JPH10151929A

JPH10151929A - 特異摂動技法を用いる能動懸架系の適応制御装置

Info

Publication number: JPH10151929A
Application number: JP9135546A
Authority: JP
Inventors: Oshaku Kin; 應錫金
Original assignee: Samsung Heavy Industries Co Ltd
Current assignee: Samsung Heavy Industries Co Ltd
Priority date: 1996-09-16
Filing date: 1997-05-26
Publication date: 1998-06-09

Abstract

(57)【要約】【課題】特異摂動技法を用いる能動懸架形の適応制御
装置を提供する。【解決手段】能動懸架系適応制御装置は、車体の揺動
を抑えるための油圧式アクチュエ−タと、車体またはホ
イ−ルから発生した車体の揺動を感知するセンサ−部
と、前記センサ−部から得られた揺動デ−タを受信して
前記油圧式アクチュエ−タで発揮されるべき力を計算す
るダンピング制御部と、前記油圧式アクチュエ−タのス
プル弁の変位測定値を受信して前記油圧式アクチュエ−
タの動特性を低次化させ、前記ダンピング制御部から計
算された力が前記油圧式アクチュエ−タで正確に発揮さ
れるように制御する油圧制御部とを含む。したがって、
ダンピング制御部から計算された所望の力を油圧式アク
チュ−タで正確に発揮させることができる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は車両用の懸架系に対
する適応制御装置に係り、より詳しくは特異摂動技法を
用いる能動懸架系の適応制御装置に関する。

【０００２】

【従来の技術】車両用の懸架系についての能動制御の概
念は１９５０年代の初期に成立された。商業用としての
車両用の懸架系の能動制御器は１９６０年代から開発さ
れて生産されている。安楽な乗車感、走行安定性を目的
とするピッチ及びロ−ルの制御を行うための能動懸架系
についてアクチュエ−タのモデルが理想的であるという
仮定のもとに現代の制御理論を適用する多数の研究結果
が発表されている。

【０００３】かつ、近来は省エネルギ−のため、可変ば
ねと可変ダンパより構成されている半能動懸架系に対す
る研究も活発に行われつつある。この装置は実用性では
能動懸架系より優れるが、車体の相対運動方向について
ホイ−ルに発揮されるべき力を所望だけ発生させないと
いう問題があった。この問題はアクチュエ−タを理想的
なモデルとして開発された能動懸架系制御システムでも
存在し、実際の具現時にはカット＆トライ（cut and tr
y)方法を適用せざるを得ない原因となる。

【０００４】これは、能動懸架系の核心部品である油圧
式アクチュエ−タの非線形動特性が実際のシステムへの
適用時、無視できない要素として作用するからである。
したがって、油圧式アクチュエ−タの非線形性に鑑みる
効率よい制御システムの開発が、能動懸架系の性能向上
のために相当重要であるといえる。このため、油圧式ア
クチュエ−タの非線形動特性を線形化したモデルに基づ
く懸架制御器の設計が求められる。

【０００５】しかしながら、非線形モデルの線形化時に
は現実的でない条件（油圧シリンダの内部のピストンは
常に中心部に位置するという仮定など）が必要である。
従来の方法では、油圧式アクチュエ−タの動特性を無視
するか、全部考慮に入れた。油圧式アクチュエ−タの動
特性を無視する場合には実にホイ−ルに発揮されるべき
力が発揮されないという短所があり、その動特性を鑑み
る場合には速い計算時間を必要とするため全体の制御シ
ステムが複雑になるという問題があった。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】本発明は上述した問題
点を解決するために創出されたものであって、車両用の
能動懸架系における油圧式アクチュエ−タの動特性を特
異摂動技法を用いて低次化した後、低次化モデルに基づ
いて適応設計して油圧式アクチュエ−タの力を制御する
特異摂動技法を用いる能動懸架系の適応制御装置を提供
することをその目的とする。

【０００７】

【課題を解決するための手段】前記目的を達成するため
の本発明による特異摂動技法を用いる能動懸架系の適応
制御装置は、車体の揺動を抑えるための油圧式アクチュ
エ−タと、前記車体またはその車体のホイ−ルから発生
した車体の揺動を感知するセンサ−部と、前記センサ−
部から得られた揺動デ−タを受信して前記油圧式アクチ
ュエ−タで発揮されるべき力を計算するダンピング制御
部と、前記油圧式アクチュエ−タのスプール弁の変位測
定値を入力として特異摂動技法を用いて前記油圧式アク
チュエ−タの動特性を低次化させ、前記ダンピング制御
部から計算された力が前記油圧式アクチュエ−タで正確
に発揮されるように制御する油圧制御部とを含むことを
特徴とする。

【０００８】本発明において、前記ダンピング制御部
は、前記センサ−部から出力された揺動デ−タを受信
し、

【０００９】

【外５】

【００１０】をｘ_dの１次導関数、ｘを前記油圧エクチ
ュエ−タにより発生された実際の力、ｋ_dを設計パラメ
−タとして正の定数とするとき、次の式、

【００１１】

【外６】

【００１２】によりダンピング制御信号を計算し、前記
計算されたダンピング制御信号を前記油圧制御部に出力
するように処理することを特徴とする。

【００１３】本発明において、前記油圧制御部は、前記
ダンピング制御部から出力されたダンピング制御信号
（ν）と前記油圧アクチュエ−タのスペル弁の変位（Ｘ
_v）とを受信し、

【００１４】

【外７】

【００１５】を推定動作、Ｘ_vを前記油圧式アクチュエ
−タのスプール弁の変位、ｋ_pfを設計パラメ−タとして
十分に大きい正の定数とするとき、次の式、

【００１６】

【外８】

【００１７】により油圧制御信号を計算し、前記計算さ
れた油圧制御信号を前記油圧アクチュエ−タに出力する
ように処理することを特徴とする。

【００１８】

【発明の実施の形態】以下、添付した図面に基づき本発
明の実施の形態を詳しく説明する。

【００１９】図１は１／４車懸架装置のモデルを示す。
このモデルは２自由度を有するシステムである。図１に
おいて、参照符号１０はばね上質量ｍ₂を有する１／４
車の車体を、１２はばね下質量ｍ₁を有するタイヤを含
むホイ−ルを、参照符号１４は油圧シリンダ１８に設け
られた油圧式アクチュエ−タを、参照符号１６は能動懸
架制御器を、参照符号ｋ₂，ｋ₁はそれぞればね定数を
示す。ここで、１／４車の車体１０によるばね上質量ｍ
₂はばね定数ｋ₂と油圧シリンダ１８により支持されて
おり、タイヤとホイ−ル１２によるばね下質量ｍ₁にお
いて、タイヤの剛性はばね定数ｋ₁により左右される。

【００２０】図２は本発明による能動懸架制御装置の構
成を示す図面である。ここで、参照符号２０はタイヤを
含む車体及びホイ−ルを、参照符号２２は車体及びホイ
−ル２０から揺動デ−タを感知するデ−タセンサ−部を
示す。参照符号１６は、デ−タセンサ−部２２から得ら
れたデ−タを用いて車体２０の揺動を抑えるために油圧
式アクチュエ−タ１４で発揮されるべき所望の力を計算
し、油圧式アクチュエ−タ１４の動特性を低次化する能
動懸架制御部を示す。ここで、能動懸架制御部は、車体
の揺動を抑えるために油圧式アクチュエ−タ１４で発揮
されるべき力を計算する外部ル−プ制御器であるダンピ
ング制御部１６０と、油圧式アクチュエ−タ１４のスプ
ール弁の変位測定値を受信して油圧式アクチュエ−タ１
４の動特性を低次化させ、ダンピング制御部１６０で計
算された力が油圧式アクチュエ−タ１４で正確に発揮さ
れるように制御する内部ル−プ制御器である油圧制御部
１６２とを含む。

【００２１】図３は図２に示した能動懸架制御部１６の
詳細図である。

【００２２】本発明においては、能動懸架系で実際にホ
イ−ルに発揮されるように求められるほどの力を油圧式
アクチュエ−タ１４で正確に発揮させるため、その非線
形性に鑑みる適応制御器を設計する。アクチュエ−タの
力を制御する油圧制御部１６２は、車体の垂直動を制御
するための全体懸架制御システムの観点から見ると、内
部ル−プに該当する。この車体の揺動を抑えるための制
御器としては、適応制御器、Ｈ∞制御器、最適制御器、
ファジィ制御器などの多数のものがある。本発明では油
圧式アクチュエ−タ１４の非線形動特性に対する制御の
重要性を強調するため、スカイフックダンピング項（sk
yhook damping term）だけで簡単に構成する。この制御
器の出力が実際にアクチュエ−タで発揮されるべき所望
の力に該当する。かつ、全体の制御システムの側面から
は外部ル−プ制御器に該当する一方、内部ル−プ制御器
の側面からはホイ−ルに発揮されるべき所望の力に該当
する。内部ル−プ制御器としてのアクチュエ−タの力を
制御する制御器の設計の便宜のため、スプ−ル弁の動特
性を特異摂動技法を用いて低次化させる。さらに、アク
チュエ−タで実際に発揮される力と発揮されるべき所望
の力との正常状態誤差の収斂特性を改善するために間接
適応制御器を設計し、その妥当性を試す。

【００２３】図１に示した１／４車懸架系のモデルにお
ける運動方程式は次の式１及び式２のとおりである。

【００２４】（式１）

【００２５】

【数１】

【００２６】（式２）

【００２７】

【数２】

【００２８】ここで、Ｆ_t（＝Ｆ_a−Ｆ_f）はアクチュ
エ−タ１４で発揮される力（Ｆ_a）からシリンダとピス
トンとの摩擦力（Ｆ_f）を減算した残りであり、実際に
懸架系で発揮される力である。Ｆ_tが次の式３と正確に
一致すると、式１及び式２のように与えられた懸架系は
理想的なスカイフックダンパを備えたシステムとなる。

【００２９】（式３）

【００３０】

【数３】

【００３１】ここで、Ｃ_shはスカイフックダンパ定数で
ある。能動懸架制御システムの最終制御器の出力と見な
される力（Ｆ_t）は、車体の揺動を抑えるためにホイ−
ルで実際に発生されるべき力（Ｆ_dt）をできるだけ近く
追従しなければならない。しかしながら、実際にホイ−
ルに発揮される力はＦ_t＝Ｆ_a−Ｆ_fの関係を有する。
かつ、アクチュエ−タ１４に発揮される力（Ｆ_a）は、
シリンダの内部負荷圧力（Ｐ_L）にピストンリングの断
面積（Ａ_p）を乗算した値と同一のものとなる。すなわ
ち、Ｆ_a＝Ａ_p・Ｐ_Lの関係が成り立ち、次の式４のよ
うに与えられる非線形モデルの出力である。

【００３２】（式４）

【００３３】

【数４】

【００３４】ここで、Ｖ_tはシリンダの内部容積であ
り、β_eは有効バルクモジュラスであり、Ｃ_tmは総漏れ
係数である。式４の負荷圧力（Ｐ_L）は出力流量
（Ｑ_L）により制御されるが、出力流量（Ｑ_L）はスプ
ール弁の変位（Ｘ_V）により調節される。出力流量（Ｑ
_L）、供給流量（Ｐ_s）及びスプール弁の変位（Ｘ_V）
は、次の式５を満たす。

【００３５】（式５）

【００３６】

【数５】

【００３７】ここで、Ｃ_d、ｗ、ρは流量係数、スプー
ル弁領域の階調度、油圧密度をそれぞれ示す。なお、式
１、式２および式４、式５から得られる次の式６乃至式
９のような懸架系の微分方程式が求められる。

【００３８】（式６）

【００３９】

【数６】

【００４０】（式７）

【００４１】

【数７】

【００４２】（式８）

【００４３】

【数８】

【００４４】（式９）

【００４５】

【数９】

【００４６】ここで、εはスプール弁の時定数であり、
ａ₁＝ａ₂Ｃ_tm／Ａ_p、ａ₂＝４β₂Ａ_p／Ｖ_t、

【００４７】

【外９】

【００４８】はシステムパラメ−タであり、ｕは制御入
力である。前記の式において、Ｆ_aが次の所望の力、即
ち、式１０と一致すると、懸架系で実際に発揮される力
（Ｆ_t）が式３のＦ_dtと一致することが分る。

【００４９】（式１０）

【００５０】

【数１０】

【００５１】したがって、式８及び式９の油圧式アクチ
ュエ−タ１４で発揮される力（Ｆ_a）を式１０の所望の
力にできるだけ近く追従させることにより、式６〜式８
のように与えられた能動懸架系を理想的なスカイフック
ダンパを備えたシステムとすることが本発明の目的であ
る。

【００５２】本発明においては、式８及び式９のように
与えられた油圧式アクチュエ−タ１４のモデルについ
て、帰還線形化方式に基づく適応制御器を設計する。シ
ステムパラメ−タが正確に分ると、帰還線形化制御器の
みを用いて所望の性能を得ることができる。しかしなが
ら、実際にはパラメ−タが正確に分かりにくいため、こ
れを解決するために適応制御方式を併せて設計する。さ
らに、式８及び式９におけるスプール弁の変位（Ｘ_V）
を式９の伝達関数無しに式８に直接印加できる制御入力
と見なすと、非線形制御器の設計がより容易になる。こ
のため、本発明では特異摂動技法を用いて式８及び式９
のように与えられた油圧式アクチュエ−タ１４の動特性
を低次化させる。まず、式９のスフル弁の動特性を次の
式１１のように書き直す。

【００５３】（式１１）

【００５４】

【数１１】

【００５５】このシステムについて、制御入力を時間の
遅い部分（ｕ_s）と速い部分（ｕ_f）とに分けて次の式
１２のように設計する。

【００５６】（式１２）

【００５７】

【数１２】

【００５８】ここで、Ｋ_pf（≧０）は設計パラメ−タ、
Ｘ_Vはスプール弁の変位である。Ｋ_pfは十分に大きい定
数を示す。式１２は図３に示した油圧制御部１６２の出
力を示す。この式１２により与えられた制御入力を前記
の式１１に代入すると、式１３となる。

【００５９】（式１３）

【００６０】

【数１３】

【００６１】なお、摂動定数をε_O＝ε／（１＋Ｋ_pf）
として式１３を書き直すと、次の式１４のとおりであ
る。

【００６２】（式１４）

【００６３】

【数１４】

【００６４】前記の式において、ε_o＝０であれば、

【００６５】

【外１０】

【００６６】となり、Ｘ_Vを直接的な制御入力と見なし
てｕs を設計することがわかる。ここで、

【００６７】

【外１１】

【００６８】はε_o＝０で定義された変数である。速い
時間尺度τ＝ｔ／ε_o及び Tichonov定理を用いると、
次の式１５の関係を満たす。

【００６９】（式１５）

【００７０】

【数１５】

【００７１】前記の式１５において、ηは指数関数的に
速く消える信号であることがわかる。実際のシステムに
おいて、スプール弁の時整数（ε）は０＜ε＜＜１を満
たすように設計される。したがって、ε₀＝ε／（１＋
Ｋ_pf）はできるだけ小さい値とすることができるので、
η＋Ｏ（ε₀）を無視すると、式８及び式９は次の式１
６のような低次化のモデルと等価のものと見なすことが
できる。

【００７２】（式１６）

【００７３】

【数１６】

【００７４】ここで、

【００７５】

【外１２】

【００７６】である。式１６はパラメ−タ化して次の式
１７のように表することができる。

【００７７】（式１７）

【００７８】

【数１７】

【００７９】ここで、

【００８０】

【外１３】

【００８１】はそれぞれ実際のパラメ−タベクトル及び
リグレッサ（regressor)である。非線形帰還線形化制御
器の一般の構造は次の式１８のとおりである。

【００８２】（式１８）

【００８３】

【数１８】

【００８４】ここで、

【００８５】

【外１４】

【００８６】はそれぞれｆ（ｘ），ｇ（ｘ）の推定値ま
たは事前計算値であり、

【００８７】

【外１５】

【００８８】は有界（lower bounded)であると仮定す
る。さらに、式１８は図３の油圧制御部１６２のノ−ド
（ａ）における値を示す。実際のシステムにおいては、
パラメ−タの適応時、

【００８９】

【外１６】

【００９０】の有界性が保障されないことがある。その
解決方法としてはプロジェクション方法が広く用いられ
ているが、本発明ではその説明を省略する。式１８の制
御式において、外部ル−プ制御器（ν）はｘ_e＝ｘ−ｘ
_dについて、次の式１９のように設計する。

【００９１】（式１９）

【００９２】

【数１９】

【００９３】式１８の制御式を式１６の油圧式アクチュ
エ−タ１４の非線形モデル式に代入して式１７及び式１
９の関係を用いて定理すると、次の式２０のような閉ル
−プ誤差方程式を得ることができる。

【００９４】（式２０）

【００９５】

【数２０】

【００９６】ここで、

【００９７】

【外１７】

【００９８】であり、パラメ−タ推定値誤差のベクトル
である。油圧式アクチュエ−タ１４が理想的に制御され
ると、ｘ＝ｘ_dとなり、式６〜式８の能動懸架系は、理
想的なスカイフックダンパを備えたシステムと同様にな
る。式１８の制御式において、

【００９９】

【外１８】

【０１００】となるように設定すれば、完璧に帰還線形
化が行われることにより、ｘ＝ｘ_dを満たす。しかし、
実際のシステムのパラメ−タが正確にわかりにくいた
め、パラメ−タの適応応式が必要である。このため、本
発明では間接適応式を提案する。式２０の閉ル−プの誤
差方程式で

【０１０１】

【外１９】

【０１０２】が満たされると、出力誤差ｘ_e及び

【０１０３】

【外２０】

【０１０４】は指数関数的に“０”に収斂していく。パ
ラメ−タの推定状態

【０１０５】

【外２１】

【０１０６】を、次の式２１のように設定し、パラメ−
タの推定誤差を

【０１０７】

【外２２】

【０１０８】と定義すれば、式１６と式２１から次の式
２２の関係が得られる。

【０１０９】（式２１）

【０１１０】

【数２１】

【０１１１】（式２２）

【０１１２】

【数２２】

【０１１３】しかしながら、式２２の推定誤差システム
は不安定なので、推定誤差の漸近的な収斂性の保障が困
難である。かつ、式２１のように与えられた推定状態の
方程式が不安定なシステムなので、推定状態が発散して
全体のシステムが不安定になることもある。これを解決
するため、本発明ではパラメ−タの推定状態を式２１の
代わりに、次の式２３のように設定する。

【０１１４】（式２３）

【０１１５】

【数２３】

【０１１６】ここで、α₁（＞０）は設計パラメ−タで
ある。式２３をパラメ−タ化して表現すれば、次の式２
４のようになる。

【０１１７】（式２４）

【０１１８】

【数２４】

【０１１９】式１７及び式２４からパラメ−タの推定誤
差方程式は次の式２５の関係を満たす。

【０１２０】（式２５）

【０１２１】

【数２５】

【０１２２】この式２５のように与えられた推定誤差シ
ステムは、極（pole）が複素平面の左半部の実数軸上の
−α₁（＜０）に位置する安定したシステムであること
がわかる。適応式に用いられる推定誤差

【０１２３】

【外２３】

【０１２４】は式２３または式２４からを計算して

【０１２５】

【外２４】

【０１２６】の関係から容易に得ることができる。

【０１２７】なお、推定誤差、推定値誤差の収斂性及び
有界性について説明する。パラメ−タ推定誤差の自乗と
パラメ−タ推定値誤差の自乗に比例する正の有限関数
（positive definite fuction)を次の式２６のように選
定する。

【０１２８】（式２６）

【０１２９】

【数２６】

【０１３０】すると、式２６のような関数の時間に対す
る変化率である１次導関数は次の式２７の関係を満た
す。

【０１３１】（式２７）

【０１３２】

【数２７】

【０１３３】したがって、適応式を次の式２８のように
すると、式２７は次の式２９のような不等式を満たす。

【０１３４】（式２８）

【０１３５】

【数２８】

【０１３６】（式２９）

【０１３７】

【数２９】

【０１３８】この式２９では、

【０１３９】

【外２５】

【０１４０】が有界であり、

【０１４１】

【外２６】

【０１４２】と

【０１４３】

【外２７】

【０１４４】も有界である。したがって、ｐ_e及びＶは
不均一に続けられるので、Barbalat′s lemma から

【０１４５】

【外２８】

【０１４６】を満たす。そして、式２９を時間について
一回微分すると、次の式３０のようになる。

【０１４７】（式３０）

【０１４８】

【数３０】

【０１４９】ここで、

【０１５０】

【外２９】

【０１５１】も有界なので、

【０１５２】

【外３０】

【０１５３】も不均一に続けられる。そして、ｐ_e→０
となるので、次の式３１のようになる。

【０１５４】（式３１）

【０１５５】

【数３１】

【０１５６】式３１から Barbalat ′s lemma を用いる
と、

【０１５７】

【外３１】

【０１５８】が成り立つので、

【０１５９】

【外３２】

【０１６０】を満たす。この結果を用いると、式２５か
ら次の式３２が得られる。

【０１６１】（式３２）

【０１６２】

【数３２】

【０１６３】ここで、

【０１６４】

【外３３】

【０１６５】なので、式２０の閉ル−プ方程式も次の式
３３を満たす。

【０１６６】（式３３）

【０１６７】

【数３３】

【０１６８】したがって、時間の経過に伴い、

【０１６９】

【外３４】

【０１７０】となることがわかる。所望の力の１次導関
数

【０１７１】

【外３５】

【０１７２】を用いないときは、式１９の外部ル−プ制
御器を次のようにすることができる。（式３４）

【０１７３】

【数３４】

【０１７４】前記の式２０の閉ル−プ誤差方程式は次の
式３５のように書き直すことができる。

【０１７５】（式３５）

【０１７６】

【数３５】

【０１７７】式３５において、

【０１７８】

【外３６】

【０１７９】を０とし、微分方程式の形態に書き直す
と、次の式３６となる。

【０１８０】（式３６）

【０１８１】

【数３６】

【０１８２】ここで、μ＝１／ｋ_dである。

【０１８３】

【外３７】

【０１８４】のように無視できる程度にｋ_dを充分大き
く設定すると、ｘ→ｘ_dに近く追従することがわかる。
したがって、制御器の設計時、ｋ_dは過度状態で入力が
許容限界をずれないようにする範囲内でできるだけ大き
く設定することがよい。このように間接法は前記の式１
８、１９の制御式と共に用いることにより、システムの
安定度の維持面にも優れる特性を有しており、基準入力
の設定についての制約も少ないことがわかる。そして、
パラメ−タ推定誤差の収斂性も確保されるという長所が
ある。

【０１８５】次いで、前記の式６〜式９の１／４車両の
懸架系について本発明で提示した非線形適応制御器の性
能を分析する。シミュレ−ションで用いたパラメ−タの
値は実験値であり、パラメ−タの実際値は次の表１のと
おりである。

【０１８６】（表１）

【０１８７】

【表１】

【０１８８】ここで、スプール弁の時定数はε＝０．０
０３とした。路面の屈曲が周波数１〔Ｈｚ〕、大きさの
２．５４〔ｃｍ〕のサイン波の場合についてシミュレ−
ションを行った。

【０１８９】図３は受動ダンパのみを用いる場合、車体
の揺動変位を示す波形図である。受動ダンパのダンピン
グ係数は、Ｃ₂＝１０００〔Ｎ／ｍ／ｓｅｃ〕であり、
クロ−ン摩擦（coulomb friction) はないと仮定する。
図３から車体の揺動が路面の屈曲より大きくなることが
わかる。

【０１９０】図５〜図８は、本発明で提示した非線形適
応制御器についてシミュレ−ションを行った結果を示す
波形図である。スカイフックダンピング係数は、Ｃ_sh＝
３０００〔Ｎ／ｍ／ｓｅｃ〕とし、Ｋ_pf＝１００とし
た。適応利得はΓ＝［０．００１１０⁶，１０⁷］と
した。

【０１９１】図５Ａ〜図５Ｄは所望の力の１次導関数
（微分値）を制御入力に用いた場合、制御器の利得をｋ
_d＝１０とするときのシミュレ−ションの結果を示す波
形図である。図５Ａは所望の力（Ｆ_d）と実際の力（Ｆ
_a）を、図５Ｂは正規化されたパラメ−タ推定値のノル
ム(norm)を、図５Ｃはパラメ−タ推定誤差を、図５Ｄは
能動ばね上質量の変位（ｘ₂）をそれぞれ示す。

【０１９２】図６Ａ〜至図６Ｄは同一の制御時の利得に
ついて所望の力の微分値を用いない場合の結果を示す波
形図である。パラメ−タ推定状態の利得は、α₁＝１０
⁴とする。図６Ａは所望の力（Ｆ_d）と実際の力
（Ｆ_a）を、図６Ｂは正規化されたパラメ−タ推定値の
ノルムを、図６Ｃはパラメ−タ推定誤差を、図６Ｄは能
動ばね上質量の変位（ｘ₂）をそれぞれ示す。

【０１９３】図７は及び図８は、図５及び図６に比べて
制御器の利得をｋ_d＝１０００として所望の力の微分値
を用いる場合と、用いない場合のシミュレ−ションを行
った結果をそれぞれ示す波形図である。図７Ａは所望の
力（Ｆ_d）と実際の値（Ｆ_a）を、図７Ｂは正規化され
たパラメ−タ推定値のノルムを、図７Ｃはパラメ−タ推
定誤差を、図７Ｄは能動ばね上質量の変位（ｘ₂）をそ
れぞれ示す。かつ、図８Ａは所望の力（Ｆ_d）と実際の
値（Ｆ_a）を、図８Ｂは正規化されたパラメ−タ推定値
のノルムを、図８Ｃはパラメ−タ推定誤差を、図８Ｄは
能動ばね上質量の変位（ｘ₂）をそれぞれ示す。

【０１９４】本発明の実施例を説明した図３乃至図８に
示したように、全ての場合において、パラメ−タ推定値
の収斂性は出力誤差の収斂性によりあまり影響を受けな
い。この結果は上述した式からもわかるように、出力誤
差の収斂性と問わず、パラメ−タ推定誤差の収斂性が確
保されるということに一致する。そして、外部ル−プ制
御器に所望の力の１次導関数を用いる場合も、図５及び
図７からわかるように、制御器利得の大きさについて出
力の追従性能の差はあまり大きくないが、所望の力の１
次導関数を用いない場合には、図６及び図８からわかる
ように、出力の追従性能が制御器の利得の増減に大いに
依存し、正常状態における誤差が存在する。その結果、
この誤差はばね上質量（車体）の振動抑制力の不足によ
る乗車感の低下をもたらす。したがって、所望の力の微
分値を用いない場合には、力の誤差の絶対値が

【０１９５】

【外３８】

【０１９６】の不等関係を有することを考慮して制御器
の利得ｋ_dをできるだけ大きくしなければならない。

【０１９７】上述した方法により、本発明は車両用の能
動懸架システムの性能改善のために油圧式アクチュエ−
タの効率よい制御方法を提示する。

【０１９８】

【発明の効果】上述したように、本発明によれば、１／
４車の能動懸架システムにおいて、ホイ−ルに発揮され
るべき所望の力を油圧式アクチュエ−タで正確に発揮さ
せるさめ、内部ル−プ制御器として油圧式アクチュエ−
タの非線形性を帰還線形化制御方式で補償する間接適応
制御器を設計し、間接適応制御器の設計の便宜のため、
スプル弁の動特性を特異摂動技法に基づく複合制御器を
用いて低次化させた。適応式に用いられる推定誤差信号
を従来の方法とは異なり、リグレッサを直接的にフィル
タリングすることなく、パラメ−タの推定状態を構成し
た。推定誤差及びその１次導関数を０に収斂することに
より、順次に出力誤差の漸近的な収斂性を確保した。こ
れにより、ダンピング制御部で計算された所望の力を油
圧式アクチュエ−タで正確に発揮させることができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】１／４車の懸架装置のモデルを示す図面であ
り、２−自由度を有するシステムを示す。

【図２】本発明による能動懸架制御装置の構成を示す
図面である。

【図３】図２に示した能動懸架制御部の詳細図であ
る。

【図４】本発明による一実施例において、受動ダンパ
のみを用いる場合に車体の揺動変位を示す波形図であ
る。

【図５】（Ａ）乃至（Ｄ）は所望の力の１次導関数の
制御入力に用いる場合に制御器の利得をｋ_d＝１０とす
るときのシミュレ−ション結果を示す波形図であり、
（Ａ）は所望の力（Ｆ_d）と実際の力（Ｆ_a）を、
（Ｂ）は正規化されたパラメ−タ推定値のノルムを、
（Ｃ）はパラメ−タ推定誤差を、（Ｄ）は能動ばね上質
量の変位（ｘ₂）をそれぞれ示す。

【図６】（Ａ）乃至（Ｄ）は所望の力の微分値を用い
ない場合に制御利得をｋ_d＝１０とするときのシミュレ
−ション結果を示す波形図であり、（Ａ）は所望の力
（Ｆ_d）と実際の力（Ｆ_a）を、（Ｂ）は正規化された
パラメ−タ推定値のノルムを、（Ｃ）はパラメ−タ推定
誤差を、（Ｄ）は能動ばね上質量の変位（ｘ₂）をそれ
ぞれ示す。

【図７】（Ａ）乃至（Ｄ）は所望の力の微分値を用い
る場合に制御器の利得をｋ_d＝１０００とするときのシ
ミュレ−ション結果を示す波形図であり、（Ａ）は所望
の力（Ｆ_d）と実際の力（Ｆ_a）を、（Ｂ）は正規化さ
れたパラメ−タ推定値のノルムを、（Ｃ）はパラメ−タ
推定誤差を、（Ｄ）は能動ばね上質量の変位（ｘ₂）を
それぞれ示す。

【図８】（Ａ）乃至（Ｄ）は所望の力の微分値を用い
ない場合に制御器の利得をｋ_d＝１０００とするときの
シミュレ−ション結果を示す波形図であり、（Ａ）は所
望の力（Ｆ_d）と実際の力（Ｆ_a）を、（Ｂ）は正規化
されたパラメ−タ推定値のノルムを、（Ｃ）はパラメ−
タ推定誤差を、（Ｄ）は能動ばね上質量の変位（ｘ₂）
をそれぞれ示す。

【符号の説明】

１０…ばね上質量ｍ₂を有する１／４車の車体、１２…ばね下質量ｍ₁を有するタイヤを含むホイール、１４…油圧式アクチュエータ、１６…能動懸架制御部、１８…油圧シリンダ、２０…タイヤを含む車体及びホイール、２２…データセンサー部、１６０…ダンピング制御部、１６２…油圧制御部。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き特許法第30条第１項適用申請有り 1996年４月15日社団法人大韓電気学会発行の「電気学会論文誌第45巻第４号」に発表

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】車両用の懸架系の制御装置において、車体の揺動を抑えるための油圧式アクチュエ−タと、前記車体またはその車体のホイ−ルから発生した車体の
揺動を感知するセンサ−部と、前記センサ−部から得られた揺動デ−タを受信して前記
油圧式アクチュエ−タで発揮されるべき力を計算するダ
ンピング制御部と、前記油圧式アクチュエ−タのスプール弁の変位測定値を
入力として特異摂動技法を用いて前記油圧式アクチュエ
−タの動特性を低次化させ、前記ダンピング制御部から
計算された力が前記油圧式アクチュエ−タで正確に発揮
されるように制御する油圧制御部とを含むことを特徴と
する特異摂動技法を用いる能動懸架系の適応制御装置。
【請求項２】前記油圧制御部は低次化された前記油圧
式アクチュエ−タの非線形性を帰還線形化方式に基づく
適応制御方式で線形化して、前記ダンピング制御部で計
算された力が前記油圧式アクチュエ−タで正確に発揮さ
れるように制御することを特徴とする請求項１に記載の
特異摂動技法を用いる能動懸架系の適応制御装置。
【請求項３】前記ダンピング制御部は、前記センサ−
部から出力された揺動デ−タを受信し、【外１】をｘ_dの１次導関数、ｘを前記油圧エクチュエ−タによ
り発生された実際の力、ｋ_dを設計パラメ−タとして正
の定数とするとき、次の式、【外２】によりダンピング制御信号を計算し、前記計算されたダ
ンピング制御信号を前記油圧制御部に出力するように処
理することを特徴とする請求項１に記載の特異摂動技法
を用いる能動懸架系の適応制御装置。
【請求項４】前記油圧制御部は、前記ダンピング制御
部から出力されたダンピング制御信号（ν）と前記油圧
アクチュエ−タのスプール弁の変位（Ｘ_v）とを受信
し、【外３】を推定動作、Ｘ_vを前記油圧式アクチュエ−タのスプー
ル弁の変位、ｋ_pfを設計パラメ−タとして十分に大きい
正の定数とするとき次の式、【外４】により油圧制御信号を計算し、前記計算された油圧制御
信号を前記油圧アクチュエ−タに出力するように処理す
ることを特徴とする請求項１に記載の特異摂動技法を用
いる能動懸架系の適応制御装置。