値の絶対値が閾値より小さい時に旋回抵抗力の切り替えを実行し、トルク指令値の絶対値が閾値以上の時に旋回抵抗力の切り替えを実行しない構成とする(図11)。
このため、(1)〜(5)の効果に加え、旋回抵抗力の切り替えにより、トルク指令値算出部206にて算出されるトルク指令値の変動を助長することを抑制することができる。
(6) The switching processing unit 321 performs switching of the turning resistance force when the absolute value of the torque command value calculated by the torque command value calculating unit 206 is smaller than the threshold value, and the absolute value of the torque command value is the threshold value. It is set as the structure which does not perform switching of turning resistance force at the above (FIG. 11).
For this reason, in addition to the effects (1) to (5), it is possible to suppress a change in the torque command value calculated by the torque command value calculating unit 206 from being promoted by switching the turning resistance force.

以上、本発明の車体制振制御装置を実施例1に基づき説明してきたが、具体的な構成については、この実施例1に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。   As mentioned above, although the vehicle system vibration control device of the present invention has been described based on the first embodiment, the specific configuration is not limited to the first embodiment, and the invention according to each claim of the claims. Design changes and additions are permitted without departing from the gist of the present invention.

実施例1では、切り替え処理部321として、旋回抵抗力の切り替え遷移中の値を、第1旋回抵抗力Faと第2旋回抵抗力Fbに対して重み付け係数kを用いた合成値Fとし、車速Vの変化に応じて滑らかに前後輪旋回抵抗力Fcf,Fcrが変化する重み付け切り替え構成とする例を示した。しかし、切り替え処理部としては、切り替え車速に達すると、旋回抵抗力を切り替える例としても良い。但し、この場合、例えば、時間経過に応じて前後輪旋回抵抗力を切り替え後の目標旋回抵抗力に向かって徐々に変化させるのが好ましい。   In the first embodiment, the switching processing unit 321 sets the value during the transition of the turning resistance force as the combined value F using the weighting coefficient k for the first turning resistance force Fa and the second turning resistance force Fb, and the vehicle speed. An example of a weighted switching configuration in which the front and rear wheel turning resistance forces Fcf and Fcr change smoothly according to changes in V is shown. However, the switching processing unit may be an example of switching the turning resistance when the switching vehicle speed is reached. However, in this case, for example, it is preferable to gradually change the front and rear wheel turning resistance force toward the target turning resistance force after switching as time elapses.

実施例1では、トルク指令値算出部206として、トルク入力による挙動に対する第1チューニングゲイン設定部317と、外乱による挙動に対する第2チューニングゲイン設定部318と、操舵による挙動応答を向上に対する第3チューニングゲイン設定部319と、を備えた例を示した。しかし、トルク指令値算出部としては、少なくとも操舵による挙動応答を向上に対する第3チューニングゲイン設定部を備えたものであれば、1つのチューニングゲイン設定部を備えた例であっても、2つのチューニングゲイン設定部を備えた例であっても、3つ以上のチューニングゲイン設定部を備えた例であっても良い。   In the first embodiment, the torque command value calculation unit 206 includes a first tuning gain setting unit 317 for behavior due to torque input, a second tuning gain setting unit 318 for behavior due to disturbance, and third tuning for improving behavior response due to steering. An example including a gain setting unit 319 is shown. However, as long as the torque command value calculation unit includes at least the third tuning gain setting unit for improving the behavioral response due to steering, the two tuning tuning units may be provided even in the example including one tuning gain setting unit. Even an example provided with a gain setting unit may be an example provided with three or more tuning gain setting units.

実施例1では、車体振動推定部205で推定される車体のばね上挙動として、バウンス速度、バウンス量、ピッチ速度、ピッチ角度であらわされる状態量を用いる例を示した。しかし、車体振動推定部で推定される車体のばね上挙動としては、ピッチ挙動、バウンス挙動、輪荷重変動のいずれか、または、これらの複合による挙動を状態量としても用いる例としても良い。   In the first embodiment, an example in which a state quantity represented by a bounce speed, a bounce amount, a pitch speed, and a pitch angle is used as the sprung behavior of the vehicle body estimated by the vehicle body vibration estimation unit 205 is shown. However, as the sprung behavior of the vehicle body estimated by the vehicle body vibration estimation unit, any one of pitch behavior, bounce behavior, wheel load fluctuation, or a combination of these behaviors may be used as the state quantity.

実施例1では、制御指令値を出力するアクチュエータとして、エンジン106を用いる例を示した。しかし、アクチュエータとしては、動力源としてのモータ、無段変速機、摩擦クラッチ、等のように、駆動系に設けられ、駆動輪へ伝達される駆動トルクを外部からの指令により制御できるものであれば良い。   In the first embodiment, an example in which the engine 106 is used as an actuator that outputs a control command value has been described. However, an actuator, such as a motor as a power source, a continuously variable transmission, a friction clutch, etc., is provided in the drive system and can control the drive torque transmitted to the drive wheels by an external command. It ’s fine.

実施例1では、車体振動推定部205として、車両モデル307を用いて車体のばね上挙動を推定する例を示した。しかし、車体振動推定部としては、車両モデルに相当する1つ又は複数の運動方程式を用いて推定するような例としても良い。   In the first embodiment, an example in which the sprung behavior of the vehicle body is estimated using the vehicle model 307 as the vehicle body vibration estimation unit 205 is shown. However, the vehicle body vibration estimation unit may be an example in which estimation is performed using one or a plurality of equations of motion corresponding to a vehicle model.

実施例1では、変速機として、手動により変速ギア段を変更するMT変速機107の例を示した。しかし、変速機としては、自動で変速ギア段や変速比を変更する自動変速機の例としても良い。   In the first embodiment, an example of the MT transmission 107 that manually changes the transmission gear stage is shown as the transmission. However, the transmission may be an example of an automatic transmission that automatically changes the transmission gear stage and the gear ratio.

実施例1では、本発明の車体制振制御装置を、エンジン車に適用する例を示した。しかし、本発明の車体制振制御装置は、ハイブリッド車や電気自動車などに対しても勿論適用することができる。さらに、ハイブリッド車の場合、アクチュエータ(動力源)が異なるエンジン走行モードとモータ走行モードで、車体制振制御装置のトルク指令値算出部における応答性能を切り替えるようにしても良い。   In the first embodiment, the vehicle system vibration control device of the present invention is applied to an engine vehicle. However, the vehicle system vibration control device of the present invention can of course be applied to a hybrid vehicle or an electric vehicle. Furthermore, in the case of a hybrid vehicle, the response performance in the torque command value calculation unit of the vehicle system vibration control device may be switched between an engine travel mode and a motor travel mode with different actuators (power sources).

101 エンジンコントロールモジュール(ECM)
102FR,102FL 左右前輪(従動輪)
102RR,102RL 左右後輪(駆動輪)
103FR,103FL,103RR,103RL 車輪速センサ
104 ブレーキストロークセンサ
105 アクセル開度センサ
106 エンジン
107 MT変速機
108 シャフト
109 ディファレンシャルギア
110 ステアリングホイール
111 操舵角センサ
201 ドライバ要求トルク演算部
202 トルク指令値演算部
203 車体制振制御装置
204 入力変換部
205 車体振動推定部
206 トルク指令値算出部
301 駆動トルク変換部
302 サスストローク算出部
303 上下力変換部
304 車体速度推定部
305 第1旋回抵抗力算出部
306 第2旋回抵抗力算出部
307 車両モデル
308 第1レギュレータ部
309 第2レギュレータ部
310 第3レギュレータ部
311 リミット処理部
312 バンドパスフィルタ
313 非線形ゲイン増幅部
314 リミット処理部
315 エンジントルク変換部
316 ハイパスフィルタ
317 第1チューニングゲイン設定部
318 第2チューニングゲイン設定部
319 第3チューニングゲイン設定部
320 加算器
321 切り替え処理部
101 Engine control module (ECM)
102FR, 102FL Left and right front wheels (driven wheels)
102RR, 102RL Left and right rear wheels (drive wheels)
103FR, 103FL, 103RR, 103RL Wheel speed sensor
104 Brake stroke sensor
105 Accelerator position sensor
106 engine
107 MT transmission
108 shaft
109 Differential gear
110 Steering wheel
111 Steering angle sensor
201 Driver required torque calculation section
202 Torque command value calculator
203 Vehicle control system
204 Input converter
205 Body vibration estimation unit
206 Torque command value calculator
301 Drive torque converter
302 Suspension calculation part
303 Vertical force converter
304 Body speed estimation part
305 First turning resistance calculation unit
306 Second turning resistance calculation unit
307 Vehicle model
308 First regulator
309 Second regulator
310 Third regulator
311 Limit processing section
312 Bandpass filter
313 Nonlinear Gain Amplifier
314 Limit processing section
315 Engine torque converter
316 high pass filter
317 First tuning gain setting section
318 Second tuning gain setting section
319 Third tuning gain setting section
320 Adder
321 Switching processor

Claims (6)

走行中に取得される車両からのセンシング情報を車輪入力に変換する入力変換部と、前記車輪入力と車両モデルを用いて車体のばね上挙動を推定する車体振動推定部と、前記ばね上挙動の推定結果に基づき駆動トルクの補正を行うトルク指令値算出部と、を備えた車体制振制御装置において、
前記入力変換部は、
操舵角信号と車体速信号と線形2輪モデルを用いて第1旋回抵抗力の演算を行う第1旋回抵抗力算出部と、
操舵角信号と車体速信号と車速/操舵角/旋回抵抗力の3次元マップを用いて第2旋回抵抗力の演算を行う第2旋回抵抗力算出部と、
前記2つの旋回抵抗力算出部からの算出結果と走行条件に基づき、前記車体振動推定部へ出力する旋回抵抗力を切り替える切り替え処理部と、
を備えることを特徴とする車体制振制御装置。
An input conversion unit that converts sensing information from the vehicle acquired during traveling into wheel input, a vehicle body vibration estimation unit that estimates the sprung behavior of the vehicle body using the wheel input and the vehicle model, and the sprung behavior In a vehicle system vibration control device comprising a torque command value calculation unit for correcting drive torque based on an estimation result,
The input converter is
A first turning resistance calculation unit that calculates a first turning resistance using a steering angle signal, a vehicle speed signal, and a linear two-wheel model;
A second turning resistance force calculation unit for calculating a second turning resistance force using a three-dimensional map of a steering angle signal, a vehicle body speed signal, and a vehicle speed / steering angle / turning resistance force;
A switching processing unit for switching the turning resistance force to be output to the vehicle body vibration estimation unit based on the calculation results from the two turning resistance force calculation units and the running conditions;
A vehicle system vibration control device comprising:
請求項1に記載された車体制振制御装置において、
前記切り替え処理部は、走行条件を車速条件とし、車速が中速以上のときの旋回抵抗力の決定に前記第1旋回抵抗力を使用し、車速が低速域のときの旋回抵抗力の決定に前記第2旋回抵抗力を使用する
ことを特徴とする車体制振制御装置。
In the vehicle system vibration control device according to claim 1,
The switching processing unit uses the first turning resistance force to determine the turning resistance force when the vehicle speed is a medium speed or higher, and the turning resistance force when the vehicle speed is in a low speed range. The vehicle structure vibration control device using the second turning resistance force.
請求項2に記載された車体制振制御装置において、
前記切り替え処理部は、前記第2旋回抵抗力から前記第1旋回抵抗力へ遷移する低速→中速切り替え車速と、前記第1旋回抵抗力から前記第2旋回抵抗力へ遷移する中速→低速切り替え車速との間にヒステリシス幅を持たせた
ことを特徴とする車体制振制御装置。
In the vehicle system vibration control device according to claim 2,
The switching processing unit includes a low-speed → medium speed switching vehicle speed that changes from the second turning resistance force to the first turning resistance force, and a medium-speed → low speed that changes from the first turning resistance force to the second turning resistance force. A vehicle system vibration control device characterized in that a hysteresis width is provided between the vehicle speed and the switching vehicle speed.
請求項2又は3に記載された車体制振制御装置において、
前記切り替え処理部は、旋回抵抗力の切り替え遷移中の値を、前記第1旋回抵抗力と前記第2旋回抵抗力に対して重み付け係数を用いた合成値とし、車速の変化に応じて滑らかに旋回抵抗力が変化する重み付け切り替え構成とする
ことを特徴とする車体制振制御装置。
In the vehicle system vibration control device according to claim 2 or 3,
The switching processing unit sets a value during the switching transition of the turning resistance force as a composite value using a weighting coefficient for the first turning resistance force and the second turning resistance force, and smoothly changes according to a change in vehicle speed. A vehicle system vibration control device characterized by having a weighted switching configuration in which a turning resistance force changes.
請求項4に記載された車体制振制御装置において、
前記切り替え処理部は、前記重み係数の車速変化勾配の値を、操舵角速度が大きいほど緩やかな車速変化勾配の値にする
ことを特徴とする車体制振制御装置。
In the vehicle system vibration control device according to claim 4,
The vehicle switching control device, wherein the switching processing unit sets a value of the vehicle speed change gradient of the weighting factor to a value of a gentler vehicle speed change gradient as the steering angular velocity is larger.
請求項1から5までの何れか1項に記載された車体制振制御装置において、
前記切り替え処理部は、前記トルク指令値算出部にて算出されるトルク指令値の絶対値が閾値より小さい時に旋回抵抗力の切り替えを実行し、トルク指令値の絶対値が閾値以上の時に旋回抵抗力の切り替えを実行しない構成とする
ことを特徴とする車体制振制御装置。
In the vehicle system vibration control device according to any one of claims 1 to 5,
The switching processing unit switches the turning resistance force when the absolute value of the torque command value calculated by the torque command value calculating unit is smaller than a threshold value, and the turning resistance when the absolute value of the torque command value is equal to or larger than the threshold value. A vehicle system vibration control device characterized in that it does not perform force switching.
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