JP4333767B2 - 車両制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、車両の各部に生じる振動を抑制する車両制御装置に関するものである。

特許文献１には、車体の制振を最適に行なうことが可能な車両制御装置が開示されている。この車両制御装置は、乗員によるアクセル操作、ステアリング操作及びブレーキ操作の少なくとも１つに対応する入力指令により発生する、車両のタイヤの振動、サスペンションにおける車体ばね下の振動、及び車体自体が受ける車体ばね上の振動の力学モデルからなる運動モデルを用いて、車体の振動を抑制するように、入力指令を補正する。
特開２００４−１６８１４８号公報

上述した車両制御装置では、車体ばね上モデル、サスペンションモデル、及びタイヤモデルからなる車両モデルを用いている。このように、車両モデルが、車体ばね上モデル、サスペンションモデル、及びタイヤモデルのように分離・階層化されることにより、各モデルを低次元の線形モデルとして表現することが可能になる。このため、車両モデルを記憶するための容量を低減できるとともに、車両モデルを用いた、車両各部に発生している振動の推定演算を実行する際に、演算負荷を軽減することが可能になる。

しかしながら、サスペンションモデルとタイヤモデルとを分離した場合、特に、タイヤの前後方向の振動状態を精度良く推測することができない可能性が生じる。この点について、以下に説明する。

駆動輪が駆動トルクを与えられて回転すると、その回転により、駆動輪回転軸に前後方向に進む力（並進力）が発生する。この駆動輪の並進力は、実際のところ、シャーシなどを介して転動輪側に内部伝播し、転動輪回転軸に並進力を発生させる。このように、駆動輪から駆動輪回転軸に作用する並進力が、転動輪の運動状態に影響する。しかし、タイヤモデルとサスペンションモデル（シャーシモデル）とを分離した場合、駆動輪側から転動輪側へ内部伝播する力を取り扱うことができなくなってしまう。

本発明は、上述した点に鑑みてなされたものであり、車体モデル（バネ上モデル）と、シャーシモデル（バネ下モデル）と、タイヤモデルとに分離・階層化された車両モデルを用いながら、タイヤの振動状態を精度良く推測することが可能な車両モデルを用いて、車両の各部の振動を好適に抑制することが可能な車両制御装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載の車両制御装置は、
車両の各部の振動状態を推定するために、車体モデルと、シャーシモデルと、タイヤモデルとに分離・階層化された車両モデルを記憶した制御器と、
制御器によって制御され、車両の運動状態を変化させる制御対象機器とを備え、
制御器は、車両モデルへ入力すべき入力パラメータを時々刻々取得し、車両モデルを用いて、車両各部の振動状態をそれぞれ推定演算するとともに、その振動状態に応じた制御量を算出して、制御対象機器を制御するものであって、
車両モデルにおけるタイヤモデルは、前輪側タイヤと、後輪側タイヤと、これらの前輪側タイヤと後輪側タイヤとを仮想的に連結する仮想連結要素とからなり、
タイヤモデルは、第１の仮想連結要素が、車両において対角に位置する左前輪タイヤと右後輪タイヤとを連結し、第２の仮想連結要素が、右前輪タイヤと左後輪タイヤとを連結するように構成されることを特徴とする。

このように、請求項１では、前輪側タイヤモデルと後輪側タイヤモデルとの間に、実体を伴わない仮想連結要素を設定した。これにより、タイヤモデルとシャーシモデルとを分離しながら、前輪側タイヤと後輪側タイヤとの間で作用する振動状態の影響を考慮することができるようになり、前輪側タイヤ及び後輪側タイヤに生じる振動を精度良く推測することが可能になる。
このタイヤモデルは、第１の仮想連結要素が、車両において対角に位置する左前輪タイヤと右後輪タイヤとを連結し、第２の仮想連結要素が、右前輪タイヤと左後輪タイヤとを連結するように構成される。

車両が旋回中であるとき、旋回内輪の接地荷重が減少し、旋回外輪の接地荷重が増加するので、左右輪間の挙動は、旋回内輪と旋回外輪とで大きく相違することになる。従って、上述したように、左前輪と右後輪とを第１の仮想連結要素にて連結し、右前輪と左後輪とを第２の仮想連結要素にて連結することにより、前後輪を連結した各々の系は、車両が旋回したときの振動状態も適切に推測することができる。その結果、車両の走行安定性や旋回性などを阻害するような補正量を算出することを防止することができる。

また、請求項２に記載の車両制御装置は、
車両の各部の振動状態を推定するために、車体モデルと、シャーシモデルと、タイヤモデルとに分離・階層化された車両モデルを記憶した制御器と、
制御器によって制御され、車両の運動状態を変化させる制御対象機器とを備え、
制御器は、車両モデルへ入力すべき入力パラメータを時々刻々取得し、車両モデルを用いて、車両各部の振動状態をそれぞれ推定演算するとともに、その振動状態に応じた制御量を算出して、制御対象機器を制御するものであって、
車両モデルにおけるタイヤモデルは、前輪側タイヤと、後輪側タイヤと、これらの前輪側タイヤと後輪側タイヤとを仮想的に連結する仮想連結要素とからなり、車両の前後方向における前後輪タイヤの振動状態を推定演算するものであり、
制御器は、前輪側タイヤの振動状態、後輪側タイヤの振動状態、及び仮想連結要素の振動状態をそれぞれ推定演算し、前記前輪側タイヤの振動、前記後輪側タイヤの振動、及び仮想連結要素の振動の各々に対して、振動をゼロに近づけるように制御量を算出するか、もしくは振動を加振するように制御量を算出し、それぞれ算出された制御量から合計の制御量を算出して、当該合計の制御量に基づいて、制御対象機器を制御することを特徴とする。

例えば、前輪側タイヤの振動及び後輪側タイヤの振動に対しては、それらの振動をゼロに近づけるように制御量を算出し、仮想連結要素の振動に対しては、その振動を加振するように制御量を算出しても良い。仮想連結要素は、タイヤモデルにおいて仮想的に設定されるもので、実体を伴うものではない。従って、仮想連結要素を加振するように制御量を算出しても、実際に振動が大きくなることはない。それどころか、仮想連結要素を加振するように制御量を算出することにより、左前輪タイヤと右後輪タイヤとからなる伝達系、及び右前輪タイヤと左後輪タイヤとからなる伝達系における、前後方向振動の固有振動数を低周波数側にシフトさせることができ、それによって各々の伝達系における免振を図ることができることが確認されている。

また、前輪側タイヤの振動及び後輪側タイヤの振動に対しては、それらの振動を加振させるように制御量を算出し、仮想連結要素の振動に対しては、その振動をゼロに近づけるように制御量を算出しても良い。このような組み合わせによっても、タイヤ振動の抑制を図ることができることが確認されている。さらに、もちろん、前輪側タイヤの振動、後輪側タイヤの振動、及び仮想連結要素の振動の各々に対して、すべて、それらの振動をゼロに近づけるように制御量を算出しても良いし、場合によっては、すべて、それらの振動を加振するように制御量を算出しても良い。すなわち、前輪側タイヤの振動、後輪側タイヤの振動、及び仮想連結要素の振動の各々に対して、制御量を算出する第１の手法（制振制御量の算出）と第２の手法（加振制御量の算出）とは、任意に組み合わせることが可能である。

なお、振動を加振するように制御量を算出するには、請求項３に記載したように、まず、その振動をゼロに近づけるための制御量を算出し、その制御量の符号を反転させれば良い。これにより、振動をゼロに近づけるための制御量とは相反する、つまり、振動を加振させる制御量を算出することができる。
また、仮想連結要素は、請求項４に記載したように、並列に配置されたバネ要素とダンパ要素とからなるように設定すれば良い。これは、前輪回転軸と後輪回転軸との間には、サスペンションブッシュやシャーシフレームなどの複数の弾性変形部材が介在するが、これらを統合して考えれば、バネとダンパとからなる簡易な要素とみなすことができるためである。従って、タイヤモデルに仮想連結要素を設定しても、タイヤモデルをシンプルな線形モデルによって表現することができる。

請求項５に記載したように、制御対象機器として、各車輪に制動力を発生させる制動力発生装置、車両の内燃機関の運転状態を調節する調節装置、車輪を回転駆動するための駆動源として動作する電気モータの少なくとも１つを採用することができる。これらの制御対象機器は、その動作状態によって、車両の運動状態を変化させることができるものだからである。

請求項６に記載したように、制御対象機器が、車両の内燃機関の運転状態を調節する調節装置である場合、制御器は、運転者によるアクセルペダル操作に基づいて基本制御量を算出し、車両モデルに生じる振動を抑制するための制御量を補正制御量として算出し、これら基本制御量及び補正制御量に基づいて、内燃機関の運転状態を調節する調節装置を制御するように構成される。

車両の内燃機関の出力トルクが変化すると駆動輪に伝達される駆動トルクも変化し、その結果、車両の運動状態が変化する。この車両の運動状態の変化を、車両の振動を打ち消すように発生させることで、車両の振動の抑制を図ることができる。ただし、内燃機関は、車両の運転者によるアクセル操作に基づいて制御される必要がある。そのため、制御器は、運転者による操作に基づいて基本制御量を算出し、車両モデルに生じている振動を抑制するための制御量を補正制御量として算出するように構成する。これら基本制御量及び補正制御量に基づくことで、運転者によるアクセルペダル操作に応じた制御と車両モデルの振動の制振制御とを両立できる。

あるいは、請求項７に記載したように、制御対象機器が、各車輪に制動力を発生させる制動力発生装置である場合、制御器は、運転者のブレーキペダル操作に基づいて基本制御量を算出し、車両モデルに生じる振動を抑制するための制御量を補正制御量として算出し、これら基本制御量及び補正制御量に基づいて、制動力発生装置を制御するように構成しても良い。制動力発生装置によって、各車輪の制動力が変化した場合も、車両の運動状態が変化するためである。

以下、本発明の好ましい実施形態による車両制御装置について、図面に基づいて説明する。

図１は、本実施形態による車両制御装置の全体構成を示すブロック図である。車両制御装置は、主にエンジン・駆動系の制御装置（エンジン・駆動系ＥＣＵ）１０によって構成される。このエンジン・駆動系ＥＣＵ１０は、図示しない車両内に設けられた通信ネットワークである車内ＬＡＮを介して、例えばブレーキ系ＥＣＵや電動パワーステアリングＥＣＵなどのその他のＥＣＵとも通信可能に構成されている。

エンジン・駆動系ＥＣＵ１０は、データ管理部１１を備えている。このデータ管理部１１は、上述した車内ＬＡＮを用いたデータの送受信を管理する通信インターフェース機能の他、センサ入力信号処理部１６を介して取り込まれた各種のセンサ信号に基づいて、後述する車両モデルにおいて、実際の車両に生じている振動を模擬するために必要な入力パラメータである、推定駆動トルクを演算する演算機能を備えている。

具体的には、データ管理部１１は、各車輪の車輪速度、エンジン回転数、駆動軸回転数、トランスミッションにおける入力軸と出力軸との回転数比等に基づいて、エンジンが発生した駆動トルクがトランスミッションを含む動力伝達系を介して駆動輪に伝達される際の、駆動輪における正味の駆動トルクを推定演算する。

データ管理部１１が演算した推定駆動トルクは、車両モデルを記憶した制振制御機能部１２に入力される。また、データ管理部１１は、例えばブレーキ系ＥＣＵから、車両モデルに入力すべきパラメータである各車輪（４輪）の走行抵抗データを受信し、これを制振制御機能部１２に出力する。ただし、データ管理部１１が、各車輪の走行抵抗を算出するための信号を検出、又は他のＥＣＵから受信して、データ管理部１１において、各車輪の走行抵抗を算出しても良い。

さらに、データ管理部１１は、例えば電動パワーステアリングＥＣＵからステアリング操舵角データを受信し、その操舵角などに基づいて、車両が旋回する際に前輪が路面から受ける横方向の反力を演算し、制振制御機能部１２に出力する。ただし、例えば電動パワーステアリングＥＣＵに横方向反力の演算機能を設け、データ管理部１１は、演算された横方向反力を受信するように構成することもできる。

なお、各車輪の走行抵抗データは、路面から各車輪に反力として作用する車輪前後方向の走行抵抗を示すものであって、各車輪に設けた車輪速度センサによって検出される各車輪の車輪速度に基づいて算出される。車輪の走行抵抗が変化すると、タイヤなどに振動が発生する可能性がある。走行抵抗は、路面そのものの状態（凹凸、勾配、摩擦係数等）によって変化するほか、制動力やコーナリングドラッグなどによっても変化する。ただし、いずれの要因による場合であっても、走行抵抗が変化すると、それに応じて車輪の回転速度に微小変化が生じる。従って、各車輪速の時間変化率（角加速度）に基づいて、車輪前後方向の走行抵抗を算出することができる。

制振制御機能部１２は、車両の各部の運動状態を推定するとともに、その推定結果に基づいて、車両の各部に発生している振動を抑制するための補正制御量（駆動トルク補正量）を演算して駆動系デバイス制御部１３に出力するものである。この制振制御機能部１２の概念的な構成図を図２に示す。図２に示すように、車両モデルに対して、推定駆動トルク、推定４輪走行抵抗、及び横方向路面反力が入力され、車両モデルは、これらの入力に基づいて、車両の各部の運動状態（各部に生じている振動）を内部状態量として演算する。その内部状態量は、コントローラに出力され、コントローラは、その内部状態量に所定のフィードバックゲインを乗じることによって、各部の振動を抑制するための駆動トルク補正量を算出する。

駆動系デバイス制御部１３は、運転者によるアクセル操作（踏み込み量、踏み込み速度）、車両の走行速度、車両のトランスミッションのギア比等に基づいて、主に運転者のアクセル操作に応じて駆動軸に発生させるべき駆動トルクを基本駆動トルクとして演算する。ただし、車両がＴＲＣ（トラクションコントロールシステム）、ＶＳＣ（ビィークルスタビリティコントロールシステム）、あるいはＡＣＣ（アダプティブクルーズコントロールシステム）などを備え、エンジンの出力トルクがそれらの制御システムによって制御されている場合には、それらの制御システムによる制御量によって基本駆動トルクが決定される。

そして、駆動系デバイス制御部１３は、その基本駆動トルクを、上述した駆動トルク補正量によって補正することによって、駆動軸に発生させるべき最終的な目標駆動トルクを算出する。駆動系デバイス制御部１３は、算出した目標駆動トルクを発生させるべく、エンジンの目標発生トルクを算出する。

このとき、トランスミッションとして、オートマチックトランスミッションやＣＶＴなど自動的にギア比を変化させることが可能なトランスミッションを採用している場合、駆動系デバイス制御部１３は、目標駆動トルクを発生させるための、トランスミッションにおける目標ギア比とエンジンにおける目標発生トルクとの最適な組み合わせを演算する。この目標ギア比は、図示しないトランスミッション制御装置に出力され、目標発生トルクは、エンジン系操作デバイス制御部１４に出力される。

エンジン系操作デバイス制御部１４は、エンジンが目標発生トルクを発生するために必要な各操作デバイス（スロットルバルブ、燃料噴射装置、点火コイルなど）の制御量、制御時期などを算出する。具体的には、エンジンに充填されるべき空気量、供給すべき必要燃料量およびその点火時期を算出する。この空気、燃料、点火への振分に際しては、種々の運転状態に依存する燃焼モードや目標空燃比等の制約条件が満たされるようにする。そして、空気、燃料、点火系の各要求値から、空気系デバイス操作量、燃料系デバイス操作量および点火系デバイス操作時期が算出され、図１における駆動指令出力部１５に出力される。駆動指令出力部１５は、入力された操作量及び操作時期にしたがって、対応する操作デバイス１７に対して駆動信号を出力する。

このように、エンジン系操作デバイス制御部１４には、車両の各部の振動を抑制するための駆動トルク補正量を考慮した上で決定される目標発生トルクが与えられ、その目標発生トルクを発生するための各操作デバイスの操作量などはエンジン系操作デバイス制御部１４に委ねられる。これにより、車両の振動抑制を図りながら、エンジンにおける燃費の悪化やエミッションの増加などを極力抑制することが可能となる。なお、エンジン系操作デバイス制御部１４は、エンジンの運転状態を直接的に調節する操作デバイスのみならず、エンジンによって駆動される操作デバイスも利用して、エンジンの運転状態を間接的に制御しても良い。例えば、エンジンによって駆動されるオルタネータにおける発電負荷を能動的に操作して、エンジンの発生トルクを制御しても良い。これにより、ストッロルバルブ、噴射量、点火時期がエンジンの運転状態などによって制約を受ける場合でも、エンジンの発生トルクを制御することが可能になる。

次に、本実施形態において用いられる車両モデル及びその車両モデルを用いた制振制御について、図３〜図６を用いて詳しく説明する。まず、図３に基づいて、本実施形態において用いられる車両モデルついて説明する。なお、図３は、後輪駆動車両の車両モデルの概要を示すとともに、車両モデルの各部に作用する代表的な力を示している。車両モデルの各部は、それらの力を受けて、振動を含む各種の運動を行なう。

図３に示すように、本実施形態の車両モデルは、タイヤモデル２０、シャーシモデル（バネ下モデル）２４、及び車体モデル（バネ上モデル）２８に分離・階層化されている。そして、分離・階層化された各モデル２０，２４，２８は、それぞれに作用する力を、上述した入力パラメータにより、あるいは他のモデルにおいて算出された内部状態量によって取得し、各々のモデルに入力することによって運動状態（振動状態）を推測演算する。各々のモデルの詳細については後に説明する。

タイヤモデル２０は、各タイヤにおいて車両の前後方向に生じた振動を推測するためのもので、後輪タイヤモデル２１、前輪タイヤモデル２２、及び仮想中間連結要素モデル２３からなる。車両のエンジンによって発生されたエンジントルクは、トランスミッション等の動力伝達系を介して、駆動軸である後輪軸に伝達される。このように、後輪軸に駆動トルクが伝達されることにより、後輪タイヤにその駆動トルクによる力が作用する。一方、後輪タイヤが回転する際には、路面との接地点において、上述した走行抵抗を受ける。これらの駆動トルクや路面走行抵抗は、後輪タイヤに対して、車両の前後方向（タイヤの回転方向）に作用するので、これらの力によって後輪タイヤは、タイヤの回転方向に捩れが生じて振動する。

また、後輪タイヤが駆動トルクによって回転駆動されると、後輪軸からシャーシフレームに対し、シャーシフレームを車両の前後方向に推進させる力（並進力）が作用する。この後輪軸からの並進力は、実際のところ、シャーシフレームなどを介して前輪側（転動輪側）に内部伝播し、前輪軸に並進力を発生させる。このように、駆動軸から駆動軸に作用する並進力が、転動輪の運動状態に影響を及ぼす。

しかしながら、各モデルを低次元の線形モデルで表現するため、車両モデルを、単純にタイヤモデル、シャーシモデル、及び車体モデルに分離してしまうと、上述したような、タイヤモデルにおいて、上述したような、駆動輪側から転動輪側へ内部伝播する力を取り扱うことができなくなってしまう。

そのため、本実施形態では、図３に示すように、後輪タイヤモデル２１と前輪タイヤモデル２２との間に、実体を伴わない仮想中間連結要素モデル２３を設定した。これにより、タイヤモデル２０とシャーシモデル２４とを分離しながら、タイヤモデルにおいて、駆動輪側から転動輪側へ伝播される力も考慮することができるので、各タイヤに生じる振動を精度良く推測演算することができる。

すなわち、前輪タイヤモデル２２には、仮想中間連結要素モデル２３を介して、後輪軸に作用する並進力と、前輪タイヤの路面接地点に作用する走行抵抗が入力され、前輪タイヤの運動状態が推測演算される。

シャーシモデル２４は、シャーシにおける車両の前後方向に生じた振動を推測するためのもので、後輪軸モデル２５、シャーシフレームモデル２６、及び前輪軸モデル２７からなる。後輪軸モデル２５には、後輪タイヤモデル２１において算出された後輪軸に作用する並進力が入力される。逆に、後輪タイヤモデル２１には、シャーシモデルにおいて算出される後輪軸に作用する並進反力が入力される。後輪軸からシャーシフレームに並進力が作用すると、その反作用として、必ずシャーシフレームから後輪軸に反力が作用するためである。このような並進反力が後輪軸に作用すると、その後輪軸を介して後輪タイヤに並進反力が伝達される。

また、本実施形態では、後輪軸から前輪軸に作用する並進力は仮想中間連結要素モデル２３によって伝達されるものとして、タイヤモデル２０を構築したが、実際には、シャーシを介して前輪軸が並進力を受け、その並進力によって前輪タイヤが転動する。このため、図３に示す車両モデルでは、前輪タイヤモデル２２が、その並進力に対する反作用としての並進反力をシャーシモデル２４における前輪軸モデル２７に与えるように構成されている。

また、車体モデル２８には、シャーシモデル２４において算出される、前輪軸及び後輪軸に作用する並進反力の他、ディファレンシャルを介して直接車体に作用する駆動トルク反力なども入力される。

図４は、制振制御機能部１２が有する車両モデル及びコントローラの構成を詳細に示したブロック図である。図４に示すように、車両モデル及びコントローラからなる制御系は、車両モデルが、タイヤモデル、シャーシモデル、及び車体モデルに分離されていることに伴い、それぞれ、タイヤ制御系４０、シャーシ制御系５０、車体制御系６０に分離されている。

なお、図４においては、データ管理部１１が、４輪各輪の前後方向の走行抵抗を推定演算する４輪前後方向走行抵抗推定部３１、車両が旋回する際に前輪が路面から受ける横方向の反力を推定演算する前輪横方向路面反力推定部３２、及び駆動軸に伝達される駆動トルクを推定演算する駆動トルク推定部３３を備えるものとして図示されている。しかしながら、これは、各制御系４０〜６０にいずれの入力パラメータが与えられるかを明示するために便宜的に図示されたものであり、必ずしもデータ管理部１１が４輪前後方向走行抵抗推定部３１、前輪横方向路面反力推定部３２、及び駆動トルク推定部３３を備える必要はない。

タイヤ制御系４０は、車両の駆動系から駆動軸に与えられる駆動トルクや駆動輪に作用する走行抵抗などに応じて変化する、駆動輪（後輪）の前後方向（回転方向）における運動状態を表現する後輪タイヤモデルを有し、当該後輪タイヤモデルを用いて、後輪タイヤに生じた前後振動を抑制するための駆動トルク補正量を演算する後輪タイヤ前後振動推定・制御部４１を備える。また、タイヤ制御系４０は、転動輪（前輪）に作用する走行抵抗などに応じて変化する、前輪タイヤの前後方向における運動状態を表現する前輪タイヤモデルを有し、当該前輪タイヤモデルを用いて、前輪タイヤに生じた前後振動を抑制するための駆動トルク補正量を演算する前輪タイヤ前後振動推定・制御部４３とを備える。さらに、タイヤ制御系４０は、後輪タイヤモデルと前輪タイヤモデルとを連結するものとして、仮想的に設定した仮想中間連結要素モデルを備え、この仮想中間連結要素モデルを用いて、後輪及び前輪の振動を抑制するための駆動トルク補正量を演算する仮想中間連結要素前後振動推定・制御部４２も備える。

なお、仮想中間連結要素モデル２３は、簡易なバネＫｃとダンパＣｃとからなる要素として定義する。これは、後輪軸と前輪軸との間には、サスペンションブッシュやシャーシフレームなどの複数の弾性変形部材が介在するが、これらを統合して考えれば、上述したように、バネＫｃとダンパＣｃとからなる簡易な要素とみなすことができるためである。

また、車両が旋回中であると、旋回内輪の接地荷重が減少し、旋回外輪の接地荷重が増加するので、左右輪間の挙動は、旋回内輪と旋回外輪とで大きく相違することになる。従って、前輪（転動輪）と後輪（駆動輪）とを連結したモデルを構築する場合、図５に示すように、右前輪（ＦＲ輪）と左後輪（ＲＬ輪）とを仮想中間連結要素モデル２３ａにて連結し、左前輪（ＦＬ輪）と右後輪（ＲＲ輪）とを仮想中間連結要素モデル２３ｂにて連結することが好ましい。このようにして前後輪を連結した各々の系は、車両が旋回したときの振動状態も適切に模擬することができ、車両の走行安定性や旋回性などを阻害するような補正量を算出することを防止できる。これは、後述するシャーシモデルや車体モデルについても同様である。ただし、右側の前輪及び後輪を連結したモデルと、左側の前輪及び後輪を連結したモデルを用いても、タイヤ振動等の抑制を図ることは可能である。

ここで、図６を参照しつつ、後輪タイヤモデル２１、前輪タイヤモデル２２、及び仮想中間連結要素モデル２３に関する具体的な運動方程式について説明する。

まず、タイヤにおける前後方向（回転方向）の振動の発生メカニズムは、以下の通りである。駆動輪である後輪の場合、後輪軸を介して伝達される駆動トルクによってホイールが回転しても、タイヤは路面との摩擦力によって抵抗力を受けるため、タイヤは、回転方向に捻られて弾性変形する。また、転動輪である前輪の場合は、後輪の回転によって発生する並進力によって車体が前後方向に進もうとするため、前輪タイヤが路面との摩擦力を利用して回転しようとする。しかしながら、前輪の車軸は慣性力によって、状態を保持しようとするため、やはりタイヤが捻られて弾性変形する。このようにして、前後輪タイヤが弾性変形すると、タイヤに復元力が発生し、タイヤが捻り戻る。このような現象が繰り返されることにより、タイヤの前後方向（回転方向）に振動が発生する。

後輪タイヤモデル２１について、仮想中間連結要素モデル２３を考慮しつつ、上述した振動を表現するための運動方程式を算出する基礎となる基礎方程式を数式１〜数式４に示す。

ただし、
F_t：後輪タイヤが受ける路面反力により駆動軸を車体前方に押す並進力
F'_t：後輪軸が車体後方に押し返される反作用力（＝F_t ）
K_gr：後輪タイヤの回転方向捻り剛性
x_ltr：地上固定座標基準の後輪軸の変位量
r_w：ホイール半径
θ_wr：後輪ホイールとタイヤの回転方向相対捻れ角
x_tsr：後輪タイヤ路面接地点の車体前後方向ずれ量（タイヤと路面間のスリップ量）
C_gr：後輪タイヤの回転方向捻り減衰係数
I_w：ホイールの回転慣性モーメント
K_c：仮想中間連結要素のばね剛性
x_ltf：地上固定座標基準の転動輪（前輪）回転軸の変位量
C_c：仮想中間連結要素の減衰係数
T_w：後輪回転軸に作用する駆動トルク
m_r：後輪バネ下質量
m_tr：後輪タイヤと路面との接地点における仮想微小要素の質量
F_br：後輪タイヤ接地点に作用する走行抵抗
また、前輪タイヤモデル２２について、仮想中間連結要素モデル２３を考慮しつつ、上述した振動を表現するための運動方程式を算出する基礎となる基礎方程式を数式５〜数式８に示す。

ただし、
F_f：前輪タイヤが受ける走行抵抗によるホイール端接線方向後方への並進力
F'_f：F_fにより前輪回転軸が車体を後方に押し返す並進力（＝F_f ）
K_gf：前輪タイヤの回転方向捻り剛性
θ_wf：前輪ホイールとタイヤの回転方向相対捻れ角
x_tsf：前輪タイヤ路面接地点の車体前後方向ずれ量（タイヤと路面間のスリップ量）
C_gf：前輪タイヤの回転方向捻り減衰係数
m_f：前輪バネ下質量
m_tf：前輪タイヤと路面との接地点における仮想微小要素の質量
F_bf：前輪タイヤ接地点に作用する走行抵抗
ここで、仮想中間連結要素の変位量をx_lと定義すると、当該変位量x_lは、前輪回転軸の変位量x_ltfと後輪回転軸の変位量x_ltrとの差に相当するため、上記基礎方程式より、以下の数式９に示す運動方程式が得られる。

また、前輪回転軸と前輪タイヤ路面接地点との車体前後方向の相対変位量をx_wfと定義すると、相対変位量x_wf＝x_ltf−r_wθ_wf−x_tsfであるため、上記基礎方程式より、以下の数式１０の運動方程式が得られる。

さらに、後輪回転軸と後輪タイヤ路面接地点との車体前後方向の相対変位量をx_wrと定義すると、この相対変位量x_wrは、x_wr＝x_ltr−r_wθ_wr−x_tsrであるため、上記基礎方程式より、以下の数式１１の運動方程式が得られる。

ここで、状態変数x₁〜x₆、u₁〜u₃を以下の数式１２のように定義する。

すると、状態変数x₁〜x₆のそれぞれの１階微分は、数式１３〜１８のように表すことができる。

上述した数式１３〜数１８をまとめることにより、後輪タイヤモデル２１、前輪タイヤモデル２２、及び仮想中間連結要素モデル２３に相当する、以下の数式１９に示す状態方程式が得られる。

前輪タイヤの前後振動を表す内部状態量としては、前輪回転軸と前輪タイヤ路面接地点との車体前後方向の相対変位量x_wfの１階微分である相対変位速度dx_wf/dtを採用することができ、この相対変位速度は、数式１９の状態方程式から以下の数式２０のように示される。

また、後輪タイヤの前後振動を表す内部状態量としては、後輪回転軸と後輪タイヤ路面接地点との車体前後方向の相対変位量x_wrの１階微分である相対変位速度dx_wr/dtを採用することができ、この相対変位速度は、数式１９の状態方程式から以下の数式２１のように示される。

さらに、仮想中間連結要素の前後振動を表す内部状態量としては、仮想中間連結要素の変位量x_lの１階微分である変位速度dx_l/dtを採用することができ、この相対変位速度は、数式１９の状態方程式から以下の数式２２のように示される。

図４のタイヤ制御系４０における、前輪タイヤ前後振動推定・制御部４３は、図７に示すように、左右前輪に関して、上記数式２０に従って演算される相対変位速度y₁を内部状態量としてコントローラに出力する。コントローラは所定の状態フィードバックゲインKsをその相対変位速度y₁に乗じることによって駆動トルク補正量を算出する。このとき、状態フィードバックゲインKsは、相対変位速度y₁を迅速にゼロに近づけることができるように設定されている。この駆動トルク補正量は、タイヤモデルにフィードバック入力されるとともに、左右前輪各輪の駆動トルク補正量として、タイヤ振動補正駆動トルク算出部４４に出力される。

また、タイヤ制御系４０における、後輪タイヤ前後振動推定・制御部４１は、図８に示すように、左右後輪に関して、上記数式２１に従って演算される相対変位速度y₂を内部状態量としてコントローラに出力する。コントローラは所定の状態フィードバックゲインKsをその相対変位速度y₂に乗じることによって駆動トルク補正量を算出する。この駆動トルク補正量は、タイヤモデルにフィードバック入力されるとともに、左右後輪各輪の駆動トルク補正量として、タイヤ振動補正駆動トルク算出部４４に出力される。

さらに、タイヤ制御系４０における、仮想中間連結要素前後振動推定・制御部４２は、図９に示すように、ＦＬ輪とＲＲ輪の組と、ＦＲ輪とＲＬ輪の組とに関して、それぞれ、上記数式２２に従って演算される変位速度y₃を内部状態量としてコントローラに出力する。コントローラは所定の状態フィードバックゲインKsをその相対変位速度y₃に乗じることによって駆動トルク補正量を算出する。この場合、それぞれの状態フィードバックゲインKsは、相対変位速度y₃を迅速にゼロに近づけることができるように設定されている。この駆動トルク補正量は、それぞれの組ごとに、仮想中間連結要素モデルにフィードバック入力されるとともに、ＦＬ輪とＲＲ輪、及びＦＲ輪とＲＬ輪に対する駆動トルク補正量が加算されて、タイヤ振動補正駆動トルク算出部４４に出力される。

ただし、仮想中間連結要素前後振動推定・制御部４２によって算出される駆動トルク補正量に関しては、図９に示すように、その符号を反転させた上で、タイヤ振動補正駆動トルク算出部４４に出力するように構成されている。駆動トルク補正量の符号を反転させた場合、仮想中間連結要素８０，９０の振動を制振するのではなく、逆に加振する方向に駆動トルクが補正される。

しかし、上述したように、仮想中間連結要素は、実体を伴うものではなく、仮想的なものにすぎない。従って、仮想中間連結要素を加振するように駆動トルクを補正しても、実際に振動が大きくなることはない。それどころか、仮想中間連結要素を加振するように駆動トルクを補正することにより、上述したＦＬ輪とＲＲ輪とからなる伝達系、及びＦＲ輪とＲＬ輪とからなる伝達系における固有振動数を低周波数側にシフトさせることができ、それによって各々の伝達系における免振を図ることができることが確認されている。

上述した例は、仮想中間連結要素モデルの振動状態を示す内部状態量（変位速度y₃）の符号を反転して、免振のための駆動トルク補正量を算出するものであったが、これに限られるものではない。例えば、前輪側タイヤの振動状態及び後輪側タイヤの振動状態を表す内部状態量から求められる駆動トルク補正量の符号を反転することにより、それらの振動状態を加振させる駆動トルク補正量を算出し、仮想中間連結要素の振動状態を表す内部状態量から求められる駆動トルク補正量は、符号を反転することなく、その振動状態をゼロに近づける駆動トルク補正量として算出しても良い。このような組み合わせによっても、全体として、タイヤ振動の抑制を図りうることが確認されている。さらに、もちろん、前輪側タイヤの振動状態、後輪側タイヤの振動状態、及び仮想中間連結要素の振動状態の各々に対して、すべて、それらの振動状態をゼロに近づけるように駆動トルク補正量を算出しても良いし、場合によっては、すべて、それらの振動状態を加振するように駆動トルク補正量を算出しても良い。すなわち、前輪側タイヤの振動状態、後輪側タイヤの振動状態、及び仮想中間連結要素の振動状態の各々の振動に対して、駆動トルク補正量を算出する第１の手法（制振のための補正量の算出）と第２の手法（加振のための補正量の算出）とは、任意に組み合わせることが可能である。

タイヤ振動補正駆動トルク算出部４４は、後輪タイヤ前後振動推定・制御部４１、仮想中間連結要素前後振動推定・制御部４２、及び前輪タイヤ前後振動推定・制御部４３にてそれぞれ算出された駆動トルク補正量を合計（加算）することにより、タイヤ制御系４０における最終的な駆動トルク補正量を算出する。

図１０（ａ），（ｂ），（ｃ）は、上述したタイヤ制御系４０によって算出される駆動トルク補正量を用いた制御を行った場合と、行なわない場合とにおける、各タイヤに発生する前後振動の違いを示したシミュレーション結果である。

なお、図１０（ａ）は、駆動トルクT_wの変化、前輪回転軸と前輪タイヤ路面接地点との車体前後方向の相対変位量x_wfの変化、及び相対変位速度dx_wf/dtの変化を示している。図１０（ｂ）は、駆動トルクT_wの変化、後輪回転軸と後輪タイヤ路面接地点との車体前後方向の相対変位量x_wrの変化、及び相対変位速度dx_wr/dtの変化を示している。図１０（ｃ）は、駆動トルクT_wの変化、仮想中間連結要素の変位量x_lの変化、及び変位速度dx_l/dtの変化を示している。

図１０（ａ）〜（ｃ）のいずれの場合も、基本駆動トルクを、急峻に立ち上がって立ち下がるように変化させた。駆動トルク補正量を用いて基本駆動トルクを補正しない場合（制御なしの場合）、図１０（ａ）〜（ｃ）のいずれの場合も、各々の変位量や変位速度の変化が大きく、ハンチングを生じている。それに対して、駆動トルク補正量によって基本駆動トルクを補正した場合、駆動トルクT_wの変化がなまされるので、変位量や変位速度の変化が小さくなっている。さらに、仮想中間連結要素に関しては、それを加振するように、駆動トルク補正量を算出しているにも拘らず、仮想中間連結要素の変位量x_l及びdx_l/dtの変化が小さくかつ滑らかになっている。

このシミュレーション結果に示すように、タイヤ振動補正駆動トルク算出部４４が算出する駆動トルク補正量を用いて基本駆動トルクを補正することにより、タイヤ振動を抑制することができる。さらに、タイヤ振動を抑えることによって、タイヤの剛性感が向上する等の効果を得ることができる。

次に、図４におけるシャーシ制御系５０について説明する。図３及び図４に示すように、シャーシ制御系５０は、前輪軸及び後輪軸が受ける並進反力及び並進力を入力し、シャーシの前後方向における運動状態を表現するシャーシモデル２４を有し、当該シャーシモデルを用いて、シャーシの前後方向振動を抑制するための駆動トルク補正量を演算するシャーシ前後振動推定・制御部５１を備える。

図１１を参照しつつ、シャーシモデル２４に関する具体的な運動方程式について説明する。シャーシは、内部振動要素として、サスペンションアームの前後たわみ剛性や、フレームやブッシュ類等の剛性等を有する。そのため、シャーシ各部の内部振動要素（弾性要素）を統括的に簡単なバネ・ダンパ要素で近似し、それらを前輪軸及び後輪軸とシャーシフレームとの間に配置する。

図１１は、このような考え方で構築されるシャーシモデルを示したモデル図である。このシャーシモデルにおける前後振動を表現するための運動方程式を算出する基礎となる基礎方程式を、数式２３〜数式２５に示す。なお、数式２３はシャーシフレームに関する方程式であり、数式２４は前輪軸に関する方程式であり、数式２５は後輪軸に関する方程式である。

ただし、
M：シャーシフレームの質量
x_l：地上固定座標基準のシャーシフレームの変位量
K_cf：前輪軸とシャーシフレーム間の前後方向バネ剛性
x_ltf：地上固定座標基準の前輪軸の変位量
C_cf：前輪軸とシャーシフレーム間の前後方向減衰係数
K_cr：後輪軸とシャーシフレーム間の前後方向バネ剛性
x_ltr：地上固定座標基準の後輪軸の変位量
C_cr：後輪軸とシャーシフレーム間の前後方向減衰係数
m_f：前輪バネ下質量
F_f：前輪タイヤから前輪軸に伝わる並進力
m_r：後輪バネ下質量
F_t：後輪タイヤから後輪軸に伝わる並進力
ここで、前輪軸とシャーシフレームとの相対変位量をx_lfと定義すると、当該変位量x_lfは、シャーシフレームの変位量x_lと前輪軸の変位量x_ltfとの差に相当するため、上記基礎方程式より、以下の数式２６の運動方程式が得られる。

また、後輪軸とシャーシフレームとの相対変位量をx_lrと定義すると、当該変位量x_lrは、シャーシフレームの変位量x_lと後輪軸の変位量x_ltrとの差に相当するため、上記基礎方程式より、以下の数式２７の運動方程式が得られる。

ここで、状態変数x₁〜x₄、u₁〜u₂を以下の数式２８のように定義する。

すると、状態変数x₁〜x₄のそれぞれの１階微分は、数式２９〜３２のように表すことができる。

上述した数式２８〜数３２をまとめると、以下の数式３３に示す状態方程式が得られる。

シャーシモデルにおける前後方向の振動を表す内部状態量としては、前輪軸の変位量x_ltfと後輪軸の変位量x_ltrとの差である相対変位（x_ltf −x_ltr）の一階微分である相対変位速度yを採用することができる。この相対変位速度yは、数式３３の状態方程式から以下の数式３４のように示される。

図４のシャーシ制御系５０における、シャーシ前後振動推定・制御部５１は、図１２に示すように、ＦＬ輪−ＲＲ輪対角要素からなる系と、ＦＲ輪−ＲＬ輪対角要素からなる系に分けられ、それぞれの系において、上記数式３４に従って演算される相対変位速度yを内部状態量としてコントローラに出力する。コントローラは所定の状態フィードバックゲインKsを各々の相対変位速度yに乗じることによって、それぞれの系において、相対変位速度yを速やかにゼロに近づけるための後輪軸目標並進力を算出する。

このように、ＦＬ輪−ＲＲ輪対角要素と、ＦＲ輪とＲＬ輪対角要素とに関してそれぞれ算出された後輪軸目標並進力は加算された後に、シャーシ振動補正駆動トルク算出部５２の駆動軸並進力−トルク変換部５３に出力される。

後輪軸並進力−トルク変換部５３は、入力された後輪軸目標並進力を駆動トルク補正量に変換するものである。この変換に際しては、それぞれ入力された目標並進力に相当する力を車軸に作用させることが可能な駆動トルクを、駆動トルク補正量として演算する。

ここで、シャーシ振動の周波数帯（１０〜２０Ｈｚ）とタイヤ振動の周波数帯（２０〜４０Ｈｚ）とは相違する。従って、タイヤ制御系４０からの駆動トルク補正量とシャーシ制御系５０からの駆動トルク補正量との周波数帯も異なる。このため、それぞれの駆動トルク補正量を加算しても、それぞれの補正成分は残り、シャーシ振動及びタイヤ振動をともに抑制することができる。さらに、後述する車体振動の周波数帯（１〜２Ｈｚ）も、上記シャーシ振動及びタイヤ振動の周波数帯と異なるため、各々の振動を抑制するための駆動トルク補正量を算出して加算することにより、車両各部の振動の抑制を図ることが可能な駆動トルク補正量を求めることが可能になる。

図１３は、上述したシャーシ制御系５０によって算出される駆動トルク補正量を用いた制御を行った場合と、行なわない場合とにおける、シャーシに発生する前後振動の違いを示したシミュレーション結果である。

なお、図１３は、後輪タイヤから後輪軸に伝わる並進力F_tの変化、前輪軸の変位量x_ltfと後輪軸の変位量x_ltrとの差である相対変位（x_ltf −x_ltr）の変化、及び相対変位速度（dx_ltf/ dt−dx_ltr/dt）の変化を示している。なお、図１３に示すように、後輪軸に伝わる並進力F_tが急峻に立ち上がって立ち下がるように、駆動トルクを変化させた。

シャーシ制御系５０で算出された駆動トルク補正量を用いて基本駆動トルクを補正しない場合（制御なしの場合）、図１３に示すように、相対変位（x_ltf −x_ltr）の変化、及び相対変位速度（dx_ltf/ dt−dx_ltr/dt）の変化が大きくなり、ハンチングを生じている。それに対して、シャーシ制御系５０で算出された駆動トルク補正量によって基本駆動トルクを補正した場合、後輪軸に伝わる並進力F_tの変化がなまされるとともに、相対変位（x_ltf −x_ltr）や相対変位速度（dx_ltf/ dt−dx_ltr/dt）の変化を小さくすることができている。

このシミュレーション結果に示すように、シャーシ振動補正駆動トルク算出部５２が算出する駆動トルク補正量を用いて基本駆動トルクを補正することにより、シャーシ前後振動を抑制することができる。

次に、図４における車体制御系６０について説明する。図３及び４に示すように、車体制御系６０は、車体のピッチング振動及び上下振動（バウンシング振動）を表現する車体モデルを有し、当該車体モデルに、シャーシ制御系５０において演算された前輪軸及び後輪軸から受ける並進力と、駆動軸である後輪軸に作用する駆動トルクにより直接車体に採用する駆動トルク反力とを入力して、ピッチング振動及び上下振動を抑制するための駆動トルク補正量を演算する車体ピッチ振動及び上下振動推定・制御部６１を備える。さらに、車体制御系６０は、車体のローリング振動及びエンジンのローリング振動を表現する車体モデルを有し、当該車体モデルに、前輪の横方向に作用する路面反力と、駆動トルク反力とを入力して、車体ローリング振動及びエンジンローリング振動を抑制するための駆動トルク補正量を演算する車体ロール振動及びエンジンロール振動推定・制御部６２を備える。

なお、エンジンは、マウントを介してシャーシフレームに搭載されているが、重量があり、車体のローリング振動に大きな影響を及ぼすため、車体の一部としてモデル化している。

まず、図１４を参照しつつ、車体のピッチング振動及び上下振動（バウンシング振動）を表現する車体モデルに関する具体的な運動方程式について説明する。なお、車体モデルを構築する上で、車体の内部振動要素として、前輪側及び後輪側サスペンションによる上下方向のバネ・ダンパ要素と、前輪及び後輪タイヤの弾性による鉛直方向（上下方向）のバネ・ダンパ要素を考慮する。ただし、サスペンションの上下方向のバネ・ダンパ要素は、コイルばね・ダンパユニットのみならず、サスペンションアームなどの撓み剛性や各種ブッシュ類の剛性も含めた統括的な上下方向の剛性によるものとみなす。

図１４は、ピッチング振動及びバウンシング振動を表現するために構築する車体モデルを説明するための説明図である。この車体モデルにおいて、ピッチング振動及びバウンシング振動を表現するための運動方程式を算出する基礎となる基礎方程式を、数式３５〜数式３８に示す。なお、数式３５は、シャーシフレームの上下運動に関する方程式であり、数式３６は、前輪回転中心の上下運動に関する方程式であり、数式３７は、後輪回転中心の上下運動に関する方程式であり、数式３８は、車体のピッチング運動に関する方程式である。

ただし、
M：バネ上の質量
x_v：車体鉛直方向変位量
K_f：前輪サスペンションバネ剛性
x_tf：前輪軸の鉛直方向変位量
L_f：車両重心と前輪軸との距離
θ_p：バネ上ピッチ角（ピッチ回転中心点＝車両重心点とみなす）
C_f：前輪サスペンションダンパ減衰係数
K_r：後輪サスペンションバネ剛性
x_tr：後輪軸の鉛直方向変位量
L_r：車両重心と後輪軸との距離
C_r：後輪サスペンションダンパ減衰係数
m_f：前輪バネ下質量
K_tf：前輪タイヤの鉛直方向バネ剛性
C_tf：前輪タイヤの鉛直方向減衰係数
m_r：後輪バネ下質量
K_tr：後輪タイヤの鉛直方向バネ剛性
C_tr：後輪タイヤの鉛直方向減衰係数
I_p：バネ上ピッチング慣性モーメント
h_cg：車両重心点高さ（路面基準）
r_t：タイヤ半径
F_f：タイヤモデルの内部状態量で定義される前輪軸に作用する並進力
F_t：タイヤモデルの内部状態量で定義される後輪軸に作用する並進力
T_w：駆動輪軸に作用する駆動トルク
なお、車体モデルにおいても、対角方向の前後輪（ＦＲ輪とＲＬ輪、ＦＬ輪とＲＲ輪）を組み合わせ、両対角要素による駆動トルク補正量を加算する。このため、各方程式のバネ定数、減衰率、質量等は、全て１輪当たりの値で記述される。

上記の数式３５〜数式３８は、それぞれ以下の数式３９〜数式４２のように変形できる。

ここで、状態変数x₁〜x₈、u₁〜u₃を以下の数式４３のように定義する。

すると、状態変数x₁〜x₈のそれぞれの１階微分は、数式４４〜数式５１のように表すことができる。

上述した数式４４〜数５１をまとめると、以下の数式５２に示す状態方程式が得られる。

車体モデルにおけるピッチング振動を表す内部状態量としては、バネ上ピッチ角θ_pの一階微分であるバネ上ピッチング速度y₁を採用することができる。このバネ上ピッチング速度y₁は、数式５２の状態方程式から以下の数式５３のように示される。

また、車体モデルにおける上下方向振動（バウンシング振動）を表す内部状態量としては、車体鉛直方向変位量x_vの一階微分である車体上下速度y₂を採用することができる。この変位速度y₂は、数式５２の状態方程式から以下の数式５４のように示される。

図４の車体制御系６０における車体ピッチ振動及び上下振動推定・制御部６１は、図１５に示すように、ピッチング免振制御部６５とバウンシング制振制御部６６とを備える。ピッチング免振制御部６５及びバウンシング制振制御部６６は、それぞれピッチング振動及びバウンシング振動を抑制するための駆動トルク補正量を算出する。車体ピッチ振動及び上下振動推定・制御部６１は、これらの駆動トルク補正量を加算することによりまとめて、１つの駆動トルク補正量を出力する。

図１６は、ピッチング免振制御部６５の詳細な機能構成を示すブロック図である。図１６に示すように、ＦＬ輪−ＲＲ輪対角方向ピッチング免振制御部とＦＲ輪−ＲＬ輪対角方向ピッチング免振制御部とにおいて、ＦＬ輪−ＲＲ輪対角要素のバネ上ピッチング振動モデルと、ＦＲ輪−ＲＬ輪対角要素のバネ上ピッチング振動モデルが構築される。各々のバネ上ピッチング振動モデルは、ピッチング振動を示す内部状態量として、上述した数式５３に従って算出されるバネ上ピッチング速度y₁を出力する。コントローラは、そのバネ上ピッチング速度y₁に対して所定の状態フィードバックゲインKsを乗算することにより、振動を制振するためのトルク補正量を算出する。

ＦＬ輪−ＲＲ輪対角方向ピッチング免振制御部とＦＲ輪−ＲＬ輪対角方向ピッチング免振制御部とがそれぞれ出力する駆動トルク補正量を統合する際に、免振を図るべく、ＦＬ輪−ＲＲ輪対角方向ピッチング免振制御部が算出した駆動トルク補正量、及びＦＲ輪−ＲＬ輪対角方向ピッチング免振制御部が算出した駆動トルク補正量の符号を両方とも反転し、さらに、符号が反転された両駆動トルク補正量を加算して、ピッチング振動を抑制するための駆動トルク補正量を算出する。

図１７は、図１５におけるバウンシング制振制御部６６の詳細な機能構成を示すブロック図である。図１７に示すように、ピッチング免振制御部６５の場合と同様に、ＦＬ輪−ＲＲ輪対角方向バウンシング制振制御部とＦＲ輪−ＲＬ輪対角方向バウンシング制振制御部とにおいて、ＦＬ輪−ＲＲ輪対角要素のバネ上バウンシング振動モデルと、ＦＲ輪−ＲＬ輪対角要素のバネ上バウンシング振動モデルが構築される。各々のバネ上バウンシング振動モデルは、バウシング振動を示す内部状態量として、上述した数式５４に従って算出される車体の鉛直方向の変位速度y₂を出力する。コントローラは、その車体鉛直方向変位速度y₂に対して所定の状態フィードバックゲインKsを乗算することにより、バウンシング振動を制振するためのトルク補正量を算出する。

ＦＬ輪−ＲＲ輪対角方向バウンシング制振制御部とＦＲ輪−ＲＬ輪対角方向バウンシング制振制御部とがそれぞれ出力する駆動トルク補正量は加算されて、バウンシング振動を抑制するための駆動トルク補正量となる。

なお、上述した例では、ピッチング振動を示す内部状態量として、バネ上ピッチング速度y₁を採用し、バウンシング振動を示す内部状態量として、車体鉛直方向変位速度y₂を採用したが、他のパラメータを用いて、ピッチング振動及びバウンシング振動の抑制を図ることも可能である。

例えば、ピッチング振動が生じた場合には、前輪接地荷重と後輪接地荷重とが逆位相で変化し、バウンシング振動が生じた場合には、前輪接地荷重と後輪接地荷重とが同位相で変化する。このように前輪接地荷重及び後輪接地荷重は、バネ上（車体）の振動状態と関連するパラメータである。このため、前輪接地荷重の変化を示す前輪荷重変動速度と後輪接地荷重の変化を示す後輪荷重変動速度を、ピッチング振動及びバウンシング振動を示す内部状態量として採用しても良い。

前輪荷重変動速度は、以下の数式５５によって示され、後輪荷重変動速度は数式５６によって示される。そして、これら前輪荷重変動速度及び後輪荷重変動速度にそれぞれ状態フィードバックゲインを乗じることによって、ピッチング振動及びバウンシング振動を抑制するための駆動トルク補正量を算出することができる。

また、ピッチング振動やバウンシング振動によって前輪接地荷重及び後輪接地荷重が変化すると、各々のタイヤに発生するコーナーリングパワーが変化するため、車両の操安性能を表す指標として用いられるスタビリティファクタも変化する。そのため、スタビリティファクタの変動速度を、ピッチング振動及びバウンシング振動を示す内部状態量として採用しても良い。

スタビリティファクタの変動速度は、以下の数式５７によって示される。このスタビリティファクタの変動速度に対して、その変動速度をゼロに近づけるように設定された状態フィードバックゲインを乗じることによって、駆動トルク補正量を算出することができる。

図１８（ａ），（ｂ），（ｃ）及び図１９（ａ），（ｂ）は、上述した車体制御系６０の車体ピッチ振動及び上下振動推定制御部６１によって算出される駆動トルク補正量を用いた制御を行った場合と、行なわない場合とにおける、車体に発生するピッチング振動やバウンシング振動の違いを示したシミュレーション結果である。

図１８（ａ）は、駆動トルクT_wの変化、車体鉛直方向変位量x_vの変化、及び車体上下速度dx_v/dtの変化を示している。図１８（ｂ）は、駆動トルクT_wの変化、バネ上ピッチ角θ_pの変化、及びバネ上ピッチング速度dθ_p/dtの変化を示している。図１８（ｃ）は、駆動トルクT_wの変化、前輪接地荷重の変化、及び前輪接地荷重の変動速度の変化を示している。図１９（ａ）は、駆動トルクT_wの変化、後輪接地荷重の変化、及び後輪接地荷重の変動速度の変化を示している。さらに、図１９（ｂ）は、駆動トルクT_wの変化、スタビリティファクタの変化、及びスタビリティファクタの変動速度の変化を示している。

図１８（ａ）〜（ｃ）及び図１９（ａ），（ｂ）のいずれの場合も、基本駆動トルクを、急峻に立ち上がって立ち下がるように変化させた。駆動トルク補正量を用いて基本駆動トルクを補正しない場合（制御なしの場合）、図１８（ａ）〜（ｃ）、図１９（ａ），（ｂ）のいずれの場合も、各々の変位量や変動速度の変化が大きいことが分かる。それに対して、駆動トルク補正量によって基本駆動トルクを補正した場合、駆動トルクT_wの変化がなまされるので、車体のピッチング振動やバウンシング振動に相当する（変動）速度の変化が小さくなっている。従って、このシミュレーション結果から車体ピッチ振動及び上下振動推定制御部６１によって算出される駆動トルク補正量を用いて基本駆動トルクを補正することにより、車体のピッチング振動やバウンシング振動を抑制することができることがわかる。

次に、図２０（ａ），（ｂ）を参照しつつ、車体のローリング振動及びエンジンのローリング振動を表現する車体モデルに関する具体的な運動方程式について説明する。この車体モデルは、前輪横方向路面反力推定部３２によって算出された前輪軸に作用する横方向反力、エンジンマウントを介してシャーシフレームに搭載されたエンジン（及びトランスミッション）からの反力を入力とし、車体ロール中心回りのローリング振動及びエンジンのロール中心回りのローリング振動を推定演算するものである。

なお、車体モデルを構築する上で、内部振動要素として、前輪側及び後輪側サスペンションによる上下方向のバネ・ダンパ要素と、エンジンマウントのバネ・ダンパ要素を考慮する。

図２０（ａ），（ｂ）は、車体のローリング振動及びエンジンのローリング振動を表現するために構築する車体モデルを説明するための説明図である。この車体モデルにおいて、車体のローリング振動及びエンジンのローリング振動を示す運動方程式を算出する基礎となる基礎方程式を、数式５８〜数式５９に示す。なお、数式５８は、エンジン（及びトランスミッション）のロール方向の運動に関する方程式であり、数式５９は、車体のロール方向の運動に関する方程式である。

ただし、
I_e：エンジン（及びトランスミッション）のロール方向の慣性モーメント
θ_e：エンジン（及びトランスミッション）のロール角（ただし、ロール回転中心＝クランク軸回転中心とみなす）
w_e：左右エンジンマウント間の距離
K_e：エンジンマウント１個分のばね剛性
θ_r：車体のロール角
ｘ_v：車体鉛直方向変位量
C_e：エンジンマウント１個分の減衰係数
T₀：トランスミッション出口の出力軸トルク
I_r：バネ上ロール慣性モーメント
w_f：前輪トレッド
K_sf：前輪サスペンションバネ剛性
L_f：車両重心と前輪軸との距離
θ_p：バネ上ピッチ角
x_vtf：前輪軸の鉛直方向変位量
C_sf：前輪サスペンションダンパ減衰係数
w_r：後輪トレッド
K_sr：後輪サスペンションバネ剛性
L_r：車両重心と後輪軸との距離
x_vtr：後輪軸の鉛直方向変位量
C_sr：後輪サスペンションダンパ減衰係数
ｇ：重力加速度
h_cg：車両重心点高さ（路面基準）
h_r：車体ロール中心高さ（ロール軸は前後方向に水平とみなす）
r_t：タイヤ半径
F_{y_L}：前輪軸に作用する車体横方向並進力
F_{y_R}：後輪軸に作用する車体横方向並進力
上記の数式５８、数式５９は、それぞれ以下の数式６０、数式６１のように変形できる。

ここで、状態変数x₁〜x₄、uを以下の数式６２のように定義する。

すると、状態変数x₁〜x₄のそれぞれの１階微分は、数式６３〜数式６６のように表すことができる。

上述した数式６３〜数式６６をまとめると、以下の数式６７に示す状態方程式が得られる。

車体モデルにおける車体のローリング振動を表す内部状態量としては、車体のロール角θ_rの一階微分である車体ロール速度y₁を採用することができる。この車体ロール速度y₁は、数式６７の状態方程式から以下の数式６８のように示される。

また、車体モデルにおけるエンジンローリング振動を表す内部状態量としては、エンジンのロール角θ_eの一階微分であるエンジンロール速度y₂を採用することができる。このエンジンロール速度y₂は、数式６７の状態方程式から以下の数式６９のように示される。

図４の車体制御系６０における車体ロール振動及びエンジンロール振動推定・制御部６２は、上述した車体のローリング振動を抑制するための車体ロール振動制御部と、エンジンのローリング振動を抑制するためのエンジンロール振動制御部とを備える。

図２１は、車体ロール振動制御部の詳細な機能構成を示すブロック図である。図２１に示すように、車体ロール振動制御部は、ＦＬ輪−ＲＲ輪対角方向車体ロール振動制御部とＦＲ輪−ＲＬ輪対角方向車体ロール振動制御部とからなる。そして、ＦＬ輪−ＲＲ輪対角方向車体ロール振動制御部とＦＲ輪−ＲＬ輪対角方向車体ロール制御部とにおいて、それぞれ、ＦＬ輪−ＲＲ輪対角要素の車体ロール振動モデルと、ＦＲ輪−ＲＬ輪対角要素の車体ロール振動モデルが構築される。各々の車体ロール振動モデルは、車体のローリング振動を示す内部状態量として、上述した数式６８に従って算出される車体ロール角速度y₁を出力する。各々のコントローラは、その車体ロール角速度y₁に対して所定の状態フィードバックゲインKsを乗算することにより、トルク補正量を算出する。

ＦＬ輪−ＲＲ輪対角方向車体ロール振動制御部とＦＲ輪−ＲＬ輪対角方向車体ロール振動制御部とがそれぞれ出力する駆動トルク補正量は加算されて、車体ローリング振動を抑制するための駆動トルク補正量となる。

図２２は、エンジンロール振動制御部の詳細な機能構成を示すブロック図である。図２２に示すように、エンジンロール振動制御部はエンジンロール振動モデルを有し、このエンジンロール振動モデルが、エンジンローリング振動を示す内部状態量として、上述した数式６９に従って算出されるエンジンロール角速度y₂を出力する。コントローラは、そのエンジンロール角速度y₂に対して所定の状態フィードバックゲインKsを乗算することにより、トルク補正量を算出する。

図２３（ａ），（ｂ）は、上述した車体制御系６０の車体ロール振動及びエンジンロール振動推定・制御部６２によって算出される駆動トルク補正量を用いた制御を行った場合と、行なわない場合とにおける、車体及びエンジンに発生するローリング振動の違いを示したシミュレーション結果である。

図２３（ａ）は、駆動トルクT_wの変化、エンジンのロール角θ_eの変化、及びエンジンロール速度の変化を示している。また、図２３（ｂ）は、駆動トルクT_wの変化、車体のロール角θ_rの変化、及び車体ロール速度の変化を示している。なお、図２３（ａ），（ｂ）に示すシミュレーションの条件として、基本駆動トルクを、急峻に立ち上がって立ち下がるように変化させた。

駆動トルク補正量を用いて基本駆動トルクを補正しない場合（制御なしの場合）、図２３（ａ），（ｂ）に示すように、エンジン及び車体のロール角、及びロール速度が大きいことが分かる。それに対して、駆動トルク補正量によって基本駆動トルクを補正した場合、駆動トルク補正量により駆動トルクT_wの変化がなまされて、エンジン及び車体のロール角及びロール速度とも、制御なしの場合に比較して小さくなっている。従って、このシミュレーション結果から車体ロール振動エンジンロール振動推定・制御部６２によって算出される駆動トルク補正量を用いて基本駆動トルクを補正することにより、車体やエンジンのローリング振動を抑制することができることがわかる。

本実施形態では、以上のようにして、タイヤモデル、シャーシモデル、及び車体モデルに分離・階層化された車両モデルを構築している。このため、各モデルを低次元の線形モデルとして表現することが可能になり、エンジン・駆動系ＥＣＵ１０において、車両モデルを記憶するための容量を低減できるとともに、車両モデルに基づく演算負荷を軽減することが可能になる。

さらに、タイヤモデルにおいて、前輪側タイヤモデルと後輪側タイヤモデルとの間に、実体を伴わない仮想連結要素を設定した。これにより、タイヤモデルとシャーシモデルとを分離しながら、前輪側タイヤと後輪側タイヤとの間で作用する振動状態の影響を考慮することができるようになり、前輪側タイヤ及び後輪側タイヤに生じる振動を精度良く推測することが可能になる。

以上、本発明の好ましい実施形態について説明したが、本発明は、上述した実施形態に何ら制限されることなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲において、種々変形して実施することが可能である。

例えば、上述した実施形態では、エンジン・駆動系ＥＣＵ１０が、車両の駆動輪に与えられる駆動トルクを適宜補正することによって、車両の各部に生じる振動を抑制した。しかしながら、しかしながら、車両の運動状態を変化させることが可能であって、その動作状態を制御可能な機器であれば、その機器を制御するＥＣＵに、車両各部の振動を抑制するための制振制御を行なわせても良い。

例えば、各車輪の制動力（ブレーキ圧力）を調節するブレーキアクチュエータを制御するブレーキ系ＥＣＵ２０が、車両の各車輪の制動力を適宜補正することによって、車両の各部の振動を抑制することも可能である。車輪の制動力が変化することにより、走行抵抗が変化するので、車両における車輪やその他の部位の運動状態を変化させることができるためである。

また、例えば、内燃機関と電気モータとで共通の駆動輪を駆動するいわゆるハイブリッド車両や、前輪と後輪の一方を内燃機関によって駆動し、他方を必要に応じて電気モータで駆動する電気式４輪駆動車のように、車両の駆動源として内燃機関の他に電気モータを備える車両がある。このような車両においては、その電気モータを用いて車両の各部の振動を抑制する制御を行なっても良い。

さらに、制振制御は複数のアクチュエータを用いて行なうことも可能である。例えば、車体の振動を、エンジン・駆動系ＥＣＵ１０が駆動トルクを補正することにより、車体の振動を抑制しつつ、ブレーキ系ＥＣＵ２０及び／又は上記電気モータを制御するＥＣＵが、シャーシやタイヤの振動を抑制する制御を行なっても良い。

なお、ブレーキアクチュエータや電気モータを用いて、シャーシやタイヤの振動の抑制制御を行なう場合であっても、上述した実施形態において説明したのと同様のシャーシモデル及びタイヤモデルを用いることができる。そして、それらシャーシモデル及びタイヤモデルから出力される、それぞれの振動状態を示す内部状態量に基づいて、振動を小さくするための駆動トルク（補正量）や制動力補正量を算出すれば良い。

また、上述した実施形態では、前輪操舵・後輪駆動のＦＲ車両に車両制御装置を適用した例について説明したが、その適用対象となる車両は、ＦＦ車両であっても、４ＷＤ車両であっても良い。

実施形態による車両制御装置の全体構成を示すブロック図である。 エンジン・駆動系ＥＣＵ１０の制振制御機能部１２の概念的な構成図である。 後輪駆動車両の車両モデルの概要を示す説明図である。 制振制御機能部が有する車両モデル及びコントローラの構成を詳細に示したブロック図である。 タイヤモデルにおける仮想中間連結要素による前後輪の連結関係について説明するための説明図である。 タイヤモデルについて説明するための説明図である。 タイヤ制御系４０の前輪タイヤ前後振動推定・制御部における詳細な機能構成を示すブロック図である。 タイヤ制御系４０の後輪タイヤ前後振動推定・制御部における詳細な機能構成を示すブロック図である。 タイヤ制御系４０の仮想中間連結要素前後振動推定・制御部における詳細な機能構成を示すブロック図である。 （ａ），（ｂ），（ｃ）は、タイヤ制御系４０によって算出される駆動トルク補正量を用いた制御を行った場合と、行なわない場合とにおける、各タイヤに発生する前後振動の違いを示したシミュレーション結果を示すグラフである。 シャーシモデルについて説明するための説明図である。 シャーシ制御系５０のシャーシ前後振動推定・制御部における詳細な機能構成を示すブロック図である。 シャーシ制御系５０によって算出される駆動トルク補正量を用いた制御を行った場合と、行なわない場合とにおける、シャーシに発生する前後振動の違いを示したシミュレーション結果を示すグラフである。 車体モデルについて説明するための説明図である。 車体制御系６０の車体ピッチ振動及び上下振動推定・制御部の機能構成を示すブロック図である。 ピッチング免振制御部の詳細な機能構成を示すブロック図である。 バウンシング制振制御部の詳細な機能構成を示すブロック図である。 （ａ），（ｂ），（ｃ）は、車体制御系６０の車体ピッチ振動及び上下振動推定制御部６１によって算出される駆動トルク補正量を用いた制御を行った場合と、行なわない場合とにおける、車体に発生するピッチング振動やバウンシング振動の違いを示したシミュレーション結果を示すグラフである。 （ａ），（ｂ）は、車体制御系６０の車体ピッチ振動及び上下振動推定制御部６１によって算出される駆動トルク補正量を用いた制御を行った場合と、行なわない場合とにおける、車体に発生するピッチング振動やバウンシング振動の違いを示したシミュレーション結果を示すグラフである。 （ａ），（ｂ）は、車体のローリング振動及びエンジンのローリング振動を表現するために構築する車体モデルを説明するための説明図である。 車体ロール振動制御部の詳細な機能構成を示すブロック図である。 エンジンロール振動制御部の詳細な機能構成を示すブロック図である。 車体制御系６０の車体ロール振動及びエンジンロール振動推定・制御部６２によって算出される駆動トルク補正量を用いた制御を行った場合と、行なわない場合とにおける、車体及びエンジンに発生するローリング振動の違いを示したシミュレーション結果を示すグラフである。

符号の説明

１０…エンジン・駆動系ＥＣＵ、１１…データ管理部、１２…制振制御機能部、１３…駆動系デバイス制御部、１４…エンジン系操作デバイス制御部、１５…駆動指令出力部、１６…センサ入力信号処理部、１７…エンジン系操作デバイス、２０…タイヤモデル、２１…後輪タイヤモデル、２２…前輪タイヤモデル、２３…仮想中間連結要素モデル、２４…シャーシモデル、２５…後輪軸モデル、２６…シャーシフレームモデル、２７…前輪軸モデル、２８…車体モデル、３１…４輪前後方向走行抵抗推定部、３２…前輪横方向路面反力推定部、３３…駆動トルク推定部、４０…タイヤ制御系、４１…駆動輪前後振動推定・制御部、４２…仮想中間連結要素前後振動推定・制御部、４３…転動輪タイヤ前後振動推定・制御部、４４…タイヤ振動補正駆動トルク算出部、５０…シャーシ制御系、５１…シャーシ前後振動推定・制御部、５２…シャーシ振動補正駆動トルク算出部、６０…車体制御系、６１…車体ピッチ振動及び上下振動推定・制御部、６２…車体ロール振動及びエンジンロール振動推定・制御部、６３…補正駆動トルク出力部

Claims (7)

1. 車両の各部の振動状態を推定するために、車体モデルと、シャーシモデルと、タイヤモデルとに分離・階層化された車両モデルを記憶した制御器と、
   前記制御器によって制御され、前記車両の運動状態を変化させる制御対象機器とを備え、
   前記制御器は、前記車両モデルへ入力すべき入力パラメータを時々刻々取得し、前記車両モデルを用いて、前記車両各部の振動状態をそれぞれ推定演算するとともに、その振動状態に応じた制御量を算出して、前記制御対象機器を制御するものであって、
   前記車両モデルにおけるタイヤモデルは、前輪側タイヤと、後輪側タイヤと、これらの前輪側タイヤと後輪側タイヤとを仮想的に連結する仮想連結要素とからなり、
   前記タイヤモデルは、第１の仮想連結要素が、前記車両において対角に位置する左前輪タイヤと右後輪タイヤとを連結し、第２の仮想連結要素が、右前輪タイヤと左後輪タイヤとを連結するように構成されることを特徴とする車両制御装置。
2. 車両の各部の振動状態を推定するために、車体モデルと、シャーシモデルと、タイヤモデルとに分離・階層化された車両モデルを記憶した制御器と、
   前記制御器によって制御され、前記車両の運動状態を変化させる制御対象機器とを備え、
   前記制御器は、前記車両モデルへ入力すべき入力パラメータを時々刻々取得し、前記車両モデルを用いて、前記車両各部の振動状態をそれぞれ推定演算するとともに、その振動状態に応じた制御量を算出して、前記制御対象機器を制御するものであって、
   前記車両モデルにおけるタイヤモデルは、前輪側タイヤと、後輪側タイヤと、これらの前輪側タイヤと後輪側タイヤとを仮想的に連結する仮想連結要素とからなり、前記車両の前後方向における前後輪タイヤの振動状態を推定演算するものであり、
   前記制御器は、前記前輪側タイヤの振動状態、前記後輪側タイヤの振動状態、及び前記仮想連結要素の振動状態をそれぞれ推定演算し、前記前輪側タイヤの振動、前記後輪側タイヤの振動、及び前記仮想連結要素の振動の各々に対して、振動をゼロに近づけるように制御量を算出するか、もしくは振動を加振するように制御量を算出し、それぞれ算出された制御量から合計の制御量を算出して、当該合計の制御量に基づいて、前記制御対象機器を制御することを特徴とする車両制御装置。
3. 前記制御器は、前記前輪側タイヤの振動、前記後輪側タイヤの振動、及び前記仮想連結要素の振動の少なくとも１つに対して、振動を加振するように制御量を算出する際、まず、その振動をゼロに近づけるための制御量を算出し、その制御量の符号を反転させることによって、前記振動を加振する制御量を算出することを特徴とする請求項２に記載の車両制御装置。
4. 前記仮想連結要素は、並列に配置されたバネ要素とダンパ要素とからなることを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれかに記載の車両制御装置。
5. 前記制御対象機器は、各車輪に制動力を発生させる制動力発生装置、前記車両の内燃機関の運転状態を調節する調節装置、車輪を回転駆動するための駆動源として動作する電気モータの少なくとも１つであることを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれかに記載の車両制御装置。
6. 前記制御対象機器が、前記車両の内燃機関の運転状態を調節する調節装置である場合、前記制御器は、運転者によるアクセルペダル操作に基づいて基本制御量を算出し、前記車両振動モデルに生じる振動を抑制するための制御量を補正制御量として算出し、これら基本制御量及び補正制御量に基づいて、前記内燃機関の運転状態を調節する調節装置を制御することを特徴とする請求項５に記載の車両制御装置。
7. 前記制御対象機器が、前記各車輪に制動力を発生させる制動力発生装置である場合、前記制御器は、運転者のブレーキペダル操作に基づいて基本制御量を算出し、前記車両振動モデルに生じる振動を抑制するための制御量を補正制御量として算出し、これら基本制御量及び補正制御量に基づいて、前記制動力発生装置を制御することを特徴とする請求項５に記載の車両制御装置。

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