JP5724524B2 - Car body vibration control device and car body vibration control method - Google Patents
Car body vibration control device and car body vibration control method Download PDFInfo
- Publication number
- JP5724524B2 JP5724524B2 JP2011072567A JP2011072567A JP5724524B2 JP 5724524 B2 JP5724524 B2 JP 5724524B2 JP 2011072567 A JP2011072567 A JP 2011072567A JP 2011072567 A JP2011072567 A JP 2011072567A JP 5724524 B2 JP5724524 B2 JP 5724524B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- torque
- vehicle body
- behavior
- fluctuation
- wheel load
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
Images
Classifications
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
- Y02T10/72—Electric energy management in electromobility
Landscapes
- Vehicle Body Suspensions (AREA)
- Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
- Electric Propulsion And Braking For Vehicles (AREA)
Description
本発明は、車体振動制御装置、および車体振動制御方法に関するものである。 The present invention relates to a vehicle body vibration control device and a vehicle body vibration control method.
従来、この種の技術としては、例えば、特許文献1に記載の技術がある。
この特許文献1に記載の技術では、操舵速度、横G、およびヨー角加速度等に基づいて運転者の操舵状態を推定し、推定した操舵状態に応じて車体の振動(例えば、車体のバウンスやピッチ挙動)を抑制する制振制御に用いるフィードバックゲインを増大させる。これにより、フィードバック値の絶対値を増大し、車体のバウンスやピッチ挙動をより確実に抑制し、車両の操縦安定性の向上を図るようになっている。
Conventionally, as this type of technology, for example, there is a technology described in
In the technique described in
しかしながら、上記特許文献1に記載の技術では、車体の振動、つまり、輪荷重の変動を抑制できるものの、フィードバック値の絶対値が増大することで、ロール挙動が増大し、運転者に違和感を与える可能性があった。
本発明は、上記のような点に着目し、操舵操作を行ったときに、ロール挙動が増大することを抑制可能とすることを課題としている。
However, although the technique described in
This invention pays attention to the above points, and makes it a subject to make it possible to suppress that a roll behavior increases, when steering operation is performed.
上記課題を解決するため、本発明は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、要求駆動トルクおよび路面外乱に起因する成分の変動を抑制する方向に駆動トルクを制御する。また、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、旋回抵抗に起因する成分である前輪荷重の変動を助長する方向に駆動トルクを制御する。要求駆動トルク、路面外乱、および旋回抵抗に基づき、車体のばね上挙動として、車体のピッチ軸回りの回転運動、およびバウンス方向の上下運動を推定する。推定した車体のピッチ軸回りの回転運動、およびバウンス方向の上下運動に基づき、旋回抵抗に起因する成分である前輪荷重に関する物理量の変動を助長する方向に前記トルク付加手段が付加する駆動トルクを制御することで、車体のロール挙動を抑制させるロール抑制制御を行う。さらに、ロール抑制制御として、運転者が操舵操作を開始した後、操舵操作によって発生するロール角速度がピークに達する前に駆動トルクを低減させる。 In order to solve the above-described problems, the present invention controls the drive torque in a direction that suppresses fluctuations in required drive torque and components caused by road surface disturbance among components constituting the sprung behavior of the vehicle body. Further, the drive torque is controlled in a direction that promotes the fluctuation of the front wheel load, which is a component caused by the turning resistance among the components constituting the sprung behavior of the vehicle body. Based on the required drive torque, road disturbance, and turning resistance, the rotational motion of the vehicle body about the pitch axis and the vertical motion in the bounce direction are estimated as the sprung behavior of the vehicle body. Based on the estimated rotational movement of the vehicle body around the pitch axis and the vertical movement in the bounce direction, the driving torque applied by the torque adding means is controlled in a direction that promotes the fluctuation of the physical quantity related to the front wheel load, which is a component caused by turning resistance. By doing so, roll suppression control is performed to suppress the roll behavior of the vehicle body. Further, as the roll suppression control, after the driver starts the steering operation, the driving torque is reduced before the roll angular velocity generated by the steering operation reaches the peak.
このような構成によれば、操舵操作の開始前には、運転者の要求駆動トルクおよび路面外乱に起因する成分の変動を抑制する方向に駆動トルクを制御することで、輪荷重の変動を抑制することができる。また、操舵操作を開始したときには、車輪に加わる旋回抵抗に起因する前輪荷重の変動を助長する方向に駆動トルクを制御することで、ノーズダウン挙動を助長でき、前輪の輪荷重を増大でき、操舵応答性を向上できる。そして、輪荷重の変動を抑制しつつ、操舵応答性を向上することで、横Gの変化を緩やかにすることができ、操舵操作を行ったときに、ロール挙動を抑制することができる。また、車体のばね上挙動として、駆動トルクで制御可能な物理量を推定できる。それゆえ、駆動トルクを制御することで、ロール挙動を適切に抑制できる。さらに、ロール角速度がピークに達する前に駆動トルクを低減することで、ノーズダウン挙動を助長でき、前輪の輪荷重を増大でき、操舵応答性を向上できる。 According to such a configuration, before starting the steering operation, the wheel load fluctuation is suppressed by controlling the driving torque in a direction to suppress the fluctuation of the component caused by the driver's requested driving torque and road surface disturbance. can do. Also, when the steering operation is started, by controlling the driving torque in the direction that promotes the fluctuation of the front wheel load caused by the turning resistance applied to the wheel, the nose down behavior can be promoted, the wheel load of the front wheel can be increased, the steering Responsiveness can be improved. Further, by improving the steering response while suppressing the fluctuation of the wheel load, the change in the lateral G can be moderated, and the roll behavior can be suppressed when the steering operation is performed. In addition, a physical quantity that can be controlled by driving torque can be estimated as the sprung behavior of the vehicle body. Therefore, the roll behavior can be appropriately suppressed by controlling the driving torque. Furthermore, by reducing the drive torque before the roll angular velocity reaches its peak, the nose-down behavior can be promoted, the wheel load of the front wheels can be increased, and the steering response can be improved.
次に、本発明に係る実施形態について図面を参照して説明する。
(第1実施形態)
本実施形態の車体振動制御装置は、前輪駆動式の4輪電気自動車に搭載し、動力源である制駆動モータが発生するトルクを制御することで、車体のばね上挙動を制御するものである。具体的には、本実施形態の車体振動制御装置は、輪荷重変動の抑制、操舵応答性の向上、およびロール挙動の抑制を可能とするためのものである。
Next, an embodiment according to the present invention will be described with reference to the drawings.
(First embodiment)
The vehicle body vibration control device of this embodiment is mounted on a front-wheel drive type four-wheel electric vehicle, and controls the sprung behavior of the vehicle body by controlling the torque generated by a braking / driving motor as a power source. . Specifically, the vehicle body vibration control device of the present embodiment is for enabling suppression of wheel load fluctuation, improvement of steering response, and suppression of roll behavior.
(構成)
図1は、第1実施形態の車両の概略構成を表す概念図である。
図1に示すように、車両1は、操舵角センサ2、アクセル開度センサ3、ブレーキペダル踏力センサ4、および車輪速センサ5を備える。
操舵角センサ2は、ステアリングコラムに配設し、ステアリングホイール6による操舵角δoを検出する。そして、操舵角センサ2は、ステアリングホイール6による操舵角δoの検出結果を表す検出信号を後述する制駆動モータECU12に出力する。
(Constitution)
FIG. 1 is a conceptual diagram illustrating a schematic configuration of a vehicle according to the first embodiment.
As shown in FIG. 1, the
The
アクセル開度センサ3は、アクセルペダルに配設し、アクセル開度を検出する。アクセル開度とは、アクセルペダルの踏み込み量である。そして、アクセル開度センサ3は、アクセル開度の検出結果を表す検出信号を制駆動モータECU12に出力する。
ブレーキペダル踏力センサ4は、ブレーキペダルに配設し、ブレーキペダルの踏力を検出する。そして、ブレーキペダル踏力センサ4は、ブレーキペダルの踏力の検出結果を表す検出信号を制駆動モータECU12に出力する。
The
The brake pedal
車輪速センサ5は、車輪5FL〜5RRそれぞれに配設し、車輪5FL〜5RRそれぞれの車輪速VwFL〜VwRRを検出する。そして、車輪速センサ5は、車輪5FL〜5RRの車輪速VwFL〜VwRRを表す検出信号を制駆動モータECU12に出力する。
また、車両1は、インバータ7、制駆動モータ8および変速機9を備える。ここで、インバータ7、制駆動モータ8、変速機9は、後述するトルク付加手段100を構成する。
The
The
インバータ7は、制駆動モータECU12が出力した指令に従って、バッテリ10が蓄えている電力を制駆動モータ8に供給する。制駆動モータ8への電力の供給は、バッテリ10の電力に直流―交流変換を行い、変換によって得た交流電流によって行う。
制駆動モータ8は、インバータ7が供給する電力に応じてトルクを発生する。そして、制駆動モータ8は、発生したトルクを変速機9に出力する。
The inverter 7 supplies the electric power stored in the
The braking / driving
変速機9は、前輪(駆動輪)5FL、5FRのそれぞれに設けたドライブシャフト11に配設し、制駆動モータ8が出力したトルクを前輪5FL、5FRに付加する。
さらに、車両1は制駆動モータECU12を備える。ここで、制駆動モータECU12は、後述する挙動推定手段101、挙動推定ステップ、抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ、助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップを構成する。
The
Further, the
制駆動モータECU12は、マイクロプロセッサからなる。マイクロプロセッサは、A/D変換回路、D/A変換回路、中央演算処理装置およびメモリ等から構成した集積回路を備える。そして、制駆動モータECU12は、メモリが格納するプログラムに従って、センサ類2〜5が出力した検出信号に基づき、制駆動モータ8に出力させるトルクを算出し、算出したトルクを出力させる指令をインバータ7に出力する。
The braking /
図2は、第1実施形態の車両の機能構成を表すブロック図である。
図2に示すように、このブロック図は、トルク付加手段100、挙動推定手段101、抑制トルク制御手段102、および助長トルク制御手段103を備える。
トルク付加手段100は、車輪に駆動トルクを付加する。
挙動推定手段101は、運転者の要求駆動トルク、路面から車輪に加わる路面外乱、および操舵によって車輪に加わる旋回抵抗に基づいて、車体のばね上挙動を推定する。そして、挙動推定手段101は、車体のばね上挙動の推定結果を抑制トルク制御手段102および助長トルク制御手段103に出力する。
FIG. 2 is a block diagram illustrating a functional configuration of the vehicle according to the first embodiment.
As shown in FIG. 2, this block diagram includes torque adding means 100, behavior estimating means 101, suppression torque control means 102, and facilitating torque control means 103.
Torque adding means 100 adds driving torque to the wheels.
The behavior estimating means 101 estimates the sprung behavior of the vehicle body based on the driver's requested driving torque, the road surface disturbance applied from the road surface to the wheel, and the turning resistance applied to the wheel by steering. Then, the
抑制トルク制御手段102は、挙動推定手段101が推定した車体のばね上挙動を構成する成分のうち要求駆動トルクに起因する成分の変動および路面外乱に起因する成分の変動を抑制する方向にトルク付加手段100が付加する駆動トルクを制御する。
助長トルク制御手段103は、挙動推定手段101が推定した車体のばね上挙動を構成する成分のうち旋回抵抗に起因する成分である前輪荷重に関する物理量の変動を助長する方向にトルク付加手段100が付加する駆動トルクを制御する。
The suppression torque control means 102 adds torque in a direction to suppress the fluctuation of the component caused by the required drive torque and the fluctuation of the component caused by the road surface disturbance among the components constituting the sprung behavior of the vehicle body estimated by the behavior estimation means 101. The driving torque applied by the
The facilitating torque control means 103 is added by the torque adding means 100 in the direction of facilitating the fluctuation of the physical quantity related to the front wheel load, which is the component caused by the turning resistance among the components constituting the sprung behavior of the vehicle body estimated by the behavior estimating means 101. The driving torque to be controlled is controlled.
図3は、マイクロプロセッサが実行するプログラムの構成を表すブロック図である。
制駆動モータECU12は、マイクロプロセッサが実行するプログラムにより、図3の制御ブロックを構成する。この制御ブロックは、ドライバ要求トルク演算部13、加算器14、トルク指令値演算部15および駆動力車体制振制御部16を備える。ここで、ドライバ要求トルク演算部13は、挙動推定手段101および挙動推定ステップを構成する。また、加算器14は、抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ、助長トルク制御手段102、助長トルク制御ステップを構成する。さらに、駆動力車体制振制御部16は、挙動推定手段101、挙動推定ステップ、抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ、助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップを構成する。
FIG. 3 is a block diagram showing a configuration of a program executed by the microprocessor.
The braking /
ドライバ要求トルク演算部13は、アクセル開度センサ3が出力した検出信号、およびブレーキペダル踏力センサ4が出力した検出信号に基づいてドライバ要求トルクを算出する。ドライバ要求トルクとは、運転者が制駆動モータ8に要求する出力トルクである。ドライバ要求トルクは、制駆動モータ8の回転軸におけるトルク値であるモータ端値で表す。そして、ドライバ要求トルク演算部13は、算出したドライバ要求トルクを加算器14および駆動力車体制振制御部16に出力する。
The driver
なお、本実施形態では、アクセル開度センサ3が出力した検出信号、およびブレーキペダル踏力センサ4が出力した検出信号に基づいてドライバ要求トルクを算出する例を示したが、他の構成を採用することもできる。例えば、アクセル開度センサ3等、各種センサによる検出値そのものをドライバ要求トルクとする構成としてもよい。
In the present embodiment, an example in which the driver request torque is calculated based on the detection signal output from the
加算器14は、ドライバ要求トルク演算部13が出力したドライバ要求トルクに、駆動力車体制振制御部16が出力したドライバトルク補正値を加算する。これにより、ドライバ要求トルクを補正する。ドライバトルク補正値とは、ドライバ要求トルク、車輪速VwFL〜VwRR、および操舵角δoに基づき、後述するように駆動力車体制振制御部16が算出する補正値である。そして、ドライバ要求トルク演算部13は、補正したドライバ要求トルクを補正後要求トルクとしてトルク指令値演算部15に出力する。
The
トルク指令値演算部15は、加算器14が出力した補正後要求トルク、およびVDC(Vehicle Dynamics Control)やTCS(Traction Control System)等の他のシステムの出力に基づいて、制駆動モータ8に出力させるトルクを算出する。そして、トルク指令値演算部15は、算出したトルクをトルク指令値としてインバータ7に出力する。
The torque command
図4は、駆動力車体制振制御部16の構成を表すブロック図である。
図5は、駆動力車体制振制御部16の動作を表すフローチャートである。
図4に示すように、駆動力車体制振制御部16は、入力変換部17、車体振動推定部18およびトルク指令値算出部19を備える。ここで、入力変換部17は、挙動推定手段101、挙動推定ステップを構成する。また、車体振動推定部18は、挙動推定手段101および挙動推定ステップを構成する。さらに、トルク指令値算出部19は、助長トルク制御手段103、およびトルク制御ステップを構成する。
FIG. 4 is a block diagram illustrating the configuration of the driving power wheel system
FIG. 5 is a flowchart showing the operation of the driving power wheel system
As shown in FIG. 4, the driving power vehicle
入力変換部17は、操舵角センサ2、アクセル開度センサ3、ブレーキペダル踏力センサ4、および車輪速センサ5が出力した検出信号が表す情報を、車体振動推定部18で用いる車両モデル26の入力形式に変換する。具体的には、入力変換部17は、駆動トルク変換部20、サスストローク算出部21、上下力変換部22、車体速度推定部23、旋回挙動推定部24、および旋回抵抗推定部25を備える。ここで、上下力変換部22および旋回抵抗推定部25は、挙動推定手段101および挙動推定ステップを構成する。
The
駆動トルク変換部20は、ドライバ要求トルク演算部13が出力したドライバ要求トルクを読み込む(図5のステップS101)。続いて、駆動トルク変換部20は、読み込んだドライバ要求トルクに変速機9のギア比を乗算する。これにより、ドライバ要求トルクをモータ端値から駆動軸端値に変換する(図5のステップS102)。ここで、駆動軸端値とは、前輪5FL、5FRにおけるトルク値である。そして、駆動トルク変換部20は、乗算結果を駆動トルクTwとして車体振動推定部18に出力する。ここで、駆動トルクTwとは、ドライ要求トルクの要求駆動トルクの駆動軸端値である。
The
図6は、サスストローク算出部21の構成を表すブロック図である。
図7は、サスストローク算出部21の動作を表すフローチャートである。
サスストローク算出部21は、車輪速センサ5が出力した検出信号、つまり、車輪速VwFL〜VwRRを表す検出信号に基づいて、前後輪5FL〜5RRのサスペンションのストローク量Zf、Zrおよびストローク速度dZf、dZrを算出する。具体的には、図6に示すように、サスストローク算出部21は、平均前輪速演算部34、平均後輪速演算部35、前輪用バンドパスフィルタ処理部36、後輪用バンドパスフィルタ処理部37、前輪サスストローク算出部38および後輪サスストローク算出部39を備える。
FIG. 6 is a block diagram showing the configuration of the suspension
FIG. 7 is a flowchart showing the operation of the suspension
The suspension
平均前輪速演算部34は、前輪5FL、5FRの車輪速センサ5が出力した検出信号を読み込む(図5のステップS103、図7のステップS201)。続いて、平均前輪速演算部34は、読み込んだ検出信号に基づいて平均前輪速VwF=(VwFL+VwFR)/2を算出する(図7のステップS202)。そして、平均前輪速演算部34は、算出した平均前輪速VwFを前輪用バンドパスフィルタ処理部36に出力する。
The average front wheel
平均後輪速演算部35は、後輪5RL、5RRの車輪速センサ5が出力した検出信号を読み込む(図5のステップS103、図7のステップS201)。続いて、平均後輪速演算部35は、読み込んだ後輪速VwRL、VwRRに基づいて平均後輪速VwR=(VwRL+VwRR)/2を算出する(図7のステップS202)。そして、平均後輪速演算部35は、算出した平均後輪速VwRを後輪用バンドパスフィルタ処理部37に出力する。
The average rear wheel
前輪用バンドパスフィルタ処理部36は、平均前輪速演算部34が出力した平均前輪速VwFから車体共振周波数付近の成分のみを抽出する。そして、前輪用バンドパスフィルタ処理部36は、抽出した車体共振周波数近傍振動成分fVwFを前輪サスストローク算出部38、および後輪サスストローク算出部39に出力する(図7のステップS203)。
The front wheel band pass
後輪用バンドパスフィルタ処理部37は、平均後輪速演算部35が出力した平均後輪速VwRから車体共振周波数付近の成分のみを抽出する。そして、後輪用バンドパスフィルタ処理部37は、抽出した車体共振周波数近傍振動成分fVwRを前輪サスストローク算出部38、および後輪サスストローク算出部39に出力する(図7のステップS203)。
このように、本実施形態では、平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから車体共振周波数付近の成分fVwF、fVwRのみを抽出するようにした。それゆえ、車両1全体の加減速による車輪速変動やノイズ成分を平均前輪速VwFおよび平均後輪速VwRから除去でき、車体振動を表す車輪速成分のみを抽出することができる。
The rear wheel band-pass
Thus, in this embodiment, only the components fVwF and fVwR in the vicinity of the vehicle body resonance frequency are extracted from the average front wheel speed VwF and the average rear wheel speed VwR. Therefore, wheel speed fluctuations and noise components due to acceleration / deceleration of the
図8は、サスペンションのストローク量の算出方法を説明するための図である。
図9は、前輪サスペンションジオメトリ特性を表すグラフである。
図10は、後輪サスペンションジオメトリ特性を表すグラフである。
前輪サスストローク算出部38は、前輪用バンドパスフィルタ処理部36が抽出した車体共振周波数近傍振動成分fVwFに基づいて、前輪5FL、5FRの前後方向変位Xtfを算出する。続いて、前輪サスストローク算出部38は、算出した前後方向変位Xtfに時間微分を行って時間微分値dXtfを算出する。続いて、前輪サスストローク算出部38は、算出した前後方向変位Xtfおよび時間微分値dXtfに基づき、下記(1)(2)式に従ってサスペンションのストローク量Zfおよびストローク速度dZfを算出する(図7のステップS204)。そして、前輪サスストローク算出部38は、算出結果を上下力変換部22に出力する。
Zf=KgeoF・Xtf ・・・(1)
dZf=KgeoF・dXtf ・・・(2)
FIG. 8 is a diagram for explaining a method of calculating the stroke amount of the suspension.
FIG. 9 is a graph showing the front wheel suspension geometry characteristics.
FIG. 10 is a graph showing the rear wheel suspension geometry characteristics.
The front wheel suspension
Zf = KgeoF · Xtf (1)
dZf = KgeoF · dXtf (2)
ここで、KgeoFは、図9の前輪サスペンションジオメトリ特性を表すグラフの原点付近における勾配である。図9のグラフは、横軸が前輪5FL、5FRの前後方向変位Xtfを表し、縦軸が前輪5FL、5FRの上方における車体の上下変位Zfを表し、前後方向変位Xtfと車体の上下変位Zfとの関係を表すグラフである。 Here, KgeoF is the gradient near the origin of the graph representing the front wheel suspension geometry characteristic of FIG. In the graph of FIG. 9, the horizontal axis represents the longitudinal displacement Xtf of the front wheels 5FL, 5FR, the vertical axis represents the vertical displacement Zf of the vehicle body above the front wheels 5FL, 5FR, the longitudinal displacement Xtf, and the vertical displacement Zf of the vehicle body. It is a graph showing the relationship.
後輪サスストローク算出部39は、後輪用バンドパスフィルタ処理部37が抽出した車体共振周波数近傍振動成分fVwRに基づいて、後輪5RL、5RRの前後方向変位Xtrを算出する。続いて、後輪サスストローク算出部39は、算出した前後方向変位Xtrに時間微分を行って時間微分値dXtrを算出する。続いて、後輪サスストローク算出部39は、算出した前後方向変位Xtrおよび時間微分値dXtrに基づき、下記(3)(4)式に従ってサスペンションのストローク量Zrおよびストローク速度dZrを算出する。そして、前輪サスストローク算出部38は、算出結果を上下力変換部22に出力する。
Zr=KgeoR・Xtr ・・・(3)
dZr=KgeoR・dXtr ・・・(4)
The rear wheel suspension
Zr = KgeoR · Xtr (3)
dZr = KgeoR · dXtr (4)
ここで、KgeoRは、図10の後輪サスペンションジオメトリ特性を表すグラフの原点付近における勾配である。図10のグラフは、横軸が後輪5RL、5RRの前後方向変位Xtrを表し、縦軸が後輪5RL、5RRの上方における車体の上下変位Zrを表し、前後方向変位Xtrと車体の上下変位Zrとの関係を表すグラフである。 Here, KgeoR is the gradient near the origin of the graph representing the rear wheel suspension geometry characteristics of FIG. In the graph of FIG. 10, the horizontal axis represents the longitudinal displacement Xtr of the rear wheels 5RL, 5RR, the vertical axis represents the vertical displacement Zr of the vehicle body above the rear wheels 5RL, 5RR, and the longitudinal displacement Xtr and the vertical displacement of the vehicle body. It is a graph showing the relationship with Zr.
図4に戻り、挙動推定手段101を構成する上下力変換部22は、サスストローク算出部21が出力したストローク量Zfにばね定数Kfを乗算するとともに、サスストローク算出部21が出力したストローク速度dZfに減衰係数Cfを乗算する。ここで、ばね定数Kfとは、前輪5FL、5FRのサスペンションのばね定数である。また、減衰係数Cfとは、前輪4RL、5FRのサスペンション(ショックアブソーバ)の減衰係数である。そして、上下力変換部22は、これらの乗算結果の合計値を前輪5FL、5FRの上下力Fzfとして車体振動推定部18に出力する(図5のステップS105)。ここで、上下力とは、路面から車輪5FL〜5RRに加わる路面外乱によって、車体に加わる外力である。
Returning to FIG. 4, the vertical
また、上下力変換部22は、サスストローク算出部21が出力したストローク量Zrにばね定数Krを乗算するとともに、サスストローク算出部21が出力したストローク速度dZrに減衰係数Crを乗算する。ここで、ばね定数Krとは、後輪5RL、5RRのサスペンションのばね定数である。また、減衰係数Crとは、後輪4RL、5RRのサスペンション(ショックアブソーバ)の減衰係数である。そして、上下力変換部22は、これらの乗算結果の合計値を後輪5RL、5RRの上下力Fzrとして車体振動推定部18に出力する(図5のステップS105)。
The vertical
なお、本実施形態では、車輪速VWFL〜VWRRに基づいてサスペンションのストローク量およびストローク速度を算出し、算出したストローク量およびストローク速度に基づいて上下力Fzf、Fzrを算出する例を示したが、他の構成を採用することもできる。例えば、サスペンションのストローク量を検出するストロークセンサを設け、ストロークセンサによるストローク量の検出値および検出結果の時間微分値に基づいて上下力Fzf、Fzrを算出する構成としてもよい。また、ストロークセンサ等、各種センサによる検出値そのものを上下力Fzf、Fzrとする構成としてもよい。 In the present embodiment, the suspension stroke amount and stroke speed are calculated based on the wheel speeds VWFL to VWRR, and the vertical forces Fzf and Fzr are calculated based on the calculated stroke amount and stroke speed. Other configurations can also be employed. For example, a stroke sensor that detects the stroke amount of the suspension may be provided, and the vertical forces Fzf and Fzr may be calculated based on the stroke amount detected by the stroke sensor and the time differential value of the detection result. Moreover, it is good also as a structure which uses the detection value itself by various sensors, such as a stroke sensor, as the vertical forces Fzf and Fzr.
車体速度推定部23は、後輪5RL、5RR(従動輪)の車輪速センサ5が出力した検出信号を読み込む。続いて、平均後輪速演算部35は、読み込んだ検出信号に基づいて車体速度V=(VwRL+VwRR)/2を算出する。そして、車体速度推定部23は、算出した車体速度Vを旋回挙動推定部24に出力する。
旋回挙動推定部24は、車体速度推定部23が出力した検出信号、および操舵角センサ2が出力した検出信号に基づき、下記(5)(6)式に従ってヨー角速度γおよび車体横滑り角βvを算出する。そして、旋回挙動推定部24は、算出したヨー角速度γおよび車体横滑り角βvを旋回抵抗推定部25に出力する。また、旋回挙動推定部24は、これら算出結果とともに、操舵角センサ2の検出信号が表す操舵角δoも出力する
The vehicle body
The turning
ここで、δは操舵角δoに基づいて算出したタイヤ転舵角、Lはホイールベース、Lfは車体重心から前車軸までの距離、Lrは車体重心から後車軸までの距離、mは車重である。また、Cpfは前輪5FL、5FRのタイヤコーナリングパワー、Cprは後輪5RL、5RRのタイヤコーナリングパワーである。 Where δ is the tire turning angle calculated based on the steering angle δo, L is the wheel base, Lf is the distance from the center of gravity of the vehicle body to the front axle, Lr is the distance from the center of gravity of the vehicle body to the rear axle, and m is the vehicle weight. is there. Cpf is the tire cornering power of the front wheels 5FL and 5FR, and Cpr is the tire cornering power of the rear wheels 5RL and 5RR.
挙動推定手段101を構成する旋回抵抗推定部25は、旋回挙動推定部24が出力したヨー角速度γ、車体横滑り角βv、および操舵角δoに基づき、下記(7)式に従って、前輪5FL、5FRの旋回抵抗Fcfを算出する。ここで、旋回抵抗Fcfとは、操舵によって路面から車輪5FL〜5RRに加わる抵抗であり、スリップ角の発生によって車輪5FL〜5RRに加わる横力の車両前後方向成分である。そして、旋回抵抗推定部25は、算出した旋回抵抗Fcfを車両モデル26に出力する。
Fcf=βf・Fyf ・・・(7)
βf=βv+Lf・γ/V−δ
Fyf=βf・Cpf
ここで、βfは前輪5FL、5FRのスリップ角、Fyfは前輪5FL、5FRのコーナリングフォースである。
The turning
Fcf = βf · Fyf (7)
βf = βv + Lf · γ / V−δ
Fyf = βf · Cpf
Here, βf is the slip angle of the front wheels 5FL, 5FR, and Fyf is the cornering force of the front wheels 5FL, 5FR.
また、旋回抵抗推定部25は、旋回挙動推定部24が出力したヨー角速度γ、車体横滑り角βv、および操舵角δoに基づき、下記(8)式に従って、後輪5RL、5RRの旋回抵抗Fcrを算出する。そして、旋回抵抗推定部25は、算出した旋回抵抗Fcrを車両モデル26に出力する。
Fcr=βr・Fyr ・・・(8)
βr=βv−Lr・γ/V
Fyr=βr・Cpr
ここで、βrは後輪5FL、5FRのスリップ角、Fyrは後輪5FL、5FRのコーナリングフォースである。
Further, the turning
Fcr = βr · Fyr (8)
βr = βv−Lr ・ γ / V
Fyr = βr · Cpr
Here, βr is the slip angle of the rear wheels 5FL, 5FR, and Fyr is the cornering force of the rear wheels 5FL, 5FR.
なお、本実施形態では、車体速度Vおよび操舵角δoに基づいて旋回抵抗Fcf、Fcrを算出する例を示したが、他の構成を採用することもできる。例えば、操舵角センサ2等、各種センサによる検出値そのものを旋回抵抗Fcf、Fcrとする構成としてもよい。
挙動推定手段101を構成する車体振動推定部18は、入力変換部17が出力した駆動トルクTw、上下力Fzf、Fzrおよび旋回抵抗Fcf、Fcrに基づいて、車体のばね上挙動を構成する成分を算出する。具体的には、車体振動推定部18は、車両モデル26を備える。ここで、車両モデル26は、挙動推定手段101および挙動推定ステップを構成する。
In the present embodiment, the example in which the turning resistances Fcf and Fcr are calculated based on the vehicle body speed V and the steering angle δo has been shown, but other configurations may be employed. For example, the detection values themselves by various sensors such as the
The vehicle body
図11は、車両モデル26を説明するための図である。
挙動推定手段101を構成する車両モデル26は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、駆動トルクTwに起因する成分、上下力Fzf、Fzrに起因する成分、および旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分を算出する。すなわち、車体のばね上挙動は種々の物理量で表すことができ、また、これら種々の物理量のそれぞれが種々の成分を含んでなるところ、車両モデル26は、これら種々の成分のうち、上記した3つの成分を個別に算出する。ここで、車体のばね上挙動としては、車体のピッチ軸回りの回転運動、およびバウンス方向の上下運動を採用できる。また、車体のばね上挙動を表す物理量としては、車体のバウンス速度dZv、バウンス量Zv、ピッチ角速度dSp、ピッチ角Spを採用できる。これら物理量dZv、Zv、dSp、Spは、下記(9)(10)式に示すように、前輪荷重Wf、および後輪荷重Wrを定義するうえで必要となるパラメータである。
Wf=−2Kf(Zv+Lf・θp)−2Cf(dZv+Lf・dθp/dt) ・・・(9)
Wr=−2Kr(Zv+Lr・θp)−2Cr(dZv−Lr・dθp/dt) ・・・(10)
FIG. 11 is a diagram for explaining the
The
Wf = −2Kf (Zv + Lf · θp) −2Cf (dZv + Lf · dθp / dt) (9)
Wr = −2Kr (Zv + Lr · θp) −2Cr (dZv−Lr · dθp / dt) (10)
具体的には、車両モデル26は、駆動トルク変換部20が出力した駆動トルクTwに基づき、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、駆動トルクTwに起因する成分dZv1、Zv1、dSp1、Sp1を算出する。駆動トルクTwに起因する成分dZv1、Zv1、dSp1、Sp1の算出は、Fzf、Fzr、Fcf、Fcrを「0」とし、下記(11)(12)式に従って行う(図5のステップS112)。そして、車両モデル26は、算出した成分dZv1、Zv1、dSp1、Sp1をトルク指令値算出部19に出力する。
Specifically, the
ここで、図11に示すように、Ipはピッチ軸回りの慣性モーメント、hcgは車体重心の高さ、Rtは車輪重心の高さ、θpはピッチ角である。
また、車両モデル26は、上下力変換部22が出力した上下力Fzf、Fzrに基づき、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、上下力Fzf、Fzrに起因する成分dZv2、Zv2、dSp2、Sp2を算出する。上下力Fzf、Fzrに起因する成分dZv2、Zv2、dSp2、Sp2の算出は、Tw、Fcf、Fcrを「0」とし、上記(11)(12)式に従って行う(図5のステップS112)。そして、車両モデル26は、算出した成分dZv2、Zv2、dSp2、Sp2をトルク指令値算出部19に出力する。
Here, as shown in FIG. 11, Ip is the moment of inertia around the pitch axis, hcg is the height of the center of gravity of the vehicle body, Rt is the height of the center of gravity of the wheel, and θp is the pitch angle.
Further, the
なお、本実施形態では、車体のばね上挙動を構成する成分のうちから、駆動トルクTwに起因する成分、および上下力Fzf、Fzrに起因する成分を算出する例を示したが、他の構成を採用することもできる。例えば、車体のバウンス速度dZv、バウンス量Zv、ピッチ角速度dSp、およびピッチ角Spの少なくともいずれか、またはこれらの合成値を構成する成分のうちから、駆動トルクTwに起因する成分、および上下力Fzf、Fzrに起因する成分を算出する構成としてもよい。合成値としては、例えば、車体のバウンス速度dZv、バウンス量Zv、ピッチ角速度dSp、およびピッチ角Spのそれぞれに係数を乗じ、乗算結果を合計した値等を採用できる。 In the present embodiment, an example is shown in which the component caused by the driving torque Tw and the components caused by the vertical forces Fzf and Fzr are calculated from the components constituting the sprung behavior of the vehicle body. Can also be adopted. For example, at least one of the bounce speed dZv, the bounce amount Zv, the pitch angular speed dSp, and the pitch angle Sp of the vehicle body, or a component that constitutes a composite value thereof, a component caused by the driving torque Tw, and a vertical force Fzf , The component due to Fzr may be calculated. As the composite value, for example, a value obtained by multiplying each of the bounce speed dZv, the bounce amount Zv, the pitch angular speed dSp, and the pitch angle Sp by the coefficient and totaling the multiplication results can be employed.
また、車両モデル26は、旋回抵抗推定部25が出力した旋回抵抗Fcf、Fcrに基づき、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、上下力Fzf、Fzrに起因する成分dZv3、Zv3、dSp3、Sp3を算出する。旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分dZv3、Zv3、dSp3、Sp3の算出は、Tw、Fzf、Fzrを「0」とし、上記(11)(12)式に従って行う(図5のステップS112)。続いて、車両モデル26は、算出した成分dZv3、Zv3、dSp3、Sp3に基づき、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分dWf3、dWr3、dSF3、SF3を算出する。dWfは前輪荷重の変動速度、dWrは後輪荷重の変動速度、dSFは前後バランスの変動速度、およびSF前後バランスである。旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分dWf3、dWr3、dSF3、SF3の算出は、上記(9)(10)式に従って行う(図5のステップS112)。そして、車両モデル26は、算出した成分dWf3、dWr3、dSF3、SF3をトルク指令値算出部19に出力する。
Further, the
なお、本実施形態では、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分を算出する例を示したが、他の構成を採用することもできる。例えば、前輪荷重Wf、前輪荷重の変動速度dWf、ピッチ角速度dSp、およびピッチ角Spの少なくともいずれか、またはこれらの合成値を構成する成分のうちから、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分、および上下力Fzf、Fzrに起因する成分を算出する構成としてもよい。合成値としては、例えば、前輪荷重Wf、前輪荷重の変動速度dWf、ピッチ角速度dSp、およびピッチ角Spのそれぞれに係数を乗じ、乗算結果を合計した値等を採用できる。 In the present embodiment, an example is shown in which components due to the turning resistances Fcf and Fcr are calculated from among the components constituting the sprung behavior of the vehicle body, but other configurations may be employed. For example, at least one of the front wheel load Wf, the front wheel load fluctuation speed dWf, the pitch angular speed dSp, and the pitch angle Sp, or a component that constitutes a combined value thereof, a component caused by the turning resistances Fcf and Fcr, and It is good also as a structure which calculates the component resulting from the vertical forces Fzf and Fzr. As the composite value, for example, a value obtained by multiplying each of the front wheel load Wf, the front wheel load fluctuation speed dWf, the pitch angular speed dSp, and the pitch angle Sp by a coefficient and summing the multiplication results can be employed.
図12は、トルク指令値算出部19の動作を説明するための説明図である。
図13は、チューニングゲインの設定方向を説明するための説明図である。
助長トルク制御手段103を構成するトルク指令値算出部19は、車体振動推定部18が出力した車体のばね上挙動を構成する成分に基づいて、ドライバトルク補正値を算出する。具体的には、トルク指令値算出部19は、第1レギュレータ27、第2レギュレータ28、第3レギュレータ29、第1チューニングゲイン乗算部30、第2チューニングゲイン乗算部31、第3チューニングゲイン乗算部32、およびモータトルク変換部33を備える。ここで、第1レギュレータ27および第2レギュレータ28は、抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップを構成する。また、第3レギュレータ29は、助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップを構成する。さらに、第1チューニングゲイン乗算部30および第2チューニングゲイン乗算部31は抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップを構成する。また、第3チューニングゲイン乗算部32は助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップを構成する。さらに、モータトルク変換部33は、トルク付加手段100を構成する。
FIG. 12 is an explanatory diagram for explaining the operation of the torque command
FIG. 13 is an explanatory diagram for explaining the setting direction of the tuning gain.
A torque command
図12に示すように、第1レギュレータ27は、車両モデル26が出力した駆動トルクTwに起因する成分dZv1、Zv1、dSp1、Sp1を状態量x(=[dZv1、Zv1、dSp1、Sp1])としてレギュレータゲインF1および「−1」に乗じる。ここで、レギュレータゲインF1とは、状態量xを乗じることで、駆動トルクTwに起因する成分であるピッチ角速度dSp1を「0」に収束させる駆動トルクを算出するゲインである。レギュレータゲインF1は、例えば、下記(13)(14)式に従って設定する。
F1=R-1BTP ・・・(13)
As shown in FIG. 12, the
F1 = R −1 B T P (13)
ここで、上記(13)式は、駆動トルクTwに起因する成分である、ピッチ角速度dSp1の変動を抑制する最適レギュレータのレギュレータゲインF1の算出式である。また、上記(14)式において、Jは最適レギュレータにおける2次形式の評価関数であり、Pはリッカチ代数方程式PA+ATP−PBR-1BTP+Q=0の解となる正定対称行列である。なお、以下のレギュレータゲインF2も同様の数式に従って設定する。これにより、第1レギュレータ27は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、駆動トルクTwに起因する成分であるピッチ角速度dSp1の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正(制御)する補正値を算出する。そして、第1レギュレータ27は、算出結果を駆動トルクの制御指令値Aとして第1チューニングゲイン乗算部30に出力する。
Here, the above equation (13) is a formula for calculating the regulator gain F1 of the optimum regulator that suppresses fluctuations in the pitch angular velocity dSp1, which is a component resulting from the drive torque Tw. In the above equation (14), J is a quadratic evaluation function in the optimal regulator, and P is a positive definite symmetric matrix that is a solution of the Riccati algebraic equation PA + A T P-PBR -1 B T P + Q = 0. Note that the following regulator gain F2 is also set according to a similar mathematical expression. As a result, the
第2レギュレータ28は、車両モデル26が出力した上下力Fzf、Fzrに起因する成分dZv2、Zv2、dSp2、Sp2を状態量x(=[dZv2、Zv2、dSp2、Sp2])としてレギュレータゲインF2および「−1」に乗じる。ここで、レギュレータゲインF2とは、状態量xを乗じることで、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるピッチ角Sp2を「0」に収束させる駆動トルクを算出するゲインである。これにより、第2レギュレータ28は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるピッチ角Sp2の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正(制御)する補正値を算出する。そして、第2レギュレータ28は、算出結果を駆動トルクの制御指令値Bとして第2チューニングゲイン乗算部31に出力する。
The
第3レギュレータ29は、車両モデル26が出力した旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分dWf3、dWr3、dSF3、SF3を状態量Cx(=[dWf3、dWr3、dSF3、SF3])としてレギュレータゲインF3および「−1」に乗じる。ここで、レギュレータゲインF3とは、状態量Cxを乗じることで、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である前輪荷重の変動速度dWf3を「0」に収束させる駆動トルクを算出するゲインである。レギュレータゲインF3は、例えば、下記(15)(16)式に従って設定する。
F3=R-1BTP ・・・(15)
The
F3 = R −1 B T P (15)
ここで、上記(15)式は、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である、前輪荷重の変動速度dWf3の変動を抑制する最適レギュレータのレギュレータゲインF3の算出式である。また、上記(16)式において、Jは最適レギュレータにおける2次形式の評価関数であり、Pはリッカチ代数方程式の解となる正定対称行列である。これにより、第3レギュレータ29は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である前輪荷重の変動速度dWf3の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正(制御)する補正値を算出する。そして、第3レギュレータ29は、算出結果を駆動トルクの制御指令値Cとして第3チューニングゲイン乗算部32に出力する。
Here, the above equation (15) is a formula for calculating the regulator gain F3 of the optimum regulator that suppresses the fluctuation of the fluctuation speed dWf3 of the front wheel load, which is a component caused by the turning resistances Fcf and Fcr. In the above equation (16), J is a quadratic evaluation function in the optimal regulator, and P is a positive definite symmetric matrix that is the solution of the Riccati algebraic equation. As a result, the
なお、本実施形態では、状態量Cx、つまり、前輪荷重の変動速度dWf3に基づいて制御指令値Cを算出する例を示したが、他の構成を採用することもできる。例えば、前輪荷重Wf、前輪荷重の変動加速度等、前輪荷重Wfに関する他の物理量に基づいて制御指令値Cを算出する構成としてもよい。また、ピッチ角速度dSpやピッチ角度Sp等、車体のピッチ挙動に関する物理量に基づいて制御指令値Cを算出する構成としてもよい。 In the present embodiment, the example in which the control command value C is calculated based on the state quantity Cx, that is, the fluctuation speed dWf3 of the front wheel load is shown, but other configurations may be employed. For example, the control command value C may be calculated based on other physical quantities related to the front wheel load Wf, such as the front wheel load Wf and the fluctuation acceleration of the front wheel load. Further, the control command value C may be calculated based on physical quantities related to the pitch behavior of the vehicle body, such as the pitch angular velocity dSp and the pitch angle Sp.
第1チューニングゲイン乗算部30は、第1レギュレータ27が出力した制御指令値AにチューニングゲインK1を乗算する(図5のステップS113)。そして、第1チューニングゲイン乗算部30は、乗算結果を修正制御指令値K1・Aとしてモータトルク変換部33に出力する。ここで、制駆動モータECU12は、ドライバ要求トルクに制御指令値Aを加算することで、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、駆動トルクTwに起因する成分であるピッチ角速度dSp1の変動を抑制することができる。しかしながら、単にドライバ要求トルクに駆動トルクの制御指令値Aを加算する方法では、前後Gが変動して運転者に違和感を与える可能性がある。それゆえ、図13に示すように、チューニングゲインK1は、正値でかつ前後Gの変動によって運転者に違和感を与えない範囲の値に設定する。これにより、第1チューニングゲイン乗算部30は、前後Gの変動によって運転者に違和感を与えることを防止しつつ、駆動トルクTwに起因する成分の変動を抑制させる方向、つまり輪荷重の変動を抑制させる方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。
このように、本実施形態では、駆動トルクTwに起因する成分であるピッチ角速度dSp1の変動を抑制する方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。それゆえ、輪荷重の変動を抑制でき、乗り心地を向上することができる。
The first
As described above, in the present embodiment, the correction value of the driver request torque is adjusted so as to suppress the fluctuation of the pitch angular velocity dSp1, which is a component caused by the drive torque Tw. Therefore, fluctuations in wheel load can be suppressed and riding comfort can be improved.
図4に戻り、第2チューニングゲイン乗算部31は、第2レギュレータ28が出力した制御指令値BにチューニングゲインK2を乗算する(図5のステップS114)。そして、第2チューニングゲイン乗算部31は、乗算結果を修正制御指令値K2・Bとしてモータトルク変換部33に出力する。ここで、制駆動モータECU12は、ドライバ要求トルクに制御指令値Bを加算することで、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるピッチ角速度dSp2の変動を抑制することができる。しかしながら、単に駆動トルクの制御指令値Bを加算する方法では、前後Gが変動して運転者に違和感を与える可能性がある。それゆえ、図13に示すように、チューニングゲインK2は、正値でかつ前後Gの変動によって運転者に違和感を与えない範囲の値に設定する。これにより、前後Gの変動によって運転者に違和感を与えることを防止しつつ、第2チューニングゲイン乗算部31は、上下力Fzf、Fzrに起因する成分の変動、つまり輪荷重の変動を抑制する方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。
このように、本実施形態では、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるピッチ角速度dSp2の変動を抑制する方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。それゆえ、輪荷重の変動を抑制でき、乗り心地を向上することができる。
Returning to FIG. 4, the second
As described above, in the present embodiment, the correction value of the driver request torque is adjusted in such a direction as to suppress the fluctuation of the pitch angular velocity dSp2 that is a component caused by the vertical forces Fzf and Fzr. Therefore, fluctuations in wheel load can be suppressed and riding comfort can be improved.
図4に戻り、第3チューニングゲイン乗算部32は、第3レギュレータ29が出力した制御指令値CにチューニングゲインK3を乗算する(図5のステップS115)。そして、第3チューニングゲイン乗算部32は、乗算結果を修正制御指令値K3・Cとしてモータトルク変換部33に出力する。ここで、制駆動モータECU12は、ドライバ要求トルクに制御指令値Cを加算することで、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である前輪荷重の変動速度dWf3の変動を抑制することができる。しかしながら、単に駆動トルクの制御指令値Cを加算する方法では、前後Gが変動して運転者に違和感を与える可能性がある。また、操舵操作を開始したときに、前輪荷重の変動速度dWf3の変動を抑制することで、ノーズダイブ挙動を抑制し、前輪荷重Wfの増大を抑制し、前輪5FL、5FRのコーナリングパワーCpが低減する可能性がある。それゆえ、前輪5FL、5FRの横力が低減し、操舵応答性が低下する可能性がある。そのため、チューニングゲインK3は、負値で、かつ前後Gの変動によって運転者に違和感を与えない範囲の値に設定する。これにより、第3チューニングゲイン乗算部32は、前後Gの変動によって運転者に違和感を与えることを防止しつつ、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分の変動を助長する方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。
Returning to FIG. 4, the third
このように、本実施形態では、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である前輪荷重の変動速度dWf3の変動を助長する方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。それゆえ、操舵操作を開始したときに、駆動トルクを低減でき、ノーズダイブ挙動を助長でき、前輪荷重Wfを増大できる。これにより、前輪荷重Wfが増大することで、前輪5FL、5FRのコーナリングパワーCpを増大でき、前輪5FL、5FRの横力を増大でき、操舵応答性を向上できる。また、輪荷重の変動を抑制しつつ、操舵応答性を向上することで、ヨー角速度γのリニアリティ、つまり、入力に対する出力の直線性を向上できる。これにより、横Gの変化を緩やかにすることができ、ロール挙動を抑制できる。 As described above, in this embodiment, the correction value of the driver request torque is adjusted in a direction that promotes the fluctuation of the fluctuation speed dWf3 of the front wheel load, which is a component caused by the turning resistances Fcf and Fcr. Therefore, when the steering operation is started, the driving torque can be reduced, the nose dive behavior can be promoted, and the front wheel load Wf can be increased. Thereby, the front wheel load Wf increases, the cornering power Cp of the front wheels 5FL, 5FR can be increased, the lateral force of the front wheels 5FL, 5FR can be increased, and the steering response can be improved. Further, by improving the steering response while suppressing the fluctuation of the wheel load, the linearity of the yaw angular velocity γ, that is, the linearity of the output with respect to the input can be improved. Thereby, the change of lateral G can be made loose and a roll behavior can be suppressed.
図14は、修正制御指令値K3・Cの設定方法を説明するための説明図である。
ロール挙動は、操舵操作にともなう横Gによって発生する。すなわち、図14(a)に示すように、運転者が操舵操作を行うと、前輪5FL、5FRに横力が発生する。前輪5FL、5FRに横力が発生すると、車体に横Gが発生する。車体に横Gが発生すると、ロール角速度が発生する。それゆえ、ロール角速度の時間波形は、横Gの時間微分値の時間波形と相関を持つ。そのため、横Gの時間微分値を低減することができれば、ロール角速度のピーク値の絶対値を低減できる。その際、単に横Gの時間微分値を低減させると、横Gが低減し、ヨー角速度が低減するため、操舵応答性が低減する。それゆえ、横Gの時間微分値を低減させるとともに、横Gが増大を始めるタイミング、つまり、横Gの立ち上がりを早めることができれば、ロール角速度のピーク値の絶対値を低減しつつ、操舵応答性を向上することができる。そして、このような横Gは、運転者が操舵操作を開始した場合に、操舵操作を開始した後、操舵操作によって発生するロール角速度がピークに達する前に駆動トルクを低減する理想トルクを前輪5FL、5RRに付加することで実現できる。このようにすれば、駆動トルクが低減することで、前輪荷重Wfが増大し、前輪5FL、5FRのコーナリングパワーCpが増大する。それゆえ、ヨー角速度γの応答性が増大し、前輪5FL、5FRに加わる横力が早いタイミングで増大する。また、横力が早いタイミングで増大することで、横Gの時間微分値を低減することができる。
FIG. 14 is an explanatory diagram for explaining a method of setting the correction control command value K3 · C.
The roll behavior is generated by the lateral G accompanying the steering operation. That is, as shown in FIG. 14A, when the driver performs a steering operation, a lateral force is generated on the front wheels 5FL and 5FR. When a lateral force is generated on the front wheels 5FL and 5FR, a lateral G is generated on the vehicle body. When a lateral G is generated in the vehicle body, a roll angular velocity is generated. Therefore, the time waveform of the roll angular velocity has a correlation with the time waveform of the lateral G time differential value. Therefore, if the time differential value of the lateral G can be reduced, the absolute value of the peak value of the roll angular velocity can be reduced. At that time, if the temporal differential value of the lateral G is simply reduced, the lateral G is reduced and the yaw angular velocity is reduced, so that the steering response is reduced. Therefore, if the time differential value of the lateral G is reduced and the timing at which the lateral G starts to increase, that is, the rising of the lateral G can be accelerated, the steering responsiveness is reduced while reducing the absolute value of the peak value of the roll angular velocity. Can be improved. Then, when the driver starts the steering operation, such a lateral G indicates the ideal torque for reducing the drive torque before the roll angular velocity generated by the steering operation reaches the peak after the steering operation is started. This can be realized by adding to 5RR. In this manner, the driving torque is reduced, so that the front wheel load Wf is increased and the cornering power Cp of the front wheels 5FL and 5FR is increased. Therefore, the response of the yaw angular velocity γ increases, and the lateral force applied to the front wheels 5FL, 5FR increases at an early timing. Further, the lateral differential value of the lateral G can be reduced by increasing the lateral force at an early timing.
ここで、図14(b)に示すように、操舵操作によって横力が発生すると、横Gとともに、旋回抵抗も発生する。それゆえ、旋回抵抗の時間波形は、横Gの時間波形と相関を持つ。また、旋回抵抗が発生すると、ピッチ角速度が発生する。それゆえ、ピッチ角速度の時間波形は、旋回抵抗の微分値の時間波形と相関を持つ。そのため、旋回抵抗に起因するピッチ角速度の時間波形、つまり、ピッチ挙動の時間波形を基に、操舵操作に起因するロール角速度の時間波形を予測できる。また、ピッチ挙動から予測できる前輪荷重の変動成分、つまり、前輪荷重の変動速度dWfに着目すると、運転者が操舵操作を開始した場合に、操舵操作を開始した後、操舵操作によってロール角速度がピークに達する前に、ピークに達する山なりの時間波形となる。これは、正負の符号を変えて負値とすることで理想トルクの時間波形と同様の特性となる。それゆえ、前輪荷重の変動速度dWfを含む状態量CxにレギュレータゲインF3および「−1」を乗じ、乗算結果にレギュレータゲインK1(<0)を乗算することで、ロール角速度の変動を抑制するように駆動トルクを補正(制御)する補正値を算出できる。 Here, as shown in FIG. 14B, when a lateral force is generated by the steering operation, a turning resistance is generated along with the lateral G. Therefore, the time waveform of the turning resistance has a correlation with the time waveform of the lateral G. Further, when a turning resistance is generated, a pitch angular velocity is generated. Therefore, the time waveform of the pitch angular velocity has a correlation with the time waveform of the differential value of the turning resistance. Therefore, the time waveform of the roll angular velocity resulting from the steering operation can be predicted based on the time waveform of the pitch angular velocity resulting from the turning resistance, that is, the time waveform of the pitch behavior. Focusing on the fluctuation component of the front wheel load that can be predicted from the pitch behavior, that is, the fluctuation speed dWf of the front wheel load, when the driver starts the steering operation, the roll angular velocity peaks due to the steering operation after the steering operation is started. Before reaching the peak, the peak waveform reaches a peak. This is the same characteristic as the time waveform of the ideal torque by changing the positive / negative sign to a negative value. Therefore, the state quantity Cx including the fluctuation speed dWf of the front wheel load is multiplied by the regulator gain F3 and “−1”, and the multiplication result is multiplied by the regulator gain K1 (<0) so as to suppress the fluctuation of the roll angular speed. A correction value for correcting (controlling) the driving torque can be calculated.
モータトルク変換部33は、修正制御指令値K1・A、修正制御指令値K2・B、および修正制御指令値K3・Cの合計値に変速機9のギア比を乗算する。これにより、合計値を駆動軸端値からモータ端値に変換する。そして、モータトルク変換部33は、乗算結果をドライバトルク補正値として加算器14に出力する(図5のステップS116)。
The motor
(動作)
図15は、第1実施形態の車体振動制御装置の動作を説明するための説明図である。図15(a)では、第1実施形態の動作を表す物理量の時間波形を表す。また、図15(b)では、比較例の動作を表す物理量の時間波形を表す。
次に、車体振動制御装置を搭載した車両1の動作について図15を参照して説明する。
まず、高速道路を走行中、運転者が、車両1を定速で直進走行させるために、アクセル開度を一定とし、ステアリングホイール6を原点位置に保持し、図15(a)の時刻t0に示すように、操舵入力を「0」にしていたとする。すると、図3に示すように、制駆動モータECU12のドライバ要求トルク演算部13が、アクセル開度センサ3が出力する検出信号、およびブレーキペダル踏力センサ4が出力する検出信号に基づいてドライバ要求トルクを算出する。そして、ドライバ要求トルク演算部13が、算出したドライバ要求トルクを加算器14および入力変換部17に出力する。ドライバ要求トルク演算部13がドライバ要求トルクを出力すると、図4に示すように、入力変換部17の駆動トルク変換部20が、ドライバ要求トルクに変速機9のギア比を乗算し、乗算結果を駆動トルクTwとして車両モデル26に出力する。駆動トルク変換部20が駆動トルクTwを出力すると、車両モデル26が、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、駆動トルクTwに起因する成分dZv1、Zv1、dSp1、Sp1を算出する。そして、車両モデル26が、算出結果dZv1、Zv1、dSp1、Sp1を第1レギュレータ27に出力する。車両モデル26が成分dZv1、Zv1、dSp1、Sp1を出力すると、第1レギュレータ27が、成分dZv1、Zv1、dSp1、Sp1に基づいて駆動トルクの制御指令値Aを算出し、算出した制御指令値Aを第1チューニングゲイン乗算部30に出力する。これにより、第1レギュレータ27が、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、駆動トルクTwに起因する成分であるピッチ角速度dSp1の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正する制御指令値Aを算出する。第1レギュレータ27が制御指令値Aを出力すると、第1チューニングゲイン乗算部30が、制御指令値AにチューニングゲインK1を乗算し、乗算結果を修正制御指令値K1・Aとしてモータトルク変換部33に出力する。これにより、第1チューニングゲイン乗算部30が、駆動トルクTwに起因する成分であるピッチ角速度dSp1の変動、つまり、輪荷重の変動を抑制しつつ、前後Gの変動によって運転者に違和感を与えることを防止する方向に駆動トルクの制御指令値Aを調整する。
(Operation)
FIG. 15 is an explanatory diagram for explaining the operation of the vehicle body vibration control apparatus of the first embodiment. FIG. 15A shows a time waveform of a physical quantity representing the operation of the first embodiment. FIG. 15B shows a time waveform of a physical quantity representing the operation of the comparative example.
Next, the operation of the
First, while traveling on a highway, in order for the driver to drive the
また、サスストローク算出部21が、車輪速センサ5が出力する検出信号に基づいてサスペンションのストローク量Zf、Zrおよびストローク速度dZf、dZrを算出し、算出結果を上下力変換部22に出力する。入力変換部17がストローク量Zf、Zrおよびストローク速度dZf、dZrを出力すると、上下力変換部22が、ストローク量Zfおよびストローク速度dZfに基づいて上下力Fzf、Fzrを算出し、算出した上下力Fzf、Fzrを車両モデル26に出力する。上下力変換部22が上下力Fzf、Fzrを出力すると、車両モデル26が、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、上下力Fzf、Fzrに起因する成分dZv2、Zv2、dSp2、Sp2を算出し、算出結果を第2レギュレータ28に出力する。車両モデル26が成分dZv2、Zv2、dSp2、Sp2を出力すると、第2レギュレータ28が、上下力Fzf、Fzrに起因する成分dZv2、Zv2、dSp2、Sp2に基づいて駆動トルクの制御指令値Bを算出する。そして、第2レギュレータ28が、算出した制御指令値Bを第2チューニングゲイン乗算部31に出力する。これにより、第2レギュレータ28が、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるピッチ角速度dSp2の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正する制御指令値Bを算出する。第2レギュレータ28が制御指令値Bを出力すると、第2チューニングゲイン乗算部31が、制御指令値BにチューニングゲインK2を乗算し、乗算結果を修正制御指令値K2・Bとしてモータトルク変換部33に出力する。これにより、第2チューニングゲイン乗算部31が、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるピッチ角速度dSp1の変動、つまり、輪荷重の変動を抑制しつつ、前後Gの変動によって運転者に違和感を与えることを防止する方向に駆動トルクの制御指令値Bを調整する。
The suspension
また、車体速度推定部23が、車輪速センサ5が出力する検出信号に基づいて車体速度Vを算出し、算出した車体速度Vを旋回挙動推定部24に出力する。車体速度推定部23が車体速度Vを出力すると、旋回挙動推定部24が、車体速度Vおよび操舵角センサ2が出力する検出信号に基づいてヨー角速度γおよび車体横滑り角βvを算出し、ヨー角速度γおよび車体横滑り角βvを旋回抵抗推定部25に出力する。ここで、ヨー角速度γおよび車体横滑り角βvの算出結果は、操舵入力が「0」であるため、「0」となる。旋回挙動推定部24がヨー角速度γおよび車体横滑り角βvを出力すると、旋回抵抗推定部25が、ヨー角速度γ、車体横滑り角βvおよびタイヤ転舵角δに基づいて旋回抵抗Fcf、Fcr(=0)を算出し、算出した旋回抵抗Fcf、Fcrを車両モデルに出力する。旋回抵抗推定部25が旋回抵抗Fcf、Fcrを出力すると、車両モデル26が、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分dWf3、dWr3、dSF3、SF3(=0)を算出し、算出結果を第3レギュレータ29に出力する。車両モデル26が成分dWf3、dWr3、dSF3、SF3を出力すると、第3レギュレータ29が、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分dWf3、dWr3、dSF3、SF3に基づいて駆動トルクの制御指令値C(=0)を算出し、算出した制御指令値Cを第3チューニングゲイン乗算部32に出力する。第3レギュレータ29が制御指令値Cを出力すると、第3チューニングゲイン乗算部32が、制御指令値CにチューニングゲインK3を乗算し、乗算結果を修正制御指令値K3・C(=0)としてモータトルク変換部33に出力する。
The vehicle body
そして、モータトルク変換部33が、修正制御指令値K1・A、修正制御指令値K2・B、および修正制御指令値K3・Cの合計値に変速機9のギア比を乗算し、乗算結果をドライバトルク補正値として加算器14に出力する。モータトルク変換部33がドライバトルク補正値を出力すると、図3に示すように、加算器14が、ドライバ要求トルクにドライバトルク補正値を加算することでドライバ要求トルクを補正し、補正結果を補正後要求トルクとしてトルク指令値演算部15に出力する。加算器14が補正後要求トルクを出力すると、トルク指令値演算部15が、補正後要求トルクに基づいてトルク指令値を算出し、算出したトルク指令値をインバータ7に出力する。トルク指令値演算部15がトルク指令値を出力すると、インバータ7が、出力したトルク指令値に従って、バッテリ10が蓄えている電力を制駆動モータ8に供給する。そして、制駆動モータ8が、インバータ7が供給する電力に応じてトルクを発生し、発生したトルクを変速機9およびドライブシャフト11を介して前輪5FL、5RRに付加する。これにより、図15(a)の時刻t0〜t1に示すように、前輪5FL、5RRの駆動トルクを制御し、駆動トルクの補正を行わない場合に比べ、ピッチ角速度dSpの変動を抑制できる。それゆえ、輪荷重の変動、つまり、車体の振動を抑制でき、乗り心地を向上することができる。
Then, the
ここで、運転者が、車両1を車線変更させるために、ステアリングホイール6による操舵操作を開始し、図15(a)の時刻t1に示すように、操舵入力を徐々に増大させたとする。すると、操舵入力の絶対値が徐々に増大することで、旋回挙動推定部24が、ヨー角速度γおよび車体横滑り角βvとして徐々に絶対値が大きい値を算出する。また、旋回抵抗推定部25が、旋回抵抗Fcf、Fcrとして徐々に絶対値が大きい値を算出する。さらに、車両モデル26が、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分dWf3、dWr3、dSF3、SF3として徐々に絶対値の大きい値を算出する。そして、第3レギュレータ29が、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である前輪荷重の変動速度dWf3の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正する制御指令値C(>0)を算出する。すなわち、操舵操作の開始時には、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因してノーズダイブ挙動が発生し、前輪荷重の変動速度dWf3が増大するところ、変動速度dWf3の増大を抑制する方向として、駆動トルクを増大させる方向に駆動トルクを補正するものとする。第3レギュレータ29が制御指令値Cを出力すると、第3チューニングゲイン乗算部32が、制御指令値Cに負値のチューニングゲインK3(<0)を乗算し、乗算結果を修正制御指令値K3・C(<0)としてモータトルク変換部33に出力する。これにより、第3チューニングゲイン乗算部32が、前輪荷重の変動速度dWf3が増大するところ、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である前輪荷重の変動速度dWf3の変動を助長する方向として、駆動トルクが低減する方向に制御指令値Cを調整する。
Here, it is assumed that the driver starts the steering operation by the
それゆえ、モータトルク変換部33および加算器14を経て、トルク指令値演算部15が、トルク指令値を徐々に小さい値とする。そして、インバータ7を経て、制駆動モータ8が、発生するトルクを徐々に低減させる。これにより、車体のばね上挙動としてノーズダウン挙動が発生するところ、図15(a)の時刻t1に示すように、駆動トルクを低減することで、ノーズダウン挙動を助長できる。それゆえ、駆動トルクの補正を行わない場合に比べ、前輪荷重Wfを増大でき、前輪5FL、5FRのコーナリングパワーCpを増大できる。そのため、ヨー角速度γの応答性を向上でき、前輪5FL、5FRに作用する横力を増大でき、車両1の操舵応答性を向上できる。その結果、ヨー角速度γの応答性が増大し、前輪5FL、5FRに加わる横力が早いタイミングで増大する。また、横力が早いタイミングで増大することで、横Gの時間微分値が低減する。ここで、ロール角速度の時間波形は、横Gの時間微分値の時間波形と相関を持つ。そのため、横Gの時間微分値を低減することで、ロール角速度のピーク値の絶対値を低減できる。
Therefore, the torque command
また、輪荷重の変動を抑制しつつ、操舵応答性を向上することで、ヨー角速度γのリニアリティ、つまり、入力に対する出力の直線性を向上できる。これにより、横Gの変化を緩やかにすることができ、ロール角速度の変動を抑制することもできる。
さらに、ステアリングホイール6による操舵操作の開始後、ヨー角速度γが一定値に収束しつつあるとする。すると、ヨー角速度γの時間微分値が低減することで、ヨー角速度γが増大して、車両1が回転する動きが大きくなる所謂巻き込み現象を抑制できる。
Further, by improving the steering response while suppressing the fluctuation of the wheel load, the linearity of the yaw angular velocity γ, that is, the linearity of the output with respect to the input can be improved. Thereby, the change of lateral G can be made loose and the fluctuation | variation of a roll angular velocity can also be suppressed.
Furthermore, it is assumed that the yaw angular velocity γ is converging to a constant value after the steering operation by the
なお、図15(b)に示すように、輪荷重の変動を抑制する方向にのみ駆動トルクを補正する方法では、車体の振動を抑制できるものの、操舵応答性の低下やロール挙動の増大を発生し、運転者に違和感を与える可能性がある。例えば、運転者が操舵操作を開始すると、車輪5FL〜5RRに加わる旋回抵抗Fcf、Fcrが増大し、駆動力が低減する。それゆえ、ノーズダウン挙動が発生するところ、ノーズダウン挙動を抑制する方向、つまり、駆動トルクを増大する方向に補正することになる。そのため、前輪荷重Wfが低減し、前輪5FL、5FRのコーナリングパワーCpが減少する。その結果、操舵応答性が低下し、ヨー角速度γの応答性が低下し、前輪5FL、5FRに加わる横力が低減し、車両1の操舵応答性が低下する。また、操舵応答性が低下することで、ヨー角速度γのリニアリティ、つまり、入力に対する出力の直線性が低下する。これにより、横Gの変化を緩やかにすることができず、ロール挙動が増大することになる。また、ヨー角速度γが収束するときに、ヨー角速度γが増大して巻き込み現象が悪化する。
As shown in FIG. 15B, the method of correcting the driving torque only in the direction of suppressing the wheel load fluctuation can suppress the vibration of the vehicle body, but causes a decrease in steering response and an increase in roll behavior. In addition, the driver may feel uncomfortable. For example, when the driver starts the steering operation, the turning resistances Fcf and Fcr applied to the wheels 5FL to 5RR increase, and the driving force decreases. Therefore, when nose-down behavior occurs, correction is made in a direction that suppresses the nose-down behavior, that is, in a direction that increases the drive torque. Therefore, the front wheel load Wf is reduced, and the cornering power Cp of the front wheels 5FL, 5FR is reduced. As a result, the steering response decreases, the response of the yaw angular velocity γ decreases, the lateral force applied to the front wheels 5FL, 5FR decreases, and the steering response of the
以上、本実施形態では、図1のインバータ7、制駆動モータ8、変速機9、図4のモータトルク変換部33はトルク付加手段100を構成する。以下同様に、図1の制駆動モータECU12、図3のドライバ要求トルク演算部13、図3および図4の駆動力車体制振制御部16、入力変換部17、車体振動推定部18、トルク指令値算出部19が挙動推定手段101および挙動推定ステップを構成する。また、図4の上下力変換部22、旋回抵抗推定部25、図4の車両モデル26も挙動推定手段101および挙動推定ステップを構成する。さらに、図1の制駆動モータECU12、図3の加算器14、駆動力車体制振制御部16、トルク指令値算出部19が抑制トルク制御手段103および抑制トルク制御ステップを構成する。また、第1レギュレータ27、第2レギュレータ28、第1チューニングゲイン乗算部30、第2チューニングゲイン乗算部31も抑制トルク制御手段103および抑制トルク制御ステップを構成する。さらに、図1の制駆動モータECU12、図3の加算器14、駆動力車体制振制御部16、トルク指令値算出部19、第3レギュレータ29、第3チューニングゲイン乗算部32が助長トルク制御手段103および助長トルク制御ステップを構成する。
As described above, in the present embodiment, the inverter 7, the braking / driving
(本実施形態の効果)
(1)本実施形態では、抑制トルク制御手段102は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、要求駆動トルクおよび路面外乱に起因する成分の変動を抑制する方向に駆動トルクを制御する。また、助長トルク制御手段103は、旋回抵抗に起因する成分である前輪荷重の変動を助長する方向に駆動トルクを制御する。
このような構成によれば、操舵操作の開始前には、運転者の要求駆動トルクおよび路面外乱に起因する成分の変動を抑制する方向に駆動トルクを制御することで、輪荷重の変動を抑制することができる。また、操舵操作を開始したときには、車輪に加わる旋回抵抗に起因する前輪荷重の変動を助長する方向に駆動トルクを制御することで、ノーズダウン挙動を助長でき、前輪の輪荷重を増大でき、操舵応答性を向上できる。そして、輪荷重の変動を抑制しつつ、操舵応答性を向上することで、横Gの変化を緩やかにすることができ、操舵操作を行ったときに、ロール挙動を抑制することができる。
(Effect of this embodiment)
(1) In the present embodiment, the suppression torque control means 102 controls the drive torque in a direction that suppresses fluctuations in the component caused by the required drive torque and road surface disturbance among the components constituting the sprung behavior of the vehicle body. Further, the promotion torque control means 103 controls the drive torque in a direction that promotes fluctuations in the front wheel load, which is a component caused by turning resistance.
According to such a configuration, before starting the steering operation, the wheel load fluctuation is suppressed by controlling the driving torque in a direction to suppress the fluctuation of the component caused by the driver's requested driving torque and road surface disturbance. can do. Also, when the steering operation is started, by controlling the driving torque in the direction that promotes the fluctuation of the front wheel load caused by the turning resistance applied to the wheel, the nose down behavior can be promoted, the wheel load of the front wheel can be increased, the steering Responsiveness can be improved. Further, by improving the steering response while suppressing the fluctuation of the wheel load, the change in the lateral G can be moderated, and the roll behavior can be suppressed when the steering operation is performed.
(2)挙動推定手段101は、要求駆動トルク、路面外乱および旋回抵抗に基づき、車体のばね上挙動として、車体のピッチ軸回りの回転運動、およびバウンス方向の上下運動を推定する。また、助長トルク制御手段103は、推定結果に基づき、旋回抵抗に起因する成分である前輪荷重に関する物理量の変動を助長する方向に駆動トルクを制御することで、車体のロール挙動を抑制させるロール抑制制御を行う。
このような構成によれば、車体のばね上挙動として、駆動トルクで制御可能な物理量を推定できる。それゆえ、駆動トルクを制御することで、ロール挙動を適切に抑制できる。
(2) The
According to such a configuration, the physical quantity that can be controlled by the drive torque can be estimated as the sprung behavior of the vehicle body. Therefore, the roll behavior can be appropriately suppressed by controlling the driving torque.
(3)助長トルク制御手段103は、ロール抑制制御として、運転者が操舵操作を開始した後、操舵操作によって発生するロール角速度がピークに達する前に駆動トルクを低減させる。
このような構成によれば、ロール角速度がピークに達する前に駆動トルクを低減することで、ノーズダウン挙動を助長でき、前輪の輪荷重を増大でき、操舵応答性を向上できる。また、操舵応答性、つまり、ヨー応答性を向上することで、ヨー角速度が増大を始めるタイミングを早めることができ、その後の、ヨー角速度の変動を緩やかなものとすることができる。それゆえ、横Gの変動を抑制でき、ロール角速度の変動を抑制できる。
(3) The assist torque control means 103 reduces the drive torque as roll suppression control after the driver starts the steering operation and before the roll angular velocity generated by the steering operation reaches a peak.
According to such a configuration, by reducing the drive torque before the roll angular velocity reaches the peak, the nose-down behavior can be promoted, the wheel load of the front wheels can be increased, and the steering response can be improved. Further, by improving the steering response, that is, the yaw response, the timing at which the yaw angular velocity starts to increase can be advanced, and the subsequent fluctuations in the yaw angular velocity can be moderated. Therefore, the lateral G variation can be suppressed and the roll angular velocity variation can be suppressed.
(4)助長トルク制御手段103は、ロール抑制制御を行う際に、車体のピッチ挙動に関する物理量または前輪荷重に関する物理量に基づいて駆動トルクを制御するロール抑制制御を行う。
このような構成によれば、操舵によるロール挙動は旋回抵抗によるピッチ挙動とほぼ同位相で発生するため、車体のピッチ角速度の変動または前輪荷重の変動に基づいて駆動トルクを制御することで、ロール角速度がピークに達する前に駆動トルクを低減できる。
(4) When the roll suppression control is performed, the assist
According to such a configuration, the roll behavior due to steering is generated in substantially the same phase as the pitch behavior due to turning resistance. Therefore, by controlling the drive torque based on fluctuations in the pitch angular velocity of the vehicle body or fluctuations in the front wheel load, The driving torque can be reduced before the angular velocity reaches a peak.
(5)助長トルク制御手段103は、要求駆動トルクおよび路面外乱に起因する成分の変動を抑制する駆動トルク、およびロール抑制制御でトルク付加手段100に低減させる駆動トルクを算出し、これら算出結果の合計値に基づいて、駆動トルクを制御する。
このような構成によれば、要求駆動トルクおよび路面外乱による車体の振動を抑制することで、操舵操作を行ったときに、ロール挙動をより効果的に抑制できる。
(5) The facilitating torque control means 103 calculates the required driving torque and the driving torque that suppresses fluctuations in components caused by road surface disturbance, and the driving torque that is reduced by the torque adding means 100 by roll suppression control. Based on the total value, the drive torque is controlled.
According to such a configuration, by suppressing the vibration of the vehicle body due to the required drive torque and road surface disturbance, it is possible to more effectively suppress the roll behavior when the steering operation is performed.
(6)挙動推定手段101は、操舵角および車体速度に基づいて、旋回抵抗を推定する。
このような構成によれば、旋回抵抗を比較的容易な構成で算出できる。
(7)挙動推定手段101は、車輪速度に基づいて、路面外乱を推定する。
このような構成によれば、路面外乱を比較的容易な構成で算出できる。
(8)挙動推定手段101は、車輪速に基づいて、サスペンションのストローク速度およびストローク量を推定し、推定したストローク速度とサスペンションの減衰係数とを乗算するとともに、推定したストローク量にサスペンションのばね定数を乗算する。そして、挙動推定手段101は、これらの乗算結果の合計値を路面外乱の推定値とする。
このような構成によれば、路面外乱をより容易な構成で算出できる。
(6) The
According to such a configuration, the turning resistance can be calculated with a relatively easy configuration.
(7) The
According to such a configuration, the road surface disturbance can be calculated with a relatively easy configuration.
(8) The behavior estimation means 101 estimates the stroke speed and stroke amount of the suspension based on the wheel speed, multiplies the estimated stroke speed and the suspension damping coefficient, and multiplies the estimated stroke amount by the spring constant of the suspension. Multiply And the behavior estimation means 101 makes the total value of these multiplication results the estimated value of a road surface disturbance.
According to such a configuration, the road surface disturbance can be calculated with an easier configuration.
(9)本実施形態では、抑制トルク制御ステップは、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、要求駆動トルクおよび路面外乱に起因する成分の変動を抑制する方向に駆動トルクを制御する。また、助長トルク制御ステップは、旋回抵抗に起因する成分である前輪荷重の変動を助長する方向に駆動トルクを制御する。
このような構成によれば、操舵操作の開始前には、運転者の要求駆動トルクおよび路面外乱に起因する成分の変動を抑制する方向に駆動トルクを制御することで、輪荷重の変動を抑制することができる。また、操舵操作を開始したときには、車輪に加わる旋回抵抗に起因する前輪荷重の変動を助長する方向に駆動トルクを制御することで、ノーズダウン挙動を助長でき、前輪の輪荷重を増大でき、操舵応答性を向上できる。そして、輪荷重の変動を抑制しつつ、操舵応答性を向上することで、横Gの変化を緩やかにすることができ、操舵操作を行ったときに、ロール挙動を抑制することができる。
(9) In the present embodiment, the suppression torque control step controls the drive torque in a direction that suppresses fluctuations in the component caused by the required drive torque and road surface disturbance among the components constituting the sprung behavior of the vehicle body. Further, in the assist torque control step, the drive torque is controlled in a direction that promotes fluctuations in the front wheel load, which is a component caused by turning resistance.
According to such a configuration, before starting the steering operation, the wheel load fluctuation is suppressed by controlling the driving torque in a direction to suppress the fluctuation of the component caused by the driver's requested driving torque and road surface disturbance. can do. Also, when the steering operation is started, by controlling the driving torque in the direction that promotes the fluctuation of the front wheel load caused by the turning resistance applied to the wheel, the nose down behavior can be promoted, the wheel load of the front wheel can be increased, the steering Responsiveness can be improved. Further, by improving the steering response while suppressing the fluctuation of the wheel load, the change in the lateral G can be moderated, and the roll behavior can be suppressed when the steering operation is performed.
(応用例)
図16は、第1実施形態の車体振動制御装置の応用例を説明するための説明図である。
なお、本実施形態では、制駆動ECU12が、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である、前輪荷重の変動速度dWf3の変動を助長する方向に駆動トルクを補正する例を示したが、他の構成も採用できる。例えば、図16に示すように、前輪荷重の変動速度dWf3の変動を助長する方向に駆動トルクを補正するとともに、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である、後輪荷重Wr3および後輪荷重の変動速度dWr3を抑制する方向に駆動トルクを補正する構成としてもよい。また、後輪荷重Wr3、後輪荷重の変動速度dWr3、後輪荷重の変動加速度等、後輪荷重に関する物理量の少なくともいずれかの変動を抑制する方向に駆動トルクを補正する構成としてもよい。
(本応用例の効果)
(1)本応用例では、旋回抵抗に起因する成分として、後輪荷重に関する物理量を推定し、推定した後輪荷重に関する物理量の変動を抑制する方向に駆動トルクを制御する。
このような構成によれば、旋回抵抗に起因する成分のうち、特に変動を助長したい成分(例えば、前輪荷重、前輪荷重の変動速度、ピッチ角速度、およびピッチ角度のいずれか、もしくはこれらの合成値)に制御効果を集中できる。
(Application examples)
FIG. 16 is an explanatory diagram for explaining an application example of the vehicle body vibration control device of the first embodiment.
In the present embodiment, the braking / driving
(Effects of this application example)
(1) In this application example, the physical quantity related to the rear wheel load is estimated as a component caused by the turning resistance, and the drive torque is controlled in a direction to suppress the fluctuation of the estimated physical quantity related to the rear wheel load.
According to such a configuration, among the components caused by the turning resistance, particularly the component that is desired to promote the fluctuation (for example, any one of the front wheel load, the fluctuation speed of the front wheel load, the pitch angular speed, and the pitch angle, or a composite value thereof) ) Can concentrate the control effect.
(第2実施形態)
次に、本発明の第2実施形態について図面を参照しつつ説明する。なお、上記各実施形態と同様な構成等については同一の符号を使用する。
本実施形態は、後輪駆動式で、かつマニュアル変速式の4輪内燃機関自動車(つまり、FR・MT車)に搭載し、動力源であるエンジンが発生するトルクを制御することで、車体のばね上挙動を制御する点が前記第1実施形態と異なる。
(Second Embodiment)
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. In addition, the same code | symbol is used about the same structure as said each embodiment.
This embodiment is mounted on a four-wheel internal combustion engine vehicle (that is, an FR / MT vehicle) that is a rear wheel drive type and a manual transmission type, and controls the torque generated by the engine that is a power source, thereby The point of controlling the sprung behavior is different from the first embodiment.
図17は、第2実施形態の車両の構成の概念図である。
具体的には、図17に示すように、本実施形態では、インバータ7、制駆動モータ8、変速機9、バッテリ10、ドライブシャフト11および制駆動モータECUに代えて、エンジン50、MT変速機51およびECM52を備える。ここで、エンジン50およびMT変速機51がトルク付加手段100を構成する。また、ECM52が挙動推定手段101、挙動推定ステップ、抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ、助長トルク制御手段103、および助長トルク制御ステップを構成する。
FIG. 17 is a conceptual diagram of a configuration of a vehicle according to the second embodiment.
Specifically, as shown in FIG. 17, in this embodiment, instead of the inverter 7, the braking / driving
エンジン50は、ECM52が出力する指令に従って、トルクを発生し、発生したトルクをMT変速機51に出力する。
MT変速機51は、エンジン50が出力するトルクをシャフト53、ディファレンシャルギア54およびドライブシャフト55を介して後輪5RL、5RRに付加する。
ECM52は、マイクロプロセッサからなる。マイクロプロセッサは、A/D変換回路、D/A変換回路、中央演算処理装置、メモリ等から構成した集積回路を備える。そして、ECM52は、メモリが格納するプログラムに従って、センサ類2〜5が出力する検出信号に基づき、エンジン50に出力させるトルクを算出し、算出したトルクを出力させる指令をエンジン50に出力する。
The
The
図18は、マイクロプロセッサが実行するプログラムの構成を表すブロック図である。
また、図18に示すように、本実施形態では、トルク指令値演算部15がエンジン50にトルク指令値を出力する点が前記第1実施形態と異なる。
図19は、駆動力車体制振制御部16の構成を表すブロック図である。
図20は、駆動力車体制振制御部16の動作を表すフローチャートである。
FIG. 18 is a block diagram showing a configuration of a program executed by the microprocessor.
Further, as shown in FIG. 18, the present embodiment is different from the first embodiment in that the torque command
FIG. 19 is a block diagram illustrating a configuration of the driving power wheel system
FIG. 20 is a flowchart showing the operation of the driving power wheel system
また図19に示すように、本実施形態では、駆動トルク変換部20、第1レギュレータ27、第2レギュレータ28、第1チューニングゲイン乗算部30、第2チューニングゲイン乗算部31、第3チューニングゲイン乗算部32の動作が前記第1実施形態と異なる。また、本実施形態では、モータトルク変換部33に代えてエンジントルク変換部56を備える点が前記第1実施形態と異なる。
As shown in FIG. 19, in the present embodiment, the
駆動トルク変換部20は、ドライバ要求トルク演算部13が出力するドライバ要求トルクを読み込む(図20のステップS101)。ドライバ要求トルクは、エンジン50の回転軸におけるトルク値であるエンジン端値で表す。続いて、駆動トルク変換部20は、読み込んだドライバ要求トルクにギア比を乗算する。ここで、ギア比とは、駆動輪である左右の後輪5RL、5RRの平均回転数とエンジン50の回転数との比である。これにより、ドライバ要求トルクをエンジン端値から駆動軸端値に変換する(図20のステップS102)。駆動軸端値とは、後輪5RL、5RRにおけるトルク値である。そして、駆動トルク変換部20は、乗算結果を駆動トルクTwとして車体振動推定部18に出力する。
The drive
図21は、レギュレータゲインおよびチューニングゲイン乗算部の動作を説明するための図である。
第1レギュレータ27は、車両モデル26が出力した駆動トルクTwに起因する成分dZv1、Zv1、dSp1、Sp1を状態量x(=[dZv1、Zv1、dSp1、Sp1])としてレギュレータゲインF1および「−1」に乗じる。ここで、レギュレータゲインF1とは、状態量xを乗じることで、駆動トルクTwに起因する成分であるピッチ角速度dSp1を「0」に収束させる駆動トルクを算出するゲインである。レギュレータゲインF1は、例えば、下記(17)(18)式に従って設定する。
F1=R-1BTP ・・・(17)
FIG. 21 is a diagram for explaining the operation of the regulator gain and tuning gain multiplication unit.
The
F1 = R −1 B T P (17)
ここで、上記(17)式は、駆動トルクTwに起因する成分のうちのピッチ角速度dSp1の変動を抑制する最適レギュレータのレギュレータゲインF1の算出式である。また、上記(18)式において、Jは最適レギュレータにおける2次形式の評価関数であり、Pはリッカチ代数方程式PA+ATP−PBR-1BTP+Q=0の解となる正定対称行列である。なお、以下のレギュレータゲインF2、F4、F5も同様の数式に従って設定する。これにより、第1レギュレータ27は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、駆動トルクTwに起因する成分であるピッチ角速度dSp1の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正(制御)する補正値を算出する。そして、第1レギュレータ27は、算出結果を駆動トルクの制御指令値Aとして第1チューニングゲイン乗算部30に出力する。
Here, the above equation (17) is a formula for calculating the regulator gain F1 of the optimum regulator that suppresses the fluctuation of the pitch angular velocity dSp1 among the components caused by the drive torque Tw. In the above equation (18), J is an evaluation function of a quadratic form in the optimal regulator, and P is a positive definite symmetric matrix that is a solution of the Riccati algebraic equation PA + A T P-PBR −1 B T P + Q = 0. Note that the following regulator gains F2, F4, and F5 are also set according to the same mathematical formula. As a result, the
また、第1レギュレータ27は、車両モデル26が出力した駆動トルクTwに起因する成分dZv1、Zv1、dSp1、Sp1を状態量x(=[dZv1、Zv1、dSp1、Sp1])としてレギュレータゲインF4および「−1」に乗じる。ここで、レギュレータゲインF4とは、状態量xを乗じることで、駆動トルクTwに起因する成分であるバウンス速度dZv1を「0」に収束させる駆動トルクを算出するゲインである。これにより、第1レギュレータ27は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、駆動トルクTwに起因する成分であるバウンス速度dZv1の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正(制御)する補正値を算出する。そして、第1レギュレータ27は、算出結果を駆動トルクの制御指令値Dとして第1チューニングゲイン乗算部30に出力する。
In addition, the
第2レギュレータ28は、車両モデル26が出力した上下力Fzf、Fzrに起因する成分dZv2、Zv2、dSp2、Sp2を状態量x(=[dZv2、Zv2、dSp2、Sp2])としてレギュレータゲインF2および「−1」に乗じる。ここで、レギュレータゲインF2とは、状態量xを乗じることで、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるピッチ角Sp2を「0」に収束させる駆動トルクを算出するゲインである。これにより、第2レギュレータ28は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるピッチ角Sp2の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正(制御)する補正値を算出する。そして、第2レギュレータ28は、算出結果を駆動トルクの制御指令値Bとして第2チューニングゲイン乗算部31に出力する。
The
また、第2レギュレータ28は、車両モデル26が出力した上下力Fzf、Fzrに起因する成分dZv2、Zv2、dSp2、Sp2を状態量x(=[dZv2、Zv2、dSp2、Sp2])としてレギュレータゲインF5および「−1」に乗じる。ここで、レギュレータゲインF5とは、状態量xを乗じることで、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるバウンス変位Zv1を「0」に収束させる駆動トルクを算出するゲインである。これにより、第2レギュレータ28は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるバウンス変位Zv1の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正(制御)する補正値を算出する。そして、第2レギュレータ28は、算出結果を駆動トルクの制御指令値Eとして第2チューニングゲイン乗算部31に出力する。
Further, the
第3レギュレータ29は、車両モデル26が出力した旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分dWf3、dWr3、dSF3、SF3を状態量Cx(=[dWf3、dWr3、dSF3、SF3])としてレギュレータゲインF3および「−1」に乗じる。ここで、レギュレータゲインF3とは、状態量Cxを乗じることで、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である前輪荷重の変動速度dWf3を「0」に収束させる駆動トルクを算出するゲインである。レギュレータゲインF3は、例えば、下記(19)(20)式に従って設定する。
F3=R-1BTP ・・・(19)
The
F3 = R −1 B T P (19)
ここで、上記(19)式は、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である、前輪荷重の変動速度dWf3の変動を抑制する最適レギュレータのレギュレータゲインF3の算出式である。また、上記(20)式において、Jは最適レギュレータにおける2次形式の評価関数であり、Pはリッカチ代数方程式の解となる正定対称行列である。これにより、第3レギュレータ29は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である前輪荷重の変動速度dWf3の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正(制御)する補正値を算出する。そして、第3レギュレータ29は、算出結果を駆動トルクの制御指令値Cとして第3チューニングゲイン乗算部32に出力する。
Here, the above equation (19) is a formula for calculating the regulator gain F3 of the optimum regulator that suppresses the fluctuation of the fluctuation speed dWf3 of the front wheel load, which is a component caused by the turning resistances Fcf and Fcr. In the above equation (20), J is an evaluation function of a quadratic form in the optimal regulator, and P is a positive definite symmetric matrix that is a solution of the Riccati algebraic equation. As a result, the
また、第3レギュレータ28は、車両モデル26が出力した旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分dWf3、dWr3、dSF3、SF3を状態量x(=[dWf3、dWr3、dSF3、SF3])としてレギュレータゲインF6および「−1」に乗じる。ここで、レギュレータゲインF6とは、状態量xを乗じることで、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である後輪荷重の変動速度dWr3を「0」に収束させる駆動トルクを算出するゲインである。これにより、第3レギュレータ29は、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である後輪荷重の変動速度dWr3の変動を抑制する方向に駆動トルクを補正(制御)する補正値を算出する。そして、第3レギュレータ29は、算出結果を駆動トルクの制御指令値Fとして第3チューニングゲイン乗算部32に出力する。
Further, the
第1チューニングゲイン乗算部30は、第1レギュレータ27が出力した制御指令値AにチューニングゲインK1を乗算する(図20のステップS301)。また、第1チューニングゲイン乗算部30は、第1レギュレータ27が出力した制御指令値DにチューニングゲインK4を乗算する(図20のステップS301)。そして、第1チューニングゲイン乗算部30は、乗算結果を修正制御指令値K1・A、K4・Dとしてモータトルク変換部33に出力する。ここで、ECM52は、ドライバ要求トルクに制御指令値A、Dを加算することで、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、駆動トルクTwに起因する成分であるピッチ角速度dSp1およびバウンス速度dZv1の変動を抑制することができる。しかしながら、単に駆動トルクの制御指令値A、Dを加算する方法では、前後Gが変動して運転者に違和感を与える可能性がある。それゆえ、図21に示すように、チューニングゲインK1、K4は、正値で、かつ前後Gの変動によって運転者に違和感を与えない範囲の値に設定する。これにより、第1チューニングゲイン乗算部30は、前後Gの変動によって運転者に違和感を与えることを防止しつつ、駆動トルクTwに起因する成分の変動を抑制させる方向、つまり、輪荷重の変動を抑制させる方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。
このように、本実施形態では、駆動トルクTwに起因する成分であるピッチ角速度dSp1およびバウンス速度dZv1の変動を抑制する方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。それゆえ、輪荷重の変動を抑制でき、乗り心地を向上することができる。
The first tuning
As described above, in the present embodiment, the correction value of the driver request torque is adjusted in a direction in which fluctuations in the pitch angular velocity dSp1 and the bounce velocity dZv1 that are components due to the drive torque Tw are suppressed. Therefore, fluctuations in wheel load can be suppressed and riding comfort can be improved.
第2チューニングゲイン乗算部31は、第2レギュレータ28が出力した制御指令値BにチューニングゲインK2を乗算する(図20のステップS302)。また、第2チューニングゲイン乗算部31は、第2レギュレータ28が出力した制御指令値EにチューニングゲインK5を乗算する(図20のステップS302)。そして、第2チューニングゲイン乗算部31は、乗算結果を修正制御指令値K2・B、K5・Eとしてモータトルク変換部33に出力する。ここで、ECM52は、ドライバ要求トルクに制御指令値B、Eを加算することで、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるピッチ角速度dSp2およびバウンス量Zv2の変動を抑制することができる。しかしながら、単に駆動トルクの制御指令値B、Eを加算する方法では、前後Gが変動して運転者に違和感を与える可能性がある。それゆえ、チューニングゲインK2、K5は、正値でかつ前後Gの変動によって運転者に違和感を与えない範囲の値に設定する。これにより、第2チューニングゲイン乗算部31は、前後Gの変動によって運転者に違和感を与えることを防止しつつ、上下力Fcf、Fcrに起因する成分の変動を抑制させる方向、つまり、輪荷重の変動を抑制させる方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。
このように、本実施形態では、上下力Fzf、Fzrに起因する成分であるピッチ角速度dSp2およびバウンス量Zv2の変動を抑制する方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。それゆえ、輪荷重の変動を抑制でき、乗り心地を向上することができる。
The second tuning
As described above, in the present embodiment, the correction value of the driver request torque is adjusted in such a direction as to suppress the fluctuations in the pitch angular velocity dSp2 and the bounce amount Zv2, which are components caused by the vertical forces Fzf and Fzr. Therefore, fluctuations in wheel load can be suppressed and riding comfort can be improved.
第3チューニングゲイン乗算部32は、第3レギュレータ29が出力した制御指令値CにチューニングゲインK3を乗算する(図20のステップS303)。また、第3チューニングゲイン乗算部32は、第3レギュレータ29が出力した制御指令値FにチューニングゲインK6を乗算する(図20のステップS303)。そして、第3チューニングゲイン乗算部32は、乗算結果を修正制御指令値K3・C、K6・Fとしてモータトルク変換部33に出力する。ここで、ECM52は、ドライバ要求トルクに制御指令値Cを加算することで、車体のばね上挙動を構成する成分のうち、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である前輪荷重の変動速度dWf3の変動を抑制することができる。しかしながら、単に駆動トルクの制御指令値Cを加算する方法では、前後Gが変動して運転者に違和感を与える可能性がある。また、操舵操作を開始したときに、前輪荷重の変動速度dWf3の変動を抑制することで、ノーズダイブ挙動を抑制し、前輪荷重Wfの増大を抑制し、前輪5FL、5FRのコーナリングパワーCpが低減する可能性がある。それゆえ、前輪5FL、5FRの横力が低減し、操舵応答性が低下する可能性がある。そのため、チューニングゲインK3は、負値で、かつ前後Gの変動によって運転者に違和感を与えない範囲の値に設定する。これにより、第3チューニングゲイン乗算部32は、前後Gの変動によって運転者に違和感を与えることを防止しつつ、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である前輪荷重の変動速度dWf3の変動を助長する方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。
The third tuning
このように、本実施形態では、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する成分である前輪荷重の変動速度dWf3の変動を助長する方向にドライバ要求トルクの補正値を調整する。それゆえ、操舵操作を開始したときに、駆動トルクを低減でき、ノーズダイブ挙動を助長でき、前輪荷重Wfを増大できる。これにより、前輪荷重Wfが増大することで、前輪5FL、5FRのコーナリングパワーCpを増大でき、前輪5FL、5FRの横力を増大でき、操舵応答性を向上できる。また、輪荷重の変動を抑制しつつ、操舵応答性を向上することで、ヨー角速度γのリニアリティ、つまり、入力に対する出力の直線性を向上できる。これにより、横Gの変化を緩やかにすることができ、ロール挙動を抑制できる。 As described above, in this embodiment, the correction value of the driver request torque is adjusted in a direction that promotes the fluctuation of the fluctuation speed dWf3 of the front wheel load, which is a component caused by the turning resistances Fcf and Fcr. Therefore, when the steering operation is started, the driving torque can be reduced, the nose dive behavior can be promoted, and the front wheel load Wf can be increased. Thereby, the front wheel load Wf increases, the cornering power Cp of the front wheels 5FL, 5FR can be increased, the lateral force of the front wheels 5FL, 5FR can be increased, and the steering response can be improved. Further, by improving the steering response while suppressing the fluctuation of the wheel load, the linearity of the yaw angular velocity γ, that is, the linearity of the output with respect to the input can be improved. Thereby, the change of lateral G can be made loose and a roll behavior can be suppressed.
また、本実施形態では、ドライバ要求トルクに修正後指令値K3・Cを加算することで、操舵操作が行われたときに、ロール挙動を抑制すること、より具体的には、ロール角速度のピーク値の絶対値を低減することができる。しかしながら、修正後指令値K3・Cの共振周波数、つまり、ピッチ角速度dSpの共振周波数とロール角速度の共振周波数とは若干異なっている。それゆえ、単に修正後指令値K3・Cを加算する方法では、修正後指令値K3・C、つまり、旋回抵抗Fcf、Fcrに起因する前輪荷重の変動速度dWfの位相がロール角速度のピーク値の絶対値を低減する指令値として最適なものとならない可能性がある。それゆえ、第3チューニングゲイン乗算部32は、前輪荷重の変動速度dWfと位相を異にする後輪荷重の変動速度dWr3を基に算出した値を位相のずれによる影響を修正する補正値とする。そのため、チューニングゲインK6は、正値で、かつ前後Gの変動によって運転者に違和感を与えない範囲の値に設定する。これにより、ロール角速度のピーク値の絶対値を低減する指令値をより適切なものとすることができる。
Further, in the present embodiment, by adding the corrected command value K3 · C to the driver request torque, when the steering operation is performed, the roll behavior is suppressed, more specifically, the peak of the roll angular velocity. The absolute value of the value can be reduced. However, the resonance frequency of the corrected command value K3 · C, that is, the resonance frequency of the pitch angular velocity dSp and the resonance frequency of the roll angular velocity are slightly different. Therefore, in the method of simply adding the corrected command value K3 · C, the phase of the corrected command value K3 · C, that is, the fluctuation speed dWf of the front wheel load caused by the turning resistances Fcf and Fcr is the peak value of the roll angular velocity. There is a possibility that the command value for reducing the absolute value is not optimal. Therefore, the third tuning
なお、本実施形態では、後輪荷重の変動速度dWr3に基づいて制御指令値Fを算出し、算出した制御指令値Fに基づいて修正後指令値K6・Fを算出する例を示したが、他の構成を採用することもできる。例えば、後輪荷重Wr、後輪荷重の変動加速度等、後輪荷重Wrに関する他の物理量に基づいて修正後指令値K6・Fを算出する構成としてもよい。 In the present embodiment, the control command value F is calculated based on the fluctuation speed dWr3 of the rear wheel load, and the corrected command value K6 · F is calculated based on the calculated control command value F. Other configurations can also be employed. For example, the corrected command value K6 · F may be calculated based on other physical quantities related to the rear wheel load Wr, such as the rear wheel load Wr and the fluctuation acceleration of the rear wheel load.
エンジントルク変換部56は、修正制御指令値K1・A、K4・D、修正制御指令値K2・B、K5・E、および修正制御指令値K3・C、K6・Fの合計値にギア比を乗算する。これにより、合計値を駆動軸端値からエンジン端値に変換する。そして、エンジントルク変換部56は、乗算結果をドライバトルク補正値として加算器14に出力する(図20のステップS304)。
以上、本実施形態では、図17のエンジン50、変速機51がトルク付加手段100を構成する。同様に、図17のECM52が挙動推定手段101、挙動推定ステップ、抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ、助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップを構成する。
The engine
As described above, in the present embodiment, the
(本実施形態の効果)
(1)本実施形態では、助長トルク制御手段103は、後輪荷重に関する物理量に基づき、ロール抑制制御でトルク付加手段100に低減させる駆動トルクを補正する。
このような構成によれば、車体のピッチ挙動の共振周波数とロール挙動の共振周波数とは若干異なっているところ、前輪荷重と位相を異にする後輪荷重に関する物理量を用いて補正することで、駆動トルクをより適切なものとすることができる。
(Effect of this embodiment)
(1) In the present embodiment, the assist torque control means 103 corrects the driving torque to be reduced by the torque addition means 100 by roll suppression control based on the physical quantity related to the rear wheel load.
According to such a configuration, the resonance frequency of the pitch behavior of the vehicle body and the resonance frequency of the roll behavior are slightly different, and by correcting using physical quantities relating to the rear wheel load that is different in phase from the front wheel load, The driving torque can be made more appropriate.
7はインバータ(トルク付加手段100)
8は制駆動モータ(トルク付加手段100)
9は変速機(トルク付加手段100)
12は制駆動モータECU(挙動推定手段101、挙動推定ステップ、抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ、助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップ)
13はドライバ要求トルク演算部(挙動推定手段101、挙動推定ステップ)
14は加算器(抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ、助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップ)
16は駆動力車体制振制御部(挙動推定手段101、挙動推定ステップ、抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ、助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップ)
17は入力変換部(挙動推定手段101、挙動推定ステップ)
18は車体振動推定部(挙動推定手段101、挙動推定ステップ)
19はトルク指令値算出部(挙動推定手段101、挙動推定ステップ、抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ、助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップ)
22は上下力変換部(挙動推定手段101、挙動推定ステップ)
25は旋回抵抗推定部(挙動推定手段101、挙動推定ステップ)
26は車両モデル(挙動推定手段101、挙動推定ステップ)
27は第1レギュレータ(抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ)
28は第2レギュレータ(抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ)
29は第3レギュレータ(助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップ)
30は第1チューニングゲイン乗算部(抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ)
31は第2チューニングゲイン乗算部(抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ)
32は第3チューニングゲイン乗算部(助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップ)
33はモータトルク変換部(トルク付加手段100)
50はエンジン(トルク付加手段100)
51はMT変速機(トルク付加手段100)
52はECM(挙動推定手段101、挙動推定ステップ、抑制トルク制御手段102、抑制トルク制御ステップ、助長トルク制御手段103、助長トルク制御ステップ)
7 is an inverter (torque adding means 100)
8 is a braking / driving motor (torque adding means 100).
9 is a transmission (torque adding means 100).
12 is a braking / driving motor ECU (behavior estimation means 101, behavior estimation step, suppression torque control means 102, suppression torque control step, assist torque control means 103, assist torque control step)
14 is an adder (suppression torque control means 102, suppression torque control step, promotion torque control means 103, promotion torque control step)
17 is an input converter (behavior estimating means 101, behavior estimating step).
18 is a vehicle body vibration estimation unit (behavior estimation means 101, behavior estimation step).
19 is a torque command value calculation unit (behavior estimation means 101, behavior estimation step, suppression torque control means 102, suppression torque control step, assist torque control means 103, assist torque control step).
22 is a vertical force converter (behavior estimating means 101, behavior estimating step).
25 is a turning resistance estimation unit (behavior estimation means 101, behavior estimation step)
26 is a vehicle model (behavior estimation means 101, behavior estimation step).
28 is a second regulator (suppression torque control means 102, suppression torque control step).
31 is a second tuning gain multiplier (suppression torque control means 102, suppression torque control step).
50 is an engine (torque adding means 100)
51 is an MT transmission (torque adding means 100).
52 is ECM (behavior estimation means 101, behavior estimation step, suppression torque control means 102, suppression torque control step, assist torque control means 103, assist torque control step)
Claims (8)
運転者の要求駆動トルク、路面から車輪に加わる路面外乱、および操舵によって車輪に加わる旋回抵抗に基づいて、車体のばね上挙動を推定する挙動推定手段と、
前記挙動推定手段が推定した前記車体のばね上挙動を構成する成分のうち前記要求駆動トルクに起因する成分の変動および前記路面外乱に起因する成分の変動を抑制する方向に前記トルク付加手段が付加する駆動トルクを制御する抑制トルク制御手段と、
前記挙動推定手段が推定した前記車体のばね上挙動を構成する成分のうち前記旋回抵抗に起因する成分である前輪荷重に関する物理量の変動を助長する方向に前記トルク付加手段が付加する駆動トルクを制御する助長トルク制御手段と、を備え、
前記挙動推定手段は、前記要求駆動トルク、前記路面外乱、および前記旋回抵抗に基づき、前記車体のばね上挙動として、車体のピッチ軸回りの回転運動、およびバウンス方向の上下運動を推定し、
前記助長トルク制御手段は、前記挙動推定手段が推定した前記車体のピッチ軸回りの回転運動、および前記バウンス方向の上下運動に基づき、前記旋回抵抗に起因する成分である前輪荷重に関する物理量の変動を助長する方向に前記トルク付加手段が付加する駆動トルクを制御することで、車体のロール挙動を抑制させるロール抑制制御を行うようになっており、さらに、前記助長トルク制御手段は、前記ロール抑制制御として、運転者が操舵操作を開始した後、前記操舵操作によって発生するロール角速度がピークに達する前に前記トルク付加手段が付加する駆動トルクを低減させることを特徴とする車体振動制御装置。 Torque adding means for adding driving torque to the wheels;
A behavior estimation means for estimating the sprung behavior of the vehicle body based on the driver's required drive torque, the road surface disturbance applied to the wheel from the road surface, and the turning resistance applied to the wheel by steering;
Of the components constituting the sprung behavior of the vehicle body estimated by the behavior estimating means, the torque adding means adds in a direction to suppress the fluctuation of the component caused by the required driving torque and the fluctuation of the component caused by the road surface disturbance. Suppression torque control means for controlling the driving torque to be
Controls the driving torque applied by the torque adding means in the direction that promotes the fluctuation of the physical quantity related to the front wheel load, which is the component caused by the turning resistance, among the components constituting the sprung behavior of the vehicle body estimated by the behavior estimating means. And an encouraging torque control means ,
The behavior estimating means estimates a rotational motion around the pitch axis of the vehicle body and a vertical motion in the bounce direction as the sprung behavior of the vehicle body based on the required drive torque, the road surface disturbance, and the turning resistance,
The facilitating torque control means is configured to change a physical quantity related to a front wheel load, which is a component caused by the turning resistance, based on the rotational motion around the pitch axis of the vehicle body estimated by the behavior estimating means and the vertical motion in the bounce direction. By controlling the driving torque applied by the torque adding means in the direction of promotion, roll suppression control for suppressing the roll behavior of the vehicle body is performed. Further, the promotion torque control means includes the roll suppression control. In the vehicle body vibration control device, the driving torque applied by the torque adding means is reduced after the driver starts the steering operation and before the roll angular velocity generated by the steering operation reaches a peak .
前記助長トルク制御手段は、前記ロール抑制制御で前記トルク付加手段に低減させる駆動トルクを算出し、
前記トルク付加手段は、前記抑制トルク制御手段が算出した駆動トルクと前記助長トルク制御手段が算出した駆動トルクとの合計値に基づいて、前記トルク付加手段が付加する駆動トルクを制御することを特徴とする請求項1から3のいずれか1項に記載の車体振動制御装置。 The suppression torque control means calculates a drive torque that suppresses fluctuations in components caused by the required drive torque and the road surface disturbance,
The facilitating torque control means calculates a driving torque to be reduced by the torque adding means by the roll suppression control,
The torque adding means controls the driving torque added by the torque adding means based on a total value of the driving torque calculated by the suppression torque control means and the driving torque calculated by the promotion torque control means. The vehicle body vibration control device according to any one of claims 1 to 3 .
前記挙動推定ステップが推定した前記車体のばね上挙動を構成する成分のうち前記要求駆動トルクに起因する成分の変動および前記路面外乱に起因する成分の変動を抑制する方向に車輪に付加する駆動トルクを制御する抑制トルク制御ステップと、
前記挙動推定ステップが推定した前記車体のばね上挙動を構成する成分のうち前記旋回抵抗に起因する成分である前輪荷重に関する物理量の変動を助長する方向に車輪に付加する駆動トルクを制御する助長トルク制御ステップと、を備え、
前記挙動推定ステップは、前記要求駆動トルク、前記路面外乱、および前記旋回抵抗に基づき、前記車体のばね上挙動として、車体のピッチ軸回りの回転運動、およびバウンス方向の上下運動を推定し、
前記助長トルク制御ステップは、前記挙動推定手段が推定した前記車体のピッチ軸回りの回転運動、および前記バウンス方向の上下運動に基づき、前記旋回抵抗に起因する成分である前輪荷重に関する物理量の変動を助長する方向に前記トルク付加手段が付加する駆動トルクを制御することで、車体のロール挙動を抑制させるロール抑制制御を行うようになっており、さらに、前記助長トルク制御ステップは、前記ロール抑制制御として、運転者が操舵操作を開始した後、前記操舵操作によって発生するロール角速度がピークに達する前に前記トルク付加手段が付加する駆動トルクを低減させることを特徴とする車体振動制御方法。 A behavior estimation step for estimating the sprung behavior of the vehicle body based on the driver's required driving torque, the road surface disturbance applied to the wheel from the road surface, and the turning resistance applied to the wheel by steering;
Drive torque applied to the wheel in a direction that suppresses fluctuations in the component caused by the required drive torque and fluctuations in the component caused by the road surface disturbance among the components constituting the sprung behavior of the vehicle body estimated by the behavior estimation step Suppression torque control step for controlling
Assisting torque for controlling the driving torque applied to the wheel in the direction that promotes the fluctuation of the physical quantity related to the front wheel load, which is the component resulting from the turning resistance among the components constituting the sprung behavior of the vehicle body estimated by the behavior estimating step A control step ,
The behavior estimating step estimates a rotational motion around the pitch axis of the vehicle body and a vertical motion in the bounce direction as the sprung behavior of the vehicle body based on the required driving torque, the road surface disturbance, and the turning resistance,
The promoting torque control step is a step of calculating a change in a physical quantity related to a front wheel load, which is a component caused by the turning resistance, based on the rotational motion around the pitch axis of the vehicle body estimated by the behavior estimating means and the vertical motion in the bounce direction. By controlling the driving torque applied by the torque adding means in the direction of promotion, roll suppression control for suppressing the roll behavior of the vehicle body is performed, and the promotion torque control step includes the roll suppression control. As described above, after the driver starts the steering operation, the driving torque applied by the torque adding means is reduced before the roll angular velocity generated by the steering operation reaches the peak .
Priority Applications (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2011072567A JP5724524B2 (en) | 2011-03-29 | 2011-03-29 | Car body vibration control device and car body vibration control method |
CN201210067522.4A CN102729992B (en) | 2011-03-29 | 2012-03-14 | Vehicle vibration control device and vehicle vibration control method |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2011072567A JP5724524B2 (en) | 2011-03-29 | 2011-03-29 | Car body vibration control device and car body vibration control method |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2012206564A JP2012206564A (en) | 2012-10-25 |
JP5724524B2 true JP5724524B2 (en) | 2015-05-27 |
Family
ID=46986482
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2011072567A Active JP5724524B2 (en) | 2011-03-29 | 2011-03-29 | Car body vibration control device and car body vibration control method |
Country Status (2)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP5724524B2 (en) |
CN (1) | CN102729992B (en) |
Families Citing this family (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP5724523B2 (en) * | 2011-03-29 | 2015-05-27 | 日産自動車株式会社 | Car body vibration control device and car body vibration control method |
JP5942643B2 (en) * | 2012-07-04 | 2016-06-29 | 日産自動車株式会社 | Vehicle system vibration control device |
KR101470221B1 (en) * | 2013-10-17 | 2014-12-05 | 현대자동차주식회사 | Apparatus for controlling suspension and method thereof |
JP5896173B2 (en) * | 2013-12-09 | 2016-03-30 | トヨタ自動車株式会社 | Braking / driving force control device for vehicle |
Family Cites Families (7)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP4254512B2 (en) * | 2003-12-05 | 2009-04-15 | トヨタ自動車株式会社 | Automobile and control method thereof |
JP4515201B2 (en) * | 2004-09-06 | 2010-07-28 | 株式会社デンソー | Vehicle stabilization control system |
JP2006224687A (en) * | 2005-02-15 | 2006-08-31 | Denso Corp | Vehicle controller |
JP4844407B2 (en) * | 2007-01-25 | 2011-12-28 | トヨタ自動車株式会社 | Traveling device |
JP4333792B2 (en) * | 2007-10-17 | 2009-09-16 | トヨタ自動車株式会社 | Body roll restraint system |
JP5193885B2 (en) * | 2009-01-13 | 2013-05-08 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | Vehicle motion control device |
JP5724523B2 (en) * | 2011-03-29 | 2015-05-27 | 日産自動車株式会社 | Car body vibration control device and car body vibration control method |
-
2011
- 2011-03-29 JP JP2011072567A patent/JP5724524B2/en active Active
-
2012
- 2012-03-14 CN CN201210067522.4A patent/CN102729992B/en active Active
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
CN102729992A (en) | 2012-10-17 |
JP2012206564A (en) | 2012-10-25 |
CN102729992B (en) | 2015-04-22 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP5724523B2 (en) | Car body vibration control device and car body vibration control method | |
JP4370605B2 (en) | Vehicle control device | |
JP5724783B2 (en) | Vehicle control device | |
JP5895368B2 (en) | Braking / driving force control device and braking / driving force control method | |
US8725379B2 (en) | Vehicle body vibration damping control device | |
US10023192B2 (en) | Vibration control device and vibration control system | |
JP2008081006A (en) | Vehicle traveling control device | |
CN111361548B (en) | Vehicle control system | |
JP5724524B2 (en) | Car body vibration control device and car body vibration control method | |
JP5929584B2 (en) | Vehicle system vibration control device | |
JP5935550B2 (en) | Vehicle system vibration control device | |
JP5316071B2 (en) | Vehicle steering control device and vehicle steering control method | |
JP6577850B2 (en) | Vehicle control apparatus and vehicle control method | |
JP6674769B2 (en) | Vehicle control device and vehicle control method | |
JP2016178758A (en) | Vehicle control device and vehicle control method | |
JP6201306B2 (en) | Vehicle braking / driving force control device | |
JP5929579B2 (en) | Vehicle system vibration control device | |
JP6186709B2 (en) | Vehicle braking / driving force control device | |
JP2011218953A (en) | Device for control of drive force | |
JP5942643B2 (en) | Vehicle system vibration control device | |
JP7173893B2 (en) | VEHICLE CONTROL DEVICE, VEHICLE CONTROL METHOD AND VEHICLE CONTROL SYSTEM | |
JP2008239035A (en) | Vehicle speed control device | |
JP5948738B2 (en) | Braking / driving force control device and braking / driving force control method | |
JP5862516B2 (en) | Vehicle control device | |
JP2014201106A (en) | Vehicle control device |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20140129 |
|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20141128 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A132 Effective date: 20141202 |
|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20150127 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20150303 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20150316 |
|
R151 | Written notification of patent or utility model registration |
Ref document number: 5724524 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151 |