JP4844407B2 - Traveling device - Google Patents
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Description
本発明は、車輪の制駆動力を変更することにより、車両の上下方向に対する振動を抑制できる走行装置に関する。 The present invention relates to a traveling device that can suppress vibration in a vertical direction of a vehicle by changing a braking / driving force of a wheel.
乗用車やトラック等の車両においては、懸架装置を介して車輪を車体に取り付けて、路面から車輪を介して入力される衝撃を、懸架装置が備えるばねによって吸収し、緩和する。懸架装置のばね上及びばね下の振動は、車両の乗り心地や車両の走行性能に影響を与える。特許文献1には、ばね上加速度センサ及びばね下加速度センサを用いて検出した車輪の上下振動に応じて、前後輪の駆動力に差をつけ、車体の上下振動を抑制する制駆動力制御装置が開示されている。
In a vehicle such as a passenger car or a truck, a wheel is attached to a vehicle body via a suspension device, and an impact input from the road surface via the wheel is absorbed by a spring provided in the suspension device and mitigated. The unsprung and unsprung vibrations of the suspension affect the riding comfort of the vehicle and the running performance of the vehicle.
しかし、特許文献1に開示されている懸架装置は、車両のばね上、ばね下の上下振動を検出するためのセンサが必要となり、車両の質量増加、及びコスト増加を招く。この発明は、上記に鑑みてなされたものであって、車両の上下方向に対する振動を検出するためのセンサを別個に設けることなく、車両の振動を抑制できる走行装置を提供することを目的とする。
However, the suspension device disclosed in
上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係る走行装置は、懸架装置を介して車両を支持する車輪の回転速度を検出する車輪回転速度検出手段と、前記車輪の回転速度の変動及び前記車輪の制駆動力に基づいて得られる前記車輪の接地荷重変動と、前記車両の上下方向における荷重変動との関係に基づき、前記荷重変動を現時点よりも小さくする制駆動力を前記車輪に付与する振動抑制手段と、を含むことを特徴とする。 In order to solve the above-described problems and achieve the object, a traveling device according to the present invention includes a wheel rotation speed detection unit that detects a rotation speed of a wheel that supports a vehicle via a suspension device, and a rotation speed of the wheel. And the braking / driving force for reducing the load variation from the present time based on the relationship between the wheel ground load variation obtained based on the variation of the wheel and the braking / driving force of the wheel and the load variation in the vertical direction of the vehicle. And vibration suppression means applied to the wheel.
この走行装置は、上下方向における車両の振動を、制駆動力の反力の垂直成分によって抑制する。このときに、車輪の回転速度変動及び車輪の制駆動力に基づいて得られる車輪の接地荷重変動と、車両の上下方向における荷重変動との関係に基づいて制駆動の反力の垂直成分を求め、この垂直成分から得られた制駆動力で車輪を駆動する。このような構成によって、車両の上下方向に対する振動を検出するためのセンサを別個に設けることなく、車両の振動を抑制できる。 This traveling device suppresses the vibration of the vehicle in the vertical direction by the vertical component of the reaction force of the braking / driving force. At this time, the vertical component of the braking / driving reaction force is obtained based on the relationship between the wheel ground load variation obtained based on the wheel rotational speed variation and the wheel braking / driving force, and the load variation in the vertical direction of the vehicle. The wheel is driven by the braking / driving force obtained from the vertical component. With such a configuration, the vibration of the vehicle can be suppressed without separately providing a sensor for detecting the vibration in the vertical direction of the vehicle.
本発明に係る走行装置の好ましい態様として、前記振動抑制手段は、前記車輪の接地荷重変動及び前記懸架装置のばね上構造物の上下方向における荷重変動に基づき、前記ばね上構造物の上下方向における荷重変動を現時点よりも小さくする制駆動力を前記車輪に付与することが望ましい。 As a preferred aspect of the traveling device according to the present invention, the vibration suppressing means is based on the ground load variation of the wheel and the load variation in the vertical direction of the sprung structure of the suspension device in the vertical direction of the sprung structure. It is desirable to give the wheel a braking / driving force that makes the load fluctuation smaller than the present time.
本発明に係る走行装置の好ましい態様として、前記振動抑制手段は、前記車輪の接地荷重変動及び前記懸架装置のばね下構造物の上下方向における荷重変動に基づき、前記ばね下構造物の上下方向における荷重変動を現時点よりも小さくする制駆動力を前記車輪に付与することが望ましい。 As a preferred aspect of the traveling device according to the present invention, the vibration suppressing means is based on the ground load variation of the wheel and the load variation in the vertical direction of the unsprung structure of the suspension device in the vertical direction of the unsprung structure. It is desirable to give the wheel a braking / driving force that makes the load fluctuation smaller than the present time.
本発明に係る走行装置の好ましい態様として、前記振動抑制手段は、前記車輪の接地荷重変動及び前記懸架装置のばね上構造物の上下方向における荷重変動に基づいて得られる、前記ばね上構造物の上下方向における荷重変動を現時点よりも小さくする第1の制駆動力と、前記車輪の接地荷重変動及び前記懸架装置のばね下構造物の上下方向における荷重変動に基づいて得られる、前記ばね下構造物の上下方向における荷重変動を現時点よりも小さくする第2の制駆動力とを加算した制駆動力を前記車輪に付与することが望ましい。 As a preferred aspect of the traveling device according to the present invention, the vibration suppressing means is obtained from the ground contact load variation of the wheel and the load variation in the vertical direction of the sprung structure of the suspension device. The unsprung structure obtained on the basis of the first braking / driving force that makes the load fluctuation in the vertical direction smaller than the present time, the ground load fluctuation of the wheel and the load fluctuation in the vertical direction of the unsprung structure of the suspension device It is desirable to apply to the wheels a braking / driving force obtained by adding a second braking / driving force that makes the load fluctuation in the vertical direction of the object smaller than the current time.
本発明に係る走行装置の好ましい態様として、前記振動抑制手段は、前記車輪の動力発生手段であることが望ましい。 As a preferred aspect of the traveling device according to the present invention, it is desirable that the vibration suppressing means is a power generation means for the wheel.
この発明に係る走行装置は、車両の上下方向に対する振動を検出するためのセンサを別個に設けることなく、車両の振動を抑制できる。 The traveling device according to the present invention can suppress the vibration of the vehicle without separately providing a sensor for detecting the vibration in the vertical direction of the vehicle.
以下、この発明につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この発明を実施するための最良の形態(以下実施形態という)によりこの発明が限定されるものではない。また、下記実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるもの、実質的に同一のもの、いわゆる均等の範囲のものが含まれる。 Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The present invention is not limited by the best mode for carrying out the invention (hereinafter referred to as an embodiment). In addition, constituent elements in the following embodiments include those that can be easily assumed by those skilled in the art, those that are substantially the same, and those in a so-called equivalent range.
以下においては、動力発生手段に電動機を用いる、いわゆる電気自動車に本発明を適用した場合について説明するが、本発明の適用対象はこれに限られるものではなく、車輪の回転速度変動に基づいて、当該車輪の上下振動を抑制する振動抑制手段を備えるものであれば本発明を適用できる。動力発生手段は電動機に限られるものではなく、内燃機関でもよく、また、内燃機関と電動機とを組み合わせた、いわゆるハイブリッドの動力発生手段を用いてもよい。また、本発明においては、車両が備える車輪の個数は4個に限定されるものではなく、単輪に対するばね上又はばね下の少なくとも一方の振動を抑制する場合にも本発明は適用できる。なお、車両が備える車輪のうち、駆動輪の個数は限定されるものではない。 In the following, the case where the present invention is applied to a so-called electric vehicle using an electric motor as the power generation means will be described, but the application target of the present invention is not limited to this, based on fluctuations in the rotational speed of the wheel, The present invention can be applied as long as it includes vibration suppressing means for suppressing the vertical vibration of the wheel. The power generation means is not limited to an electric motor, and may be an internal combustion engine, or a so-called hybrid power generation means in which an internal combustion engine and an electric motor are combined. In the present invention, the number of wheels provided in the vehicle is not limited to four, and the present invention can also be applied to suppressing vibration of at least one of a sprung or unsprung state of a single wheel. Of the wheels provided in the vehicle, the number of drive wheels is not limited.
本実施形態において、ばね上というときには、車両が備える懸架装置のばねよりも上方をいい、ばね下というときには、車両が備える懸架装置のばねよりも下方をいう。また、ばね上の振動、荷重変動等というときには、懸架装置のばね上に配置される構造物の上下方向における振動、荷重変動等をいい、ばね下の振動、荷重変動等というときには、懸架装置のばね下に配置される構造物の上下方向における振動、荷重変動等をいう。ここで、上下方向とは、車両1が水平に配置されている場合において、重力の作用方向と平行な方向をいう。
In the present embodiment, the term “on a spring” refers to the upper side than the spring of the suspension device provided in the vehicle, and the term “under the spring” refers to the lower side than the spring of the suspension device provided in the vehicle. In addition, when referring to vibration on the spring, load fluctuation, etc., it means vibration in the vertical direction of the structure arranged on the spring of the suspension, load fluctuation, etc., and when referring to vibration below the spring, load fluctuation, etc., This refers to vibration in the vertical direction of a structure disposed under the spring, load fluctuation, and the like. Here, the vertical direction refers to a direction parallel to the direction of gravity when the
図1は、本実施形態に係る走行装置を備える車両の構成を示す概略図である。本実施形態は、次の点に特徴がある。すなわち、懸架装置を介して車輪を支持する支持する車両において、上下方向におけるばね上構造物の振動やばね下構造物の荷重変動、すなわち上下方向における振動を、制駆動力の反力(制駆動反力)の垂直成分によって抑制する。このときに、前記車輪の回転速度変動及び前記車輪の制駆動力に基づいて得られる前記車輪の接地荷重変動と、前記車両の上下方向における荷重変動との関係に基づいて制駆動反力の垂直成分を求め、この垂直成分から制駆動力を得る。 FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a configuration of a vehicle including a traveling device according to the present embodiment. This embodiment is characterized by the following points. That is, in a vehicle that supports a wheel via a suspension system, the vibration of the sprung structure in the vertical direction and the load fluctuation of the unsprung structure, that is, the vibration in the vertical direction, are caused by the reaction force of the braking / driving force (braking / braking). Suppressed by the vertical component of the reaction force. At this time, based on the relationship between the wheel ground load variation obtained based on the wheel rotational speed variation and the wheel braking / driving force, and the load variation in the vertical direction of the vehicle, The component is obtained, and the braking / driving force is obtained from this vertical component.
図1に示す車両1は、電動機のみを動力発生手段とする走行装置100を備える。走行装置100は、動力発生手段として、左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rを備えている。そして、左前電動機10Lは左側前輪2Lを、右前電動機10Rは右側前輪2Rを、左後電動機11Lは左側後輪3Lを、右後電動機11Rは右側後輪3Rを駆動する。このように、この走行装置100は、すべての車輪が駆動輪となる全輪駆動形式となっている。また、左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rは、左側前輪2L、右側前輪2R、左側後輪3L、右側後輪3Rのホイール内に配置される、いわゆるインホイールタイプの構成となっている。
A
本実施形態において、動力発生手段である左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rは、車両1の振動、すなわち、車両1のばね上構造物の振動やばね下構造物の振動を抑制する振動抑制手段としても機能する。このように、動力発生手段である左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rを振動抑制手段としても用いることにより、振動抑制手段を別個に設ける必要はないので、軽量化、コンパクト化、低コスト化に有利である。
In this embodiment, the left
以下の説明において、4台の電動機を区別しない場合には、単に電動機MGといい、4輪を区別しない場合には、単に車輪Wという。また、4輪のうち車両1の前後に着目するときには前輪2、後輪3といい、4台の電動機のうち、車両1の前後に着目するときには、前側電動機10、後側電動機11という(以下同様)。ここで、左右の区別は、車両1(あるいは走行装置100)の前進する方向(図1の矢印X方向)を基準とする。すなわち、「左」とは、車両1(あるいは走行装置100)の前進する方向に向かって左側をいい、「右」とは、車両1(あるいは走行装置100)の前進する方向に向かって右側をいう。
In the following description, when the four motors are not distinguished, they are simply referred to as the motor MG, and when the four wheels are not distinguished, they are simply referred to as the wheels W. Also, when focusing on the front and rear of the
本実施形態において、電動機MGと車輪Wとは直結してある。すなわち、電動機MGのロータは、電動機MGの出力軸を介して車輪Wと連結されている。また、本実施形態において、左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rは、ECU(Engine Control Unit)50によってそれぞれ独立に制御される。これによって、左側前輪2L、右側前輪2R、左側後輪3L、右側後輪3Rそれぞれの駆動力が独立して制御される。また、左側前輪2Lの駆動力と、右側前輪2Rの駆動力と、左側後輪3Lの駆動力と、右側後輪3Rの駆動力との配分比は、必要に応じてECU50によって変更される。これによって、旋回時において内外輪や前後輪の回転数差を設けたり、トラクションコントロールを実行したりすることができる。
In the present embodiment, the electric motor MG and the wheels W are directly connected. That is, the rotor of the electric motor MG is connected to the wheels W via the output shaft of the electric motor MG. In the present embodiment, the left
なお、電動機MGと車輪Wとの間に減速機構を設け、電動機MGの回転数を減速して左右の車輪Wに伝達してもよい。一般に、電動機は小型化するとトルクが低下するが、減速機構を設けることによって電動機のトルクを増加させて車輪Wへ伝達することができる。その結果、走行装置100が搭載する電動機MGを小型化することができる。
Note that a speed reduction mechanism may be provided between the electric motor MG and the wheels W, and the rotational speed of the electric motor MG may be reduced and transmitted to the left and right wheels W. In general, when the electric motor is downsized, the torque decreases. However, by providing a speed reduction mechanism, the electric motor torque can be increased and transmitted to the wheels W. As a result, the electric motor MG mounted on the traveling
左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rには、それぞれ左前電動機用レゾルバ40L、右前電動機用レゾルバ40R、左後電動機用レゾルバ41L、右後電動機用レゾルバ41Rによって回転角度や回転速度が検出される。左前電動機用レゾルバ40L、右前電動機用レゾルバ40R、左後電動機用レゾルバ41L、右後電動機用レゾルバ41Rの出力は、電動機用ECU8に取り込まれて、左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rの制御に用いられる。ここで、4輪を区別しない場合には、単にレゾルバQという。
The left
上述したように、レゾルバQは、本実施形態において電動機MGの回転数や回転速度を検出する。本実施形態において、電動機MGと車輪Wとは直結されているので、レゾルバQが電動機MGの回転速度を検出することによって、車輪Wの回転速度を検出することができる。すなわち、レゾルバQは、車輪回転速度検出手段として機能する。なお、減速機構を介して電動機MGによって車輪Wを駆動する場合、減速機構の減速比を考慮して、レゾルバQから車輪Wの回転速度を求めればよい。 As described above, the resolver Q detects the rotation speed and rotation speed of the electric motor MG in the present embodiment. In the present embodiment, since the electric motor MG and the wheel W are directly connected, the rotational speed of the wheel W can be detected by the resolver Q detecting the rotational speed of the electric motor MG. That is, the resolver Q functions as a wheel rotation speed detection unit. In addition, what is necessary is just to obtain | require the rotational speed of the wheel W from the resolver Q in consideration of the reduction ratio of a deceleration mechanism, when driving the wheel W with the electric motor MG via a deceleration mechanism.
本実施形態では、レゾルバQによって車輪Wの回転速度を得ることができるので、車輪Wの回転速度を検出するセンサを別個に設ける必要はない。これによって、電動機MGや制動装置等の装置配置の自由度が向上するとともに、走行装置100や車両1の製造コストを低減できる。また、省スペース化も図ることができる。なお、走行装置100が備える動力発生手段の構成によっては、車輪Wの回転速度を検出するセンサを別個に設けてもよい。
In this embodiment, since the rotational speed of the wheel W can be obtained by the resolver Q, it is not necessary to separately provide a sensor for detecting the rotational speed of the wheel W. As a result, the degree of freedom of the arrangement of the devices such as the electric motor MG and the braking device is improved, and the manufacturing cost of the traveling
左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rは、電動機制御回路6に接続されている。電動機制御回路6には、図1に示す車両1が搭載する、例えばニッケル−水素電池や鉛蓄電池等の車載電源7が接続されており、必要に応じて、車載電源7から左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rを駆動するための電力が供給される。電動機制御回路6は、W、V、Uの三相電流を発生させるための3つのインバータ回路より構成されている。インバータ回路は、ECU50からの指令に基づいて電動機用ECU8が電動機用ECU8によって制御される。これによって、左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rが駆動制御される。
The
本実施形態においては、アクセル開度センサ42によって検出されるアクセル5の開度によって、左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rの出力が制御され、その結果、走行装置100の総駆動力F_allが制御される。なお、本実施形態においては、1台のインバータ回路によって1台の電動機が制御される。走行装置100は4台の電動機、すなわち、左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rを備えるので、これらを制御するために、電動機制御回路6には4台のインバータ回路が備えられる。
In the present embodiment, the outputs of the
電動機MGが走行装置100の動力発生手段として用いられる場合、車載電源7の電力が電動機制御回路6を介して供給される。そして、電動機MGの発生するトルクは、車輪Wの駆動力として車輪Wへ付与される。また、例えば車両1の減速時には、電動機MGが発電機として機能して回生発電を行い、これによって回収したエネルギーを車載電源7に蓄える。これは、ブレーキセンサ46によって検出されるブレーキ信号やアクセルオフ等の信号に基づいて、ECU50が電動機制御回路6を制御することにより実現される。この場合、電動機MGの発生する回生トルクが、車輪Wの制動力として車輪Wへ付与される。このように、動力発生手段である電動機MGは、駆動力及び制動力を車輪Wへ付与する。
When the electric motor MG is used as power generation means of the traveling
ECU50は、本実施形態に係る走行装置100の駆動力を制御したり、制動時には、電動機MGにより電力を回生したりする。また、後述するように、ECU50には振動抑制制御装置30が備えられており、本実施形態に係る振動抑制制御を実行する。なお、本実施形態において、振動抑制制御装置30は、ECU50の一機能として実現される。ECU50は、通信回線9に接続されており、同じく通信回線9に接続されるレゾルバQ、アクセル開度センサ42、ヨーセンサ43、車速センサ44、操舵角センサ45、ブレーキセンサ46等から、走行装置100の制御に必要な情報を取得する。
The
図2は、本実施形態に係る車両が備える懸架装置の構成例を示す説明図である。図2に示すように、電動機MG(図1に示す左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11R)は、懸架装置1Sに取り付けられる。これによって、電動機MGは、懸架装置1Sを介して車両1の車両本体1Bに取り付けられるとともに、懸架装置1Sによって車両1に支持される。
FIG. 2 is an explanatory diagram illustrating a configuration example of the suspension device provided in the vehicle according to the present embodiment. As shown in FIG. 2, the electric motor MG (the
図2に示すように、本実施形態において、懸架装置1Sは、いわゆるストラット形式が用いられている。減衰力発生手段であるダンパー20の一方の端部にはアッパーマウント20Uが設けられ、これを介してダンパー20が車両本体1Bに取り付けられる。ダンパー20の他方の端部には、電動機固定用ブラケット20Bが設けられている。電動機固定用ブラケット20Bは、電動機MGの本体部に設けられる電動機側ブラケットMGbに取り付けられて、ダンパー20と電動機MGとを固定する。ここで、電動機MGの駆動軸(電動機駆動軸)MGsには、電動機駆動軸MGsの回転角度を知るための回転角度検出手段として、レゾルバQが取り付けられている。レゾルバQによって検出された信号を処理することにより、電動機MGの回転速度を知ることができる。
As shown in FIG. 2, in the present embodiment, the
電動機駆動軸MGsに対して電動機側ブラケットMGbと対称となる位置には、ピボット部MGpが設けられている。ピボット部MGpは、トランスバースリンク(ロワーアーム)22のピボット受け28と組み合わされ、ピン結合される。トランスバースリンク22は、車両取付部27で車両本体1Bに取り付けられている。そして、電動機MGが上下方向(図2中のX方向、以下同様)に動作することにより、車両取付部27の揺動軸Zsfを中心として揺動運動する。ここで、上下方向とは、重力の作用方向と平行な方向である。
A pivot portion MGp is provided at a position symmetrical to the electric motor side bracket MGb with respect to the electric motor drive shaft MGs. The pivot portion MGp is combined with the
電動機駆動軸MGsには、ブレーキローター15及びホイール13が取り付けられる。そして、ホイール13にタイヤ14が取り付けられて、車輪Wとなる。路面から車輪Wへの入力によって、ホイール13は上下方向に動作する。ホイール13は電動機駆動軸MGsに取り付けられているので、ホイール13が上下方向に動作するとともに、電動機MGも上下方向に動作する。電動機MGが上下方向に動作することによる車両本体1Bへの入力は、懸架装置1Sのばね20S及びダンパー20で吸収される。
A
電動機MGとトランスバースリンク22とは、ピボット部MGpとピボット受け28とでピン結合されているので、電動機MGの上下運動とともにトランスバースリンク22は揺動軸Zsfを中心として揺動運動できる。また、電動機MGは、ハンドル4の操作によってホイール13及びタイヤ14とともに操舵されるが、このときピボット部MGpはピボット受け28に支持されながら回転する。
Since the motor MG and the
図3は、本実施形態に係る振動抑制制御装置の構成例を示す説明図である。図3に示すように、振動抑制制御装置30は、ECU50に組み込まれて構成されている。ECU50は、CPU(Central Processing Unit:中央演算装置)50pと、記憶部50mと、入力及び出力ポート55、56とから構成される。
FIG. 3 is an explanatory diagram illustrating a configuration example of the vibration suppression control device according to the present embodiment. As shown in FIG. 3, the vibration
なお、ECU50とは別個に、本実施形態に係る振動抑制制御装置30を用意し、これをECU50に接続してもよい。そして、本実施形態に係る内燃機関の始動制御を実現するにあたっては、ECU50が備える走行装置100等に対する制御機能を、前記振動抑制制御装置30が利用できるように構成してもよい。
In addition, separately from ECU50, the vibration
振動抑制制御装置30は、外乱入力推定部31と、荷重変動演算部32と、振動抑制制駆動力演算部33と、振動抑制トルク演算部34とを含んで構成される。これらが、本実施形態に係る振動抑制制御を実行する部分となる。本実施形態において、振動抑制制御装置30は、ECU50を構成するCPU50pの一部として構成される。CPU50pには、電動機出力制御部50peが備えられており、車両1の走行時における電動機MGの出力や電力の回生を制御する他、振動抑制制御装置30が実行した振動抑制制御の処理結果に基づいて電動機MGの出力(トルク)を制御する。た、CPU50pには、総合制御部50pcが備えられており、電動機MGの制御に必要な情報を演算する。
The vibration
CPU50pと記憶部50mとは、バス541〜543を介して、入力ポート55及び出力ポート56を介して接続される。これにより、振動抑制制御装置30を構成する外乱入力推定部31と荷重変動演算部32と振動抑制制駆動力演算部33と振動抑制トルク演算部34とは、相互に制御データをやり取りしたり、一方に命令を出したりできるように構成される。また、振動抑制制御装置30は、ECU50が有する走行装置100の運転制御データを取得し、これを利用することができる。また、振動抑制制御装置30は、本実施形態に係る振動抑制制御をECU50が予め備えている運転制御ルーチンに割り込ませたりすることができる。
The
入力ポート55は、通信回線9と接続される。通信回線9には、アクセル開度センサ42、ヨーセンサ43、車速センサ44、操舵角センサ45、ブレーキセンサ46その他の、走行装置100の制御に必要な情報を取得するセンサ類が接続されている。CPU50pは、通信回線9を介して、これらのセンサ類から出力される信号を取得する。また、CPU50pは、通信回線9を介して、レゾルバQから電動機MGの回転速度を取得する。これにより、CPU50pは、走行装置100の運転制御や、本実施形態に係る振動抑制制御に必要な情報を取得することができる。また、出力ポート56は、通信回線9と接続されている。そして、CPU50pが演算した電動機MG(左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11R)に対する振動抑制制御指令は、通信回線9を介して電動機用ECU8に発信される。これによって、電動機用ECU8を介して、電動機MGを制御することができる。
The
記憶部50mには、本実施形態に係る振動抑制制御の処理手順を含むコンピュータプログラムや制御マップ、あるいは本実施形態に係る振動抑制制御に用いるデータ等が格納されている。ここで、記憶部50mは、RAM(Random Access Memory)のような揮発性のメモリ、フラッシュメモリ等の不揮発性のメモリ、あるいはこれらの組み合わせにより構成することができる。
The
上記コンピュータプログラムは、CPU50pへ既に記録されているコンピュータプログラムと組み合わせによって、本実施形態に係る振動抑制制御の処理手順を実現できるものであってもよい。また、この振動抑制制御装置30は、前記コンピュータプログラムの代わりに専用のハードウェアを用いて、外乱入力推定部31、荷重変動演算部32、振動抑制制駆動力演算部33及び振動抑制トルク演算部34との機能を実現するものであってもよい。
The computer program may be capable of realizing the vibration suppression control processing procedure according to the present embodiment in combination with the computer program already recorded in the
通信回線9に接続される電動機用ECU8は、入力ポート8iと、CPU8pと、プリドライバ8dとを備えている。入力ポート8iは通信回線9に接続されており、CPU8pは、通信回線9及び入力ポート8iを介して、ECU50から発信される電動機MGの振動抑制制御信指令を取得する。CPU8pは、取得した振動抑制制御指令に基づいて電動機MGに供給する電流の値、すなわち電流指令値を演算する。そして、CPU8pは、演算した電流指令値をプリドライバ8dに出力し、プリドライバ8d及びプリドライバ8dに接続される電動機制御回路6を介して、電動機MGを駆動制御する。
The
また、CPU8pは、通信回線9を介して、レゾルバQ(左前電動機用レゾルバ40L、右前電動機用レゾルバ40R、左後電動機用レゾルバ41L、右後電動機用レゾルバ41R)が検出する電動機回転速度や駆動電流検出回路47が検出する電動機MGの駆動電流値を取得する。そして、CPU8pは、取得した電動機回転速度や駆動電流値に基づいて、ECU50から発信される電動機MGの駆動指令や振動抑制制御指令の通りに電動機MGが駆動されるように、電動機MGをフィードバック制御する。
Further, the
電動機用ECU8が備えるプリドライバ8dは、CPU8pで演算された電流指令値を、パルス幅変調されたデューティ指令値W、V、U、Wb、Vb、Ubに変換するためのものである。ここで、デューティ指令値W、V、Uは正相の三相信号を表し、デューティ指令値Wb、Vb、Ubは逆相の三相信号を表す。プリドライバ8dから出力されるデューティ指令値W、V、U、Wb、Vb、Ubは電動機制御回路6が備えるインバータ回路に送られて、左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rが振動抑制制御される。
The pre-driver 8d provided in the
図4は、制駆動力の反力及び制駆動力の反力の垂直成分を説明する概念図である。図5は、モデル化した車両を示す概念図である。本実施形態に係る振動抑制制御では、車輪Wの接地荷重の変動を求め、制駆動力の反力(制駆動反力)の垂直成分を付与することにより、現時点における車輪Wの接地荷重の変動をより小さくする。このために、車輪Wの制駆動力を制御する。まず、制駆動反力について説明する。 FIG. 4 is a conceptual diagram for explaining the reaction force of braking / driving force and the vertical component of the reaction force of braking / driving force. FIG. 5 is a conceptual diagram showing a modeled vehicle. In the vibration suppression control according to the present embodiment, the fluctuation of the ground load of the wheel W is obtained by obtaining the fluctuation of the ground load of the wheel W and applying the vertical component of the reaction force of the braking / driving force (braking / driving reaction force). Is made smaller. For this purpose, the braking / driving force of the wheel W is controlled. First, the braking / driving reaction force will be described.
車輪Wが発生する制駆動力F_driveによる制駆動反力をF、制駆動反力Fの垂直成分をFreacとする。ここで、制駆動反力Fとは、制駆動力F_driveと同じ大きさの力であり、制駆動力F_driveの方向とは反対方向に、路面GLが車輪Wを押す力である。また、本実施形態において、制駆動力F_driveは、車輪Wを駆動して図1に示す車両1を走行させる駆動力と、車輪Wを制動して図1に示す車両1を制動する制動力との両方を含む概念である。制動力には、上述した電動機MGの回生トルクによる制動と、車輪Wの制動装置(ブレーキ)による制動力との両方を含む。
The braking / driving reaction force due to the braking / driving force F_drive generated by the wheel W is F, and the vertical component of the braking / driving reaction force F is Freac. Here, the braking / driving reaction force F is a force having the same magnitude as the braking / driving force F_drive, and is a force by which the road surface GL pushes the wheel W in a direction opposite to the direction of the braking / driving force F_drive. In the present embodiment, the braking / driving force F_drive is a driving force that drives the wheel W to drive the
図4において、懸架装置の瞬間回転中心をOR、懸架装置の瞬間回転中心ORと車輪Wが路面GLに接地する接地部Pとの距離をl、ORとPとを結ぶ直線と路面GLとのなす角度をαとする。ORとPとを結ぶ直線に直交する制駆動反力の成分は、F×sinαとなる。したがって、懸架装置の瞬間回転中心OR周りにおける、制駆動反力による時計回りのモーメントは、l×F×sinαとなる。一方、懸架装置の瞬間回転中心OR周りにおける、制駆動反力の垂直成分(制駆動反力垂直成分)Freacによる反時計回りのモーメントは、Freac×l×cosαとなる。 In FIG. 4, the instantaneous rotation center OR of the suspension device is OR, the distance between the instantaneous rotation center OR of the suspension device and the ground contact portion P where the wheel W contacts the road surface GL, and the straight line connecting OR and P to the road surface GL. The angle formed is α. The braking / driving reaction force component orthogonal to the straight line connecting OR and P is F × sin α. Therefore, the clockwise moment due to the braking / driving reaction force around the instantaneous rotation center OR of the suspension device is l × F × sin α. On the other hand, the counterclockwise moment due to the vertical component of braking / driving reaction force (braking / driving reaction force vertical component) Freac around the instantaneous rotation center OR of the suspension is Freac × l × cos α.
車輪Wは路面GLに拘束されており、車輪Wは懸架装置の瞬間回転中心ORを中心として回転しないため、l×F×sinα=Freac×l×cosαとなる。これをFreacについて解き、整理すると、制駆動反力垂直成分Freacは式(1)で表すことができる。 Since the wheel W is constrained by the road surface GL and the wheel W does not rotate around the instantaneous rotation center OR of the suspension device, l × F × sin α = Freak × l × cos α. When this is solved for Freac and rearranged, the braking / driving reaction force vertical component Freac can be expressed by Expression (1).
すなわち、制駆動反力垂直成分Freacは、制駆動反力Fにtanαを乗じて求めることができる。ここで、αは懸架装置1Sの設計によって予め定まる値なのでtanαは定数となり、制駆動反力垂直成分Freacは制駆動反力Fの関数となる。次に、本実施形態に係る振動抑制制御を説明する。
That is, the braking / driving reaction force vertical component Freac can be obtained by multiplying the braking / driving reaction force F by tan α. Here, since α is a value determined in advance by the design of the
本実施形態に係る振動抑制制御は、図2に示す懸架装置1Sを介して車輪Wを支持する車両1において、懸架装置1Sのばね上構造物の振動やばね下構造物の上下方向における荷重変動、すなわち上下方向における振動を、式(1)で示す制駆動反力垂直成分Freacによって抑制する。このときに、車輪Wの回転速度変動及び車輪Wの制駆動力に基づいて得られる車輪Wの接地荷重変動から制駆動反力垂直成分Freacを求める。そして、この制駆動反力垂直成分Freacから得られた制駆動力を、車輪Wに付与することにより、ばね上構造物の振動やばね下構造物の上下方向における振動を抑制する。
In the
動力発生手段である電動機MGが車輪Wを制駆動するトルクTと、車輪Wの回転速度ωの変動、すなわち車輪Wの回転加速度(車輪回転加速度)ω'との関係は、式(2)のようになる。なお、車輪回転加速度ω'は、回転角加速度であり、車輪Wの回転速度ωの一回微分値である。式(2)から、車輪Wの接地荷重Mを求めると、式(3)のようになる。式(3)によって求められる車輪Wの接地荷重Mを、駆動時車輪荷重という。 The relationship between the torque T for controlling and driving the wheel W by the electric motor MG as the power generation means and the fluctuation of the rotational speed ω of the wheel W, that is, the rotational acceleration (wheel rotational acceleration) ω ′ of the wheel W is expressed by the equation (2). It becomes like this. The wheel rotational acceleration ω ′ is a rotational angular acceleration and is a one-time differential value of the rotational speed ω of the wheel W. When the ground load M of the wheel W is obtained from the equation (2), the equation (3) is obtained. The ground load M of the wheel W obtained by the equation (3) is referred to as driving wheel load.
車輪Wの静的な接地荷重(以下車輪静荷重という)をM0とし、車輪静荷重M0と式(3)によって求められる駆動時車輪荷重Mとの偏差(接地荷重変動という)ΔMを求めると、式(4)のようになる。接地荷重変動ΔMは、外乱による車輪Wへの荷重入力を表す。すなわち、外乱がなければ接地荷重変動ΔMは発生しないが、接地荷重変動ΔMが発生しているということは、外乱が発生していると推定されるからである。 When the static ground load (hereinafter referred to as wheel static load) of the wheel W is M0, and the deviation (referred to as ground load fluctuation) ΔM between the wheel static load M0 and the driving wheel load M obtained by the equation (3) is obtained, Equation (4) is obtained. The ground load variation ΔM represents a load input to the wheel W due to disturbance. That is, if there is no disturbance, the ground load variation ΔM does not occur, but the fact that the ground load variation ΔM has occurred is presumed that a disturbance has occurred.
ここで、Jは車輪のイナーシャ、Rは車輪Wの動荷重半径である。ここで、電動機MGが車輪WにトルクTを付与することにより、車輪WにはトルクTを車輪Wの動荷重半径Rで除した大きさ(T/R)の制駆動力F_driveが発生する。したがって、接地荷重変動ΔMは、車輪Wの回転速度ωの変動、すなわち車輪回転加速度ω'及び車輪Wの制駆動力F_driveに基づいて得られる。 Here, J is the inertia of the wheel, and R is the dynamic load radius of the wheel W. Here, when the electric motor MG applies the torque T to the wheel W, a braking / driving force F_drive having a magnitude (T / R) obtained by dividing the torque T by the dynamic load radius R of the wheel W is generated in the wheel W. Therefore, the ground load variation ΔM is obtained based on the variation of the rotational speed ω of the wheel W, that is, the wheel rotational acceleration ω ′ and the braking / driving force F_drive of the wheel W.
次に、車両1が備える複数の車輪Wのうち、単独の車輪Wを対象とした2自由度のモデル(図5参照)から、車輪Wへの外乱による荷重入力に対する車両1の荷重変動、より具体的には車輪Wへの外乱による荷重入力に対するばね上構造物1BUの荷重変動(ばね上荷重変動)、ばね下構造物1BLの荷重変動(ばね下荷重変動)を求める。車輪Wへの外乱による荷重入力は、接地荷重変動ΔMで表される。接地荷重変動ΔMは、振動成分を有しており、車輪Wへの外乱による荷重入力も振動成分を有している。したがって、車輪Wへの外乱による荷重入力に対する車両1の荷重変動は、車両1(ばね上構造物1BUやばね下構造物1BL)に振動を発生させる。
Next, from the two-degree-of-freedom model (see FIG. 5) that targets a single wheel W among the plurality of wheels W included in the
ここで、ばね上構造物1BUは、図5に示す車両1が備える懸架装置1Sのばね20Sよりも上に存在する構造物であり、例えば、図2に示す車両本体1Bや車両本体1B内の構造物等である。ばね下構造物1BLは、図5に示す車両1が備える懸架装置1Sのばね20Sよりも下に存在する構造物であり、例えば、図2に示す電動機MGや車輪W等である。
Here, the sprung structure 1BU is a structure that exists above the
路面GLからの外乱による接地荷重変動ΔMによってばね下質量M2が加振されている状態において、ばね上構造物1BUの質量(ばね上質量)M1、ばね下構造物1BLの質量(ばね下質量)M2についての運動方程式は、式(5)のようになる。ここで、式(5)中のk1は、図5に示す懸架装置1Sが備えるばね20Sのばね常数、c1は、図5に示す懸架装置1Sが備えるダンパー20の減衰係数である。
In a state where the unsprung mass M2 is vibrated by the ground load variation ΔM due to disturbance from the road surface GL, the mass of the unsprung structure 1BU (sprung mass) M1 and the mass of the unsprung structure 1BL (unsprung mass) The equation of motion for M2 is as shown in equation (5). Here, k1 in the equation (5) is a spring constant of the
式(5)を、接地荷重変動ΔMに対するばね上構造物質量M1の変位(ばね上質量変位)X1、ばね下構造物質量M2の変位(ばね下質量変位)X2について整理すると、式(6)、式(7)のようになる。なお、sはラプラス演算子である(以下同様)。 When formula (5) is arranged with respect to displacement (sprung mass displacement) X1 of unsprung structural material amount M1 and displacement (unsprung mass displacement) X2 of unsprung structural material amount M1 with respect to ground load variation ΔM, formula (6) (7). Note that s is a Laplace operator (the same applies hereinafter).
式(6)、式(7)から、ばね上荷重変動Sprung(s)、ばね下荷重変動Unsprung(s)を求めると、式(8)、式(9)のようになる。このように、式(8)では接地荷重変動ΔMとばね上荷重変動Sprung(s)との関係が、式(9)では接地荷重変動ΔMとばね下荷重変動Unsprung(s)との関係が得られる。ここで、ばね上荷重変動はM1×d2X1/dt2、ばね下荷重変動はM1×d2X2/dt2である。 When the unsprung load variation Spring (s) and the unsprung load variation Unsprung (s) are obtained from the equations (6) and (7), the equations (8) and (9) are obtained. Thus, the relationship between the ground load variation ΔM and the sprung load variation Sprun (s) is obtained in the equation (8), and the relationship between the ground load variation ΔM and the unsprung load variation Unsprung (s) is obtained in the equation (9). It is done. Here, the unsprung load variation is M1 × d 2 X1 / dt 2 , and the unsprung load variation is M1 × d 2 X2 / dt 2 .
次に、式(8)、式(9)から、ばね下荷重変動Sprung(s)と駆動反力Fの垂直成分(駆動反力垂直成分)との釣り合い、及びばね上荷重変動Unsprung(s)と駆動反力垂直成分との釣り合いが成立するように、第1の制駆動反力垂直成分Freac_U、第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lを求める。ばね上荷重変動Sprung(s)に対する第1の制駆動反力垂直成分Freac_Uは式(10)で、ばね下荷重変動Unsprung(s)に対する第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lは式(11)である。ここで、第1の制駆動反力垂直成分Freac_Uは、ばね下荷重変動Sprung(s)を抑制する力であり、第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lは、ばね上荷重変動Unsprung(s)を抑制する力である。 Next, from the equations (8) and (9), the unsprung load variation Sprun (s) and the vertical component of the driving reaction force F (drive reaction force vertical component) are balanced, and the unsprung load variation Unsprung (s). The first braking / driving reaction force vertical component Freac_U and the second braking / driving reaction force vertical component Freac_L are obtained so that a balance between the torque and the driving reaction force vertical component is established. The first braking / driving reaction force vertical component Freac_U with respect to the unsprung load variation Sprun (s) is expressed by equation (10), and the second braking / driving reaction force vertical component Freac_L with respect to the unsprung load variation Unsprung (s) is expressed by equation (11). It is. Here, the first braking / driving reaction force vertical component Freac_U is a force that suppresses the unsprung load variation Spring (s), and the second braking / driving reaction force vertical component Freac_L is the unsprung load variation Unsprung (s). It is the power that suppresses.
本実施形態では、車両1のばね上構造物1BUの振動を抑制することができる。この場合、車両1のばね上構造物1BUの振動を打ち消すように、第1の制駆動反力垂直成分Freac_Uを与える。このため、電動機MGが発生するトルクを変更することによって、第1の制駆動反力垂直成分Freac_Uを変化させ、車両1のばね上構造物1BUの振動を抑制する。
In the present embodiment, vibration of the sprung structure 1BU of the
式(10)で与えられる第1の制駆動反力垂直成分Freac_Uは、車両1のばね上構造物1BUの振動を抑制するために必要な駆動反力垂直成分である。したがって、第1の制駆動反力垂直成分Freac_Uを、車輪Wの制駆動力(第1の制駆動力)F_drive1に変換するには、式(12)に示すように、懸架装置1Sの瞬間回転中心ORのタンジェント値を第1の制駆動反力垂直成分Freac_Uに乗ずる。なお、電動機MGが発生するトルク(第1の振動抑制トルク)Tdv_Uは、第1の制駆動力F_drive1に、車輪Wの動荷重半径Rを乗ずることにより得られる。
The first braking / driving reaction force vertical component Freac_U given by Expression (10) is a driving reaction force vertical component necessary for suppressing the vibration of the sprung structure 1BU of the
電動機MGが、式(12)から求められる第1の振動抑制トルクTdv_Uを発生することにより、車輪Wには第1の制駆動力F_drive1が付与されて、式(10)で与えられる第1の制駆動反力垂直成分Freac_Uが発生する。これによって、車両1のばね上構造物1BUの振動が現時点よりも抑制される。
When the electric motor MG generates the first vibration suppression torque Tdv_U obtained from Expression (12), the first braking / driving force F_drive1 is applied to the wheel W, and the first given by Expression (10). A braking / driving reaction force vertical component Freac_U is generated. Thereby, the vibration of the sprung structure 1BU of the
また、本実施形態では、車両1のばね下構造物1BLの振動を抑制することができる。この場合、車両1のばね下構造物1BLの振動を打ち消すように、第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lを与える。このため、電動機MGが発生するトルクを変更することによって、第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lを変化させ、車両1のばね下構造物1BLの振動を抑制する。
Moreover, in this embodiment, the vibration of the unsprung structure 1BL of the
式(11)は、車両1のばね下構造物1BLの振動を抑制するために必要な駆動反力垂直成分である。したがって、第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lを車輪Wの制駆動力(第2の制駆動力)F_drive2に変換するには、式(13)に示すように、懸架装置1Sの瞬間回転中心ORのタンジェント値を第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lに乗ずる。なお、電動機MGが発生するトルク(第2の振動抑制トルク)Tdv_Lは、第2の制駆動力F_drive2に、車輪Wの動荷重半径Rを乗ずることにより得られる。
Expression (11) is a driving reaction force vertical component necessary for suppressing vibration of the unsprung structure 1BL of the
電動機MGが、式(13)から求められる第2の振動抑制トルクTdv_Lを発生することにより、車輪Wには第2の制駆動力F_drive2が付与されて、式(11)で与えられる第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lが発生する。これによって、車両1のばね下構造物1BLの振動が現時点よりも抑制される。
When the electric motor MG generates the second vibration suppression torque Tdv_L obtained from the equation (13), the second braking / driving force F_drive2 is given to the wheel W, and the second given by the equation (11) is given. A braking / driving reaction force vertical component Freac_L is generated. Thereby, the vibration of the unsprung structure 1BL of the
また、本実施形態では、車両1のばね上構造物1BU及びばね下構造物1BLの振動を同時に抑制することもできる。この場合、車両1のばね上構造物1BU及びばね下構造物1BLの振動を打ち消すように、駆動反力Fの垂直成分を与える。この際に、電動機MGが発生するトルクを変更することによって、第1の制駆動反力垂直成分Freac_U、及び第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lを変化させ、車両1のばね上構造物1BU及びばね下構造物1BLの振動を同時に抑制する。
In the present embodiment, vibrations of the sprung structure 1BU and the unsprung structure 1BL of the
一般に、ばね上構造物1BUの共振周波数は1Hz〜2Hzであるが、ばね下構造物1BLの共振周波数は10Hz〜14Hzであるので、式(10)、式(11)から求められるばね上荷重変動Sprung(s)及びばね下荷重変動Unsprung(s)は、周波数帯域が異なる。このため、車両1のばね上構造物1BU及びばね下構造物1BLの振動を抑制するために必要な駆動反力垂直成分(車両振動抑制垂直成分)Freac_Bを求めるには、ばね上荷重変動Sprung(s)を抑制するための第1の制駆動反力垂直成分Freac_Uと、ばね下荷重変動Unsprung(s)を抑制するための第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lとを加算する(式(14)参照)。
In general, the resonance frequency of the sprung structure 1BU is 1 Hz to 2 Hz, but the resonance frequency of the unsprung structure 1BL is 10 Hz to 14 Hz. Therefore, the fluctuation of the sprung load obtained from the expressions (10) and (11) Sprung (s) and unsprung load variation Unsprung (s) have different frequency bands. For this reason, in order to obtain the driving reaction force vertical component (vehicle vibration suppression vertical component) Freac_B necessary for suppressing the vibration of the sprung structure 1BU and the unsprung structure 1BL of the
式(14)の車両振動抑制垂直成分Freac_Bを車輪Wの制駆動力(車両振動抑制制駆動力)F_drive_Bに変換するには、式(15)に示すように、懸架装置1Sの瞬間回転中心ORのタンジェント値を、車両振動抑制垂直成分Freac_Bに乗ずることにより得られる。なお、電動機MGが発生するトルクTdvは、車両振動抑制制駆動力F_drive_Bに、車輪Wの動荷重半径Rを乗ずることにより求められる。
In order to convert the vehicle vibration suppression vertical component Freac_B in Expression (14) into the braking / driving force (vehicle vibration suppression braking / driving force) F_drive_B of the wheel W, as shown in Expression (15), the instantaneous rotation center OR of the
電動機MGが、式(15)から求められる振動抑制トルクTdvを発生することにより、車輪Wには車両振動抑制制駆動力F_drive_Bが付与されて、式(14)で与えられる車両振動抑制垂直成分Freac_Bが発生する。これによって、車両1のばね上構造物1BU及びばね下構造物1BLの振動が現時点よりも抑制される。
When the electric motor MG generates the vibration suppression torque Tdv obtained from Expression (15), vehicle vibration suppression braking / driving force F_drive_B is applied to the wheels W, and the vehicle vibration suppression vertical component Freac_B given by Expression (14). Will occur. Thereby, the vibration of the sprung structure 1BU and the unsprung structure 1BL of the
ここで、式(15)の車両振動抑制制駆動力F_drive_Bは、第1の制駆動力F_drive1と第2の制駆動力F_drive2とを加算した値となる。また、式(15)から求められる振動抑制トルクTdvは、式(12)に示す第1の振動抑制トルクTdv_Uと、式(13)に示す第2の振動抑制トルクTdv_Uとを加算して得られる。次に、本実施形態に係る振動抑制制御の手順例を説明する。本実施形態に係る振動抑制制御に基づき、走行装置100が制御される。また、本実施形態に係る振動抑制制御は、図3に示す振動抑制制御装置30によって実現できる。
Here, the vehicle vibration suppression braking / driving force F_drive_B of Expression (15) is a value obtained by adding the first braking / driving force F_drive1 and the second braking / driving force F_drive2. Further, the vibration suppression torque Tdv obtained from the equation (15) is obtained by adding the first vibration suppression torque Tdv_U shown in the equation (12) and the second vibration suppression torque Tdv_U shown in the equation (13). . Next, a procedure example of vibration suppression control according to this embodiment will be described. The traveling
図6は、本実施形態に係る振動抑制制御の手順を示すフローチャートである。本実施形態に係る振動抑制制御を実行するにあたり、ステップS101において、振動抑制制御装置30の外乱入力推定部31は、車両1が備える走行装置100の左側前輪2L、右側前輪2R、左側後輪3L、右側後輪3Rそれぞれの車輪回転加速度ω'_fl、ω'_fr、ω'_rl、ω'_rrを求める。ここで、左側前輪2Lの車輪回転加速度(左側前輪回転加速度)がω'_fl、右側前輪2Rの車輪回転加速度(右側前輪回転加速度)がω'_fr、左側後輪3Lの車輪回転加速度(左側後輪回転加速度)がω'_rl、右側後輪3Rの車輪回転加速度(右側後輪回転加速度)がω'_rrである。
FIG. 6 is a flowchart showing a procedure of vibration suppression control according to the present embodiment. In executing the vibration suppression control according to the present embodiment, in step S101, the disturbance
車輪回転加速度は、外乱入力推定部31が、左前電動機用レゾルバ40L、右前電動機用レゾルバ40R、左後電動機用レゾルバ41L、右後電動機用レゾルバ41Rから、左側前輪2Lの回転速度ω_fl、右側前輪2R回転速度ω_fr、左側後輪3L回転速度ω_rl、右側後輪3R回転速度ω_rrを取得し、これらを微分して求める。左側前輪回転加速度ω'_fl、右側前輪回転加速度ω'_fr、左側後輪回転加速度ω'_rl、右側後輪回転加速度ω'_rrを求めたら、ステップS102において、外乱入力推定部は、式(3)、式(4)に基づいて、左側前輪2L、右側前輪2R、左側後輪3L、右側後輪3Rそれぞれの接地荷重変動ΔM_fl、ΔM_fr、ΔM_rl、ΔM_rrを求める。
The wheel rotation acceleration is calculated by the disturbance
ステップS103において、振動抑制制御装置30の荷重変動演算部32は、左側前輪2L、右側前輪2R、左側後輪3L、右側後輪3Rそれぞれの接地荷重変動ΔM_fl、ΔM_fr、ΔM_rl、ΔM_rrを、左側前輪2L、右側前輪2R、左側後輪3L、右側後輪3Rに対して作成した式(8)、式(9)に与える。これによって、荷重変動演算部32は、ばね上荷重変動Sprung(s)、ばね下荷重変動Unsprung(s)を求める。
In step S103, the load
そして、ステップS104において、振動抑制制御装置30の振動抑制制駆動力演算部33は、左側前輪2L、右側前輪2R、左側後輪3L、右側後輪3Rに対してそれぞれ作成した式(10)、式(11)に、ステップS103で求めたばね上荷重変動Sprung(s)、ばね下荷重変動Unsprung(s)を与える。これによって、振動抑制制駆動力演算部33は、ばね上荷重変動Sprung(s)を抑制する第1の制駆動反力垂直成分Freac_U、及びばね下荷重変動Unsprung(s)を抑制する第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lを、左側前輪2L、右側前輪2R、左側後輪3L、右側後輪3Rそれぞれに対して求めることができる。
Then, in step S104, the vibration suppression braking / driving
ステップS105において、振動抑制制駆動力演算部33は、ステップS104で求めたばね上荷重変動Sprung(s)を抑制する第1の制駆動反力垂直成分Freac_U、及びばね下荷重変動Unsprung(s)を抑制する第2の制駆動反力垂直成分Freac_Lを式(14)に与え、車両振動抑制垂直成分Freac_B求める。
In step S105, the vibration suppression braking / driving
ステップS106において、振動抑制制駆動力演算部33は、ステップS105で求めた車両振動抑制垂直成分Freac_Bを式(15)に与え、車両1のばね上構造物1BU及びばね下構造物1BLの振動を抑制するために必要な車両振動抑制制駆動力F_drive_Bを求める。
In step S106, the vibration suppression braking / driving
振動抑制制御装置30の振動抑制トルク演算部34は、ステップS106で求められた車両振動抑制制駆動力F_drive_Bから、振動抑制トルクTdvを求める。電動機MGは、この振動抑制トルクTdvを車輪Wに付与して、車両1のばね上構造物1BU及びばね下構造物1BLの振動を抑制する。なお、車両振動抑制垂直成分Freac_B、振動抑制トルクTdvは、左側前輪2L、右側前輪2R、左側後輪3L、右側後輪3Rそれぞれについて求められる。
The vibration
上記手順により制振抑制トルクTdvが得られたら、ステップS107において、ECU50の電動機出力制御部50peは、ステップS106で求められた各電動機に対する振動抑制トルクTdv_fl、Tdv_fr、Tdv_rl、Tdv_rrを、それぞれ左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rが発生するように、各電動機に対する電流指令値を演算する。そして、ステップS108において、電動機用ECU8は、電動機出力制御部50peの演算結果に基づいて、左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rを制御する。これによって、ばね上構造物1BU及びばね下構造物1BLの振動を抑制することができる。
When the vibration suppression suppression torque Tdv is obtained by the above procedure, in step S107, the motor output control unit 50pe of the
上記手順においては、第1、第2の制駆動反力垂直成分Freac_U、Freac_Lを変化させて車両1のばね上構造物1BU及びばね下構造物1BLの振動を抑制するにあたり、左前電動機10L、右前電動機10R、左後電動機11L、右後電動機11Rのトルクを制御する。各電動機のトルク制御は、力行トルクの制御及び回生トルクの制御の両方を含む。また、第1、第2の制駆動反力垂直成分Freac_U、Freac_Lを変化させるためには、左側前輪2L、右側前輪2R、左側後輪3L、右側後輪3Rそれぞれを制動する制動装置の制動力を制御してもよい。
In the above procedure, when the first and second braking / driving reaction force vertical components Freac_U and Freac_L are changed to suppress the vibration of the sprung structure 1BU and the unsprung structure 1BL of the
なお、上記手順では、車両1のばね上構造物1BU及びばね下構造物1BLの振動を抑制する手法を説明したが、車両1のばね上構造物1BUの振動、又はばね下構造物1BLの振動のうちいずれか一方を抑制してもよい。ばね上構造物1BUの振動を抑制する場合には式(12)を用い、ばね上構造物1BUの振動を抑制する場合には式(13)を用いる。このように、本実施形態は、車両1のばね上構造物1BUの振動、又はばね下構造物1BLの振動のうち少なくとも一方を抑制することができる。
In the above procedure, the method of suppressing the vibration of the sprung structure 1BU and the unsprung structure 1BL of the
以上説明したように、本実施形態では、懸架装置を介して車輪を支持する車両のばね上構造物の振動やばね下構造物の振動を、制駆動反力の垂直成分によって抑制する。このときに、車輪の回転速度変動及び車輪の制駆動力に基づいて得られる車輪の接地荷重変動を外乱入力として、接地荷重変動と、車両の上下方向における荷重変動との関係に基づいて、接地荷重変動を抑制する制駆動反力の垂直成分を求め、この垂直成分から制駆動力を得る。これによって、車両の上下方向に対する振動を検出するためのセンサを別個に設けることなく、簡易な構成で車両(ばね上構造物、又はばね下構造物の少なくとも一方)の振動を抑制できる。 As described above, in the present embodiment, the vibration of the sprung structure of the vehicle that supports the wheel via the suspension device and the vibration of the unsprung structure are suppressed by the vertical component of the braking / driving reaction force. At this time, using the wheel ground load fluctuation obtained based on the wheel rotational speed fluctuation and the wheel braking / driving force as disturbance input, the ground contact is determined based on the relationship between the ground load fluctuation and the load fluctuation in the vertical direction of the vehicle. The vertical component of the braking / driving reaction force that suppresses the load fluctuation is obtained, and the braking / driving force is obtained from this vertical component. Accordingly, the vibration of the vehicle (at least one of the sprung structure or the unsprung structure) can be suppressed with a simple configuration without separately providing a sensor for detecting vibration in the vertical direction of the vehicle.
以上のように、本発明に係る振動抑制制御装置は、車両の振動を抑制することに有用であり、特に、簡易な構成で車両の振動を抑制することに適している。 As described above, the vibration suppression control device according to the present invention is useful for suppressing vehicle vibration, and is particularly suitable for suppressing vehicle vibration with a simple configuration.
1 車両
1B 車両本体
1BL ばね下構造物
1BU ばね上構造物
1S 懸架装置
2L 左側前輪
2R 右側前輪
3L 左側後輪
3R 右側後輪
6 電動機制御回路
7 車載電源
8 電動機用ECU
10L 左前電動機
10R 右前電動機
11L 左後電動機
11R 右後電動機
20 ダンパー
30 振動抑制制御装置
31 外乱入力推定部
32 荷重変動演算部
33 振動抑制制駆動力演算部
34 振動抑制トルク演算部
40L 左前電動機用レゾルバ
40R 右前電動機用レゾルバ
41L 左後電動機用レゾルバ
41R 右後電動機用レゾルバ
50 ECU
100 走行装置
DESCRIPTION OF
10L Left
100 Traveling device
Claims (5)
前記車輪の回転速度の変動及び前記車輪の制駆動力に基づいて得られる前記車輪の接地荷重変動と、前記車両の上下方向における荷重変動との関係に基づき、前記荷重変動を現時点よりも小さくする制駆動力を前記車輪に付与する振動抑制手段と、
を含むことを特徴とする走行装置。 Wheel rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the wheel supporting the vehicle via the suspension device;
Based on the relationship between the wheel ground load variation obtained based on the wheel rotation speed variation and the braking / driving force of the wheel, and the load variation in the vertical direction of the vehicle, the load variation is made smaller than the present time. Vibration suppressing means for applying braking / driving force to the wheels;
A traveling device comprising:
前記車輪の接地荷重変動及び前記懸架装置のばね上構造物の上下方向における荷重変動に基づき、前記ばね上構造物の上下方向における荷重変動を現時点よりも小さくする制駆動力を前記車輪に付与することを特徴とする請求項1に記載の走行装置。 The vibration suppressing means is
Based on the ground load variation of the wheel and the load variation in the vertical direction of the sprung structure of the suspension system, a braking / driving force is applied to the wheel that makes the load variation in the vertical direction of the sprung structure smaller than the present time. The traveling device according to claim 1.
前記車輪の接地荷重変動及び前記懸架装置のばね下構造物の上下方向における荷重変動に基づき、前記ばね下構造物の上下方向における荷重変動を現時点よりも小さくする制駆動力を前記車輪に付与することを特徴とする請求項1に記載の走行装置。 The vibration suppressing means is
Based on the ground load variation of the wheel and the load variation in the vertical direction of the unsprung structure of the suspension system, a braking / driving force is applied to the wheel that makes the load variation in the vertical direction of the unsprung structure smaller than the present time. The traveling device according to claim 1.
前記車輪の接地荷重変動及び前記懸架装置のばね上構造物の上下方向における荷重変動に基づいて得られる、前記ばね上構造物の上下方向における荷重変動を現時点よりも小さくする第1の制駆動力と、
前記車輪の接地荷重変動及び前記懸架装置のばね下構造物の上下方向における荷重変動に基づいて得られる、前記ばね下構造物の上下方向における荷重変動を現時点よりも小さくする第2の制駆動力とを加算した制駆動力を前記車輪に付与することを特徴とする請求項1に記載の走行装置。 The vibration suppressing means is
A first braking / driving force that is obtained on the basis of the ground load variation of the wheel and the load variation in the vertical direction of the sprung structure of the suspension device and that makes the load variation in the vertical direction of the sprung structure smaller than the present time. When,
A second braking / driving force that is obtained on the basis of the ground load variation of the wheel and the load variation in the vertical direction of the unsprung structure of the suspension device and that reduces the load variation in the vertical direction of the unsprung structure smaller than the present time. The traveling device according to claim 1, wherein a braking / driving force obtained by adding to the wheel is applied to the wheel.
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