JPWO2012029184A1 - 車両の制御装置 - Google Patents

Abstract

車両のばね上部材（１０）とばね下部材（２０）とを接続し、ばね上部材とばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつばね力を可変に制御可能なばね機構（３０Ａ）と、ばね上部材とばね下部材とを接続し、ばね上部材とばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ減衰力を可変に制御可能な減衰機構（３０Ｂ）とを備え、車両のばね上振動に関する第一の物理量および車両のばね下振動に関する第二の物理量に基づいてばね機構および減衰機構を制御する。

Description

本発明は、車両の制御装置に関する。

従来、車両の制振制御を行う技術が提案されている。特許文献１には、ばね上部材の速度、ばね下部材に対するばね上部材の相対変位量などからなる状態量により目標減衰力を計算してダンパの減衰力を制御する技術が開示されている。

特開２０００−１４８２０８号公報

車両の制振制御において、ばね上部材の振動の抑制とばね下部材の振動の抑制とを両立させることについて、従来十分な検討がなされていない。例えば、ばね上部材の振動に基づいてサスペンション装置の減衰力が制御される場合、ばね下部材の振動が増加する場合がある。

本発明の目的は、ばね上部材の振動の抑制とばね下部材の振動の抑制とを両立させることができる車両の制御装置を提供することである。

本発明の車両の制御装置は、車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、前記車両のばね上振動に関する第一の物理量および前記車両のばね下振動に関する第二の物理量に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を制御することを特徴とする。

上記車両の制御装置において、前記ばね上振動の周波数および前記ばね下振動の周波数に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を制御することが好ましい。

上記車両の制御装置において、前記第二の物理量とは、前記車両の車輪の接地荷重変動量であり、前記接地荷重変動量を前記車両のばね上加速度およびばね下加速度に基づいて算出することが好ましい。

上記車両の制御装置において、前記車両に発生する低周波数の振動を抑制するように前記ばね機構を制御することが好ましい。

上記車両の制御装置において、前記車両に発生する高周波数の振動を抑制するように前記減衰機構を制御することが好ましい。

上記車両の制御装置において、前記第一の物理量および前記第二の物理量に基づいて、前記ばね機構および前記減衰機構にそれぞれ周波数に応じた重み付けを行って前記ばね機構および前記減衰機構を制御することが好ましい。

上記車両の制御装置において、前記ばね機構および前記減衰機構を含む前記車両の運動モデルにＨ∞制御理論を適用して前記ばね力および前記減衰力の目標値を決定することが好ましい。

上記車両の制御装置において、鉛直方向における路面の変位速度を前記運動モデルに対する外乱入力として前記ばね力および前記減衰力の目標値を決定することが好ましい。

本発明の車両の制御装置は、車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、前記車両のばね上振動および前記車両のばね下振動に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を協調制御することを特徴とする。

本発明の車両の制御装置は、車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、前記ばね機構および前記減衰機構を含む前記車両の運動モデルにＨ∞制御理論を適用して前記ばね機構および前記減衰機構を制御することを特徴とする。

本発明にかかる車両の制御装置は、車両のばね上振動に関する第一の物理量および車両のばね下振動に関する第二の物理量に基づいてばね機構および減衰機構を制御する。よって、本発明にかかる車両の制御装置によれば、ばね上部材の振動の抑制とばね下部材の振動の抑制とを両立させることができるという効果を奏する。

図１は、実施形態にかかる制振制御系の単輪モデルを示す図である。 図２は、バターワースフィルタに基づくばね上Ｇに対する重み関数を示す図である。 図３は、バターワースフィルタに基づく接地荷重変動に対する重み関数を示す図である。 図４は、ゲイン調整後のばね上Ｇに対する重み関数を示す図である。 図５は、ゲイン調整後の接地荷重変動に対する重み関数を示す図である。 図６は、実施形態の車両の制御装置による制御の構成を示すブロック図である。 図７は、車両の制御装置による制御の流れを示すフローチャートである。 図８は、実施形態の制振制御がなされる場合のばね上振動を示す図である。 図９は、実施形態の制振制御がなされる場合の接地荷重変動量を示す図である。 図１０は、制振制御系の単輪モデルについての他の例を示す図である。 図１１は、ばね上振動の低減を目標にして減衰機構の減衰力が制御された場合のばね上振動の一例を示す図である。 図１２は、ばね上振動の低減を目標にして減衰機構の減衰力が制御された場合の接地荷重変動量の一例を示す図である。

以下に、本発明の実施形態にかかる車両の制御装置につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記の実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるものあるいは実質的に同一のものが含まれる。

（実施形態）
図１から図１２を参照して、実施形態について説明する。本実施形態は、車両の制御装置に関する。図１は、本実施形態にかかる制振制御系の単輪モデルを示す図である。

本実施形態の車両の制御装置１−１は、車両のばね上振動およびばね下振動に基づいてばね機構および減衰機構をそれぞれ制御する。ばね力および減衰力の目標値は、Ｈ∞制御理論に基づいて決定される。Ｈ∞制御ロジックでは、ばね上特性（加速度、速度、変位）とばね下の接地荷重変動量を評価出力として同時制御ロジックが設計される。ばね上特性の低周波数応答に着目した制御ロジックによって可変ばね力の目標値が演算される。また、ばね下接地荷重変動量の高周波応答に着目した制御ロジックによって可変減衰力の目標値が演算される。制御ロジックの設計においては、ばね上特性と接地荷重変動の伝達関数に基づいて、低周波および高周波に対応するフィルタがそれぞれ設計される。

本実施形態の車両の制御装置１−１によれば、車両乗り心地性能にかかわるばね上振動および接地性にかかわる接地荷重変動が同時に制御されることで、乗り心地と接地性（操縦性）を同時に向上させることが可能となる。

図１に示す単輪モデルは、ばね機構と減衰機構を含む車両の運動モデルである。図１に示すように、車両のばね上部材１０とばね下部材２０との間には、サスペンション装置３０が設けられている。ばね上部材１０は、サスペンション装置３０によって支持される部材であり、車体を含む。ばね下部材２０は、サスペンション装置３０よりも車輪４０側に配置された部材であり、車輪４０に連結されたナックルや、ナックルに連結されたロアアーム等を含むものである。

サスペンション装置３０は、ばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂを有する。ばね機構３０Ａと減衰機構３０Ｂとは、並列に設けられている。ばね機構３０Ａは、ばね上部材１０とばね下部材２０とを接続し、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位に応じたばね力を発生させ、そのばね力をばね上部材１０およびばね下部材２０に作用させる。また、ばね機構３０Ａは、ばね係数ｋ、すなわちばね力を可変に制御可能なものである。ばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位とは、ばね上部材１０とばね下部材２０とがサスペンション装置３０のストローク方向において接近あるいは離間する方向の相対変位である。

ばね機構３０Ａのばね係数ｋは、線形ばね係数ｋ₀と非線形ばね係数ｋ_vを含む。線形ばね係数ｋ₀は、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位とばね力とが線形に対応するばね係数である。非線形ばね係数ｋ_vは、可変に制御されるばね係数であって、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位に対してばね力を非線形に変化させるものである。つまり、線形ばね係数ｋ₀に応じたばね力に対して、非線形ばね係数ｋ_vに応じたばね力を加算することで、所定の相対変位に対してばね機構３０Ａが発生させるばね力を増減させることができる。

減衰機構３０Ｂは、ばね上部材１０とばね下部材２０とを接続し、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対運動を減衰させる減衰力を発生させる。減衰機構３０Ｂは、減衰係数ｃ、すなわち減衰力を可変に制御可能なものである。ばね上部材１０とばね下部材２０との相対運動とは、ばね上部材１０とばね下部材２０とがサスペンション装置３０のストローク方向において接近あるいは離間する方向の相対運動である。減衰機構３０Ｂは、この相対運動におけるばね上部材１０とばね下部材２０との相対速度に応じた減衰力を発生させることで相対運動を減衰させる。

減衰機構３０Ｂの減衰係数ｃは、線形減衰係数ｃ₀と非線形減衰係数ｃ_vを含む。線形減衰係数ｃ₀は、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対速度と減衰力とが線形に対応する減衰係数である。非線形減衰係数ｃ_vは、可変に制御される減衰係数であって、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対速度に対して減衰力を非線形に変化させるものである。つまり、線形減衰係数ｃ₀に応じた減衰力に対して非線形減衰係数ｃ_vに応じた減衰力を加算することで、所定の相対速度に対して減衰機構３０Ｂが発生させる減衰力を増減させることができる。

ばね機構３０Ａとしては、例えば、ばね係数を可変に制御可能なエアサスペンション機構が用いられる。エアサスペンション機構は、例えば、ばね上部材１０とばね下部材２０との間に介在する空気室を有し、この空気室がばねとして作用する。空気室には、コンプレッサからエアー配管を介して圧縮空気が供給される。ばね係数を可変に制御する手段は、例えば、エアサスペンション機構の空気室とコンプレッサとを接続するエアー配管の流路面積を可変に制御するアクチュエータとすることができる。なお、ばね機構３０Ａは、これには限定されず、ばね係数を可変に制御可能な他のばね機構が用いられてもよい。

減衰機構３０Ｂとしては、例えば、減衰係数を可変に制御可能なショックアブソーバ機構が用いられる。ショックアブソーバ機構は、例えば、ばね上部材１０あるいはばね下部材２０の一方に接続され、差動流体が封入されたシリンダーと、他方に接続され、シリンダー内を往復動するピストン部を有するピストンロッドとを備えるものである。減衰係数を可変に制御する手段は、例えば、ピストン部のロータリーバルブを回転させることでピストン上室と下室とを連通する油路の流路面積を可変とするアクチュエータとすることができる。なお、減衰機構３０Ｂは、これには限定されず、減衰係数を可変に制御可能な他の減衰機構が用いられてもよい。本実施形態のサスペンション装置３０では、減衰機構３０Ｂにおける減衰係数の制御応答性は、ばね機構３０Ａにおけるばね係数の制御応答性よりも高い。

図１において、Ｆ₀は、線形ばね係数ｋ₀および線形減衰係数ｃ₀に対応するサスペンション装置３０の発生力（制御なし発生力）である。制御なし発生力Ｆ₀は、例えば、ばね力や減衰力の制御範囲における中間定数とされる。また、Ｆ_vは、非線形ばね定数ｋ_vおよび非線形減衰係数ｃ_vに対応するサスペンション装置３０の発生力（制御あり発生力）である。制御あり発生力Ｆ_vは、可変定数設計による発生力である。

車両には、ＥＣＵ６０、ばね上Ｇセンサ６１およびばね下Ｇセンサ６２が設けられている。ＥＣＵ６０は、例えば、コンピュータを有する電子制御ユニットである。ＥＣＵ６０は、車両を制御する制御部として機能することができる。ばね上Ｇセンサ６１は、ばね上部材１０に配置されている。ばね上Ｇセンサ６１は、ばね上部材１０の上下方向の加速度を検出することができる。ばね下Ｇセンサ６２は、ばね下部材２０に配置されている。ばね下Ｇセンサ６２は、ばね下部材２０の上下方向の加速度を検出することができる。ばね上Ｇセンサ６１およびばね下Ｇセンサ６２は、ＥＣＵ６０に接続されており、ばね上Ｇセンサ６１およびばね下Ｇセンサ６２の検出結果を示す信号は、それぞれＥＣＵ６０に出力される。

ＥＣＵ６０は、ばね機構３０Ａのアクチュエータと接続されており、ばね機構３０Ａのアクチュエータを制御することができる。また、ＥＣＵ６０は、減衰機構３０Ｂのアクチュエータと接続されており、減衰機構３０Ｂのアクチュエータを制御することができる。本実施形態の車両の制御装置１−１は、ばね機構３０Ａ、減衰機構３０ＢおよびＥＣＵ６０を備えている。

図１に示す単輪モデルの運動方程式は、以下の式（１）および式（２）で表される。
ｍ_bｘ_b''＝ｋ₀（ｘ_w−ｘ_b）＋ｃ₀（ｘ_w'−ｘ_b'）＋ｋ_v（ｘ_w−ｘ_b）
＋ｃ_v（ｘ_w'−ｘ_b'）…（１）
ｍ_wｘ_w''＝−ｋ₀（ｘ_w−ｘ_b）−ｃ₀（ｘ_w'−ｘ_b'）−ｋ_v（ｘ_w−ｘ_b）
−ｃ_v（ｘ_w'−ｘ_b'）＋ｋ_t（ｘ_r−ｘ_w）…（２）
但し、ｘ_ｒ，ｘ_ｗおよびｘ_ｂは、それぞれ路面５０の変位、ばね下部材２０の変位およびばね上部材１０の変位を示す。ここで、変位とは、それぞれの基準位置に対する車両上下方向の変位であり、例えば鉛直方向における変位とすることができる。なお、サスペンション装置３０の軸方向の移動量を変位としてもよい。以下の説明において、路面５０の変位ｘ_ｒを単に「路面変位ｘ_ｒ」と記載し、ばね上部材１０の変位ｘ_ｂを単に「ばね上変位ｘ_ｂ」と記載し、ばね下部材２０の変位ｘ_ｗを単に「ばね下変位ｘ_ｗ」と記載する。ｍ_bは、ばね上部材１０の質量（以下、単に「ばね上質量ｍ_b」と記載する。）を、ｍ_wは、ばね下部材２０の質量（以下、単に「ばね下質量ｍ_w」と記載する。）をそれぞれ示す。また、ｋ_ｔは、車輪４０の剛性（ばね定数）を示す。また、数式等における記号「'」は１回微分を表し、記号「''」は２回微分を表す。

また、単輪モデルを状態空間表現すると、以下の式（３）および式（４）で表される。
ｘ_p'＝Ａ_pｘ_p＋Ｂ_p1ｗ₁＋Ｂ_p2ｕ…（３）
ｚ_p＝Ｃ_p1ｘ_p＋Ｄ_p11ｗ₁＋Ｄ_p12ｕ…（４）
但し、Ａ_pは下記［数１］、Ｂ_p1は下記［数２］、Ｂ_p2は下記［数３］、ｘ_pは下記［数４］、Ｃ_p1は下記［数５］、Ｄ_p11は下記［数６］、Ｄ_p12は下記［数７］、制御入力ｕは下記［数８］、評価出力ｚ_pは下記［数９］のとおりである。また、外乱入力ｗ₁＝ｘ_r'（路面５０の変位速度）である。なお、下記［数９］の行列における第１行は、ばね上Ｇであり、第２行は、接地荷重変動量である。ばね上Ｇは、ばね上部材１０の上下方向の加速度である。接地荷重変動量は、車輪４０の接地荷重における予め定められた所定の状態の接地荷重に対する変動量である。所定の状態とは、例えば、平坦な路面上に車両が停止しているときの接地荷重とすることができる。接地荷重変動量は、ばね下の接地性を表すものである。

ばね下の接地荷重変動量を評価出力として制御系を設計するときに、接地荷重変動量を実車で計測することは難しい。接地荷重変動量を計測する手段として、接地荷重変動センサを用いる直接計測が考えられるが、コスト増の問題がある。本実施形態では、以下に説明するように、ばね上加速度（「ばね上Ｇ」とも記載する。）とばね下加速度（「ばね下Ｇ」とも記載する。）に基づいて接地荷重変動量を演算する。これにより、コスト増を抑制しつつ接地荷重変動量を得ることができ、制御精度を向上させることができる。接地荷重変動量Ｆtは、上記式（１）および式（２）から導かれる以下の式（５）で表すことができる。
Ｆ_t＝ｋ_t（ｘ_r−ｘ_w）＝ｍ_bｘ_b''＋ｍ_wｘ_w''…（５）

つまり、既知のばね上質量ｍ_bおよびばね下質量ｍ_wと、ばね上加速度ｘ_b''と、ばね下加速度ｘ_w''とに基づいて接地荷重変動量Ｆ_tの理論値を演算することができる。これにより、接地荷重変動センサ等の直接計測の手段を用いることなく、間接的にかつ精度よく接地荷重変動量Ｆ_tを演算することが可能である。なお、ばね下Ｇセンサ６２が無い場合には、ばね上加速度ｘ_b''とサスペンション装置３０のストローク変位とに基づいてオブザーバー設計によって接地荷重変動量Ｆ_tを演算することも可能である。

評価出力ｚ_pにかかる周波数重みＷ_s（s）の状態空間表現を以下の式（６）および式（７）とする。
ｘ_wt'＝Ａ_wｘ_wt＋Ｂ_wｚ_p…（６）
ｚ_w＝Ｃ_wｘ_wt＋Ｄ_wｚ_p…（７）
但し、ｘ_wtは、周波数重みＷ_s（s）の状態量を表し、ｚ_wは、周波数重みＷ_s（s）の出力を表す。また、Ａ_w、Ｂ_w、Ｃ_wおよびＤ_wは、それぞれ制御仕様により定まる定数行列である。上記式（６）および式（７）に示すように、ばね上加速度ｘ_b''および接地荷重変動量Ｆ_tにそれぞれ周波数に応じた重み付けがなされる。本実施形態では、ばね上加速度ｘ_b''および接地荷重変動量Ｆ_tに基づいて、ばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂにそれぞれ周波数に応じた重み付けがなされてばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂが制御される。

このとき、非線形Ｈ∞状態フィードバック制御系における一般化プラントの状態空間表現は、以下の式（８）および式（９）のようになる。
ｘ'＝Ａｘ＋Ｂ₁ｗ＋Ｂ₂ｕ…（８）
ｚ＝Ｃｘ＋Ｄ₁ｗ＋Ｄ₂ｕ…（９）
但し、ｘは下記［数１０］、ｚは下記［数１１］、Ａは下記［数１２］、Ｂ₁は下記［数１３］、Ｂ₂は下記［数１４］、Ｃは下記［数１５］、Ｄ₁は下記［数１６］、Ｄ₂は下記［数１７］のとおりである。

ここから、下記［数１８］に示すリカッチ方程式を解いて正定対称解Ｐを求めることができる。リカッチ方程式は、例えば、ＭＡＴＬＡＢ（登録商標）等の公知の数値計算ソフトウエアを組み込んだコンピュータを用いて解を求めることができる。

但し、γは正数（例えば１）、ｅは無限小正数（例えば、１０^-6Ｉ）である。なお、Ｉは単位行列を表す。

得られた正定対称解Ｐから、下記［数１９］によって、制御入力ｕが得られる。

ここで、周波数重み関数の作成例について説明する。上記式（６）および式（７）の状態空間表現において、行列Ａ_wは下記［数２０］、Ｂ_wは下記［数２１］、Ｃ_wは下記［数２２］、Ｄ_wは下記［数２３］のとおりである。なお、上記［数２１］および［数２２］における行列Ｗは、下記［数２４］で表される。ここで、Ｗ_bは、ばね上振動制御の重みゲインであり、Ｗ_sは、接地荷重変動制御の重みゲインである。

上記［数２０］、［数２１］、［数２２］、［数２３］の要素は、バンドパスフィルタ等のフィルタに基づいて設計されるものである。図２は、バターワースフィルタに基づくばね上Ｇに対する重み関数を示す図、図３は、バターワースフィルタに基づく接地荷重変動に対する重み関数を示す図である。図２および図３において、横軸は周波数、縦軸はゲインを示す。上記の各要素は、例えば、ＭＡＴＬＡＢのButterworthフィルタ関数｛butter（）｝により、以下の式（１０）および式（１１）により設計することができる。
［ａ₁ ｂ₁ ｃ₁ ｄ₁］＝butter（n,［Wn＿low1,Wn＿high1］）…（１０）
［ａ₂ ｂ₂ ｃ₂ ｄ₂］＝butter（n,［Wn＿low2,Wn＿high2］）…（１１）
但し、nは、フィルタの次数（例えば１）、Wn＿low1，Wn＿low2，Wn＿high1およびWn＿high2は、フィルタのカットオフ周波数である。Wn＿low1およびWn＿high1は、それぞればね上振動制御にかかるバンドパスフィルタにおける低周波数側および高周波数側のカットオフ周波数である。また、Wn＿low2およびWn＿high2は、それぞれ接地荷重変動制御にかかるバンドパスフィルタにおける低周波数側および高周波数側のカットオフ周波数である。

ばね上振動制御にかかるバンドパスフィルタのカットオフ周波数は、ばね上部材１０の振動特性、例えば、ばね上部材１０の共振周波数に基づいて定められる。例えば、ばね上部材１０の共振周波数のばね上振動に対して大きな重み付けがなされるように、ばね上振動制御のカットオフ周波数が定められる。ばね上Ｇに対する重み関数は、例えば、図２に示すように、１Ｈｚにおいて最大となり、これよりも高周波側では、周波数が高くなるにつれて重みが減少する。また、１Ｈｚよりも低周波側では、周波数が低くなるにつれて重みが減少するが、所定の周波数以下の領域では、重みが略一定である。

また、接地荷重変動制御にかかるバンドパスフィルタのカットオフ周波数は、ばね下部材２０の振動特性、例えば、ばね下部材２０の共振周波数に基づいて定められる。例えば、ばね下部材２０の共振周波数の接地荷重変動に対して大きな重み付けがなされるように、接地荷重変動制御のカットオフ周波数が定められる。接地荷重変動に対する重み関数は、例えば、図３に示すように、１０Ｈｚにおいて最大となり、これよりも高周波側では周波数が高くなるにつれて重みが減少する。また、１０Ｈｚよりも低周波側では、周波数が低くなるにつれて重みが減少する。

図２および図３に示す重み関数は、それぞれ最大値が１であり、これらの重み関数に重みゲインＷ_b，Ｗ_sがかけられて図４および図５に示す制御用の重み関数が作成される。図４は、ゲイン調整後のばね上Ｇに対する重み関数を示す図であり、図２に示す重み関数に対してばね上振動制御の重みゲインＷ_bをかけたものを示している。図５は、ゲイン調整後の接地荷重変動に対する重み関数を示す図であり、図３に示す重み関数に対して接地荷重変動制御の重みゲインＷ_sをかけたものを示している。ばね上振動制御の重みゲインＷ_bは、例えば０．３、接地荷重変動制御の重みゲインＷ_sは、例えば０．２とされる。

このように、ばね上部材１０の振動特性およびばね下部材２０の振動特性に応じて、相対的に低周波数の振動についてはばね上振動に対して大きな重み付けがなされ、相対的に高周波数の振動については接地荷重変動に対して大きな重み付けがなされる。これにより、車両に低周波の振動、例えばばね上部材１０の共振周波数に対応する振動が生じた場合、ばね上振動の抑制を優先するようにばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂが制御される。本実施形態では、ばね上振動特性の低周波数応答に着目する制御ロジックに基づき、可変ばね力が演算される。ばね上部材１０の共振周波数を含む低周波領域では、ばね機構３０Ａのばね係数の制御がなされてばね上部材１０の低周波応答が抑制される。例えば、ばね力を増加させることにより、低周波の振動が減衰される。これにより、乗り心地の向上が図られる。

また、車両に高周波の振動、例えばばね下部材２０の共振周波数に対応する振動が生じた場合、接地荷重変動の抑制を優先するようにばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂが制御される。本実施形態では、ばね下接地荷重変動量の高周波応答に着目する制御ロジックに基づき、可変減衰力が演算される。ばね下部材２０の共振周波数を含む高周波領域では、減衰機構３０Ｂの減衰係数の制御がなされて接地荷重変動量の高周波応答が抑制される。例えば、減衰力を増加させることにより、高周波の接地荷重変動が減衰される。これにより、接地性の向上が図られる。このように、本実施形態の制振制御では、ばね上振動の周波数およびばね下振動の周波数に基づいてばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂが制御される。

本実施形態の車両の制御装置１−１によれば、乗り心地の向上と接地性の向上との両立が可能となる。従来、ばね上振動抑制のために、ばね上振動の低減を目標にして減衰機構の減衰力が制御される場合があったが、この場合、ばね下の接地荷重変動が大きくなってしまう場合がある。これは、サスペンション発生力としてばね上を制振する力が、同時にばね下を加振する力となるためである。つまり、ばね上に対する制振とばね下に対する加振とが併存することとなり、接地荷重変動が抑制されにくくなる。これにより、良路において接地性の低下が感じられたり、悪路においてばたつき感が感じられたりすることがある。

本実施形態の車両の制御装置１−１は、ばね上振動に対する抑制力を主としてばね機構３０Ａに、ばね下の接地荷重変動に対する抑制力を主として減衰機構３０Ｂにそれぞれ発生させることができる。これにより、ばね上振動と接地荷重変動とを同時に抑制することができる。例えば、外乱入力である路面変位速度として、ばね上共振の振動とばね下共振の振動とを同時に発生させる路面変位が入力されるような路面を走行する場合においても、ばね上振動と接地荷重変動とが同時に抑制される。本実施形態の車両の制御装置１−１によれば、ばね上振動や接地荷重変動が発生しやすい悪路において、乗り心地の向上と接地性の向上とを両立させることができる。

なお、上記のフィルタのカットオフ周波数や重みゲインＷ_b，Ｗ_s等のパラメータ値は、車両の振動特性等に基づいて、乗り心地の向上と接地性の向上とを最大限両立するように予め定められるものであるが、これらは、走行環境等に応じて可変とされてもよい。例えば、接地性の向上が望まれる走行環境、例えば、雨天時や路面凍結時など路面μが低下する走行環境では、接地性をより重視した制振制御がなされることが好ましい。また、運転者の走行指向に応じて上記パラメータ値が異なるものとされてもよい。例えば、運転者がきびきびとしたスポーツ走行を指向する場合には、接地性の向上を優先させるパラメータ値が用いられてもよい。また、加速時や制動時には、定常走行時と異なるパラメータ値、例えば接地性の向上を優先させるパラメータ値が用いられてもよい。

上記パラメータ値は、走行状態等に応じて可変とされてもよい。例えば、車速Ｖに応じてばね上振動制御の重みゲインＷ_bあるいは接地荷重変動制御の重みゲインＷ_sの少なくともいずれか一方が可変とされてもよい。一例として、車速Ｖの増加に応じてばね上振動制御の重みゲインＷ_bあるいは接地荷重変動制御の重みゲインＷ_sの少なくともいずれか一方が大きくされてもよい。例えば、速度によってばね上Ｇおよび接地荷重変動量の計測値における閾値を変化させる方法がある。速度の増加に伴って上記閾値が増加すると、ばね上振動制御の重みゲインＷ_bおよび接地荷重変動制御の重みゲインＷ_sが増加するようにされてもよい。

図６は、本実施形態の車両の制御装置１−１における制御の構成を示すブロック図、図７は、車両の制御装置１−１による制御の流れを示すフローチャートである。図６に示すように、車速Ｖで走行する実車（車両）には、路面からの入力（路面変位）がある。また、車両のばね上Ｇは、ばね上Ｇセンサ６１によって検出され、所定位置（例えば、ホイール位置）の加速度に換算される。ばね上Ｇと、ばね下Ｇセンサ６２によって検出されたばね下Ｇとに基づいて、以下に図６および図７を参照して説明するように本実施形態の制振制御が行われる。

まず、ステップＳ１では、ＥＣＵ６０に、ばね上加速度ｘ_b''およびばね下加速度ｘ_w''が入力される。ＥＣＵ６０は、ばね上Ｇセンサ６１からばね上加速度ｘ_b''を、ばね下Ｇセンサ６２からばね下加速度ｘ_w''をそれぞれ取得する。

次に、ステップＳ２では、ＥＣＵ６０により、状態量ｘ_pおよび評価出力ｚ_pが計算される。まず、状態量ｘ_pの算出方法について説明する。ＥＣＵ６０は、ばね下部材２０と路面５０との相対変位量（ｘ_r−ｘ_w）を接地荷重変動量Ｆ_tに基づいて計算する。具体的には、上記式（５）から、ばね下部材２０と路面５０との相対変位量（ｘ_r−ｘ_w）は、以下の式（１２）で表される。
（ｘ_r−ｘ_w）＝（ｍ_bｘ_b''＋ｍ_wｘ_w''）／ｋ_t…（１２）
ＥＣＵ６０は、上記式（１２）からばね下部材２０と路面５０との相対変位量（ｘ_r−ｘ_w）を算出することができる。

また、ＥＣＵ６０は、ばね上Ｇセンサ６１から取得したばね上加速度ｘ_b''を積分することにより、ばね上速度ｘ_b'およびばね上変位ｘ_bを計算し、ばね下Ｇセンサ６２から取得したばね下加速度ｘ_w''を積分することにより、ばね下速度ｘ_w'およびばね下変位ｘ_wを計算する。これにより、状態量ｘ_pにおけるばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位量（ｘ_w−ｘ_b）、ばね下速度ｘ_w'、ばね上速度ｘ_b'がそれぞれ求められる。

また、評価出力ｚ_pは、ばね上Ｇセンサ６１から取得したばね上加速度ｘ_b''およびばね下Ｇセンサ６２から取得したばね下加速度ｘ_w''に基づいて算出することができる。評価出力ｚ_pの第１行の要素であるばね上加速度ｘ_b''は、車両のばね上振動に関する第一の物理量である。評価出力ｚ_pの第２行の要素である接地荷重変動量は、車両のばね下振動に関する第二の物理量である。接地荷重変動量は、ばね上加速度ｘ_b''およびばね下加速度ｘ_w''と、予め記憶しているばね上質量ｍ_bおよびばね下質量ｍ_wとに基づいて算出可能である（図６の符号Ｙ１参照）。ステップＳ２が実行されると、ステップＳ３に進む。

ステップＳ３では、ＥＣＵ６０により、非線形減衰係数ｃ_vおよび非線形ばね係数ｋ_vが算出される。非線形減衰係数ｃ_vおよび非線形ばね係数ｋ_vは、ステップＳ２で算出された状態量ｘ_pおよび評価出力ｚ_pと、Ｈ∞制御理論により決定されたフィードバックゲイン（コントローラゲイン）ｋ_nlとに基づき、下記［数２５］によって算出される。Ｈ∞制御理論によるフィードバックゲインｋ_nlの決定は、例えば、ＥＣＵ６０によってなされる。

ＥＣＵ６０は、予め適合試験によって決定された線形減衰係数ｃ₀、線形ばね係数ｋ₀および制御目標重みを取得し、制御定数としての線形減衰係数ｃ₀，線形ばね係数ｋ₀，ばね上加速度重みおよび接地荷重変動量重みを決定する。また、ＥＣＵ６０は、同定試験によって決定された車両諸元に基づく単輪運動方程式である上記式（１）および式（２）や、状態方程式、出力方程式等を予め記憶している。ＥＣＵ６０は、検出結果に基づいて取得したばね上加速度ｘ_b''および接地荷重変動量Ｆ_tに基づき、リカッチ方程式を解いてフィードバックゲインｋ_nlを決定する（図６の符号Ｙ２参照）。ＥＣＵ６０は、決定したフィードバックゲインｋ_nlに基づき、非線形減衰係数ｃ_vおよび非線形ばね係数ｋ_vを算出する。

なお、ステップＳ３において、ＥＣＵ６０は、リカッチ方程式を解くことに代えて、予め記憶しておいた各入力の組合せとフィードバックゲインｋ_nlとの対応関係に基づいてフィードバックゲインｋ_nlを決定してもよい。つまり、入力としての線形減衰係数ｃ₀、線形ばね係数ｋ₀、ばね上加速度重み、接地荷重変動量重み、ばね上加速度ｘ_b''および接地荷重変動量Ｆ_tの組合せから求まるフィードバックゲインｋ_nlを予め記憶しておき、その記憶したフィードバックゲインｋ_nlの値から非線形減衰係数ｃ_vおよび非線形ばね係数ｋ_vを算出することも可能である。

次に、ステップＳ４では、ＥＣＵ６０により、減衰係数ｃおよびばね係数ｋの目標値が決定される。減衰係数ｃの目標値は、線形減衰係数ｃ₀とステップＳ３で算出された非線形減衰係数ｃ_vとの和である。また、ばね係数ｋの目標値は、線形ばね係数ｋ₀とステップＳ３で算出された非線形ばね係数ｋ_vとの和である。

次に、ステップＳ５では、ＥＣＵ６０により、減衰力Ｆ_dの目標値およびばね力Ｆ_sの目標値がそれぞれ算出される。減衰力Ｆ_dの目標値は、ステップＳ１で算出されたばね上速度ｘ_b'およびばね下速度ｘ_w'と、ステップＳ４で算出された減衰係数ｃの目標値とに基づき、以下の式（１３）によって算出される。
Ｆ_d＝ｃ（ｘ_w'−ｘ_b'）…（１３）
また、ばね力Ｆ_sの目標値は、ステップＳ１で算出されたばね上変位ｘ_bおよびばね下変位ｘ_wと、ステップＳ４で算出されたばね係数ｋの目標値とに基づき、以下の式（１４）によって算出される。
Ｆ_s＝ｋ（ｘ_w−ｘ_b）…（１４）

ステップＳ５が実行されると、ＥＣＵ６０は、ステップＳ６およびＳ７のばね機構３０Ａの制御と、ステップＳ８およびＳ９の減衰機構３０Ｂの制御とを実行する。本実施形態では、ばね機構３０Ａの制御と減衰機構３０Ｂの制御とが並行して行われるが、これに代えて、ばね機構３０Ａの制御と減衰機構３０Ｂの制御とが予め決められた順番で順次行われてもよい。

ステップＳ６では、ＥＣＵ６０により、ばね機構３０Ａの要求段数が決定される。ばね機構３０Ａは、ばね係数ｋがそれぞれ異なる複数の段数に切替え可能である。段数の切替えは、例えば、アクチュエータによってエアー配管の流路面積を段階的に切替えることで実現可能である。ＥＣＵ６０は、サスペンション装置３０の伸縮量ｘ_s、すなわちばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位量（ｘ_w−ｘ_b）と、ばね機構３０Ａが各段数において発生させるばね力との対応関係を示すマップを予め記憶している。ＥＣＵ６０は、このマップと、ステップＳ５で算出されたばね力Ｆ_sの目標値とに基づいて、ばね機構３０Ａの要求段数を算出する。

次に、ステップＳ７では、ＥＣＵ６０により、ばねステップとしてばね機構３０Ａが制御される。ＥＣＵ６０は、ステップＳ６で決定された要求段数を実現するように、ばね機構３０Ａのアクチュエータを制御する。ステップＳ７が実行されると、本制御フローは終了する。

一方、ステップＳ８では、ＥＣＵ６０により、減衰機構３０Ｂの要求段数が決定される。減衰機構３０Ｂは、減衰係数ｃがそれぞれ異なる複数の段数に切替え可能である。段数の切替えは、例えば、減衰機構３０Ｂのアクチュエータによって、ピストン上室と下室とを連通する油路の面積を段階的に切替えることで実現可能である。ＥＣＵ６０は、サスペンション装置３０の伸縮速度ｘ_s'、すなわちばね上部材１０とばね下部材２０との相対速度（ｘ_w'−ｘ_b'）と、減衰機構３０Ｂが各段数において発生させる減衰力Ｆ_dとの対応関係を示すマップを予め記憶している。ＥＣＵ６０は、このマップと、ステップＳ５で算出された減衰力Ｆ_dの目標値とに基づいて、減衰機構３０Ｂの要求段数を算出する。

次に、ステップＳ９では、ＥＣＵ６０により、アブソーバステップとして減衰機構３０Ｂが制御される。ＥＣＵ６０は、ステップＳ８で決定された要求段数を実現するように、減衰機構３０Ｂのアクチュエータを制御する。ステップＳ９が実行されると、本制御フローは終了する。

次に、本実施形態の制振制御による制振効果のシミュレーション結果について説明する。図８は、本実施形態の制振制御がなされる場合のばね上振動を示す図、図９は、本実施形態の制振制御がなされる場合の接地荷重変動量を示す図である。また、図１１は、ばね上振動の低減を目標にして減衰機構の減衰力が制御された場合のばね上振動の一例を示す図、図１２は、ばね上振動の低減を目標にして減衰機構の減衰力が制御された場合の接地荷重変動量の一例を示す図である。図１１および図１２には、本実施形態の制振制御とは異なり、ばね係数の可変制御はなされず、かつ減衰係数の制御において接地荷重変動量が考慮されない場合のばね上振動および接地荷重変動量がそれぞれ示されている。

図８，図９，図１１および図１２において、横軸は周波数、縦軸はパワースペクトル密度（Power Spectral Density）をそれぞれ示す。また、図８，図９，図１１および図１２において、破線はそれぞれサスペンション装置の制御が行われない場合の値を示し、実線は、サスペンション装置の制御が行われる場合の値を示す。図１１に示すように、ばね上振動の低減を目標にして減衰力が制御されることで、制御がなされない場合（破線）と比較して、制御がなされた場合（実線）のばね上振動が低減する。しかしながら、図１２に符号Ｒ１で示すように、制御がなされた場合の接地荷重変動量が、制御がなされない場合の接地荷重変動量よりも増加する。

これに対して、本実施形態の車両の制御装置１−１によれば、図８に示すようにばね上振動が抑制されるだけでなく、図９に示すようにばね下の接地荷重変動量が抑制される。図８および図９に示すように、１Ｈｚ前後の周波数帯において、制御がなされない場合よりもばね上振動および接地荷重変動量がそれぞれ低下している。また、図９に示すように、１０Ｈｚ前後の周波数帯において、制御がなされない場合よりも接地荷重変動量が低下している。

このように、本実施形態の車両の制御装置１−１によれば、車両に発生する振動に応じて、ばね機構３０Ａと減衰機構３０Ｂとが協調して制御される。ばね上振動に関する第一の物理量であるばね上加速度ｘ_b''およびばね下振動に関する第二の物理量である接地荷重変動量Ｆ_tに基づいてばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂが協調制御されることで、ばね上振動および接地荷重変動量がそれぞれ低減される。よって、本実施形態の車両の制御装置１−１は、乗り心地と接地性を最大限に両立させることが可能である。

ここで、車両の制御装置１−１による制振制御により、ばね上共振の周波数帯およびばね下共振の周波数帯を除く周波数帯において、振動が増加する可能性がある。例えば、ばね上共振の周波数帯とばね下共振の周波数帯との間の周波数帯である２−８Ｈｚの中周波領域において、制御がなされない場合よりもばね上振動や接地荷重変動量が増加する可能性がある。制振制御の制御ロジックにおいて、こうした他の周波数帯における振動の増加を抑制できるように設計がなされることが好ましい。

なお、本実施形態において開示された運動方程式、状態方程式、出力方程式等は一例であって、これらに限定されるものではない。また、本実施形態では、Ｈ∞制御理論によりばね力の目標値および減衰力の目標値が決定されたが、それぞれの目標値を決定する方法は、これには限定されない。他の制御理論に基づいてばね力の目標値や減衰力の目標値が算出されてもよい。

本実施形態では、ばね上振動に関する第一の物理量がばね上加速度であり、ばね下振動に関する第二の物理量が接地荷重変動量であったが、これには限定されない。第一の物理量や第二の物理量としてそれぞれ他の物理量が採用されてもよい。

また、制振制御系は、図１に示すものには限定されない。例えば、サスペンション装置は、図１０に示すように線形減衰係数および線形ばね係数を有していないものであってもよい。図１０は、制振制御系の単輪モデルについての他の例を示す図である。

図１０に示す車両の制御装置１−２では、サスペンション装置７０は、非線形ばね係数のみでばね係数ｋ_sが決定されるばね機構７０Ａと、非線形減衰係数のみで減衰係数ｃ_sが決定される減衰機構７０Ｂとを有する。このようなサスペンション装置７０を有する車両の制御装置１−２では、運動方程式は以下の式（１５）および式（１６）で表される。
ｍ_bｘ_b''＝ｋ_s（ｘ_w−ｘ_b）＋ｃ_s（ｘ_w'−ｘ_b'）…（１５）
ｍ_wｘ_w''＝−ｋ_s（ｘ_w−ｘ_b）−ｃ_s（ｘ_w'−ｘ_b'）＋ｋ_t（ｘ_r−ｘ_w）…（１６）
つまり、図１に示す単輪モデルに基づく運動方程式に対して、線形ばね係数および線形減衰係数を省略して運動方程式を定めるようにすればよい。そして、運動方程式（１５），（１６）からＨ∞制御理論に基づいてばね係数ｋ_sおよび減衰係数ｃ_sの目標値を決定することができる。

本実施形態では、Ｈ∞制御ロジックにより、ばね係数および減衰係数が決定されたが、これに代えて、ばね上振動や接地荷重変動量に基づいて直接ばね係数や減衰係数が決定されるようにしてもよい。例えば、車両に低周波数の振動入力がある場合にはばね力を大きくしてばね上の低周波応答（ばね上の共振周波数領域）を抑制する。このときに、減衰力は小さなもの（例えば、０）とする。一方、車両に高周波数の振動入力がある場合には減衰力を大きくして接地荷重変動量の高周波応答（ばね下の共振周波数領域）を抑制する。このときに、ばね力は小さなもの（例えば、０）とする。このように入力される振動の周波数に基づいて適宜ばね係数および減衰係数を決定することで、車両の乗り心地の向上と接地性の向上とを両立させることができる。入力される振動の周波数と、ばね係数および減衰係数との対応関係は、例えば、予め実験結果等に基づいて定めておくことが可能である。

なお、周波数と発生させる力との組合せは、上記には限定されない。例えば、低周波の振動入力がある場合に減衰力を大きくし、かつばね力を小さくするようにしてもよく、高周波の振動入力がある場合にばね力を大きくし、かつ減衰力を小さくするようにしてもよい。つまり、ばね上部材１０の振動特性およびばね下部材２０の振動特性に基づいて、ばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂの一方をばね上振動特性に基づいて制御し、他方をばね下振動特性に基づいて制御するようにすればよい。

上記の実施形態に開示された内容は、適宜組み合わせて実行することができる。

以上のように、本発明にかかる車両の制御装置は、車両の振動の抑制に有用であり、特に、ばね上部材の振動の抑制とばね下部材の振動の抑制との両立に適している。

１−１ 車両の制御装置
１０ ばね上部材
２０ ばね下部材
３０ サスペンション装置
３０Ａ ばね機構
３０Ｂ 減衰機構
４０ 車輪
６０ ＥＣＵ
ｃ₀ 線形減衰係数
ｃ_v 非線形減衰係数
Ｆ_t 接地荷重変動量（第二の物理量）
ｋ₀ 線形ばね係数
ｋ_v 非線形ばね係数
ｋ_t 車輪のばね定数
ｍ_b ばね上質量
ｍ_w ばね下質量
ｘ_b ばね上変位
ｘ_w ばね下変位
ｘ_b' ばね上速度
ｘ_w' ばね下速度
ｘ_b'' ばね上加速度（第一の物理量）
ｘ_w'' ばね下加速度
Ｗ_b ばね上振動制御の重みゲイン
Ｗ_s 接地荷重変動制御の重みゲイン

【０００２】
下振動に関する第二の物理量に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を制御し、かつ前記ばね機構および前記減衰機構の一方を前記ばね上部材の振動特性に基づいて制御し、他方を前記ばね下部材の振動特性に基づいて制御することを特徴とする。
［０００７］
上記車両の制御装置において、前記ばね上振動の周波数および前記ばね下振動の周波数に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を制御することが好ましい。
［０００８］
上記車両の制御装置において、前記第二の物理量とは、前記車両の車輪の接地荷重変動量であり、前記接地荷重変動量を前記車両のばね上加速度およびばね下加速度に基づいて算出することが好ましい。
［０００９］
上記車両の制御装置において、前記車両に発生する低周波数の振動を抑制するように前記ばね機構を制御することが好ましい。
［００１０］
上記車両の制御装置において、前記車両に発生する高周波数の振動を抑制するように前記減衰機構を制御することが好ましい。
［００１１］
上記車両の制御装置において、前記第一の物理量および前記第二の物理量に基づいて、前記ばね機構および前記減衰機構にそれぞれ周波数に応じた重み付けを行って前記ばね機構および前記減衰機構を制御することが好ましい。
［００１２］
上記車両の制御装置において、前記ばね機構および前記減衰機構を含む前記車両の運動モデルにＨ∞制御理論を適用して前記ばね力および前記減衰力の目標値を決定することが好ましい。
［００１３］
上記車両の制御装置において、鉛直方向における路面の変位速度を前記運動モデルに対する外乱入力として前記ばね力および前記減衰力の目標値を決定することが好ましい。
［００１４］
本発明の車両の制御装置は、車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、前記車両のばね上振動および前記車両のばね下振動に基づいて前記

【０００３】
ばね機構および前記減衰機構を協調制御し、かつ前記ばね機構および前記減衰機構の一方を前記ばね上部材の振動特性に基づいて制御し、他方を前記ばね下部材の振動特性に基づいて制御することを特徴とする。
［００１５］
本発明の車両の制御装置は、車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、前記ばね機構および前記減衰機構を含む前記車両の運動モデルにＨ∞制御理論を適用して、前記ばね機構および前記減衰機構の一方を前記ばね上部材の振動特性に基づいて制御し、他方を前記ばね下部材の振動特性に基づいて制御することを特徴とする。
発明の効果
［００１６］
本発明にかかる車両の制御装置は、車両のばね上振動に関する第一の物理量および車両のばね下振動に関する第二の物理量に基づいてばね機構および減衰機構を制御し、かつばね機構および減衰機構の一方をばね上部材の振動特性に基づいて制御し、他方をばね下部材の振動特性に基づいて制御する。よって、本発明にかかる車両の制御装置によれば、ばね上部材の振動の抑制とばね下部材の振動の抑制とを両立させることができるという効果を奏する。
図面の簡単な説明
［００１７］
［図１］図１は、実施形態にかかる制振制御系の単輪モデルを示す図である。
［図２］図２は、バターワースフィルタに基づくばね上Ｇに対する重み関数を示す図である。
［図３］図３は、バターワースフィルタに基づく接地荷重変動に対する重み関数を示す図である。
［図４］図４は、ゲイン調整後のばね上Ｇに対する重み関数を示す図である。
［図５］図５は、ゲイン調整後の接地荷重変動に対する重み関数を示す図である。
［図６］図６は、実施形態の車両の制御装置による制御の構成を示すブロック図である。
［図７］図７は、車両の制御装置による制御の流れを示すフローチャートである。

本発明の車両の制御装置は、車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、前記車両のばね上振動に関する第一の物理量および前記車両のばね下振動に関する第二の物理量に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を制御し、走行環境、運転者の走行指向、車両の加減速の少なくともいずれか１つに基づいて、前記ばね上振動と前記ばね下振動を同時に抑制することを特徴とする。

本発明の車両の制御装置は、車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、前記車両のばね上振動および前記車両のばね下振動に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を協調制御し、走行環境、運転者の走行指向、車両の加減速の少なくともいずれか１つに基づいて、前記ばね上振動と前記ばね下振動を同時に抑制することを特徴とする。

本発明の車両の制御装置は、車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、前記ばね機構および前記減衰機構を含む前記車両の運動モデルにＨ∞制御理論を適用して前記ばね機構および前記減衰機構を制御し、走行環境、運転者の走行指向、車両の加減速の少なくともいずれか１つに基づいて、前記ばね上振動と前記ばね下振動を同時に抑制することを特徴とする。

本発明にかかる車両の制御装置は、車両のばね上振動に関する第一の物理量および車両のばね下振動に関する第二の物理量に基づいてばね機構および減衰機構を制御し、走行環境、運転者の走行指向、車両の加減速の少なくともいずれか１つに基づいて、ばね上振動とばね下振動を同時に抑制する。よって、本発明にかかる車両の制御装置によれば、ばね上部材の振動の抑制とばね下部材の振動の抑制とを両立させることができるという効果を奏する。

Claims (10)

1. 車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、
   前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、
   前記車両のばね上振動に関する第一の物理量および前記車両のばね下振動に関する第二の物理量に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を制御する
   ことを特徴とする車両の制御装置。
2. 前記ばね上振動の周波数および前記ばね下振動の周波数に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を制御する
   請求項１に記載の車両の制御装置。
3. 前記第二の物理量とは、前記車両の車輪の接地荷重変動量であり、
   前記接地荷重変動量を前記車両のばね上加速度およびばね下加速度に基づいて算出する
   請求項１に記載の車両の制御装置。
4. 前記車両に発生する低周波数の振動を抑制するように前記ばね機構を制御する
   請求項１に記載の車両の制御装置。
5. 前記車両に発生する高周波数の振動を抑制するように前記減衰機構を制御する
   請求項１に記載の車両の制御装置。
6. 前記第一の物理量および前記第二の物理量に基づいて、前記ばね機構および前記減衰機構にそれぞれ周波数に応じた重み付けを行って前記ばね機構および前記減衰機構を制御する
   請求項２に記載の車両の制御装置。
7. 前記ばね機構および前記減衰機構を含む前記車両の運動モデルにＨ∞制御理論を適用して前記ばね力および前記減衰力の目標値を決定する
   請求項６に記載の車両の制御装置。
8. 鉛直方向における路面の変位速度を前記運動モデルに対する外乱入力として前記ばね力および前記減衰力の目標値を決定する
   請求項７に記載の車両の制御装置。
9. 車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、
   前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、
   前記車両のばね上振動および前記車両のばね下振動に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を協調制御する
   ことを特徴とする車両の制御装置。
10. 車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、
    前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、
    前記ばね機構および前記減衰機構を含む前記車両の運動モデルにＨ∞制御理論を適用して前記ばね機構および前記減衰機構を制御する
    ことを特徴とする車両の制御装置。

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