JP5146546B2 - 車両制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、車体に発生する振動を抑制させる為の車体制振制御を行う車両制御装置に関する。

従来、車体に発生した振動を所定の車体振動抑制手段を利用して抑え込む車体制振制御と言われる技術が知られている。例えば、その車体制振制御においては、駆動輪の駆動トルク（以下、「車輪トルク」という。）を増減させ、この車輪トルクによって振動を抑え込むピッチング運動を車体に発生させる。ここで、下記の特許文献１には、車両のタイヤの振動、サスペンションにおける車体バネ下の振動及び車体自体が受ける車体バネ上の振動の力学モデルであ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、という技術が開示されている。また、下記の特許文献２には、エンジンの出力トルクを制御することによって車両ピッチ・バウンス振動を抑制する、という技術について開示されている。

尚、下記の特許文献３，４には、内燃機関の出力トルクを制御することによって車両の駆動系（変速機や差動装置、ドライブシャフト等）に生じる振動を抑制する、という技術について開示されている。

特開２００４−１６８１４８号公報 特開２００８−２２３５８４号公報 特開平１１−１３２０６９号公報 特開２００７−３１５２０３号公報

ところで、変速機や差動装置等の駆動系においては、動力源（エンジン等）の出力トルクの変動等に伴って振動（以下、「駆動系振動」という。）が発生する。一般に、駆動系においては、その駆動系振動の周波数帯域が２〜９Ｈｚにある一方、車体バネ上のピッチング方向の振動が１．５Ｈｚ付近なので、車体制振制御を実行しても基本的に共振しない。しかしながら、車両が石畳路を走行しているとき等のように路面から高周波の入力が車輪に入るときには、駆動輪を介して駆動系にも高周波の入力が伝わり、その路面入力の高周波成分と駆動系振動とによって駆動系が共振するので、駆動輪の車輪速度の検出値にずれを生じさせる。つまり、路面から高周波の入力が伝わる走行条件下においては、その路面入力の高周波成分が駆動輪の車輪速度の検出値に乗ってしまう。通常、その高周波成分は、フィルタ等で除去するのであるが、完全に取り除くことはできない。また、動力源の出力トルクが０付近のときに車体制振制御を実行すると、その動力源の要求出力トルクが車体制振制御の実行要求に伴いプラストルク域とマイナストルク域との間で０をまたぎ（例えば正転方向にトルクが働いている動力源の出力軸に燃料噴射停止等によって逆転方向のトルクが働き）、これにより駆動系を共振させてしまうことがある。これが為、このときにも駆動輪の車輪速度の検出値がずれてしまう。ここで、車体制振制御の制御量を決めるときに駆動輪の車輪速度の情報が利用される場合もあり、この場合には、駆動系の共振時に車体制振制御を実行すると、その制御量が必要以上に高く設定されるので、動力源の要求出力トルクについても過大に設定され、車体制振制御の実行時に本来必要とされる動力源の要求出力トルクに対して実際の出力トルクが大きくなってしまう。そして、そのような動力源における実際の出力トルクの増幅は、そのまま駆動輪における車輪トルクの必要以上の増幅にもつながるので、車体のピッチング運動の過剰な抑制によってゴツゴツ感を運転者に感じさせたり、車両前後の振動を発生させたりして、乗心地を悪化させてしまう。

そこで、本発明は、かかる従来例の有する不都合を改善し、駆動系振動が発生したときの車体制振制御の実行に伴う乗心地の悪化を抑えることが可能な車両制御装置を提供することを、その目的とする。

上記目的を達成する為、請求項１記載の発明では、動力源の出力トルクを制御して駆動輪の車輪トルクを変化させることで車体に発生する振動を抑制させる車体制振制御を行う車両制御装置において、動力源の動力を伝達する車両の駆動系が前記車体制振制御の実行に伴い共振する場合、前記車体制振制御を禁止する又は前記車体制振制御の制御量を当該車体制振制御の振動抑制効果を抑える方向へと調整している。

また、上記目的を達成する為、請求項２記載の発明では、動力源の出力トルクを制御して駆動輪の車輪トルクを変化させることで車体に発生する振動を抑制させる車体制振制御を行う車両制御装置において、前記車体制振制御を実行した際の動力源の予測出力トルクの変化量と当該予測出力トルクの変化期間における動力源の実出力トルクの変化量とを比較して、その予測出力トルクの変化量よりも当該実出力トルクの変化量が大きいときに、車体制振制御を禁止する又は車体制振制御の制御量を当該車体制振制御の振動抑制効果を抑える方向へと調整している。

また、請求項３記載の発明の如く、上記請求項１記載の車両制御装置においては、前記車体制振制御を実行した際の動力源の予測出力トルクの変化量に応じた当該動力源の予測出力軸回転数の変化量と当該予測出力トルクの変化期間における動力源の実出力軸回転数の変化量とを比較して、その予測出力軸回転数の変化量よりも当該実出力軸回転数の変化量が大きいときに駆動系が共振するとの判定を行い、その判定結果が共振との判定であれば前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御の制御量の調整動作を行えばよい。

更に、請求項４記載の発明は、上記請求項１記載の車両制御装置において、駆動系の制御条件が変更された場合に前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除している。

例えば、請求項５記載の発明の如く、上記請求項１記載の車両制御装置においては、変速機の変速段が変更された場合に前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除すればよい。

また、請求項６記載の発明の如く、上記請求項１記載の車両制御装置においては、動力源の実出力トルクが所定以上変化した場合に前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除すればよい。

また、請求項７記載の発明の如く、上記請求項１記載の車両制御装置において、車体制振制御の制御量の調整については、その制御量を設定する際に用いるゲインの補正により行えばよい。

また、上記目的を達成する為、請求項８記載の発明では、動力源の出力トルクを制御して駆動輪の車輪トルクを変化させることで車体に発生する振動を抑制させる車体制振制御を行う車両制御装置において、動力源の動力を伝達する車両の駆動系が前記車体制振制御の実行に伴い共振する場合に前記車体制振制御を禁止させる車体制振制御禁止手段、又は／及び、前記駆動系が前記車体制振制御の実行に伴い共振する場合に前記車体制振制御の制御量を当該車体制振制御の振動抑制効果を抑える方向へと調整する車体制振制御量調整手段と、を設けている。

ここで、請求項９記載の発明の如く、前記車体制振制御を実行した際の動力源の予測出力トルクの変化量と当該予測出力トルクの変化期間における動力源の実出力トルクの変化量とを比較して、その予測出力トルクの変化量よりも当該実出力トルクの変化量が大きいときに駆動系が車体制振制御の実行に伴い共振するとの判定を行う駆動系共振判定手段を設け、この駆動系共振判定手段の判定結果が共振との判定であれば車体制振制御禁止手段による車体制振制御の禁止動作又は／及び車体制振制御量調整手段による車体制振制御の制御量の調整動作を行うよう構成すればよい。

また、請求項１０記載の発明の如く、前記車体制振制御を実行した際の動力源の予測出力トルクの変化量に応じた当該動力源の予測出力軸回転数の変化量と当該予測出力トルクの変化期間における動力源の実出力軸回転数の変化量とを比較して、その予測出力軸回転数の変化量よりも当該実出力軸回転数の変化量が大きいときに駆動系が車体制振制御の実行に伴い共振するとの判定を行う駆動系共振判定手段を設け、この駆動系共振判定手段の判定結果が共振との判定であれば車体制振制御禁止手段による車体制振制御の禁止動作又は／及び車体制振制御量調整手段による車体制振制御の制御量の調整動作を行うよう構成すればよい。

更に、請求項１１記載の発明は、上記請求項８記載の車両制御装置において、駆動系の制御条件が変更された場合に前記車体制振制御禁止手段による前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御量調整手段による前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除する車体制振制御復帰手段を設けている。

例えば、その車体制振制御復帰手段は、請求項１２記載の発明の如く、変速機の変速段が変更された場合に前記車体制振制御禁止手段による前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御量調整手段による前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除するよう構成すればよい。

また、その車体制振制御復帰手段は、請求項１３記載の発明の如く、動力源の実出力トルクが所定以上変化した場合に前記車体制振制御禁止手段による前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御量調整手段による前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除するよう構成すればよい。

また、車体制振制御量調整手段は、請求項１４記載の発明の如く、前記車体制振制御の制御量を設定する際に用いるゲインの補正により当該制御量の調整を行うよう構成すればよい。

本発明に係る車両制御装置は、駆動系が共振する場合、ノイズ（高周波成分）の乗った又はずれのある車輪速度の情報を利用した車体制振制御を実行させない。また、この車両制御装置は、駆動系が共振する場合、その車体制振制御の禁止に替えて、その車体制振制御の制御量を当該車体制振制御の振動抑制効果を抑える（つまりその制御量を減少させる）方向へと調整する。従って、この車両制御装置は、車体のピッチング運動の過剰な抑制に伴うゴツゴツ感の発生や車両前後の振動の発生による乗心地の悪化を抑えることができる。

図１は、本発明に係る車両制御装置の適用対象たる車両の一例を示す図である。 図２は、本発明に係る車両制御装置におけるバネ上振動の状態変数を説明する図である。 図３は、本発明に係る車両制御装置の車体制振制御に係る機能構成の一例を制御ブロックの形式で示した模式図である。 図４は、本発明に係る車両制御装置において仮定されるバネ上振動の力学的運動モデルの一例について説明する図である。 図５は、本発明に係る車両制御装置において仮定されるバネ上振動の力学的運動モデルの他の例について説明する図である。 図６は、本発明に係る車両制御装置における実施例１の車体制振制御の禁止動作とその復帰動作の一例について説明するフローチャートである。 図７は、車体制振制御に係る動力源の要求出力トルクと実出力回転数との関係について説明する図である。 図８は、予測車両駆動力変化量ΔＦｗ分の駆動力を増加させる際の動力源の予測出力軸回転数変化量ΔＮｐと実出力軸回転数変化量ΔＮｐａの関係について説明する図である。 図９は、本発明に係る車両制御装置における実施例２の車体制振制御量の調整動作の一例について説明するフローチャートである。 図１０は、本発明に係る車両制御装置における実施例２の車体制振制御量の調整動作の他の例について説明するフローチャートである。

符号の説明

１ 電子制御装置（ＥＣＵ）
２ 駆動制御部（駆動制御手段）
３ 車体制振制御部（車体制振制御量設定手段）
３ｂ 加算器
３ｃ 駆動トルク換算部
３ｄ 車体制振制御指令決定部
３ｊ ＦＦ制御ゲイン設定部
３ｌ ＦＢ制御ゲイン設定部
３ｆ，３ｈ 二次レギュレータ部
１０ 車両
２０ エンジン（動力源）
３０ 変速機
３１ シフトポジションセンサ
４２ アクセルペダル操作量取得手段
６１_ＦＬ，６１_ＦＲ，６１_ＲＬ，６１_ＲＲ 車輪速度取得手段
６２ 出力軸回転数検出手段
Ｗ_ＦＬ，Ｗ_ＦＲ，Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲ 車輪

以下に、本発明に係る車両制御装置の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。尚、この実施例によりこの発明が限定されるものではない。

［実施例１］
本発明に係る車両制御装置の実施例１を図１から図８に基づいて説明する。

本実施例１の車両制御装置は、図１に示す電子制御装置（ＥＣＵ）１の一機能として用意されたものとする。その電子制御装置１は、図示しないＣＰＵ（中央演算処理装置）、所定の制御プログラム等を予め記憶しているＲＯＭ（Ｒｅａｄ Ｏｎｌｙ Ｍｅｍｏｒｙ）、そのＣＰＵの演算結果を一時記憶するＲＡＭ（Ｒａｎｄｏｍ Ａｃｃｅｓｓ Ｍｅｍｏｒｙ）、予め用意された情報等を記憶するバックアップＲＡＭ等によって構成されている。

最初に、この車両制御装置が適用される車両１０の一例を図１に示す。ここでは、車両前側の動力源からの出力（出力トルク）を変速機等の動力伝達装置を介して車両後側の駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲに車輪駆動力として伝えるＦＲ（フロントエンジン・リアドライブ）車を例に挙げて説明する。尚、本実施例１の車両制御装置は、そのＦＲ車以外にも、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）車や四輪駆動車にも適用可能である。また、ミッドシップエンジンやリヤエンジンの車両にも適用できる。

この車両１０の動力源としては、内燃機関等に代表されるエンジンやモータ等が考えられる。従って、本実施例１の車両制御装置は、動力源として少なくともエンジンとモータを備えた所謂ハイブリッド車両や、動力源としてモータを備えた電気自動車にも適用可能である。本実施例１においては、動力源としてエンジン２０が搭載されたものを例示する。ここでは、そのエンジン２０として、燃焼室内で燃料を燃焼させ、これにより発生した熱エネルギを機械的エネルギに変換する熱機関であって、図示しないピストンの往復運動によって出力軸（クランクシャフト）から機械的な動力を出力する往復ピストン機関たる内燃機関を例示する。具体的に、このエンジン２０としては、ガソリンを燃料とするガソリンエンジンや軽油を燃料とするディーゼルエンジン等がある。

このエンジン２０には図示しない燃料噴射装置等が設けられており、その燃料噴射装置等は、その動作が電子制御装置１の駆動制御手段によって制御される。その駆動制御手段は、運転者の駆動要求等に応じた要求車輪トルク（要求車輪駆動力）を駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲに発生させる為のものである。この駆動制御手段は、例えばディーゼルエンジンであれば燃料噴射量を制御することによってエンジン２０の出力を調整し、変速機３０の変速段に変動が無ければ、その出力に応じた車輪トルク（車輪駆動力）を運転者の駆動要求等に応じたものとして駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲに発生させる。つまり、このエンジン２０は、その車輪トルク（車輪駆動力）の大きさを後述する変速機３０と相俟って調整する車両駆動装置として機能するものであり、要求車輪トルク（要求車輪駆動力）を実現させる為の出力（駆動トルク、駆動力）の発生が可能である。尚、その燃料噴射量（換言するならば要求車輪トルク若しくは要求車輪駆動力又は要求車両駆動トルク若しくは要求車両駆動力）は、運転者のアクセルペダル４１の操作量や自動運転モード等が設定されていればその要求値に応じて決まる。そのアクセルペダル４１の操作量とは、アクセルペダル４１に入力されたペダル踏力やアクセルペダル４１の踏み込み量（つまり移動量）などのことであり、アクセルペダル操作量取得手段４２によって検出や推定等される。

このエンジン２０の出力（駆動トルク、駆動力）は、変速機３０に入力され、その際の変速段又は変速比に従い変速されてプロペラシャフト５１に出力される。この変速機３０は、手動変速機、有段自動変速機又は無段自動変速機等である。ここでは、この変速機３０として有段自動変速機を例に挙げる。この変速機３０には図示しない油圧調整手段が設けられており、その油圧調整手段は、その動作が電子制御装置１の上述した駆動制御手段によって制御されて変速段（変速比）の切り替えを行う。駆動制御手段は、例えば要求車輪トルク（要求車輪駆動力）や車速等に基づいて設定した目標変速段となるように油圧調整手段を制御して、運転者の駆動要求等に応じた要求車輪トルク（要求車輪駆動力）を駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲに発生させる。

そのプロペラシャフト５１の回転トルクは、差動装置５２に入力されて左右夫々のドライブシャフト５３_ＲＬ，５３_ＲＲに分配され、そのドライブシャフト５３_ＲＬ，５３_ＲＲに連結された駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲに車輪トルク（車輪駆動力）として伝えられる。

この車両１０は、その夫々の駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲに車輪トルク（車輪駆動力）を発生させることによって前進又は後退する。この車両１０には、その走行中の車両１０を停止又は減速させる図示しない制動装置が用意されている。その制動装置は、夫々の車輪Ｗ_ＦＬ，Ｗ_ＦＲ，Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲに対して個別の大きさで要求車輪制動トルク（要求車輪制動力）を発生させることができるよう構成されている。例えば、この制動装置には、電子制御装置１の制動制御手段によって制御され、その要求車輪制動トルク（要求車輪制動力）の調整を行うアクチュエータが設けられている。

また、この車両１０には、各車輪Ｗ_ＦＬ，Ｗ_ＦＲ，Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの車輪速度を取得する車輪速度取得手段６１_ＦＬ，６１_ＦＲ，６１_ＲＬ，６１_ＲＲが各々用意されている。その車輪速度取得手段６１_ＦＬ，６１_ＦＲ，６１_ＲＬ，６１_ＲＲとしては、例えば車輪速度の検出を行う車輪速度センサを利用すればよい。

ところで、この車両１０においては、例えば路面の凹凸等によって走行中の車輪Ｗ_ＦＬ，Ｗ_ＦＲ，Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲに外力やトルク（即ち外乱）が作用した際に、その外力等が車輪Ｗ_ＦＬ，Ｗ_ＦＲ，Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲ及びサスペンション（図示略）を介して車体に伝わる。これが為、この車両１０には、その走行中の路面からの入力によって、車体に車輪Ｗ_ＦＬ，Ｗ_ＦＲ，Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲ及びサスペンションを介した１〜４Ｈｚの振動、より正確には１．５Ｈｚ程度の振動（以下、「バネ上振動」という。）が発生し得る。このバネ上振動には、図２に示す車両１０（厳密には車両重心Ｃｇ）の上下方向（Ｚ方向）の成分（以下、「バウンス振動」という。）と、車両重心Ｃｇを中心にしたピッチ方向（θ方向）の成分（以下、「ピッチ振動」という。）と、がある。このバネ上振動が発生したときには、バウンス振動又はピッチ振動の内の少なくとも何れか一方が発生している。尚、その図２は、ノーズリフト時の車両１０の姿勢を例示している。また、運転者の駆動要求等に基づき車両駆動装置（エンジン２０や変速機３０）が作動して駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの車輪トルク（車輪駆動力）に変動が生じた場合にも、この車両１０においては、同様のバネ上振動（バウンス振動又はピッチ振動の内の少なくとも何れか一方）が生じ得る。

本実施例１の車両１０には、かかるバネ上振動を抑制させる為の車体制振制御を行う車両制御装置が上述したように電子制御装置１の一機能として用意されている。その車両制御装置は、上述した車両駆動装置（エンジン２０）を利用して駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの車輪トルク（車輪駆動力）を制御し、これにより車体に発生するバネ上振動の抑制を図るものである。車体制振制御の実行時には、車両１０の走行に本来必要とされる動力源の通常走行要求出力トルクや駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの通常走行要求車輪トルク等の制御量に対して、車体制振制御の為の制御量（動力源の要求出力トルクや駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの要求車輪トルク等）が加減算される。

本実施例１においては、車体のバネ上振動（バウンス振動及びピッチ振動）の運動モデルを構築し、その運動モデルでバネ上振動の状態変数を算出する。そのバネ上振動の状態変数とは、運転者の駆動要求に応じた運転者要求トルク（具体的にはこれを駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの要求車輪トルクに換算した値）と、現在の車輪トルク（具体的にはこれの推定値）と、を運動モデルに入力した際の車体の変位ｚ、θとこれらの変化率ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔのことをいう。そして、本実施例１においては、その状態変数が０に収束するように運転者要求トルクの修正を行って車両駆動装置の出力（駆動トルク、駆動力）を調節し、かかるバネ上振動が抑制されるようにする。

この車両制御装置の構成について模式的に表した制御ブロック図を図３に示す。この車両制御装置は、運転者の駆動要求を車両１０に与える駆動制御手段としての駆動制御部２と、車体のバネ上振動（バウンス振動及びピッチ振動）を抑制させる為の車体制振制御補償トルク（車体制振制御の制御量としての車体制振制御補償量）を設定する車体制振制御量設定手段としての車体制振制御部３と、を備えている。この車両制御装置は、駆動制御部２が車体制振制御補償トルク（具体的には車体制振制御補償トルクに応じた車体制振制御指令）に基づいて修正された運転者要求トルク（具体的には運転者要求トルクに応じた制御指令）を車両駆動装置（エンジン２０）に与え、これによりバネ上振動の振幅を抑制する。

先ず、その駆動制御部２は、運転者の駆動要求に応じた車両駆動装置の運転者要求トルク（換言するならば運転者要求駆動トルク）を求める運転者要求トルク算出部２ａと、その運転者要求トルクに基づいて車両駆動装置への制御指令を決定する制御指令決定部２ｂと、に大別される。また、この駆動制御部２は、加算器２ｃを備えている。

この駆動制御部２は、運転者の駆動要求（Ｃ０）、即ちアクセルペダル４１の操作量（例えば踏み込み量θａ）を運転者要求トルク算出部２ａにおいて車両駆動装置における運転者要求トルクに換算し、これを制御指令決定部２ｂが車両駆動装置への制御指令に変換して、車両駆動装置に送信する（Ｃ１）。具体的には、車体制振制御における制御対象の車両駆動装置がエンジン２０であれば、駆動制御手段は、運転者の駆動要求を運転者要求トルク算出部２ａにおいてエンジン２０の要求出力トルクに換算し、これを制御指令決定部２ｂがエンジン２０への制御指令に変換して、エンジン２０に送信する。そのエンジン２０への制御指令は、例えば、エンジン２０がガソリンエンジンであれば要求スロットル開度や要求点火時期となり、ディーゼルエンジンであれば要求燃料噴射量となる。また、動力源がモータであれば、その制御指令は、要求電流量となる。

一方、車体制振制御部３は、少なくとも車輪Ｗ_ＦＬ，Ｗ_ＦＲ，Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの車輪速度に基づいたフィードバック制御により車体制振制御補償量を設定するものである。この車体制振制御部３には、車両１０の車輪の車輪速度に基づいたフィードバック制御と共に車両１０に対する運転者要求トルクに基づいたフィードフォワード制御を併用して車体制振制御補償量を設定させる。これが為、この車体制振制御部３には、フィードフォワード制御系３Ａと、フィードバック制御系３Ｂと、が設けられている。また、この車体制振制御部３は、運転者要求トルク算出部２ａの運転者要求トルクを駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲにおける運転者要求車輪トルクＴｗ０に換算する車輪トルク換算部３ａと、加算器３ｂと、その運転者要求車輪トルクＴｗ０の修正量を車両駆動装置の駆動トルクの単位に換算する駆動トルク換算部３ｃと、その駆動トルクに基づいて車両駆動装置への車体制振制御指令を決定する車体制振制御指令決定部３ｄと、を備えている。

フィードフォワード制御系３Ａは、所謂最適レギュレータの構成を有しており、車体のバネ上振動の運動モデル部３ｅとＦＦ二次レギュレータ部３ｆとを備えている。このフィードフォワード制御系３Ａにおいては、車輪トルク換算部３ａで換算された運転者要求車輪トルクＴｗ０が運動モデル部３ｅに入力される。この運動モデル部３ｅでは、入力されたトルクに対する車両１０の状態変数の応答が算出される。ＦＦ二次レギュレータ部３ｆは、後述する所定のゲインＫに基づいてその状態変数を最小に収束する運転者要求車輪トルクＴｗ０の修正量としてのＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦを算出する。このＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦとは、車両１０に対する運転者要求トルク（要求駆動力）に基づいたフィードフォワード制御系３Ａにおける駆動トルク（駆動力）のフィードフォワード制御量（ＦＦ制御量）、即ちフィードフォワード制御における車体制振制御補償量のことである。

フィードバック制御系３Ｂも所謂最適レギュレータの構成を有している。このフィードバック制御系３Ｂは、駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの車輪トルク推定値Ｔｗを推定する車輪トルク推定部３ｇと、フィードフォワード制御系３Ａと兼用の運動モデル部３ｅと、ＦＢ二次レギュレータ部３ｈと、を備えている。このフィードバック制御系３Ｂにおいては、車輪トルク推定部３ｇが後述するように車輪速度ωに基づいて駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの車輪トルク推定値Ｔｗを算出し、この車輪トルク推定値Ｔｗが外乱入力として運動モデル部３ｅに入力される。この運動モデル部３ｅでは、入力されたトルクに対する車両１０の状態変数の応答が算出される。ＦＢ二次レギュレータ部３ｈは、後述する所定のゲインＫに基づいてその状態変数を最小に収束する運転者要求車輪トルクＴｗ０の修正量としてのＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢを算出する。このＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢとは、路面から車輪Ｗ_ＦＬ，Ｗ_ＦＲ，Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲへの入力による外力又はトルク（外乱）に基づいた車輪速度ωの変動分に応じたフィードバック制御系３Ｂにおける駆動トルク（駆動力）のフィードバック制御量（ＦＢ制御量）、即ちフィードバック制御における車体制振制御補償量である。尚、本実施例１においてはフィードフォワード制御系３Ａとフィードバック制御系３Ｂとで運動モデル部３ｅを兼用させているが、運動モデル部は、夫々個別に用意してもよい。

この車体制振制御部３においては、上述したフィードフォワード制御系３ＡのＦＦ制御量（つまりフィードフォワード制御における車体制振制御補償量）たるＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦとフィードバック制御系３ＢのＦＢ制御量（つまりフィードバック制御における車体制振制御補償量）たるＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢとが加算器３ｂに送信される。この加算器３ｂにおいては、そのＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦとＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢとを加算して車体制振制御補償車輪トルクを算出する。車体制振制御部３においては、その車体制振制御補償車輪トルクを駆動トルク換算部３ｃが車両駆動装置の要求トルク（駆動トルク）の単位に換算し、この換算した値が最終的な車体制振制御補償トルク（トータルの車体制振制御補償量）として車体制振制御指令決定部３ｄに入力される。この車体制振制御指令決定部３ｄでは、その車体制振制御補償トルクが車両駆動装置への車体制振制御指令に変換され、駆動制御部２における制御指令決定部２ｂからの制御指令が入力されている加算器２ｃへ送信される。その車体制振制御指令は、例えば、エンジン２０がガソリンエンジンであれば車体制振制御補償スロットル開度や車体制振制御補償点火時期となり、ディーゼルエンジンであれば車体制振制御補償燃料噴射量となる。また、動力源がモータであれば、その制御指令は、車体制振制御補償電流量となる。

その加算器２ｃにおいては、運転者要求トルクに応じた制御指令が車体制振制御補償トルクに応じた車体制振制御指令に基づいてバネ上振動が発生しないように修正され、その修正された要求トルクに対応する制御指令を車両駆動装置に送信する。

本実施例１の車両制御装置には、このように、車体制振制御補償量を設定する車体制振制御部３が設けられている。本実施例１においては、その車体制振制御部３に車両１０の状態に基づいて車体制振制御補償量を変更させることで、車両１０の状態に応じた適正な車体制振制御の実現を図っている。その車両１０の状態を表すパラメータとしては、車両１０の車速、変速機３０の変速段、エンジン２０の出力回転速度としてのエンジン回転速度（動力源がモータであれば当該モータの出力軸の回転速度）、運転者要求トルク等が該当する。

例えば、その車体制振制御部３は、少なくとも車輪速度ωに基づいたフィードバック制御により設定される車体制振制御補償量、つまりＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢを車両１０の状態に基づいて変更することで、車体制振制御補償トルク（トータルの車体制振制御補償量）を車両１０の状態に基づいて変更させる。また、この車体制振制御部３は、車両１０に対する運転者要求トルク（要求駆動力）に基づいたフィードフォワード制御により設定される車体制振制御補償量、つまりＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦを車両１０の状態に基づいて変更することで、車体制振制御補償トルク（トータルの車体制振制御補償量）を車両１０の状態に基づいて変更させるようにしてもよい。但し、この車体制振制御部３は、そのＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦとＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢとを加算した車体制振制御補償トルク（トータルの車体制振制御補償量）を車両１０の状態に基づいて直接的に変更するようにしてもよい。

また、本実施例１の車体制振制御部３は、上述したように、ＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦとＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢとを夫々個別に算出してから加算することによって車体制振制御補償トルクを設定している。これが為、この車体制振制御部３は、車体制振制御補償トルクを設定する前に、そのＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦやＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢに対して夫々個別に上下限ガードや補正を行い、各々を変更することができる。従って、この車体制振制御部３は、車体制振制御補償トルク（トータルの車体制振制御補償量）をより精度良く車両１０の状態に基づいたものに変更することができる。また、これにより、車両１０の運転状況に応じてフィードフォワード制御又はフィードバック制御の内の何れか一方を遮断することも容易になる。

例えば、本実施例１の車体制振制御部３は、上述した構成に加えて、フィードフォワード制御系３ＡにＦＦ制御変更部３ｉ及びＦＦ制御ゲイン設定部３ｊを更に備えると共に、フィードバック制御系３ＢにＦＢ制御変更部３ｋ及びＦＢ制御ゲイン設定部３ｌを更に備えている。そのＦＦ制御変更部３ｉとＦＦ制御ゲイン設定部３ｊは、ＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦを車両１０の状態に応じて変更（補正）する為のものである。一方、ＦＢ制御変更部３ｋとＦＢ制御ゲイン設定部３ｌは、ＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢを車両１０の状態に応じて変更（補正）する為のものである。

そのＦＦ制御変更部３ｉは、ＦＦ二次レギュレータ部３ｆの後段で且つ加算器３ｂの前段に配置する。このＦＦ制御変更部３ｉは、そのＦＦ二次レギュレータ部３ｆからＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦが入力されると、ＦＦ制御ゲイン設定部３ｊが車両１０の状態に応じて設定したＦＦ制御ゲインＫ・ＦＦをＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦに乗算し、そのＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦを車両１０の状態に応じたものへと変更（補正）する。そして、このＦＦ制御変更部３ｉは、その車両１０の状態に応じて変更（補正）したＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦを加算器３ｂに出力する。

ここで、このＦＦ制御変更部３ｉは、ＦＦ二次レギュレータ部３ｆから入力されたＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦが予め設定される上下限ガード値の範囲内となるように上下限ガードを行って、そのＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦを変更してもよい。その上下限ガード値は、例えば、車両駆動装置の要求トルクの単位に換算した値で−数十Ｎｍから０Ｎｍの範囲に予め設定されたものであって、エンジン２０の許容駆動力変動値としての許容出力トルク変動値（動力源がモータであれば当該モータの許容出力トルク変動値）に応じた値にすればよい。これにより、このＦＦ制御変更部３ｉは、例えば、車両制御装置による車体制振制御（つまりバネ上制振制御）以外の他の制御を勘案した適正なＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦを設定することができるので、車両制御装置によるバネ上制振制御と他の制御との干渉の抑制が可能になる。

また、このＦＦ制御変更部３ｉは、加算器３ｂに出力される前のＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦに対して上下限ガードを行い、そのＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦを変更してもよい。このときの上下限ガード値は、例えば、加減速度換算した場合に＋０．００Ｇ相当未満となるような範囲に予め設定されたものであって、車両１０の許容加減速度に応じた値にすればよい。これにより、このＦＦ制御変更部３ｉは、例えば、車両制御装置による車体制振制御によって車両１０の運動の変化が運転者の予期しないほど大きくなることを防止し、運転者に違和感を与えない適正なＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦを設定することができる。

次に、ＦＢ制御変更部３ｋは、ＦＢ二次レギュレータ部３ｈの後段で且つ加算器３ｂの前段に配置する。このＦＢ制御変更部３ｋは、そのＦＢ二次レギュレータ部３ｈからＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢが入力されると、ＦＢ制御ゲイン設定部３ｌが車両１０の状態に応じて設定したＦＢ制御ゲインＫ・ＦＢをＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢに乗算し、そのＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢを車両１０の状態に応じたものへと変更（補正）する。そして、このＦＢ制御変更部３ｋは、その車両１０の状態に応じて変更（補正）したＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢを加算器３ｂに出力する。

ここで、このＦＢ制御変更部３ｋは、ＦＢ二次レギュレータ部３ｈから入力されたＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢが予め設定される上下限ガード値の範囲内となるように上下限ガードを行って、そのＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢを変更してもよい。その上下限ガード値は、例えば、車両駆動装置の要求トルクの単位に換算した値で±数十Ｎｍの範囲に予め設定されたものであって、エンジン２０の許容駆動力変動値としての許容出力トルク変動値（動力源がモータであれば当該モータの許容出力トルク変動値）に応じた値にすればよい。これにより、このＦＢ制御変更部３ｋは、例えば、車両制御装置による車体制振制御（つまりバネ上制振制御）以外の他の制御を勘案した適正なＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢを設定することができるので、車両制御装置によるバネ上制振制御と他の制御との干渉の抑制が可能になる。

また、このＦＢ制御変更部３ｋは、加算器３ｂに出力される前のＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢに対して上下限ガードを行い、そのＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢを変更してもよい。このときの上下限ガード値は、例えば、加減速度換算した場合に±ａ／１００Ｇ相当以内となるような範囲に予め設定されたものであって、車両１０の許容加減速度に応じた値にすればよい。これにより、このＦＢ制御変更部３ｋは、例えば、車両制御装置による車体制振制御によって車両１０の運動の変化が運転者の予期しないほど大きくなることを防止し、運転者に違和感を与えない適正なＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢを設定することができる。

つまり、本実施例１の車体制振制御部３においては、ＦＦ制御ゲイン設定部３ｊがＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦに対する車両１０の状態に応じたＦＦ制御ゲインＫ・ＦＦを設定し、このＦＦ制御ゲインＫ・ＦＦをＦＦ制御変更部３ｉがＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦに乗算する。これにより、そのＦＦ制御変更部３ｉにおいては、ＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦを車両１０の状態に応じて変更（補正）し、加算器３ｂに送ることができる。また、この車体制振制御部３においては、ＦＢ制御ゲイン設定部３ｌがＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢに対する車両１０の状態に応じたＦＢ制御ゲインＫ・ＦＢを設定し、このＦＢ制御ゲインＫ・ＦＢをＦＢ制御変更部３ｋがＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢに乗算する。これにより、そのＦＢ制御変更部３ｋにおいては、ＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢを車両１０の状態に応じて変更（補正）し、加算器３ｂに送ることができる。

この車両制御装置によって為される車体制振制御においては、上述したように、車体のバネ上振動（バウンス振動及びピッチ振動）の力学的運動モデルを仮定して、運転者要求車輪トルクＴｗ０及び車輪トルク推定値Ｔｗ（外乱）を入力としたバウンス方向及びピッチ方向の状態変数の状態方程式を構成する。そして、この車体制振制御では、その状態方程式から、最適レギュレータの理論を用いてバウンス方向及びピッチ方向の状態変数が０に収束する入力（トルク値）を決定し、そのトルク値に基づいて運転者要求トルクに係る車両駆動装置の制御指令の修正を行う。

かかる力学的運動モデルとしては、図４に示す如く、車体を質量Ｍと慣性モーメントＩの剛体Ｓと見做し、その剛体Ｓが弾性率ｋｆ及び減衰率ｃｆの前輪サスペンションと弾性率ｋｒ及び減衰率ｃｒの後輪サスペンションによって支持されているものを例示する（車体のバネ上振動モデル）。この場合の車両重心Ｃｇにおけるバウンス方向の運動方程式とピッチ方向の運動方程式については、各々下記の式１ａ，１ｂの如く表すことができる。

その式１ａ，１ｂにおいて、「Ｌｆ，Ｌｒ」は、各々車両重心Ｃｇから前輪軸までの距離と後輪軸までの距離を表しており、「ｒ」は、車輪半径を表している。また、「ｈ」は、路面から車両重心Ｃｇまでの距離を表している。尚、その式１ａにおいて、第１項と第２項は、前輪軸からの力の成分であり、第３項と第４項は、後輪軸からの力の成分である。また、式１ｂにおいて、第１項は、前輪軸からの力のモーメント成分であり、第２項は、後輪軸からの力のモーメント成分である。また、この式１ｂの第３項は、駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲで発生している車輪トルクＴ（＝Ｔｗ０＋Ｔｗ）が車両重心Ｃｇ周りに与える力のモーメント成分である。

これら式１ａ，１ｂは、車体の変位ｚ、θとこれらの変化率ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔを状態変数ベクトルＸ（ｔ）として、下記の式２ａの如く（線形システムの）状態方程式の形式に書き換えることができる。

ｄＸ（ｔ）／ｄｔ＝Ａ・Ｘ（ｔ）＋Ｂ・ｕ（ｔ） … （２ａ）

この式２ａにおいて、Ｘ（ｔ）、Ａ、Ｂは、夫々下記の通りである。

その行列Ａの各要素ａ１からａ４及びｂ１からｂ４は、夫々上記の式１ａ，１ｂにｚ、θ、ｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔの係数をまとめることにより与えられ、
ａ１＝−（ｋｆ＋ｋｒ）／Ｍ、
ａ２＝−（ｃｆ＋ｃｒ）／Ｍ、
ａ３＝−（ｋｆ・Ｌｆ−ｋｒ・Ｌｒ）／Ｍ、
ａ４＝−（ｃｆ・Ｌｆ−ｃｒ・Ｌｒ）／Ｍ、
ｂ１＝−（Ｌｆ・ｋｆ−Ｌｒ・ｋｒ）／Ｉ、
ｂ２＝−（Ｌｆ・ｃｆ−Ｌｒ・ｃｒ）／Ｉ、
ｂ３＝−（Ｌｆ^２・ｋｆ＋Ｌｒ^２・ｋｒ）／Ｉ、
ｂ４＝−（Ｌｆ^２・ｃｆ＋Ｌｒ^２・ｃｒ）／Ｉ
となる。

また、この式２ａのｕ（ｔ）は、
ｕ（ｔ）＝Ｔ
であり、その式２ａにて表されるシステムの入力である。

従って、上記の式１ｂより、行列Ｂの要素ｐ１は、
ｐ１＝ｈ／（Ｉ・ｒ）
となる。

その式２ａ（状態方程式）においてｕ（ｔ）を下記の式２ｂのようにおくと、式２ａは、下記の式２ｃの様になる。

ｕ（ｔ）＝−Ｋ・Ｘ（ｔ） … （２ｂ）

ｄＸ（ｔ）／ｄｔ＝（Ａ−ＢＫ）・Ｘ（ｔ） … （２ｃ）

従って、Ｘ（ｔ）の初期値Ｘ_０（ｔ）をＸ_０（ｔ）＝(０，０，０，０)と設定して（トルク入力がされる前には振動はないものとする）、状態変数ベクトルＸ（ｔ）の微分方程式（式２ｃ）を解いたときに、Ｘ（ｔ）、即ちバウンス方向及びピッチ方向の変位及びその時間変化率の大きさを０に収束させるゲインＫが決定されれば、バネ上振動を抑制するトルク値ｕ（ｔ）が決定されることになる。

ゲインＫは、所謂最適レギュレータの理論を用いて決定することができる。この理論によれば、２次形式の評価関数（積分範囲は０から∞）
Ｊ＝∫（Ｘ^ＴＱＸ＋ｕ^ＴＲｕ）ｄｔ … （３ａ）
の値が最小になるとき、状態方程式（式２ａ）においてＸ（ｔ）が安定的に収束し、評価関数Ｊを最小にするゲイン行列Ｋは、
Ｋ＝Ｒ^−１・Ｂ^Ｔ・Ｐ
により与えられることが知られている。

ここで、Ｐは、リカッティ方程式
−ｄＰ／ｄｔ＝Ａ^ＴＰ＋ＰＡ＋Ｑ−ＰＢＲ^−１Ｂ^ＴＰ
の解である。このリカッティ方程式は、線形システムの分野において知られている任意の方法により解くことができ、これによりゲインＫが決定される。

尚、評価関数Ｊ及びリカッティ方程式中の「Ｑ、Ｒ」は、夫々任意に設定される半正定対称行列、正定対称行列であり、システムの設計者により決定される評価関数Ｊの重み行列である。例えば、ここでの運動モデルの場合、Ｑ、Ｒは、

などと置いて、上記の式３ａにおいて、状態変数ベクトルＸ（ｔ）の成分の内の特定のもの（例えばｄｚ／ｄｔ、ｄθ／ｄｔ）のノルム（大きさ）をその他の成分（例えばｚ、θ）のノルムより大きく設定すると、ノルムを大きく設定された成分が相対的に、より安定的に収束されることとなる。また、Ｑの成分の値を大きくすると、過渡特性重視、即ち状態変数ベクトルＸ（ｔ）の値が速やかに安定値に収束し、Ｒの値を大きくすると、消費エネルギが低減される。

本実施例１のバネ上制振制御装置の実際のバネ上制振制御においては、図３に示す如く、運動モデル部３ｅでトルク入力値を用いて式２ａの微分方程式を解くことにより、状態変数ベクトルＸ（ｔ）が算出される。続いて、ＦＦ二次レギュレータ部３ｆやＦＢ二次レギュレータ部３ｈにおいては、ゲインＫを運動モデル部３ｅの出力である状態変数ベクトルＸ（ｔ）に乗じてＵ（ｔ）を得る。そのゲインＫとは、状態変数ベクトルＸ（ｔ）を０又は最小値に収束させるべく決定されたものである。また、ＦＦ二次レギュレータ部３ｆやＦＢ二次レギュレータ部３ｈで得られたＵ（ｔ）とは、夫々ＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦやＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢのことである。更に、ここでは、ＦＦ制御変更部３ｉにおいてそのＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦをＦＦ制御ゲインＫ・ＦＦの乗算により変更（補正）し、ＦＢ制御変更部３ｋにおいてそのＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢをＦＢ制御ゲインＫ・ＦＢの乗算により変更（補正）する。続いて、その変更（補正）されたＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦやＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢが車両駆動装置の要求トルク（駆動トルク）の単位に換算され、加算器２ｃにおいて運転者要求トルクに応じた制御指令（要求スロットル開度や要求点火時期、要求燃料噴射量又は要求電流量）から差し引かれる。式１ａ，１ｂで表されるシステムは、共振システムであり、任意の入力に対して状態変数ベクトルの値が実質的にシステムの固有振動数の成分のみとなる。従って、Ｕ（ｔ）（の換算値）が運転者要求トルクに応じた制御指令から差し引かれるよう構成することによって、運転者要求トルクの内、システムの固有振動数の成分、即ち車体においてバネ上振動を引き起こす成分が修正され、そのバネ上振動が抑制されることになる。運転者から与えられる要求トルクにおいて、システムの固有振動数の成分がなくなると、車両駆動装置に入力される運転者要求トルク指令の内、システムの固有振動数の成分は、−Ｕ（ｔ）のみとなり、Ｔｗ（外乱）による振動が収束することとなる。

ここで、車体のバウンス方向及びピッチ方向の力学的運動モデルとしては、例えば図５に示すように、図４の構成に加えて、前車輪及び後車輪のタイヤのバネ弾性を考慮したモデル（車体のバネ上・下振動モデル）が採用されてもよい。前車輪及び後車輪のタイヤが夫々弾性率ｋｔｆ、ｋｔｒを有しているとすると、図５からも明らかなように、車体の重心のバウンス方向の運動方程式とピッチ方向の運動方程式は、下記の式４ａ〜４ｄのように表すことができる。

これら各式において、「ｘｆ、ｘｒ」は、前車輪、後車輪のバネ下変位量であり、「ｍｆ、ｍｒ」は、前車輪、後車輪のバネ下の質量である。式４ａ〜４ｄは、ｚ、θ、ｘｆ、ｘｒとその時間微分値を状態変数ベクトルとして、図４の場合と同様に、上記の式２ａのような状態方程式を構成し（但し、行列Ａは、８行８列、行列Ｂは、８行１列となる。）、最適レギュレータの理論に従って状態変数ベクトルの大きさを０に収束させるゲイン行列Ｋを決定することができる。この場合の実際のバネ上制振制御についても、図４の場合と同様である。

ここで、図３の車体制振制御部３のフィードバック制御系３Ｂにおいて、外乱として入力される車輪トルクは、例えば各車輪Ｗ_ＦＬ，Ｗ_ＦＲ，Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲにトルクセンサを設け実際に検出するように構成してもよいが、ここでは走行中の車両１０におけるその他の検出可能な値から車輪トルク推定部３ｇで推定した車輪トルク推定値Ｔｗを用いることにする。

その車輪トルク推定値Ｔｗは、例えば駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの車輪速度取得手段６１_ＲＬ，６１_ＲＲから得られる車輪速度ω又は車輪速度値ｒ・ωの時間微分を用いて、下記の式５により推定又は算出することができる。この式５において、「Ｍ」は、車両の質量であり、「ｒ」は、車輪半径である。

Ｔｗ＝Ｍ・ｒ^２・ｄω／ｄｔ … （５）

ここで、駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲが路面の接地個所において発生している駆動力の総和が車両１０の全体の駆動力Ｍ・Ｇａ（Ｇａは加速度）に等しいとすると、車輪トルク推定値Ｔｗは、下記の式５ａにて与えられる。

Ｔｗ＝Ｍ・Ｇａ・ｒ … （５ａ）

また、車両１０の加速度Ｇａは、車輪速度値ｒ・ωの微分値より、下記の式５ｂによって与えられる。

Ｇａ＝ｒ・ｄω／ｄｔ … （５ｂ）

従って、車輪トルク推定値Ｔｗは、上記の式５のようにして推定される。

ところで、前述した所定の要件下では、駆動系（この車両１０においては、変速機３０、プロペラシャフト５１、差動装置５２及びドライブシャフト５３_ＲＬ，５３_ＲＲが該当する。）が共振することによって、車輪速度取得手段６１_ＲＬ，６１_ＲＲで検出された駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの車輪速度ωに路面入力の高周波成分が乗ったり、その検出値自体にずれが生じたりする。本実施例１の車両制御装置は、前述したようにその車輪速度ωを利用してフィードバック制御を行っており、これが為、車体制振制御の制御量（以下、「車体制振制御量」という。）が本来の値よりも高く設定されるので、その車体制振制御量を加味した動力源の最終的な要求出力トルクについても過大に設定され、車体制振制御の実行時に本来必要とされる動力源の要求出力トルクよりも実際の出力トルクの方が大きくなってしまう。

そこで、本実施例１の車両制御装置は、駆動系が車体制振制御の実行に伴い共振してしまうのか否かを判定し、駆動系が共振するとの判定結果が出た場合に車体制振制御を禁止させるように構成する。これが為、この車両制御装置（電子制御装置１）には、その判定を行う駆動系共振判定手段と、その判定結果に応じて車体制振制御を禁止させる車体制振制御禁止手段と、を設ける。

駆動系が共振するのか否かについては、例えば、車体制振制御を実行する際の所定期間（以下、「車体制振制御量変化期間」という。）ｔ０における車体制振制御量の変化予測値と、その車体制振制御量変化期間ｔ０内の車体制振制御量による車体制振制御の実行に伴い実際に車両１０側で出力された出力値の変化量（以下、「実出力値変化量」という。）と、を比較して判断する。つまり、その実出力値変化量が車体制振制御量の変化予測値を超えていれば、駆動系に想定外のトルクが作用していると云えるので、駆動系共振判定手段には、その実出力値変化量が車体制振制御量の変化予測値よりも大きければ、駆動系が共振しているとの判定をさせる。

その車体制振制御量の変化予測値としては、例えば、車体制振制御の実行の為にこれから出力させる最大の車体制振制御量と最小の車体制振制御量の差を用いる。本実施例１の車体制振制御量とは、上述した車体制振制御部３の加算器３ｂにおいてＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦとＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢとを加算して得られた車体制振制御補償車輪トルク、又はその車体制振制御補償車輪トルクを車体制振制御部３の駆動トルク換算部３ｃにおいて車両駆動装置の要求トルク（駆動トルク）の単位に換算した最終的な車体制振制御補償トルク（トータルの車体制振制御補償量）のことである。従って、車体制振制御量の変化予測値とは、具体的に、これから実行される車体制振制御における車体制振制御補償車輪トルク又は最終的な車体制振制御補償トルクの最大値と最小値の差、つまりその車体制振制御補償車輪トルク又は最終的な車体制振制御補償トルクの変化予測値のことを云う。その車体制振制御補償車輪トルクの変化予測値とは、より具体的に云うと、車体制振制御量変化期間ｔ０内での駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲに対する車体制振制御の為の要求車輪トルクの最大値Ｔｄｍａｘと最小値Ｔｄｍｉｎの差、つまり駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの予測車輪トルク変化量ΔＴｄ（＝Ｔｄｍａｘ−Ｔｄｍｉｎ）のことである。また、この車体制振制御補償車輪トルクの変化予測値とは、車体制振制御量変化期間ｔ０内での車両駆動装置（動力源）に対する車体制振制御の為の要求出力トルクの最大値Ｔｐｍａｘと最小値Ｔｐｍｉｎの差、つまり動力源の予測出力トルク変化量ΔＴｐ（＝Ｔｐｍａｘ−Ｔｐｍｉｎ）のことでもある。尚、最終的な車体制振制御補償トルクを車体制振制御指令決定部３ｄにおいて車両駆動装置への車体制振制御指令に変換したものを車体制振制御量としてもよい。

また、車体制振制御量変化期間ｔ０の実出力値変化量とは、例えば、その期間内の車体制振制御量での車体制振制御の実行に伴い車両駆動装置（動力源）において実際に出力された出力値の変化量のことであって、その期間内における最大の車体制振制御量に応じた実出力値と最小の車体制振制御量に応じた実出力値との差になる。つまり、この実出力値変化量とは、最終的な車体制振制御補償トルクの最大値と最小値に応じて夫々実際に出力された動力源の実出力トルクの最大値Ｔｐａｍａｘと最小値Ｔｐａｍｉｎの差として求められるものであり、動力源の実出力トルク変化量ΔＴｐａ（＝Ｔｐａｍａｘ−Ｔｐａｍｉｎ）のことである。ここで、この実出力値変化量としては、車体制振制御量変化期間ｔ０内の車体制振制御量での車体制振制御の実行によって駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲにおいて実際に出力された出力値の変化量を利用してもよい。この場合の実出力値変化量とは、最終的な車体制振制御補償車輪トルクの最大値と最小値に応じて夫々実際に出力された駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの実車輪トルクの最大値Ｔｄａｍａｘと最小値Ｔｄａｍｉｎの差として求められるものであり、駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの実車輪トルク変化量ΔＴｄａ（＝Ｔｄａｍａｘ−Ｔｄａｍｉｎ）のことである。

ここで、上述したように車体制振制御量は演算によって求められるので、車体制振制御量変化期間ｔ０における車体制振制御量の変化予測値（動力源の予測出力トルク変化量ΔＴｐ、駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの予測車輪トルク変化量ΔＴｄ）についても演算可能である。これに対して、動力源の実出力トルクや駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの実車輪トルクは、コスト増となるトルクセンサ等のトルク検出手段を別途用意しなければ検出できない。また、その動力源の実出力トルクや駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの実車輪トルクは、周知の推定手段を利用して求めることもできるが、その推定精度が高くなければ適切な比較を行えない。これが為、本実施例１においては、その動力源の予測出力トルク変化量ΔＴｐに対応する動力源の予測出力軸回転数変化量ΔＮｐと、動力源の実出力トルク変化量ΔＴｐａに対応する動力源の実出力軸回転数変化量ΔＮｐａと、を比較して、その実出力軸回転数変化量ΔＮｐａの方が予測出力軸回転数変化量ΔＮｐよりも大きければ、駆動系に共振ありと判定させるようにする。その予測出力軸回転数変化量ΔＮｐについては、後述する演算によって得ることができる。また、実出力軸回転数変化量ΔＮｐａについては、動力源の出力軸の回転数を検出する出力軸回転数検出手段６２の検出結果を利用すればよい。その出力軸回転数検出手段６２とは、例えば動力源がエンジン２０であれば所謂クランク角センサのことである。

本実施例１の車両制御装置（電子制御装置１）には、車体制振制御禁止手段によって禁止させられている車体制振制御を所定要件下で復帰させる車体制振制御復帰手段も用意されている。例えば、動力源の運転領域が車体制振制御を禁止しているときの運転領域から外れた場合には、駆動系の共振が無くなったとの推定を行って、車体制振制御を復帰させてもよい。尚、復帰後に実際には未だ駆動系が共振しているとしても、再び上述した比較判定を行うことによって再度車体制振制御を禁止させることができる。

その運転領域が外れた場合とは、例えば、駆動系の制御条件、つまり変速機３０の変速段（又は変速比）が変更された場合や、所定期間ｔ１内の動力源の出力軸回転数変化量の平均値ΔＮｐａｖｅが所定値ΔＮｐ０よりも少ない場合等のことである。変速段の変化は、所謂シフトポジションセンサ３１の情報を利用すればよい。また、その所定値ΔＮｐ０とは、例えば、駆動系が共振しているときの出力軸回転数変化量を実験やシミュレーションで求め、その演算結果よりも小さい値を適用すればよい。また、所定期間ｔ１は、少なくとも駆動系の共振の有無を判断できるだけの期間を設定すればよい。

以下、本実施例１の車両制御装置における車体制振制御の禁止動作とその復帰動作の一例について図６のフローチャートに基づき説明する。尚、この車両制御装置は、通常、必要とあれば直ぐに車体制振制御を実行できるように、車体制振制御の実行を待つ待機状態になっているものとする。

先ず、この車両制御装置（電子制御装置１）の駆動系共振判定手段は、車体制振制御が禁止状態になっているのか否か（つまり車体制振制御がキャンセル中なのか否か）について判定する（ステップＳＴ１）。

この駆動系共振判定手段は、このステップＳＴ１で車体制振制御がキャンセル中ではないと判定した場合、車体制振制御が実行中なのか否かの判定を行う（ステップＳＴ２）。ここでは、車体制振制御が実行されていなければ、本演算処理動作を一旦終わらせてステップＳＴ１に戻る。

このステップＳＴ２で車体制振制御が実行中との判定が為された場合、駆動系共振判定手段は、車体制振制御量変化期間（所定期間）ｔ０における車体制振制御を実行する際の車体制振制御量の変化予測値を求める（ステップＳＴ３）。

ここでは、図７に示す車体制振制御の為の動力源への最大の要求出力トルクＴｐｍａｘと最小の要求出力トルクＴｐｍｉｎとの差を求めて、車体制振制御の為の動力源の予測出力トルク変化量ΔＴｐ（つまり上述した最終的な車体制振制御補償トルクの変化予測値）を得る。その予測出力トルク変化量ΔＴｐは、動力源がエンジン２０であれば、車体制振制御に伴いエンジン２０から出力されると予測される出力トルクの変化量となり、動力源がモータであれば、車体制振制御に伴いモータから出力されると予測される出力トルクの変化量となる。ここで、動力源がエンジン２０であり、これがディーゼルエンジンの場合には、要求燃料噴射量の最大値と最小値の差を求め、この差をトルクに換算することによって予測出力トルク変化量ΔＴｐを求めるようにしてもよい。尚、その図７の上段においては、実線が車体制振制御の為の動力源への要求出力トルクを示しており、一点鎖線が上述した動力源の通常走行要求出力トルクを示している。

また、この駆動系共振判定手段は、車体制振制御量変化期間ｔ０における動力源の実出力軸回転数変化量ΔＮｐａを求める（ステップＳＴ４）。

一般に、動力源の実出力軸回転数は、要求出力トルクの発生をその動力源に指示してから所定時間遅れて変化する。つまり、動力源の実出力軸回転数と要求出力トルクとの間には、図７に示す位相遅れΔｔｄがある。これが為、駆動系共振判定手段は、その位相遅れΔｔｄを考慮に入れた出力軸回転数検出手段６２の検出信号に基づいて、動力源への最小の要求出力トルクＴｐｍｉｎに対応する実出力軸回転数の最小値Ｎｐｍｉｎと、最大の要求出力トルクＴｐｍａｘに対応する実出力軸回転数の最大値Ｎｐｍａｘと、を検出する。そして、この駆動系共振判定手段は、その実出力軸回転数の最大値Ｎｐｍａｘと最小値Ｎｐｍｉｎの差を求めて、車体制振制御量変化期間ｔ０における車体制振制御実行に伴う動力源の実出力軸回転数変化量ΔＮｐａ（＝Ｎｐｍａｘ−Ｎｐｍｉｎ）を得る。その図７の下段においては、駆動系が共振していないときの車体制振制御実行に伴う実出力軸回転数を実線で示しており、駆動系が共振しているときの車体制振制御実行に伴う実出力軸回転数を二点鎖線で示している。また、この図７の下段においては、一点鎖線が通常走行時の実出力軸回転数を示している。このステップＳＴ４においては、駆動系が共振しているときの実出力軸回転数変化量ΔＮｐａは、駆動系が共振していないときの実出力軸回転数変化量ΔＮｐａよりも大きな数値として求められる。

駆動系共振判定手段は、車体制振制御量変化期間（所定期間）ｔ０における車体制振制御の為の動力源の予測出力トルク変化量ΔＴｐと動力源の実出力軸回転数変化量ΔＮｐａの演算が完了したのか否かを判断する（ステップＳＴ５）。ここでは、その双方の演算を終えていなければ、本演算処理動作を一旦終わらせてステップＳＴ１に戻る。

このステップＳＴ５で演算完了と判断された場合、駆動系共振判定手段は、その動力源の予測車両駆動力変化量ΔＦｗについて予測出力トルク変化量ΔＴｐを用いて求める（ステップＳＴ６）。その予測車両駆動力変化量ΔＦｗとは、動力源が予測出力トルク変化量ΔＴｐ分の出力トルクを発生させた際に予測される車両駆動力の変化量のことである。この予測車両駆動力変化量ΔＦｗは、動力源が予測出力トルク変化量ΔＴｐ分の出力トルクを発生させた際に予測される駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの車輪トルクの変化量と同じなので、下記の式６を用いて演算する。この式６の「γｇ」は変速機３０における現在の変速比と差動装置５２における最終減速比により得られるギヤ比であり、「ｒｗ」は駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの車輪半径である。

ΔＦｗ＝ΔＴｐ＊γｇ／ｒｗ … （６）

続いて、この駆動系共振判定手段は、その予測車両駆動力変化量ΔＦｗを用いて予測車両加速度ａの演算を行う（ステップＳＴ７）。その予測車両加速度ａとは、車両１０に予測車両駆動力変化量ΔＦｗ分の駆動力を働かせた際に作用すると予測される車両加速度のことであって、下記の式７を用いて演算する。尚、その式７の「Ｍ」は、車両の質量である。

ａ＝ΔＦｗ／Ｍ … （７）

そして、この駆動系共振判定手段は、その予測車両加速度ａを下記の式８に代入して、予測出力トルク変化量ΔＴｐに対応する動力源の予測出力軸回転数変化量ΔＮｐを求める（ステップＳＴ８）。つまり、ここでは、その予測車両加速度ａに基づいて駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲにおいて予測される車輪角加速度を求め、これを利用してその際の動力源の出力軸回転数の変化量が求められる。その動力源の予測出力軸回転数変化量ΔＮｐとは、動力源が予測出力トルク変化量ΔＴｐ分の出力トルクを発生させた際に予測される車体制振制御量変化期間ｔ０における動力源の出力軸回転数の変化量のことである。

ΔＮｐ＝ａ／２πｒｗ＊γｇ … （８）

ここで、車両１０が予測車両駆動力変化量ΔＦｗ分の駆動力を増加させる際には、図８に示す如く、動力源の出力軸回転数が高くなる。その図８の実線は、上記式８で算出された予測出力トルク変化量ΔＴｐ（換言するならば予測車両駆動力変化量ΔＦｗ）に対応する動力源の予測出力軸回転数変化量ΔＮｐを示している。この算出された予測出力軸回転数変化量ΔＮｐは、予測車両加速度ａを比例係数にして増加し続けるものとなっている。しかしながら、実際の車両１０においては走行抵抗やギヤ等の摩擦抵抗などの各種の抵抗力が働いているので、動力源の出力軸回転数は、図８の一点鎖線で示すように、増加後これらの抵抗力と釣り合う或る点で略一定に安定する。つまり、車両１０が予測車両駆動力変化量ΔＦｗ分の駆動力を増加させた場合には、その増加に伴う動力源の実出力軸回転数変化量ΔＮｐａが予測出力軸回転数変化量ΔＮｐを超えることがない。従って、その実出力軸回転数変化量ΔＮｐａが予測出力軸回転数変化量ΔＮｐを超えている場合は、駆動系が共振しており、その共振によって出力軸回転数が高くなっていると云える。

そこで、本実施例１の駆動系共振判定手段は、車体制振制御量変化期間ｔ０における動力源の実出力軸回転数変化量ΔＮｐａと車体制振制御量変化期間ｔ０における動力源の予測出力軸回転数変化量ΔＮｐとを比較し、その実出力軸回転数変化量ΔＮｐａが予測出力軸回転数変化量ΔＮｐよりも大きくなっているのか否かを判定することによって、駆動系の共振の有無を判断する（ステップＳＴ９）。

このステップＳＴ９で実出力軸回転数変化量ΔＮｐａが予測出力軸回転数変化量ΔＮｐよりも大きくないと判定された場合、駆動系共振判定手段は、駆動系が共振していないと判断し、本演算処理動作を一旦終わらせてステップＳＴ１に戻る。

一方、このステップＳＴ９で実出力軸回転数変化量ΔＮｐａが予測出力軸回転数変化量ΔＮｐよりも大きいと判定された場合、駆動系共振判定手段は、駆動系が共振していると判断し、車体制振制御禁止手段に処理を渡す。そして、この車体制振制御禁止手段は、駆動系が共振しているとの判断が為されているので、車体制振制御キャンセル要求を行って、車体制振制御が実行されないようにする（ステップＳＴ１０）。

これにより、駆動系の共振時には、ノイズ（高周波成分）の乗った又はずれのある車輪速度ωの情報に基づいた車体制振制御が実行されなくなるので、車体のピッチング運動の過剰な抑制に伴うゴツゴツ感の発生や車両前後の振動の発生による乗心地の悪化を抑えることができる。

この車体制振制御キャンセル中のときには、上記ステップＳＴ１で駆動系共振判定手段が肯定判定（車体制振制御キャンセル中との判定）を行う。その際、その駆動系共振判定手段は、車体制振制御復帰手段に処理を渡す。そして、この車体制振制御復帰手段は、変速機３０の変速段が変わったのか否かの判定をシフトポジションセンサ３１から受け取った信号に基づいて行う（ステップＳＴ１１）。

ここで、変速段が変更されていないと判定された場合、車体制振制御復帰手段は、次に、動力源における所定期間ｔ１の出力軸回転数変化量の平均値ΔＮｐａｖｅを出力軸回転数検出手段６２の検出信号に基づいて求める（ステップＳＴ１２）。そして、この車体制振制御復帰手段は、その出力軸回転数変化量の平均値ΔＮｐａｖｅと上述した所定値ΔＮｐ０とを比較して、その平均値ΔＮｐａｖｅが所定値ΔＮｐ０よりも小さくなっているのか否かを判定する（ステップＳＴ１３）。

このステップＳＴ１３において出力軸回転数変化量の平均値ΔＮｐａｖｅが所定値ΔＮｐ０以上になっていると判定された場合、車体制振制御復帰手段は、駆動系の共振が続いていると判断し、本演算処理動作を一旦終わらせてステップＳＴ１に戻る。

一方、このステップＳＴ１３において出力軸回転数変化量の平均値ΔＮｐａｖｅが所定値ΔＮｐ０よりも小さくなっていると判定された場合、車体制振制御復帰手段は、駆動系の共振が無くなったと判断し、車体制振制御復帰要求を行って、必要なときに普通の適切な車体制振制御が直ぐに実行されるようにする（ステップＳＴ１４）。また、上記ステップＳＴ１１で変速機３０の変速段が変更されたと判定された場合にも、この車体制振制御復帰手段は、このステップＳＴ１４において車体制振制御復帰要求を行う。

このように、本実施例１の車両制御装置は、駆動系が共振するときにノイズ（高周波成分）の乗った又はずれのある車輪速度ωの情報を利用した車体制振制御を実行させないので、車体のピッチング運動の過剰な抑制に伴うゴツゴツ感の発生や車両前後の振動の発生による乗心地の悪化を抑えることができる。

［実施例２］
本発明に係る車両制御装置の実施例２について図９及び図１０を用いて説明する。

本実施例２の車両制御装置は、前述した実施例１の車両制御装置において、車体制振制御禁止手段を車体制振制御量調整手段に置き換えた又はその車体制振制御禁止手段と共に車体制振制御量調整手段についても設けたものである。

その車体制振制御量調整手段とは、駆動系が車体制振制御の実行に伴い共振すると判定された場合に、車体制振制御が抑制される方向へと調整、つまり車体制振制御によるバネ上振動の抑制効果を抑える方向に車体制振制御の設定値（設定された車体制振制御量）を減少させるものである。

その車体制振制御の設定値（設定された車体制振制御量）とは、実施例１で示した車体制振制御部３の加算器３ｂにおいてＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦとＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢとを加算して得られた車体制振制御補償車輪トルク、その車体制振制御補償車輪トルクを車体制振制御部３の駆動トルク換算部３ｃにおいて車両駆動装置の要求トルク（駆動トルク）の単位に換算した最終的な車体制振制御補償トルク（トータルの車体制振制御補償量）、又はその最終的な車体制振制御補償トルクを車体制振制御指令決定部３ｄにおいて車両駆動装置への車体制振制御指令に変換したもののことである。

この車体制振制御量調整手段は、駆動系が車体制振制御の設定値での実行に伴い共振すると判定された場合に、実施例１で説明したＦＦ二次レギュレータ部３ｆにおけるゲインＫ、ＦＢ二次レギュレータ部３ｈにおけるゲインＫ、ＦＦ制御ゲイン設定部３ｊの設定するＦＦ制御ゲインＫ・ＦＦ、又はＦＢ制御ゲイン設定部３ｌの設定するＦＢ制御ゲインＫ・ＦＢの内の少なくとも何れか１つのゲインを補正して、設定された車体制振制御量を減少させるように構成する。

また、この車体制振制御量調整手段は、設定された車体制振制御量を一度でも減少させたならば、その後駆動系の共振が収まったときに、その車体制振制御量をそのときの設定値まで徐々に戻して、普通（つまり車体制振制御量調整手段による車体制振制御量の減少が行われないとき）の車体制振制御が実行できるように構成させる。つまり、この車体制振制御量調整手段は、徐々に普通の車体制振制御まで復帰させる車体制振制御復帰手段としての機能も持たせるように構成されている。

例えば、この車体制振制御量調整手段は、駆動系が車体制振制御の設定値での実行に伴い共振すると判定された場合に、現在設定されている補正対象のゲインに所定の補正係数Ａ１（０＜Ａ１＜１．０）を乗算してそのゲインを小さくし、これにより車体制振制御量を減少させるものであってもよく、現在設定されている補正対象のゲインから当該ゲインよりも小さい所定の補正値Ｂ１（Ｂ１＞０）を減算してそのゲインを小さくし、これにより車体制振制御量を減少させるものであってもよい。その補正係数Ａ１や補正値Ｂ１については、予め設定しておいたものであってもよく、車体制振制御量変化期間ｔ０における車体制振制御量の変化予測値（動力源の予測出力トルク変化量ΔＴｐ、駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの予測車輪トルク変化量ΔＴｄ）と実出力値変化量（動力源の実出力トルク、駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの実車輪トルク）の差、例えば動力源における予測出力軸回転数変化量ΔＮｐと実出力軸回転数変化量ΔＮｐａの差に応じて変更させるものであってもよい。後者の場合には、その差が大きいほど車体制振制御量の減少量が大きくなるように補正係数Ａ１や補正値Ｂ１を小さくする。

また、この車体制振制御量調整手段は、普通の車体制振制御へと復帰させる際に、現在のゲインに所定の補正係数Ａ２（Ａ２＞１．０）を乗算してそのゲインを大きくし、これにより車体制振制御量を増加させるものであってもよく、現在のゲインに所定の補正値Ｂ２（０＜Ｂ２＜１．０）を加算してそのゲインを大きくし、これにより車体制振制御量を増加させるものであってもよい。その補正係数Ａ２や補正値Ｂ２については、予め設定しておいたものとする。その車体制振制御量の増加は、現状で設定されている車体制振制御量を上限として行う。

以下、本実施例２の車両制御装置における車体制振制御量の調整動作の一例について図９のフローチャートに基づき説明する。ここでは、フィードバック制御系３ＢのＦＢ二次レギュレータ部３ｈにおけるゲインＫを補正させるものとして例示するが、他のゲインに適用する場合でも同様の演算処理を行えばよい。

先ず、この車両制御装置（電子制御装置１）の駆動系共振判定手段は、車体制振制御が実行中なのか否かの判定を行う（ステップＳＴ２）。ここでは、車体制振制御が実行されていなければ、本演算処理動作を一旦終わらせてこのステップＳＴ２に戻る。

一方、このステップＳＴ２で車体制振制御が実行中との判定が為された場合、駆動系共振判定手段は、実施例１と同じステップＳＴ３〜ＳＴ９までの演算処理を実行する（ステップＳＴ３〜ＳＴ９）。

本実施例２の駆動系共振判定手段は、ステップＳＴ９の車体制振制御量変化期間ｔ０における動力源の実出力軸回転数変化量ΔＮｐａと車体制振制御量変化期間ｔ０における動力源の予測出力軸回転数変化量ΔＮｐとの比較判定の結果の如何に拘わらず、次の演算処理を車体制振制御量調整手段に渡す。

そのステップＳＴ９で実出力軸回転数変化量ΔＮｐａが予測出力軸回転数変化量ΔＮｐよりも大きいと判定（肯定判定）された場合、つまり駆動系が共振していると判断された場合、車体制振制御量調整手段は、現在設定されているＦＢ二次レギュレータ部３ｈのゲインＫを減少させる補正を行う（ステップＳＴ２１）。ここでは、下記の式９を用い、前回のゲインＫ（ｎ−１）に補正係数Ａ１（０＜Ａ１＜１．０）を乗算することによって今回のゲインＫ（ｎ）を算出させる（ｎ＝１，２，３，…）。例えば、ここでは、そのゲインＫの初期設定値（つまり車体制振制御量調整手段による演算処理が関与していないときの値）を「Ｋ０」とする。

Ｋ（ｎ）＝Ｋ（ｎ−１）＊Ａ１ … （９）

これにより、そのＦＢ二次レギュレータ部３ｈにおいては、その補正後の小さくなったゲインＫ｛＝Ｋ（ｎ）｝に基づいて、運動モデル部３ｅから送られてきた状態変数を最小に収束する運転者要求車輪トルクＴｗ０の修正量としてのＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢが算出される。つまり、そのＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢは、補正前のゲインＫ｛＝Ｋ（ｎ−１）｝に基づいて演算されたものよりも小さくなる。これが為、この補正時には、加算器３ｂでＦＦ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＦとＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢとを加算して得られた車体制振制御補償車輪トルク、その車体制振制御補償車輪トルクを車体制振制御部３の駆動トルク換算部３ｃにおいて車両駆動装置の要求トルク（駆動トルク）の単位に換算した最終的な車体制振制御補償トルク（トータルの車体制振制御補償量）、そして、その最終的な車体制振制御補償トルクを車体制振制御指令決定部３ｄにおいて車両駆動装置への車体制振制御指令に変換したもの、つまり車体制振制御量が普通（車体制振制御量調整手段による車体制振制御量の減少が行われないとき）の車体制振制御の実行時よりも小さくなる。従って、このときの車体制振制御においては、バネ上振動の抑制効果が普通の車体制振制御実行時よりも小さくなる。

車体制振制御量調整手段は、上記ステップＳＴ９で否定判定されるまでゲインＫの減少補正を繰り返し、そのゲインＫを徐々に小さくしていく。従って、駆動系が車体制振制御の実行に伴い共振すると判定された場合には、バネ上振動の抑制効果を次第に薄くしていくことができるので、車体のピッチング運動の過剰な抑制に伴うゴツゴツ感の発生や車両前後の振動の発生による乗心地の悪化の抑制が可能になる。

一方、上記ステップＳＴ９で実出力軸回転数変化量ΔＮｐａが予測出力軸回転数変化量ΔＮｐよりも大きくないと判定（否定判定）された場合、つまり駆動系が共振していないと判断された場合、車体制振制御量調整手段は、現在設定されているＦＢ二次レギュレータ部３ｈのゲインＫが初期設定値Ｋ０と同じ大きさなのか否かを判定する（ステップＳＴ２２）。

ここで、そのゲインＫが初期設定値Ｋ０と同じ大きさであると判定された場合、車体制振制御量調整手段は、本演算処理動作を一旦終わらせてステップＳＴ２に戻る。従って、この場合には、普通（車体制振制御量調整手段による車体制振制御量の減少が行われないとき）の車体制振制御が実行される。

これに対して、そのゲインＫが初期設定値Ｋ０と同じ大きさでないと判定（厳密にはＫ＜Ｋ０と判定）された場合、車体制振制御量調整手段は、そのゲインＫを増加させる補正を行う（ステップＳＴ２３）。ここでは、下記の式１０を用い、前回のゲインＫ（ｎ−１）に補正値Ｂ２（０＜Ｂ２＜１．０）を加算することによって今回のゲインＫ（ｎ）を算出させる（ｎ＝１，２，３，…）。

Ｋ（ｎ）＝Ｋ（ｎ−１）＋Ｂ２ … （１０）

そして、この車体制振制御量調整手段は、その補正により大きくなったゲインＫ｛＝Ｋ（ｎ）｝が初期設定値Ｋ０よりも大きくなってしまったのか否かの判定を行う（ステップＳＴ２４）。

このステップＳＴ２４で補正後のゲインＫが初期設定値Ｋ０以下と判定された場合、車体制振制御量調整手段は、本演算処理動作を一旦終わらせてステップＳＴ２に戻り、上記ステップＳＴ２２でゲインＫが初期設定値Ｋ０と同じ大きさであると判定されるまで、上記ステップＳＴ２３でゲインＫの増加補正を繰り返す。

また、そのステップＳＴ２４で補正後のゲインＫが初期設定値Ｋ０よりも大きくなってしまったと判定された場合、車体制振制御量調整手段は、ゲインＫを初期設定値Ｋ０に設定する（ステップＳＴ２５）。

これにより、この車体制振制御量調整手段は、駆動系の共振が収まったときに、減少補正したゲインＫを初期設定値Ｋ０まで戻すことができる。従って、この車体制振制御量調整手段は、普通の適切な車体制振制御を実行させることができるようになる。

また、ゲインＫが初期設定値Ｋ０に戻るまでは、ＦＢ二次レギュレータ部３ｈにおいて、補正により大きくなったゲインＫ｛＝Ｋ（ｎ）｝に基づいてＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢが算出される。つまり、そのＦＢ系制振トルク補償量Ｕ・ＦＢは、補正前のゲインＫ｛＝Ｋ（ｎ−１）｝に基づいて演算されたものよりも大きくなる。これが為、この補正時には減少させられた車体制振制御量が大きくなり、このときの車体制振制御におけるバネ上振動の抑制効果は、普通の車体制振制御実行時よりも低いが、前回よりも高くなる。

このように、本実施例２の車両制御装置は、駆動系が共振するときに、車体制振制御量をゲインの減少補正によって小さくし、車体制振制御の実行によるバネ上振動の抑制効果を低くすることができるので、車体のピッチング運動の過剰な抑制に伴うゴツゴツ感の発生や車両前後の振動の発生による乗心地の悪化を抑えることができる。

ところで、本実施例２の車両制御装置においては、車体制振制御量を決める際に別のゲイン（前述したＦＦ制御ゲイン設定部３ｊが車両１０の状態に応じて設定したＦＦ制御ゲインＫ・ＦＦや、ＦＢ制御ゲイン設定部３ｌが車両１０の状態に応じて設定したＦＢ制御ゲインＫ・ＦＢ）も使われている。これが為、この車両制御装置においては、そのＦＦ制御ゲイン設定部３ｊやＦＢ制御ゲイン設定部３ｌに本実施例２におけるゲインの減少補正機能や増加補正機能を持たせてもよい。つまり、この車両制御装置においては、ＦＦ制御ゲインＫ・ＦＦやＦＢ制御ゲインＫ・ＦＢを補正することで車体制振制御量が本実施例２の意図に沿って補正されるように構成してもよい。

ここで、本実施例２の車体制振制御量調整手段は、設定された車体制振制御量を直接減少させるように構成してもよい。また、この場合の車体制振制御量調整手段は、一度でも車体制振制御量を減少させたならば、その後駆動系の共振が収まったときに、その車体制振制御量をそのときの設定値まで徐々に直接戻して、普通の車体制振制御が実行できるように復帰させてもよい。つまり、この車体制振制御量調整手段は、徐々に普通の車体制振制御まで復帰させる車体制振制御復帰手段としての機能も持たせるように構成されている。

例えば、この車体制振制御量調整手段には、初期設定値「１．０」の補正係数、例えば初期設定値Ｇ０（＝１．０）のゲインＧを「０＜Ｇ＜１．０」の範囲内で補正させ、その補正後のゲインＧを用いて下記の式１１に基づき車体制振制御量の補正を行わせる。ここでは、車体制振制御量Ｃｂ（ｎ）と称する（ｎ＝１，２，３，…）。

Ｃｂ（ｎ）＝Ｃｂ（ｎ−１）＊Ｇ … （１１）

また、例えば、この車体制振制御量調整手段は、駆動系が車体制振制御の設定値での実行に伴い共振すると判定された場合に、現在設定されているゲインＧに所定の補正係数Ａ３（０＜Ａ３＜１．０）を乗算してそのゲインＧを小さくし、これにより車体制振制御量Ｃｂ（ｎ）を減少させるものであってもよく、現在設定されているゲインＧから当該ゲインＧよりも小さい所定の補正値Ｂ３（Ｂ３＞０）を減算してそのゲインを小さくし、これにより車体制振制御量Ｃｂ（ｎ）を減少させるものであってもよい。その補正係数Ａ３や補正値Ｂ３については、予め設定しておいたものであってもよく、車体制振制御量変化期間ｔ０における車体制振制御量Ｃｂ（ｎ）の変化予測値（動力源の予測出力トルク変化量ΔＴｐ、駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの予測車輪トルク変化量ΔＴｄ）と実出力値変化量（動力源の実出力トルク、駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの実車輪トルク）の差、例えば動力源における予測出力軸回転数変化量ΔＮｐと実出力軸回転数変化量ΔＮｐａの差に応じて変更させるものであってもよい。後者の場合には、その差が大きいほど車体制振制御量Ｃｂ（ｎ）の減少量が大きくなるように補正係数Ａ３や補正値Ｂ３を小さくする。

また、この車体制振制御量調整手段は、普通の車体制振制御へと復帰させる際に、現在のゲインＧに所定の補正係数Ａ４（Ａ４＞１．０）を乗算してそのゲインＧを大きくし、これにより車体制振制御量Ｃｂ（ｎ）を増加させるものであってもよく、現在のゲインＧに所定の補正値Ｂ４（０＜Ｂ４＜１．０）を加算してそのゲインＧを大きくし、これにより車体制振制御量Ｃｂ（ｎ）を増加させるものであってもよい。その補正係数Ａ４や補正値Ｂ４については、予め設定しておいたものとする。その車体制振制御量Ｃｂ（ｎ）の増加は、現状で設定されている車体制振制御量を上限として行う。

この場合の車両制御装置における車体制振制御量の調整動作の一例について図１０のフローチャートに基づき説明する。尚、ステップＳＴ９の比較判定までは、前述した図９の例示と同じなので、ここでの説明を省略する。

ここでの車体制振制御量調整手段は、ステップＳＴ９で実出力軸回転数変化量ΔＮｐａが予測出力軸回転数変化量ΔＮｐよりも大きいと判定（肯定判定）された場合、つまり駆動系が共振していると判断された場合、現在設定されているゲインＧを減少させる補正を行う（ステップＳＴ３１）。ここでは、下記の式１２を用い、前回のゲインＧ（ｎ−１）に補正係数Ａ３（０＜Ａ３＜１．０）を乗算することによって今回のゲインＧ（ｎ）を算出させる（ｎ＝１，２，３，…）。ゲインＧの初期設定値Ｇ０は「１．０」なので、このステップＳＴ３１においては、０から１．０の範囲内でゲインＧ（ｎ）が算出される｛０＜Ｇ（ｎ）＜１．０｝。

Ｇ（ｎ）＝Ｇ（ｎ−１）＊Ａ３ … （１２）

この場合、この車体制振制御量調整手段は、その補正後の小さくなったゲインＧ｛＝Ｇ（ｎ）｝を上記式１１に代入して、車体制振制御量Ｃｂ（ｎ）の減少補正を行う。これにより、その車体制振制御量Ｃｂ（ｎ）は、普通（車体制振制御量調整手段による車体制振制御量の減少が行われないとき）の車体制振制御の実行時よりも小さくなる。従って、このときの車体制振制御においては、バネ上振動の抑制効果が普通の車体制振制御実行時よりも小さくなる。

車体制振制御量調整手段は、上記ステップＳＴ９で肯定判定されるまでゲインＧの減少補正を繰り返し、そのゲインＧを徐々に小さくしていく。従って、駆動系が車体制振制御の実行に伴い共振すると判定された場合には、バネ上振動の抑制効果を次第に薄くしていくことができるので、車体のピッチング運動の過剰な抑制に伴うゴツゴツ感の発生や車両前後の振動の発生による乗心地の悪化の抑制が可能になる。

一方、上記ステップＳＴ９で実出力軸回転数変化量ΔＮｐａが予測出力軸回転数変化量ΔＮｐよりも大きくないと判定（否定判定）された場合、つまり駆動系が共振していないと判断された場合、車体制振制御量調整手段は、現在設定されているゲインＧが初期設定値Ｇ０（＝１．０）と同じ大きさなのか否かを判定する（ステップＳＴ３２）。

ここで、そのゲインＧが初期設定値Ｇ０と同じ大きさであると判定された場合、車体制振制御量調整手段は、本演算処理動作を一旦終わらせてステップＳＴ２に戻る。従って、この場合には、普通の車体制振制御が実行される。

これに対して、そのゲインＧが初期設定値Ｇ０と同じ大きさでないと判定（厳密にはＧ＜１．０と判定）された場合、車体制振制御量調整手段は、そのゲインＧを増加させる補正を行う（ステップＳＴ３３）。ここでは、下記の式１３を用い、前回のゲインＧ（ｎ−１）に補正値Ｂ４（０＜Ｂ４＜１．０）を加算することによって今回のゲインＧ（ｎ）を算出させる（ｎ＝１，２，３，…）。

Ｇ（ｎ）＝Ｇ（ｎ−１）＋Ｂ４ … （１３）

そして、この車体制振制御量調整手段は、その補正により大きくなったゲインＧ｛＝Ｇ（ｎ）｝が初期設定値Ｇ０（＝１．０）よりも大きくなってしまったのか否かの判定を行う（ステップＳＴ３４）。

このステップＳＴ３４で補正後のゲインＧが初期設定値Ｇ０以下と判定された場合、車体制振制御量調整手段は、本演算処理動作を一旦終わらせてステップＳＴ２に戻り、上記ステップＳＴ３２でゲインＧが初期設定値Ｇ０と同じ大きさであると判定されるまで、上記ステップＳＴ３３でゲインＧの増加補正を繰り返す。

また、そのステップＳＴ３４で補正後のゲインＧが初期設定値Ｇ０よりも大きくなってしまったと判定された場合、車体制振制御量調整手段は、ゲインＧを初期設定値Ｇ０（＝１．０）に設定する（ステップＳＴ３５）。

これにより、この車体制振制御量調整手段は、駆動系の共振が収まったときに、減少補正したゲインＧを初期設定値Ｇ０（＝１．０）まで戻すことができる。従って、この車体制振制御量調整手段は、普通の適切な車体制振制御を実行させることができるようになる。尚、ゲインＧが初期設定値Ｇ０（＝１．０）の場合、車体制振制御量調整手段は、必ずしも上記式１１にゲインＧを代入する演算を行わずともよい。

また、ゲインＧが初期設定値Ｇ０に戻るまでは、補正により大きくなったゲインＧ｛＝Ｇ（ｎ）｝によって車体制振制御量が増加補正される。これが為、この補正時には減少させられた車体制振制御量が大きくなり、このときの車体制振制御におけるバネ上振動の抑制効果は、普通の車体制振制御実行時よりも低いが、前回よりも高くなる。

このように、この場合の車両制御装置においても、駆動系が共振するときには、車体制振制御量をゲインＧの減少補正によって小さくし、車体制振制御の実行によるバネ上振動の抑制効果を低くすることができるので、車体のピッチング運動の過剰な抑制に伴うゴツゴツ感の発生や車両前後の振動の発生による乗心地の悪化を抑えることができる。

更に、車体制振制御量調整手段は、設定された車体制振制御量から所定の補正値Ｙ１（＞０）を減算して車体制振制御量の減少を図るものであってもよく、上述した例示と同様の効果を得ることができる。そして、その補正値Ｙ１については、予め設定しておいたものであってもよく、車体制振制御量変化期間ｔ０における車体制振制御量の変化予測値（動力源の予測出力トルク変化量ΔＴｐ、駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの予測車輪トルク変化量ΔＴｄ）と実出力値変化量（動力源の実出力トルク、駆動輪Ｗ_ＲＬ，Ｗ_ＲＲの実車輪トルク）の差、例えば動力源における予測出力軸回転数変化量ΔＮｐと実出力軸回転数変化量ΔＮｐａの差に応じて変更させるものであってもよい。後者の場合には、その差が大きいほど車体制振制御量の減少量が大きくなるように補正値Ｙ１を調整する。

また、車体制振制御量調整手段は、普通の車体制振制御へと復帰させる際に、現在の車体制振制御量に所定の補正値Ｙ２（Ｙ２＞０）を加算して車体制振制御量の増加を図るものであってもよく、上述した例示と同様の効果を得ることができる。その車体制振制御量の増加は、現状で設定されている車体制振制御量を上限として行う。その補正値Ｙ２については、予め設定しておいたものとする。

ここで、本実施例２では例示していないが、この実施例２の車両制御装置においても、実施例１と同様の車体制振制御復帰手段を別途設けてもよい。つまり、本実施例２においては、駆動系の制御条件（つまり変速機３０の変速段（又は変速比））が変更された場合や、所定期間ｔ１内の動力源の出力軸回転数変化量の平均値ΔＮｐａｖｅが所定値ΔＮｐ０よりも少ない場合等に普通の車体制振制御に戻す車体制振制御復帰手段を設けてもよい。この本実施例２の車体制振制御復帰手段は、そのような条件となった際に上述したゲインや補正値を直ちに初期設定値に戻すことによって、素早く普通の車体制振制御に復帰させる。

以上のように、本発明に係る車両制御装置は、駆動系振動が発生したときの車体制振制御の実行に伴う乗心地の悪化を抑える技術に有用である。

Claims (14)

1. 動力源の出力トルクを制御して駆動輪の車輪トルクを変化させることで車体に発生する振動を抑制させる車体制振制御を行う車両制御装置において、
   前記動力源の動力を伝達する車両の駆動系が前記車体制振制御の実行に伴い共振する場合、前記車体制振制御を禁止する又は前記車体制振制御の制御量を当該車体制振制御の振動抑制効果を抑える方向へと調整することを特徴とする車両制御装置。
2. 動力源の出力トルクを制御して駆動輪の車輪トルクを変化させることで車体に発生する振動を抑制させる車体制振制御を行う車両制御装置において、
   前記車体制振制御を実行した際の前記動力源の予測出力トルクの変化量と当該予測出力トルクの変化期間における前記動力源の実出力トルクの変化量とを比較して、該予測出力トルクの変化量よりも当該実出力トルクの変化量が大きいときに、前記車体制振制御を禁止する又は前記車体制振制御の制御量を当該車体制振制御の振動抑制効果を抑える方向へと調整することを特徴とする車両制御装置。
3. 前記車体制振制御を実行した際の前記動力源の予測出力トルクの変化量に応じた当該動力源の予測出力軸回転数の変化量と当該予測出力トルクの変化期間における前記動力源の実出力軸回転数の変化量とを比較して、該予測出力軸回転数の変化量よりも当該実出力軸回転数の変化量が大きいときに前記駆動系が共振するとの判定を行い、その判定結果が共振との判定であれば前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御の制御量の調整動作を行う請求項１記載の車両制御装置。
4. 前記駆動系の制御条件が変更された場合に前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除する請求項１記載の車両制御装置。
5. 変速機の変速段が変更された場合に前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除する請求項１記載の車両制御装置。
6. 前記動力源の実出力トルクが所定以上変化した場合に前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除する請求項１記載の車両制御装置。
7. 前記車体制振制御の制御量の調整は、該制御量を設定する際に用いるゲインの補正により行う請求項１記載の車両制御装置。
8. 動力源の出力トルクを制御して駆動輪の車輪トルクを変化させることで車体に発生する振動を抑制させる車体制振制御を行う車両制御装置において、
   前記動力源の動力を伝達する車両の駆動系が前記車体制振制御の実行に伴い共振する場合に前記車体制振制御を禁止する車体制振制御禁止手段、又は／及び、前記駆動系が前記車体制振制御の実行に伴い共振する場合に前記車体制振制御の制御量を当該車体制振制御の振動抑制効果を抑える方向へと調整する車体制振制御量調整手段を設けたことを特徴とする車両制御装置。
9. 前記車体制振制御を実行した際の前記動力源の予測出力トルクの変化量と当該予測出力トルクの変化期間における前記動力源の実出力トルクの変化量とを比較して、該予測出力トルクの変化量よりも当該実出力トルクの変化量が大きいときに前記駆動系が前記車体制振制御の実行に伴い共振するとの判定を行う駆動系共振判定手段を設け、該駆動系共振判定手段の判定結果が共振との判定であれば前記車体制振制御禁止手段による前記車体制振制御の禁止動作又は／及び前記車体制振制御量調整手段による前記車体制振制御の制御量の調整動作を行うよう構成した請求項８記載の車両制御装置。
10. 前記車体制振制御を実行した際の前記動力源の予測出力トルクの変化量に応じた当該動力源の予測出力軸回転数の変化量と当該予測出力トルクの変化期間における前記動力源の実出力軸回転数の変化量とを比較して、該予測出力軸回転数の変化量よりも当該実出力軸回転数の変化量が大きいときに前記駆動系が前記車体制振制御の実行に伴い共振するとの判定を行う駆動系共振判定手段を設け、該駆動系共振判定手段の判定結果が共振との判定であれば前記車体制振制御禁止手段による前記車体制振制御の禁止動作又は／及び前記車体制振制御量調整手段による前記車体制振制御の制御量の調整動作を行うよう構成した請求項８記載の車両制御装置。
11. 前記駆動系の制御条件が変更された場合に前記車体制振制御禁止手段による前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御量調整手段による前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除する車体制振制御復帰手段を設けた請求項８記載の車両制御装置。
12. 変速機の変速段が変更された場合に前記車体制振制御禁止手段による前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御量調整手段による前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除する車体制振制御復帰手段を設けた請求項８記載の車両制御装置。
13. 前記動力源の実出力トルクが所定以上変化した場合に前記車体制振制御禁止手段による前記車体制振制御の禁止動作又は前記車体制振制御量調整手段による前記車体制振制御の制御量の調整動作を解除する車体制振制御復帰手段を設けた請求項８記載の車両制御装置。
14. 前記車体制振制御量調整手段は、前記車体制振制御の制御量を設定する際に用いるゲインの補正により当該制御量の調整を行うよう構成した請求項８記載の車両制御装置。

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