JP6573082B2 - 車両のロール制御装置 - Google Patents

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Description

本発明は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置を備えた車両のロール制御装置に係る。
自動車などの車両のアクティブスタビライザ装置は、車両の横方向に延在するバーと該バーと一体をなしバーを横切る方向に延在するアーム部とを含む左右のスタビライザと、左右のスタビライザのバーを相対回転させる電動アクチュエータとを有している。バーは車体により回転可能に支持され、アーム部の先端部はサスペンション部材に連結されている。アクチュエータは、電動機及び減速歯車を含み、アクチュエータによる左右のスタビライザのバーの相対回転角度、即ちアクチュエータの回転角は、電子制御装置により制御されるようになっている。
アクティブスタビライザ装置を使用するロール制御装置においては、例えば下記の特許文献１に記載されているように、車体（ばね上）のロール角速度と制御係数との積に基づいて車体のロール角を低減するための目標アンチロールモーメントを演算することが知られている。特に、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置を備えた車両のロール制御装置においては、二つのアクティブスタビライザ装置が発生するアンチロールモーメントの和が目標アンチロールモーメントになるように二つのアクティブスタビライザ装置が制御される。
車体のロール角速度とゲインとの積は、車体のロールモーメントに対応する値である。よって、上記構成のロール制御装置によれば、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置が発生するアンチロールモーメントによって車体のロール角を効果的に低減することができる。
特開２００７−２４５８８７号公報
〔発明が解決しようとする課題〕
従来のロール制御装置においては、アクティブスタビライザ装置による消費エネルギについては考慮されておらず、車体のロール角速度に対する前輪側及び後輪側のアクチュエータの回転角のゲイン（以下「制御ゲイン」という）は一定の値に設定されている。しかし、後に詳細に説明するように、アクティブスタビライザ装置による消費エネルギを低減する上で最適な制御ゲインは、前輪側及び後輪側のアクチュエータによって異なり、車速及び車体のロール角変化の周波数によっても異なることが判明した。よって、アクティブスタビライザ装置による消費エネルギを低減するためには、前輪側及び後輪側のアクチュエータについて、車速及び車体のロール角変化の周波数と最適な制御ゲインとの関係を予め求めておき、その関係に基づいて制御ゲインを制御することが好ましい。
本発明の主要な課題は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置を備えた車両において、上述のように予め求められた関係に基づいて制御ゲインを制御することにより、アクティブスタビライザ装置による消費エネルギを従来に比して低減することである。
〔課題を解決するための手段及び発明の効果〕
本発明によれば、前輪側アクティブスタビライザ装置（１２f）と、後輪側アクティブスタビライザ装置（１２r）と、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置を制御する制御装置（１４）と、を有し、各アクティブスタビライザ装置は、車両の横方向に延在するバー（１２BLf、１２BRf、１２BLr及び１２BRr）と該バーと一体をなしバーを横切る方向に延在するアーム部（１２ALf、１２ARf、１２ALr及び１２ARr）とを含む左右のスタビライザ（１２SLf、１２SRf、１２SLr及び１２SRr）と、左右のスタビライザのバーを相対回転させる電動アクチュエータ（１２Af及び１２Ar）とを有し、制御装置は、車体（１６B）のロール角速度（φd）と制御係数（Ｃ）との積に基づいて車体のロール角（φ）を低減するための目標アンチロールモーメント（Ｍart）を演算し、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置が発生するアンチロールモーメント（Ｍarf及びＭarr）の和が目標アンチロールモーメントになるように前輪側及び後輪側の電動アクチュエータを制御するよう構成された車両（１６）のロール制御装置（１０）が提供される。
制御装置（１４）は、前輪側及び後輪側の電動アクチュエータの回転角速度（ΔφdＡf及びΔφdＡr）と対応するアーム部の弾性変形により発生されるスタビライザ反力（Ｋf・ΔφCｆ及びＫr・ΔφCｒ）との積をそれぞれ前記前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率（Ｅf及びＥr）として、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率に基づく評価関数を最小にするための前記前輪側及び後輪側の電動アクチュエータの最適の制御ゲイン（Ｇft及びＧrt）と車速（Ｖ）及び車体のロール角変化の周波数（ω）との関係を記憶している。
更に、制御装置（１４）は、車速（Ｖ）及び車体のロール角変化の周波数（ω）に基づいて、上記記憶された関係から前輪側及び後輪側の電動アクチュエータの最適の制御ゲイン（Ｇft及びＧrt）を求め、前輪側及び後輪側の電動アクチュエータの制御ゲイン（Ｇf及びＧr）が求められた最適の制御ゲイン（Ｇft及びＧrt）になるように、前輪側及び後輪側の電動アクチュエータを制御するよう構成されている。
上記の構成によれば、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率に基づく評価関数を最小にするための前記前輪側及び後輪側の電動アクチュエータの最適の制御ゲインと車速及び車体のロール角変化の周波数との関係が記憶されている。車速及び車体のロール角変化の周波数に基づいて、記憶された関係から前輪側及び後輪側の電動アクチュエータの最適の制御ゲインが求められる。更に、前輪側及び後輪側の電動アクチュエータの制御ゲインが求められた最適の制御ゲインになるように、前輪側及び後輪側の電動アクチュエータが制御される。
よって、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置が発生するアンチロールモーメントの和を目標アンチロールモーメントにすることができるだけでなく、評価関数を最小にして二つのアクティブスタビライザ装置に関連する仕事率を最小にすることができる。従って、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置が発生するアンチロールモーメントによって車体のロール角を効果的に低減することができると共に、従来技術に比して前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の消費エネルギを低減することができる。
〔発明の態様〕
本発明の一つの態様においては、評価関数は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の和に基づく平均仕事率（ＥＦ1、ＥＦ2）である。
上記態様によれば、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の和に基づく平均仕事率を最小にすることができるので、従来技術に比して前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の両者による消費エネルギを低減し、車両の燃費を向上せることができる。
本発明の他の一つの態様においては、評価関数は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の和の最大値（ＥＦ3、ＥＦ4）である。
上記態様によれば、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の和の最大値を最小にすることができるので、従来技術に比して前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の両者による消費エネルギのピーク値を低くすることができる。
更に、本発明の他の一つの態様においては、評価関数は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の平均仕事率の大きい方の値（ＥＦ5、ＥＦ6）である。
上記態様によれば、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の平均仕事率の大きい方の値を最小にすることができる。よって、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の平均仕事率の大きい方の値を小ささくし、アクチュエータの熱害（発熱による悪影響）の虞を低減することができる。
更に、本発明の他の一つの態様においては、評価関数は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の最大値の大きい方の値（ＥＦ7、ＥＦ8）である。
上記態様によれば、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の最大値の大きい方の値を最小にすることができるので、従来に比して前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の消費エネルギのピーク値が大きい方の値を低くすることができる。
更に、本発明の他の一つの態様においては、制御装置（１４）は、車両のロールによりアクチュエータが回転せしめられて発電する状況においては、発電エネルギを回収する回生を行うよう構成され、回生を行うときには対応するアクティブスタビライザ装置の仕事率を負の値にするよう構成されている。
上記態様によれば、回生が行われるときには対応するアクティブスタビライザ装置の仕事率が負の値にされる。よって、回生が行われるときにも対応するアクティブスタビライザ装置の仕事率が負の値にされない場合に比して、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率を適正に演算することができる。
更に、本発明の他の一つの態様においては、制御装置（１４）は、車両のロールによりアクチュエータが回転せしめられて発電する状況においても、発電エネルギを回収する回生を行わないよう構成され、車両のロールによりアクチュエータが回転せしめられる状況においては、アクティブスタビライザ装置の仕事率を０にするよう構成されている。
上記態様によれば、回生は行われず、車両のロールによりアクチュエータが回転せしめられる状況においては、アクティブスタビライザ装置の仕事率は０にされる。よって、回生が行われない車両の場合にも、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率を適正に演算することができる。
上記説明においては、本発明の理解を助けるために、後述する実施形態に対応する発明の構成に対し、その実施形態で用いられた符号が括弧書きで添えられている。しかし、本発明の各構成要素は、括弧書きで添えられた符号に対応する実施形態の構成要素に限定されるものではない。本発明の他の目的、他の特徴及び付随する利点は、以下の図面を参照しつつ記述される本発明の実施形態についての説明から容易に理解されるであろう。
本発明による車両のロール制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。 第一の実施形態におけるロール制御ルーチンを示すフローチャートである。 本発明における車両のロール制御の原理を説明するための車両の解図的背面図である。 バウンドした状態にある車輪についてアクティブスタビライザ装置を示す側面図である。 スタビライザのねじれ角ΔφCｉ（上段）、アクチュエータの回転角ΔφＡｉ（中段）、及びアクチュエータの回転角速度ΔφdＡｉ（下段）を示すグラフである。 路面から前輪及び後輪へのロール入力φf及びφr（第一段）、車体のロール角φ（第二段）、前輪側及び後輪側の相対ロール角Δφf及びΔφr（第三段）、及び目標アンチロールモーメントＭart（第四段）を示すグラフである。 第一の実施形態について、ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係（上段）、ロール角φの周波数ωと最適制御時における車体のロール角速度φdに対する前輪側及び後輪側アクチュエータの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの位相差との関係（中段）、及びロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（平均仕事率）ＥＦ1との関係（下段）を示すグラフである。 第一の実施形態の性能を示すグラフである。 図８に対応させて従来技術の性能を示すグラフである。 第二の実施形態について、ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係（上段）、ロール角φの周波数ωと最適制御時における車体のロール角速度φdに対する前輪側及び後輪側アクチュエータの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの位相差との関係（中段）、及びロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（平均仕事率）ＥＦ2との関係（下段）を示すグラフである。 第二の実施形態の性能を示すグラフである。 図１１に対応させて従来技術の性能を示すグラフである。 第三の実施形態について、ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係（上段）、ロール角φの周波数ωと最適制御時における車体のロール角速度φdに対する前輪側及び後輪側アクチュエータの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの位相差との関係（中段）、及びロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（瞬間最大仕事率）ＥＦ3との関係（下段）を示すグラフである。 第三の実施形態の性能を示すグラフである。 図１４に対応させて従来技術の性能を示すグラフである。 第四の実施形態について、ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係（上段）、ロール角φの周波数ωと最適制御時における車体のロール角速度φdに対する前輪側及び後輪側アクチュエータの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの位相差との関係（中段）、及びロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（瞬間最大仕事率）ＥＦ4との関係（下段）を示すグラフである。 第四の実施形態の性能を示すグラフである。 図１７に対応させて従来技術の性能を示すグラフである。 第五の実施形態について、ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係（上段）、ロール角φの周波数ωと最適制御時における車体のロール角速度φdに対する前輪側及び後輪側アクチュエータの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの位相差との関係（中段）、及びロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（平均仕事率の大きい方の値）ＥＦ5との関係（下段）を示すグラフである。 第五の実施形態の性能を示すグラフである。 図２０に対応させて従来技術の性能を示すグラフである。 第六の実施形態について、ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係（上段）、ロール角φの周波数ωと最適制御時における車体のロール角速度φdに対する前輪側及び後輪側アクチュエータの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの位相差との関係（中段）、及びロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（平均仕事率の大きい方の値）ＥＦ6との関係（下段）を示すグラフである。 第六の実施形態の性能を示すグラフである。 図２３に対応させて従来技術の性能を示すグラフである。 第七の実施形態について、ロール角φの周波数ωと最適制御のゲインＧf及びＧrとの関係（上段）、ロール角φの周波数ωと最適制御時における車体のロール角速度φdに対する前輪側及び後輪側アクチュエータの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの位相差との関係（中段）、及びロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（平均仕事率の大きい方の値に基づく瞬間最大仕事率）ＥＦ7との関係（下段）を示すグラフである。 第七の実施形態の性能を示すグラフである。 図２６に対応させて従来技術の性能を示すグラフである。 第八の実施形態の性能を示すグラフである。 図２８に対応させて従来技術の性能を示すグラフである。
［実施形態において採用されている本発明の原理］
本発明の理解が容易になるよう、実施形態の説明に先立ち、図３乃至図６を参照して、本発明における車両のロール制御の原理について説明する。
図３において、車両１００は左車輪１０２Li及び右車輪１０２Riの間に配設されたアクティブスタビライザ装置１０４iを備えている。なお、iは、前輪についてはfであり、後輪についてはrである。各アクティブスタビライザ装置１０４iは、車両の横方向に延在するバー１０４BLi及び１０４BRiと、これらのバーと一体をなしバーを横切る方向に延在するアーム部１０４ALi及び１０４ARiとを含む左右のスタビライザ１０４SLi及び１０４SRiを有している。更に、各アクティブスタビライザ装置１０４iは、左右のスタビライザのバーを相対回転させる電動アクチュエータ１０４Aiを有している。図３には示されていないが、電動アクチュエータ１０４Aiは、電動機及び減速歯車を含んでいる。
なお、図３には示されていないが、アーム部１０４ALi及び１０４Ariは、先端にてそれぞれ左車輪１０２Li及び右車輪１０２Riのサスペンション部材に連結されており、車輪がバウンドもリバウンドもしていないときには水平に延在するものとする。更に、バー１０４BLi及び１０４BRiの剛性は無限大であり、車輪がバウンド及びリバウンドする際には、アーム部１０４ALi及び１０４Ariが弾性曲げ変形するものとする。
走行路の路面１０６は水平方向１０７に対し右下りに角度φ傾斜しており、車両１００の車体１００Bは路面１０６の傾斜に対応して右方へ角度φロールして走行している。左車輪１０２Li及び右車輪１０２Riは、図３には示されていない路面１０６の凹凸などに起因して、それぞれバウンドしリバウンドしている。左車輪１０２Liの接地点１０８Li及び右車輪１０２Riの接地点１０８R iを結ぶ直線１１０iが水平方向１０７に対しなす角度をφiとすると、路面１０６に対する直線１１０iの傾斜角Δφi（以下「相対ロール角」という）は、φi−φである。
なお、図３において、Ｇは車両１００の重心を示しており、１１２は車両１００の中心垂直平面を示しており、直線１１４は鉛直方向を示している。更に、１１６Li及び１１６Riはそれぞれ左車輪１０２Li及び右車輪１０２Riの回転軸線を示し、１１８Li及び１１８Riはそれぞれ左車輪１０２Li及び右車輪１０２Riの中心平面を示している。
図４において、ΔφＡｉは電動アクチュエータ１０４Aiの回転角を示し、ΔφCｉは左車輪１０２Liの側のスタビライザ１０４SLiのアーム部１０４ALiの弾性曲げ変形によるスタビライザ１０４SLiのねじれ角を示している。よって、スタビライザ１０４SLiのバー１０４BLiに対するアーム部１０４ALiの先端の回転角度Δφｉは、ΔφＡｉ+ΔφCｉであるので、下記の式（１）及び（２）が成立する。なお、矢印１２０は、アーム部１０４ALiの弾性曲げ変形の力が電動アクチュエータ１０４Aiを回転させようとする方向を示している。
Δφｆ＝ΔφＡｆ+ΔφＣｆ …（１)
Δφｒ＝ΔφＡｒ+ΔφＣｒ …（２)
前述の特許文献１にも記載されているように、車体のロール角速度をφdとし、制御係数をＣ（正の定数）とすると、車体のロールを低減するための目標アンチロールモーメントＭartは、下記の式（３）により表される。
Ｍart＝−Ｃ・φd …（３)
前輪側アクティブスタビライザ装置１０４fのアーム部１０４ALf及び１０４ARfの弾性曲げ変形のばね定数をＫfとし、後輪側アクティブスタビライザ装置１０４rのアーム部１０４ALr及び１０４ARrの弾性曲げ変形のばね定数をＫrとする。前輪側アクティブスタビライザ装置１０４f及び後輪側アクティブスタビライザ装置１０４rの電動アクチュエータ１０４Af及び１０４Arを制御することにより発生されるアンチロールモーメントＭarは、下記の式（４）により表される。
Ｍar＝Ｋf・ΔφＡｆ+Ｋr・ΔφＡｒ …（４)
従来の車両のロール制御においては、式（４）により表されるアンチロールモーメントＭarが、式（３）により表される目標アンチロールモーメントＭartになるように、即ち下記の式（５）が成立するように、電動アクチュエータ１０４Af及び１０４Arが制御される。この場合、車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Aiの回転角ΔφＡｉのゲインは、車速、車体のロール振動の周波数などに関係なく一定である。
Ｍart＝Ｋf・ΔφＡｆ+Ｋr・ΔφＡｒ …（５)
本発明においては、前輪側アクティブスタビライザ装置１０４f及び／又は後輪側アクティブスタビライザ装置１０４rの消費エネルギが低減されるよう、アクチュエータ１０４A f及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの最適な組合せが求められる。
スタビライザ１０４SLiのねじれ角ΔφCｉが、スタビライザ１０４SLiのアーム部１０４ALiの弾性曲げ変形により、図５の上段に示されているように変化する場合について考える。即ち、左車輪１０２Liが、時点ｔ0から時点ｔ2まではバウンドし、時点ｔ2から時点ｔ4まではリバウンドする場合について考える。
アクチュエータ１０４Aiの回転角ΔφＡｉが、図５の中段において実線にて示されているように変化する場合には、アクチュエータは、時点ｔ0からｔ2までにおいては、左車輪を下げるよう回転し、ｔ2から時点ｔ4までにおいては、左車輪を上げるよう回転する。よって、アクチュエータは、左車輪の上下運動に伴うアーム部１０４ALiの弾性曲げ変形に逆らうよう回転するので、アクチュエータの負荷が大きい。これに対し、アクチュエータ１０４Aiの回転角ΔφＡｉが、図５の中段において破線にて示されているように変化する場合には、アクチュエータは時点ｔ0からｔ2までにおいては、左車輪を上げるよう回転し、ｔ2から時点ｔ4までにおいては、左車輪を下げるよう回転する。よって、アクチュエータは、アーム部１０４ALiの左車輪の上下運動に伴うアーム部１０４ALiの弾性曲げ変形に沿うよう回転するので、アクチュエータの負荷は小さい。
図５の下段は、図５の中段に示されたアクチュエータ１０４Aiの回転角ΔφＡｉの時間変化率、即ち回転角速度ΔφdＡｉを示している。実線にて示された回転角速度はスタビライザ１０４SLiのねじれ角ΔφCｉに対し逆相であるが、破線にて示された回転角速度はスタビライザ１０４SLiのねじれ角ΔφCｉと同相である。よって、図５から、ねじれ角ΔφCｉと回転角速度ΔφdＡｉとの位相差を小さくすれば、アクチュエータの負荷を低減し、アクティブスタビライザ装置１０４iの消費エネルギを低減することができることが解る。
次に、図６を参照して、前輪側アクティブスタビライザ装置１０４f及び／又は後輪側アクティブスタビライザ装置１０４rの消費エネルギを低減するための、アクチュエータ１０４A f及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの最適な組合せの求め方について説明する。
図６の第一段に示されているように、路面から後輪へのロール入力φrは、路面から前輪へのロール入力φfに対し、車速及び車両のホイールベースにより決定される遅延時間Δtだけ遅れて変化する。車体１００Bのロール角φが、図６の第二段に示されているように変化すると、前輪側及び後輪側の相対ロール角Δφf及びΔφrは、それぞれ図６の第三段において実線及び破線にて示されているように変化する。なお、図６の第四段は、図６の第二段に示された車体１００Bのロール角φの変化率（ロール角速度φd）に対応する車両全体の目標アンチロールモーメントＭartの変化を示している。
図６の第三段に示された前輪側及び後輪側の相対ロール角Δφf及びΔφrの位相は、図６の第四段に示された車両全体の目標アンチロールモーメントＭartの位相とは異なる。よって、相対ロール角Δφf及びΔφrの一部であるねじれ角ΔφCf及びΔφCr前輪の位相は、目標アンチロールモーメントＭartの位相とは異なる。従って、図５及び図６から、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の消費エネルギを低減するためには、上記式（１）及び（２）及び上記式（５）を充足しつつ、ねじれ角ΔφCｉ及び回転角速度ΔφdＡｉの位相差ができるだけ小さくなる回転角ΔφＡf及びΔφＡrの組合せを求めればよいことが解る。
電動機による回生が行われる場合における前輪側アクティブスタビライザ装置１０４f及び後輪側アクティブスタビライザ装置１０４rの単位時間当たりの消費エネルギ、即ち仕事率Ｅf及びＥrは、それぞれ下記の式（６）及び（７）により表される。即ち、仕事率Ｅfは、電動アクチュエータ１０４Afの回転角速度ΔφdＡf（＝dΔφＡf／dt）及びアーム部１０４ALfの弾性変形により発生されるスタビライザ反力Ｋf・ΔφCｆとの積として演算される。同様に、仕事率Ｅrは、電動アクチュエータ１０４Aｒの回転角速度ΔφdＡｒ（＝dΔφＡｒ／dt）及びアーム部１０４ALｒの弾性変形により発生されるスタビライザ反力Ｋr・ΔφCｒとの積として演算される。なお、仕事率Ｅf及びＥrは、対応するスタビライザのバーを相対回転させる場合に正の値になり、電動アクチュエータの電動機が対応するスタビライザによって回転せしめられることによって回生が行われる場合に負の値になる。
Figure 0006573082
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電動機による回生が行われない場合における前輪側アクティブスタビライザ装置１０４f及び後輪側アクティブスタビライザ装置１０４rの仕事率Ｅf′及びＥr′は、それぞれＥf及びＥrが正の値であるときには、Ｅf及びＥrと同一である。これに対し、仕事率Ｅf′及びＥr′は、それぞれＥf及びＥrが負の値であるときには、０である。
前輪側アクティブスタビライザ装置１０４f及び／又は後輪側アクティブスタビライザ装置１０４rの消費エネルギを低減するための評価関数として、下記の式（８）乃至（１５）にて表される評価関数ＥＦ1乃至ＥＦ8が考えられる。評価関数ＥＦ1、ＥＦ3、ＥＦ5、及びＥＦ7は、電動機による回生が行われる場合についての評価関数であり、評価関数ＥＦ2、ＥＦ4、ＥＦ6、及びＥＦ8は、電動機による回生が行われない場合についての評価関数である。なお、評価関数ＥＦ1、ＥＦ2、ＥＦ5、及びＥＦ6におけるωは、車体１００Bのロール角φの周期的変化の周波数である。評価関数ＥＦ3〜ＥＦ8のMAXは、かっこ内の値のうちの最大値又は大きい方の値を意味する。
Figure 0006573082
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Figure 0006573082
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評価関数ＥＦ1及びＥＦ2は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の和に基づく平均仕事率についての評価関数であり、この値が小さいほど、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の両者による消費エネルギが小さく、車両の燃費がよい。評価関数ＥＦ3及びＥＦ4は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の和の最大値についての評価関数であり、この値が小さいほど、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の両者による消費エネルギのピーク値が低い。
評価関数ＥＦ5及びＥＦ6は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の平均仕事率の大きい方の値についての評価関数であり、この値が小さいほど、アクチュエータ１０４Aiの熱害が少ない。評価関数ＥＦ7及びＥＦ8は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の最大値の大きい方の値についての評価関数であり、この値が小さいほど、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の消費エネルギのピーク値が大きい方の値が低い。
車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrのゲインをそれぞれ制御ゲインＧf及びＧrとする。各評価関数が最小になるときの制御ゲインＧf及びＧrをそれぞれ最適の制御ゲインＧft及びＧrtとして予め求めておき、それらの制御ゲインに基づいて前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置を制御すれば、消費エネルギを低減することができる。最適の制御ゲインＧft及びＧrtは、車体１００Bのロール角φの周期的変化の周波数ω、車速、車両の仕様によって異なる。
よって、本発明が適用される車両の仕様、複数の車速域及び種々の周波数ωについて、最適の制御ゲインＧft及びＧrtが例えばシミュレーションにより又は実験的に予め求められ、複数の車速域毎に周波数ωをパラメータとする最適の制御ゲインＧft及びＧrtのマップが設定されてよい。更に、本発明による車両のロール制御の実施に際しては、車速に基づいて車速域が特定されることによりマップが特定され、周波数ωに基づいて特定されたマップが参照されることにより最適の制御ゲインＧft及びＧrtが決定され、それらの制御ゲインに基づいて前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置が制御されてよい。
次に、上述の原理に基づいて構成された本発明によるロール制御装置の第一乃至第八の実施形態について詳細に説明する。
［第一の実施形態］
図１において、ロール制御装置１０は、前輪側アクティブスタビライザ装置１２fと、後輪側アクティブスタビライザ装置１２rと、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置を制御する制御装置である電子制御装置１４と、を有している。前輪側アクティブスタビライザ装置１２fは、車両の横方向に延在するバー１２BLf、１２BRfと、対応するバーと一体をなしバーを横切る方向（後方）に延在するアーム部１２ALf、１２ARfとを含む左右のスタビライザ１２SLf、１２SRfと、左右のスタビライザのバーを相対回転させる電動アクチュエータ１２Afとを有している。バー１２BLf及び１２BRfは、図には示されていない支持部材を介して、車両１６の車体１６Bに対し回転可能に車体により支持されている。アーム部１２ALf及び１２ARfは、それぞれ外端にて左前輪１８Lf及び右前輪１８Rfのサスペンション部材２０SLf及び２０SRfに連結されている。
同様に、後輪側アクティブスタビライザ装置１２rは、車両の横方向に延在するバー１２BLr、１２BRrと、対応するバーと一体をなしバーを横切る方向（後方）に延在するアーム部１２ALr、１２ARrとを含む左右のスタビライザ１２SLr、１２SRrと、左右のスタビライザのバーを相対回転させる電動アクチュエータ１２Arとを有している。バー１２BLr及び１２BRrは、図には示されていない支持部材を介して、車両１６の車体１６Bに対し回転可能に車体により支持されている。アーム部１２ALr及び１２ARrは、それぞれ外端にて左後輪１８Lr及び右後輪１８Rrのサスペンション部材２０SLr及び２０SRrに連結されている。
なお、アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの構造自体は本発明の要旨をなすものではないので、車両１６のロールを低減するためのアンチロールモーメントを発生し得るものである限り当技術分野に於いて公知の任意の構成のものであってよい。アクティブスタビライザ装置の構造について、必要ならば例えば本願出願人の出願にかかる特開２００９−９６３６６号公報を参照されたい。
図１に示されているように、左前輪１８Lf及び右前輪１８Rfは操舵輪であり、左後輪１８Lr及び右後輪１８Rrは非操舵輪である。左前輪１８Lf及び右前輪１８Rfは、運転者によるステアリングホイール２４の操作に応答して駆動されるラック・アンド・ピニオン型のパワーステアリング装置２６によりラックバー２８及びタイロッド３０L及び３０Rを介して転舵される。
電子制御装置１４は、後に詳細に説明するように、上述の原理の第一の実施形態に基づく図２に示されたフローチャートに従って、車両１６のロールを低減するための目標アンチロールモーメントＭartを演算する。更に、制御装置１４は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rが発生するアンチロールモーメントＭarf及びＭarrの和Ｍarf＋Ｍarrを目標アンチロールモーメントＭartにするための電動アクチュエータ１２Af及び１２Arの目標回転角ΔφＡfｔ及びΔφＡrｔを演算する。上記式（１）及び（２）は常に成立するので、目標回転角ΔφＡfｔ及びΔφＡrｔは、上記式（１）及び（２）及び上記式（５）を充足しつつ、ねじれ角ΔφCｉ及び回転角速度ΔφdＡｉの位相差ができるだけ小さくなる回転角ΔφＡf及びΔφＡrの組合せとして演算される。
更に、制御装置１４は、電動アクチュエータ１２Af及び１２Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrがそれぞれ目標回転角ΔφＡfｔ及びΔφＡrｔになるように前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置を制御する。なお、電動アクチュエータ１２Af及び１２Arの電動機が対応するスタビライザによって回転せしめられる状況においては、電動機による回生が行われ、制御装置１４は回生を制御し、回収された電力を図には示されていないバッテリに蓄電する。後述の第三、第五及び第七の実施形態においても、電動アクチュエータ１２Af及び１２Arの電動機による回生が行われる。
電子制御装置１４には、それぞれ電動アクチュエータ１２Af及び１２Arに設けられた回転角センサ３２f及び３２rから、電動アクチュエータ１２Af及び１２Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡr、即ち左右のスタビライザのバーの相対回転角度を示す信号が入力される。制御装置１４には、それぞれ左前輪１８Lf及び右前輪１８Rfに近接して車体１６Bに設けられた上下加速度センサ３４L及び３４Rから、車体の上下加速度ＧzL及びＧzRを示す信号が入力される。更に、制御装置１４には、車速センサ３６から車速Ｖを示す信号が入力される。なお、電動アクチュエータの回転角ΔφＡf及びΔφＡrは、車両の左旋回時の車体のロールを低減する方向の回転角が正であり、上下加速度ＧzL及びＧzRは上方向が正である。
アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの電動アクチュエータ１２Af及び１２Arは、電子制御装置１４によって電動機に対する制御電流が制御されることにより制御される。なお、図１には詳細に示されていないが、電子制御装置１４は、ＣＰＵとＲＯＭとＲＡＭと入出力ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続されたマイクロコンピュータ及び駆動回路よりなっていてよい。図２に示されたフローチャートに対応する制御プログラムは、ＲＯＭに格納されており、目標回転角ΔφＡfｔ及びΔφＡrｔの演算などは同制御プログラムに従ってＣＰＵにより制御される。ＲＯＭには、目標回転角ΔφＡfｔ及びΔφＡrｔの演算に必要なマップなども格納されている。ロール制御装置１０の上述の構成は、後述の第二乃至第八の実施形態においても同様である。
特に、第一の実施形態においては、複数の車速域毎に種々の周波数ωについて、車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの最適の制御ゲインＧft及びＧrtがシミュレーションにより予め求められている。最適の制御ゲインＧft及びＧrtfは、車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの制御ゲインのうち、上記評価関数ＥＦ1が最小になる値である。
シミュレーションに使用された車両の仕様は以下の通りである。以下の第一の実施形態の説明においては、「評価関数ＥＦ1が最小になるとき」を「最適制御」と表記する。
車体のロール慣性モーメント:７６８kgm２
前輪のロール剛性:１５００Nm/deg
後輪のロール剛性: １０００Nm/deg
前輪のショックアブソーバの減衰係数:１９２０Nm/(rad/s)
後輪のショックアブソーバの減衰係数: １９２０Nm/(rad/s)
制御係数Ｃ:２０００Nm/(rad/s)
車両のばね上質量: ２０００kg
重心高:０．５５m
トレッド:１．６ m
ホイールベース:２．７８m
図７の上段は、９０〜１００km/hの車速域について、車体１００Bのロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係を、従来技術の場合の制御ゲイン（破線）と共に示している。図７の中段は、上記車速域について、ロール角φの周波数ωと最適制御時における車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの位相差との関係を、従来技術の場合の位相差（破線）と共に示している。
図７の下段は、上記車速域について、ロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（平均仕事率）ＥＦ1との関係を、従来技術の場合の値（破線）と共に示している。なお、従来技術とは、第一の実施形態と同一の仕様の車両において、アクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの制御ゲインＧf及びＧrが０．０２７rad/(rad/s)の一定の値に設定されたロール制御装置である。このことは、後述の他の実施形態においても同様である。図７の下段から、最適制御時における評価関数ＥＦ1は、ロール角φの周波数ωが低い領域を除き、従来技術の場合の値よりも低いことが解る。
ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係は、図７の上段においては、上記車速域についてのみ図示されているが、車速域によって異なる。図には示されていないが、車速Ｖが低くなるほど、最適の制御ゲインＧftは増大し、最適の制御ゲインＧrtは減少する。電子制御装置１４のＲＯＭには、１０km/h毎に区分された複数の車速域について周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係がマップとして記憶されている。
次に、図２に示されたフローチャートを参照して第一の実施形態におけるアクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの制御ルーチンについて説明する。なお、図２に示されたフローチャートによる制御は、図には示されていないイグニッションスイッチがオンであるときに所定の時間毎に繰返し実行される。
まず、ステップ１０においては、それぞれ上下加速度センサ３４L及び３４Rにより検出された車体１６Bの上下加速度ＧzL及びＧzRを示す信号などが読み込まれる。
ステップ２０においては、上下加速度Ｇzrと上下加速度ＧzLとの差Ｇzr−ＧzLが積分されることにより、車体１６Bのロール角速度φdが演算される。
ステップ３０においては、ロール角速度φdに基づいて上記式（３）に従って車体のロールを低減するための目標アンチロールモーメントＭartが演算される。
ステップ４０においては、車速Ｖが属する車速域が特定されると共に、周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係を示す複数のマップ（図７の上段など）の中から、特定された車速域についてのマップが決定される。
ステップ５０においては、ステップ２０において演算された車体１６Bのロール角速度φdに基づいて、車体１６Bのロール角φの周期的変化の周波数である車体のロール周波数ωが演算される。更に、車体のロール周波数ωに基づいてステップ４０において決定されたマップが参照されることにより、最適の制御ゲインＧft及びＧrtが演算される。
ステップ６０においては、それぞれ下記の式（１６）及び（１７）に従って、前輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２rの電動アクチュエータ１２Af及び１２Arの目標回転角ΔφＡfｔ及びΔφＡrｔが演算される。
ΔφＡfｔ＝Ｇft・φd …（１６)
ΔφＡrｔ＝Ｇrt・φd …（１７)
ステップ７０においては、電動アクチュエータ１２Af及び１２Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrがそれぞれ目標回転角ΔφＡfｔ及びΔφＡrｔになるよう、前輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２rが制御される。
図８及び図９は、車速Ｖが１００km/hであり、車体のロール周波数ωが２Hzである場合における第一の実施形態及び従来技術の性能を示すグラフである。特に、上段は、前輪側アクティブスタビライザ装置１２fの反力（＝Ｋf・ΔφＡｆ）（実線）、及びアクチュエータ１０４Afの回転角速度ΔφdＡf（破線）を示している。中段は、後輪側アクティブスタビライザ装置１２rの反力Ｋr・ΔφＡr（実線）、及びアクチュエータ１０４Arの回転角速度ΔφdＡr（破線）を示している。更に、下段は、前輪側アクティブスタビライザ装置１２fの仕事率Ｅf（一点鎖線）、後輪側アクティブスタビライザ装置１２rの仕事率Ｅr（二点鎖線）、仕事率Ｅf及びＥrの和（破線）及び前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率（評価関数ＥＦ1）（実線）を示している。
図８及び図９の上段に示されているように、従来技術における前輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３５degであるのに対し、第一の実施形態における同位相差は３０degである。図８及び図９の中段に示されているように、従来技術における後輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３２degであるのに対し、第一の実施形態における同位相差は１０６degである。よって、第一の実施形態におけるアクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は、前輪側及び後輪側の何れについても従来技術における同位相差よりも小さい。
図８及び図９の下段に示されているように、従来技術における平均仕事率ＥＦ1は３４．５×１０−２W/mrad２であるのに対し、第一の実施形態における平均仕事率ＥＦ1は２．６×１０−２W/mrad２である。なお、車速域が９０〜１００km/h以外の車速域である場合にも、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率ＥＦ1を従来技術に比して低減することができる。よって、第一の実施形態によれば、従来技術に比して前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の消費エネルギを低減し、車両の燃費を向上せることができる。
［第二の実施形態］
第二の実施形態においては、電子制御装置１４は、下記の点を除き第一の実施形態と同様に電動アクチュエータ１２Af及び１２Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrがそれぞれ目標回転角ΔφＡfｔ及びΔφＡrｔになるように前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置を制御する。なお、電動アクチュエータ１２Af及び１２Arの電動機による回生は行われない。即ち、電動アクチュエータ１２Af及び１２Arの電動機が対応するスタビライザによって回転せしめられる状況においても、回生は行われない。後述の第四、第六及び第八の実施形態においても、電動アクチュエータ１２Af及び１２Arの電動機による回生は行われない。
第二の実施形態においては、複数の車速域毎に種々の周波数ωについて、上記評価関数ＥＦ2が最小になるときの車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrのゲインＧf及びＧrが、それぞれ最適の制御ゲインＧft及びＧrtとしてシミュレーションにより予め求められている。シミュレーションに使用された車両の仕様は第一の実施形態の仕様と同一である。以下の第二の実施形態の説明においては、「評価関数ＥＦ2が最小になるとき」を「最適制御」と表記する。
図１０の上段、中段及び下段は、それぞれ図７の上段、中段及び下段に対応している。特に、図１０の下段は、９０〜１００km/hの車速域について、ロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（平均仕事率）ＥＦ2との関係を、従来技術の場合の値（破線）と共に示している。図１０の下段から、最適制御時における評価関数ＥＦ2は、ロール角φの周波数ωが低い領域を除き、従来技術の場合の値よりも低いことが解る。
ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係は、図１０の上段においては、上記車速域についてのみ図示されているが、車速域によって異なる。図には示されていないが、第一の実施形態と同様に、車速Ｖが低くなるほど、最適の制御ゲインＧftは増大し、最適の制御ゲインＧrtは減少する。電子制御装置１４のＲＯＭには、１０km/h毎に区分された複数の車速域について周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係がマップとして記憶されている。
第二の実施形態においても、ロール制御は図２に示されたフローチャートに従って第一の実施形態と同様に行われる。しかし、第二の実施形態のステップ４０においては、車速Ｖが属する車速域が特定されると共に、周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係を示す複数のマップ（図１０の上段など）の中から、特定された車速域についてのマップが決定される。
図１１及び図１２は、車速Ｖが１００km/hであり、車体のロール周波数ωが２Hzである場合における第二の実施形態及び従来技術の性能を示すグラフであり、それぞれ図８及び図９に対応している。特に、下段の実線は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率（評価関数ＥＦ2）を示している。
図１１及び図１２の上段に示されているように、従来技術における前輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３５degであるのに対し、第二の実施形態における同位相差は９７degである。図１１及び図１２の中段に示されているように、従来技術における後輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３２degであるのに対し、第二の実施形態における同位相差は１１３degである。よって、第二の実施形態におけるアクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は、前輪側及び後輪側の何れについても従来技術における同位相差よりも小さい。
図１１及び図１２の下段に示されているように、従来技術における平均仕事率ＥＦ2は３９．０×１０−２W/mrad２であるのに対し、第二の実施形態における平均仕事率ＥＦ2は２８．６×１０−２W/mrad２である。なお、車速域が９０〜１００km/h以外の車速域である場合にも、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率ＥＦ2を従来技術に比して低減することができる。よって、第二の実施形態によれば、第一の実施形態と同様に、従来技術に比して前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の消費エネルギを低減し、車両の燃費を向上せることができる。
特に、第一の実施形態と第二の実施形態との比較から、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の平均仕事率を従来技術に比して低減し得る量は、電動機による回生が行われる場合には電動機による回生が行われない場合に比して大きいことが解る。
［第三の実施形態］
第三の実施形態においては、１０km/h毎に区分された複数の車速域毎に種々の周波数ωについて、上記評価関数ＥＦ3が最小になるときの車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrのゲインＧf及びＧrが、最適の制御ゲインＧft及びＧrtとしてシミュレーションにより予め求められている。シミュレーションに使用された車両の仕様は第一の実施形態の仕様と同一である。以下の第三の実施形態の説明においては、「評価関数ＥＦ3が最小になるとき」を「最適制御」と表記する。
図１３の上段、中段及び下段は、それぞれ図７の上段、中段及び下段に対応している。特に、図１３の下段は、９０〜１００km/hの車速域について、ロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（瞬間最大仕事率）ＥＦ3との関係を、従来技術の場合の値（破線）と共に示している。図１３の下段から、最適制御時における評価関数ＥＦ3は、ロール角φの周波数ωが低い領域を除き、従来技術の場合の値よりも低いことが解る。
ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係は、図１３の上段においては、上記車速域についてのみ図示されているが、車速域によって異なる。図には示されていないが、第一及び第二の実施形態と同様に、車速Ｖが低くなるほど、最適の制御ゲインＧftは増大し、最適の制御ゲインＧrtは減少する。電子制御装置１４のＲＯＭには、複数の車速域について周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係がマップとして記憶されている。
第三の実施形態においても、ロール制御は図２に示されたフローチャートに従って第一の実施形態と同様に行われる。しかし、第三の実施形態のステップ４０においては、車速Ｖが属する車速域が特定されると共に、周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係を示す複数のマップ（図１３の上段など）の中から、特定された車速域についてのマップが決定される。
図１４及び図１５は、車速Ｖが１００km/hであり、車体のロール周波数ωが２Hzである場合における第三の実施形態及び従来技術の性能を示すグラフであり、それぞれ図８及び図９に対応している。特に、下段の実線は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの瞬間最大仕事率（評価関数ＥＦ3）を示している。
図１４及び図１５の上段に示されているように、従来技術における前輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３５degであるのに対し、第三の実施形態における同位相差は８２degである。図１４及び図１５の中段に示されているように、従来技術における後輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３２degであるのに対し、第三の実施形態における同位相差は１１４degである。よって、第三の実施形態におけるアクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は、前輪側及び後輪側の何れについても従来技術における同位相差よりも小さい。
図１４及び図１５の下段に示されているように、従来技術における瞬間最大仕事率ＥＦ3は８３．２×１０−２W/mrad２であるのに対し、第三の実施形態における瞬間最大仕事率ＥＦ3は１３．６×１０−２W/mrad２である。なお、車速域が９０〜１００km/h以外の車速域である場合にも、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの瞬間最大仕事率ＥＦ3を従来技術に比して低減することができる。よって、第三の実施形態によれば、従来技術に比して前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の消費エネルギのピーク値を低くすることができる。
［第四の実施形態］
第四の実施形態においては、１０km/h毎に区分された複数の車速域毎に種々の周波数ωについて、上記評価関数ＥＦ4が最小になるときの車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrのゲインＧf及びＧrが、最適の制御ゲインＧft及びＧrtとしてシミュレーションにより予め求められている。シミュレーションに使用された車両の仕様は第一の実施形態の仕様と同一である。以下の第四の実施形態の説明においては、「評価関数ＥＦ4が最小になるとき」を「最適制御」と表記する。
図１６の上段、中段及び下段は、それぞれ図７の上段、中段及び下段に対応している。特に、図１６の下段は、９０〜１００km/hの車速域について、ロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（瞬間最大仕事率）ＥＦ4との関係を、従来技術の場合の値（破線）と共に示している。図１６の下段から、最適制御時における評価関数ＥＦ4は、ロール角φの周波数ωが低い領域を除き、従来技術の場合の値よりも低いことが解る。
ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係は、図１６の上段においては、上記車速域についてのみ図示されているが、車速域によって異なる。図には示されていないが、第一乃至第三の実施形態と同様に、車速Ｖが低くなるほど、最適の制御ゲインＧftは増大し、最適の制御ゲインＧrtは減少する。電子制御装置１４のＲＯＭには、複数の車速域について周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係がマップとして記憶されている。
第四の実施形態においても、ロール制御は図２に示されたフローチャートに従って第一の実施形態と同様に行われる。しかし、第四の実施形態のステップ４０においては、車速Ｖが属する車速域が特定されると共に、周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係を示す複数のマップ（図１６の上段など）の中から、特定された車速域についてのマップが決定される。
図１７及び図１８は、車速Ｖが１００km/hであり、車体のロール周波数ωが２Hzである場合における第四の実施形態及び従来技術の性能を示すグラフであり、それぞれ図８及び図９に対応している。特に、下段の実線は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの瞬間最大仕事率（評価関数ＥＦ4）を示している。
図１７及び図１８の上段に示されているように、従来技術における前輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３５degであるのに対し、第四の実施形態における同位相差は９８degである。図１７及び図１８の中段に示されているように、従来技術における後輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３２degであるのに対し、第四の実施形態における同位相差は１２０degである。よって、第四の実施形態におけるアクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は、前輪側及び後輪側の何れについても従来技術における同位相差よりも小さい。
図１７及び図１８の下段に示されているように、従来技術における瞬間最大仕事率ＥＦ4は８３．２×１０−２W/mrad２であるのに対し、第四の実施形態における瞬間最大仕事率ＥＦ4は４１．８×１０−２W/mrad２である。なお、車速域が９０〜１００km/h以外の車速域である場合にも、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの瞬間最大仕事率ＥＦ4を従来技術に比して低減することができる。よって、第四の実施形態によれば、第三の実施形態と同様に、従来技術に比して前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の消費エネルギのピーク値を低くすることができる。
特に、第三の実施形態と第四の実施形態との比較から、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の瞬間最大仕事率を従来技術に比して低減し得る量は、電動機による回生が行われる場合には電動機による回生が行われない場合に比して大きいことが解る。
［第五の実施形態］
第五の実施形態においては、１０km/h毎に区分された複数の車速域毎に種々の周波数ωについて、上記評価関数ＥＦ5が最小になるときの車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrのゲインＧf及びＧrが、最適の制御ゲインＧft及びＧrtとしてシミュレーションにより予め求められている。シミュレーションに使用された車両の仕様は第一の実施形態の仕様と同一である。以下の第五の実施形態の説明においては、「評価関数ＥＦ5が最小になるとき」を「最適制御」と表記する。
図１９の上段、中段及び下段は、それぞれ図７の上段、中段及び下段に対応している。特に、図１９の下段は、９０〜１００km/hの車速域について、ロール角φの周波数ωと最適制御時における平均仕事率の大きい方の値（評価関数ＥＦ5）との関係を、従来技術の場合の値（破線）と共に示している。図１９の下段から、最適制御時における評価関数ＥＦ5は、ロール角φの周波数ωが低い領域を除き、従来技術の場合の値よりも低いことが解る。
ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係は、図１９の上段においては、上記車速域についてのみ図示されているが、車速域によって異なる。図には示されていないが、第一乃至第四の実施形態と同様に、車速Ｖが低くなるほど、最適の制御ゲインＧftは増大し、最適の制御ゲインＧrtは減少する。電子制御装置１４のＲＯＭには、複数の車速域について周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係がマップとして記憶されている。
第五の実施形態においても、ロール制御は図２に示されたフローチャートに従って第一の実施形態と同様に行われる。しかし、第五の実施形態のステップ４０においては、車速Ｖが属する車速域が特定されると共に、周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係を示す複数のマップ（図１９の上段など）の中から、特定された車速域についてのマップが決定される。
図２０及び図２１は、車速Ｖが１００km/hであり、車体のロール周波数ωが２Hzである場合における第五の実施形態及び従来技術の性能を示すグラフであり、それぞれ図８及び図９に対応している。特に、下段の実線は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率の大きい方の値（評価関数ＥＦ5）を示している。
図２０及び図２１の上段に示されているように、従来技術における前輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３５degであるのに対し、第五の実施形態における同位相差は１０１degである。図２０及び図２１の中段に示されているように、従来技術における後輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３２degであるのに対し、第五の実施形態における同位相差は１２６degである。よって、第五の実施形態におけるアクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は、前輪側及び後輪側の何れについても従来技術における同位相差よりも小さい。
図２０及び図２１の下段に示されているように、従来技術における平均仕事率の大きい方の値ＥＦ5は２８．８×１０−２W/mrad２であるのに対し、第五の実施形態における平均仕事率の大きい方の値ＥＦ5は１１．０×１０−２W/mrad２である。なお、車速域が９０〜１００km/h以外の車速域である場合にも、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率の大きい方の値ＥＦ5を従来技術に比して低減することができる。よって、第五の実施形態によれば、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の平均仕事率の大きい方の値を小ささくし、アクチュエータの熱害の虞を低減することができる。
［第六の実施形態］
第六の実施形態においては、１０km/h毎に区分された複数の車速域毎に種々の周波数ωについて、上記評価関数ＥＦ6が最小になるときの車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrのゲインＧf及びＧrが、最適の制御ゲインＧft及びＧrtとしてシミュレーションにより予め求められている。シミュレーションに使用された車両の仕様は第一の実施形態の仕様と同一である。以下の第六の実施形態の説明においては、「評価関数ＥＦ6が最小になるとき」を「最適制御」と表記する。
図２２の上段、中段及び下段は、それぞれ図７の上段、中段及び下段に対応している。特に、図２２の下段は、９０〜１００km/hの車速域について、ロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（平均仕事率の大きい方の値）ＥＦ6との関係を、従来技術の場合の値（破線）と共に示している。図２２の下段から、最適制御時における評価関数ＥＦ6は、ロール角φの周波数ωが低い領域を除き、従来技術の場合の値よりも低いことが解る。
ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係は、図２２の上段においては、上記車速域についてのみ図示されているが、車速域によって異なる。図には示されていないが、第一乃至第五の実施形態と同様に、車速Ｖが低くなるほど、最適の制御ゲインＧftは増大し、最適の制御ゲインＧrtは減少する。電子制御装置１４のＲＯＭには、複数の車速域について周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係がマップとして記憶されている。
第六の実施形態においても、ロール制御は図２に示されたフローチャートに従って第一の実施形態と同様に行われる。しかし、第六の実施形態のステップ４０においては、車速Ｖが属する車速域が特定されると共に、周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係を示す複数のマップ（図２２の上段など）の中から、特定された車速域についてのマップが決定される。
図２３及び図２４は、車速Ｖが１００km/hであり、車体のロール周波数ωが２Hzである場合における第六の実施形態及び従来技術の性能を示すグラフであり、それぞれ図８及び図９に対応している。特に、下段の実線は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率の大きい方の値（評価関数ＥＦ6）を示している。
図２３及び図２４の上段に示されているように、従来技術における前輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３５degであるのに対し、第六の実施形態における同位相差は１１６degである。図２３及び図２４の中段に示されているように、従来技術における後輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３２degであるのに対し、第六の実施形態における同位相差は１２２degである。よって、第六の実施形態におけるアクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は、前輪側及び後輪側の何れについても従来技術における同位相差よりも小さい。
図２３及び図２４の下段に示されているように、従来技術における平均仕事率の大きい方の値ＥＦ6は３０．７×１０−２W/mrad２であるのに対し、第六の実施形態における平均仕事率の大きい方の値ＥＦ6は１４．６×１０−２W/mrad２である。なお、車速域が９０〜１００km/h以外の車速域である場合にも、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率の大きい方の値ＥＦ6を従来技術に比して低減することができる。よって、第六の実施形態によれば、第五の実施形態と同様に、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の平均仕事率の大きい方の値を小ささくし、アクチュエータの熱害の虞を低減することができる。
特に、第五の実施形態と第六の実施形態との比較から、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の平均仕事率の大きい方の値を従来技術に比して低減し得る量は、電動機による回生が行われる場合には電動機による回生が行われない場合に比して大きいことが解る。
［第七の実施形態］
第七の実施形態においては、１０km/h毎に区分された複数の車速域毎に種々の周波数ωについて、上記評価関数ＥＦ7が最小になるときの車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrのゲインＧf及びＧrが、最適の制御ゲインＧft及びＧrtとしてシミュレーションにより予め求められている。シミュレーションに使用された車両の仕様は第一の実施形態の仕様と同一である。以下の第七の実施形態の説明においては、「評価関数ＥＦ7が最小になるとき」を「最適制御」と表記する。
図２５の上段、中段及び下段は、それぞれ図７の上段、中段及び下段に対応している。特に、図２５の下段は、９０〜１００km/hの車速域について、ロール角φの周波数ωと最適制御時における評価関数（平均仕事率の大きい方の値に基づく瞬間最大仕事率）ＥＦ7との関係を、従来技術の場合の値（破線）と共に示している。図２５の下段から、最適制御時における評価関数ＥＦ7は、ロール角φの周波数ωが低い領域を除き、従来技術の場合の値よりも低いことが解る。
ロール角φの周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係は、図２５の上段においては、上記車速域についてのみ図示されているが、車速域によって異なる。図には示されていないが、第一乃至第六の実施形態と同様に、車速Ｖが低くなるほど、最適の制御ゲインＧftは増大し、最適の制御ゲインＧrtは減少する。電子制御装置１４のＲＯＭには、複数の車速域について周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係がマップとして記憶されている。
第七の実施形態においても、ロール制御は図２に示されたフローチャートに従って第一の実施形態と同様に行われる。しかし、第七の実施形態のステップ４０においては、車速Ｖが属する車速域が特定されると共に、周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係を示す複数のマップ（図２５の上段など）の中から、特定された車速域についてのマップが決定される。
図２６及び図２７は、車速Ｖが＊＊＊km/hであり、車体のロール周波数ωが＊＊＊Hzである場合における第七の実施形態及び従来技術の性能を示すグラフであり、それぞれ図８及び図９に対応している。特に、下段の実線は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率の大きい方の値に基づく瞬間最大仕事率（評価関数ＥＦ7）を示している。
図２６及び図２７の上段に示されているように、従来技術における前輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３５degであるのに対し、第七の実施形態における同位相差は１２２degである。図２６及び図２７の中段に示されているように、従来技術における後輪側アクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は１３２degであるのに対し、第七の実施形態における同位相差は１２１degである。よって、第七の実施形態におけるアクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は、前輪側及び後輪側の何れについても従来技術における同位相差よりも小さい。
図２６及び図２７の下段に示されているように、従来技術における平均仕事率の大きい方の値に基づく瞬間最大仕事率ＥＦ7は６９．０×１０−２W/mrad２であるのに対し、第七の実施形態における平均仕事率の大きい方の値に基づく瞬間最大仕事率ＥＦ7は３５．５×１０−２W/mrad２である。なお、車速域が９０〜１００km/h以外の車速域である場合にも、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率の大きい方の値に基づく瞬間最大仕事率ＥＦ7を従来技術に比して低減することができる。よって、第七の実施形態によれば、従来に比して前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の消費エネルギのピーク値が大きい方の値を低くすることができる。
［第八の実施形態］
第八の実施形態においては、１０km/h毎に区分された複数の車速域毎に種々の周波数ωについて、上記評価関数ＥＦ8が最小になるときの車体のロール角速度φdに対するアクチュエータ１０４Af及び１０４Arの回転角ΔφＡf及びΔφＡrのゲインＧf及びＧrが、最適の制御ゲインＧft及びＧrtとしてシミュレーションにより予め求められている。シミュレーションに使用された車両の仕様は第一の実施形態の仕様と同一である。以下の第八の実施形態の説明においては、「評価関数ＥＦ8が最小になるとき」を「最適制御」と表記する。
第八の実施形態においては、図７の上段、中段及び下段に対応するグラフは、上述の第七の実施形態における図２５のそれぞれ上段、中段及び下段のグラフと同一である。よって、図７の上段、中段及び下段に対応するグラフの図示を省略する。電子制御装置１４のＲＯＭには、複数の車速域について周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係がマップとして記憶されている。
第八の実施形態においても、ロール制御は図２に示されたフローチャートに従って第一の実施形態と同様に行われる。しかし、第八の実施形態のステップ４０においては、車速Ｖが属する車速域が特定されると共に、周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係を示す複数のマップ（図２５の上段など）の中から、特定された車速域についてのマップが決定される。
図２８及び図２９は、車速Ｖが１００km/hであり、車体のロール周波数ωが２Hzである場合における第八の実施形態及び従来技術の性能を示すグラフであり、それぞれ図８及び図９に対応している。特に、下段の実線は、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率の大きい方の値に基づく瞬間最大仕事率（評価関数ＥＦ8）を示している。
図２８及び図２９の上段及び中段のグラフは、それぞれ図２６及び図２７の上段及び中段のグラフと同一である。よって、第八の実施形態におけるアクティブスタビライザ装置の反力及びアクチュエータの回転角速度の位相差は、前輪側及び後輪側の何れについても従来技術における同位相差よりも小さい。
図２８及び図２９の下段に示されているように、従来技術における平均仕事率の大きい方の値に基づく瞬間最大仕事率ＥＦ8は６９．０×１０−２W/mrad２であるのに対し、第八の実施形態における平均仕事率の大きい方の値に基づく瞬間最大仕事率ＥＦ8は３５．５×１０−２W/mrad２である。なお、車速域が９０〜１００km/h以外の車速域である場合にも、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び１２rの平均仕事率の大きい方の値に基づく瞬間最大仕事率ＥＦ8を従来技術に比して低減することができる。よって、第八の実施形態によれば、第七の実施形態と同様に、従来に比して前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の消費エネルギのピーク値が大きい方の値を低くすることができる。
更に、第七の実施形態と第八の実施形態との比較から、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の消費エネルギのピーク値が大きい方の値を低くし得る量は、電動機による回生が行われる場合も電動機による回生が行われない場合も同一であることが解る。
なお、上述の第一乃至第八の実施形態によれば、前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置が発生するアンチロールモーメントの和Ｋf・ΔφＡｆ+Ｋr・ΔφＡｒが目標アンチロールモーメントＭartになるように制御されるので、車体のロール角を効果的に低減することができる。
以上においては、本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。
例えば、上述の各実施形態においては、上下加速度センサ３４L及び３４Rから、車体１６Ｂの上下加速度ＧzL及びＧzRが検出され、上下加速度Ｇzrと上下加速度ＧzLとの差Ｇzr−ＧzLが積分されることにより、車体のロール角速度φdが演算されるようになっている。しかし、車体のロール角速度φdはロール角速度センサにより検出されてもよく、左右の車輪位置の車高が検出され、それらの差の微分値として演算されてもよい。
また、上述の各実施形態においては、車体のロール角速度φdに対するアクチュエータの回転角ΔφＡf及びΔφＡrの最適の制御ゲインＧft及びＧrtは、シミュレーションにより予め求められているが、これらのゲインは実験的に求められてもよい。
また、上述の各実施形態においては、１０km/h毎に区分された複数の車速域について周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係がマップとして記憶されている。しかし、車速域の区分は、１０km/h毎でなくてもよい。また、所定の複数の車速Ｖについて周波数ωと最適の制御ゲインＧft及びＧrtとの関係がマップとして記憶され、車速Ｖが所定のでないときには、マップを使用する補完演算により最適の制御ゲインＧft及びＧrtが演算されるよう修正されてもよい。
更に、上述の各実施形態においては、前輪側アクティブスタビライザ装置１２fのアーム部１２Alf及び１２ARfは、それぞれバー１２BLf及び１２BRfに対し車両の後方に位置している。同様に、後輪側アクティブスタビライザ装置１２rのアーム部１２Alr及び１２ARrは、それぞれバー１２BLr及び１２BRrに対し車両の後方に位置している。しかし、前輪側アクティブスタビライザ装置１２f及び後輪側アクティブスタビライザ装置１２rの少なくとも一方の左右のアーム部が対応するバーに対し車両の前方に位置していてもよい。
１０…ロール制御装置、１２f…前輪側アクティブスタビライザ装置、１２r…後輪側アクティブスタビライザ装置、１２SLf、１２SRf、１２SLr及び１２SRr…スタビライザ、１２Af、１２Ar…電動アクチュエータ、１４…電子制御装置、１６…車両、１８Lf…左前輪、１８Rf…右前輪、１８Lr…左後輪、１８Rr…右後輪、３２f、３２r…回転角センサ、３４L、３４R…上下加速度センサ、３６…車速センサ

Claims (7)

  1. 前輪側アクティブスタビライザ装置と、後輪側アクティブスタビライザ装置と、前記前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置を制御する制御装置と、を有し、各アクティブスタビライザ装置は、車両の横方向に延在するバーと該バーと一体をなしバーを横切る方向に延在するアーム部とを含む左右のスタビライザと、回転することにより前記左右のスタビライザのバーを相対回転させるよう構成された電動アクチュエータとを有し、前記制御装置は、車体のロール角速度と制御係数との積に基づいて車体のロール角を低減するための目標アンチロールモーメントを演算し、前記前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置が発生するアンチロールモーメントの和が前記目標アンチロールモーメントになるように前記前輪側及び後輪側の電動アクチュエータを制御するよう構成された車両のロール制御装置において、
    前記制御装置は、前記前輪側及び後輪側の電動アクチュエータの回転角速度と対応するアーム部の弾性変形により発生されるスタビライザ反力との積をそれぞれ前記前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率として、前記前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率に基づく評価関数を最小にするための前記前輪側及び後輪側の電動アクチュエータの最適の制御ゲインと車速及び車体のロール角変化の周波数との関係を記憶しており、
    前記制御装置は、車速及び車体のロール角変化の周波数に基づいて、前記記憶された関係から前記前輪側及び後輪側の電動アクチュエータの最適の制御ゲインを求め、前記前輪側及び後輪側の電動アクチュエータの制御ゲインが前記求められた最適の制御ゲインになるように、前記前輪側及び後輪側の電動アクチュエータを制御するよう構成された車両のロール制御装置。
  2. 請求項１に記載の車両のロール制御装置において、前記評価関数は、前記前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の和に基づく平均仕事率である車両のロール制御装置。
  3. 請求項１に記載の車両のロール制御装置において、前記評価関数は、前記前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の和の最大値である車両のロール制御装置。
  4. 請求項１に記載の車両のロール制御装置において、前記評価関数は、前記前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の平均仕事率の大きい方の値である車両のロール制御装置。
  5. 請求項１に記載の車両のロール制御装置において、前記評価関数は、前記前輪側及び後輪側アクティブスタビライザ装置の仕事率の最大値の大きい方の値である車両のロール制御装置。
  6. 請求項１乃至５の何れか一つに記載の車両のロール制御装置において、前記制御装置は、車両のロールにより前記アクチュエータが回転せしめられて発電する状況においては、発電エネルギを回収する回生を行うよう構成され、回生を行うときには対応する前記アクティブスタビライザ装置の仕事率を負の値にするよう構成された車両のロール制御装置。
  7. 請求項１乃至５の何れか一つに記載の車両のロール制御装置において、前記制御装置は、車両のロールにより前記アクチュエータが回転せしめられて発電する状況においても、発電エネルギを回収する回生を行わないよう構成され、車両のロールにより前記アクチュエータが回転せしめられる状況においては、前記アクティブスタビライザ装置の仕事率を０にするよう構成された車両のロール制御装置。

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