KR101270352B1 - 감쇠력 제어 장치 - Google Patents

Abstract

선형 감쇠 계수 C_s의 크기가, 중주파 스프링 상 가속도의 최대 진폭값 α가 클수록 작아지도록 결정된다. 이 때문에, 감쇠력 제어 장치가 비선형 H_∞ 제어 이론을 사용하여 스프링 상부재의 진동을 감쇠 제어하고 있는 경우에 있어서, 서스펜션 장치에 입력되어 있는 중주파 스프링 상 가속도의 최대 진폭값 α가 작을 때는, 선형 감쇠 계수 C_s가 큰 값으로 설정된다. 따라서, 요구 감쇠력 F_req도 커져, 스프링 상부재를 빠르게 제진할 수 있다. 또한, 중주파 스프링 상 가속도의 최대 진폭값 α가 큰 경우에는, 선형 감쇠 계수 C_s가 작은 값으로 설정된다. 따라서, 요구 감쇠력 F_req도 작아져, 중주파 진동 입력 시에 있어서의 승차감의 악화, 특히 진동 속도가 클 때의 승차감의 악화를 억제할 수 있다.

Description

감쇠력 제어 장치{DAMPING FORCE CONTROLLER}

본 발명은, 차량의 서스펜션 장치의 감쇠력을 제어하는 감쇠력 제어 장치에 관한 것이다.

차량의 서스펜션 장치는, 차체 등의 스프링 상부재와, 차륜에 연결한 로어 아암 등의 스프링 하부재 사이에 개재 장착된 댐퍼 및 스프링을 구비한다. 이 서스펜션 장치는 진동계를 구성한다. 또한 서스펜션 장치는, 댐퍼가 발생하는 감쇠력에 의해 스프링 상부재의 진동을 제진하는 기능을 갖는다.

다양한 진동에 대응하여 스프링 상부재를 제진할 수 있도록, 댐퍼가 발생하는 감쇠력을 가변적으로 제어하는 감쇠력 제어 장치가 알려져 있다. 이러한 종류의 감쇠력 제어 장치는, 스카이훅 제어나 비선형 H_∞ 제어 등의 소정의 제어 이론을 사용하여 스프링 상부재의 진동을 감쇠 제어한다.

일본 특허 출원 공개 제2001-1736호 공보는, 비선형 H_∞ 제어를 적용함으로써 댐퍼가 발생하는 감쇠력을 제어하는 감쇠력 제어 장치를 개시하고 있다. 이 감쇠력 제어 장치는, 단차륜 모델에 의해 나타내어지는 서스펜션 장치의 운동에 기초하여 설계되는 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용함으로써, 비선형 H_∞ 제어문제를 만족시키는 가변 감쇠 계수를 계산한다. 또한, 가변 감쇠 계수는, 댐퍼가 발생해야 할 감쇠력으로부터 진동 속도에 대하여 선형적으로 변화하는 선형 성분(선형 감쇠력)을 제외한 변동 성분(비선형 성분)을 나타내는 가변 감쇠력의 진동 속도에 대한 계수이다. 또한, 이 감쇠력 제어 장치는, 상기와 같이 계산된 가변 감쇠 계수와, 선형 감쇠력의 진동 속도에 대한 계수인 선형 감쇠 계수를 가산하여 얻어지는 요구 감쇠 계수에 기초하여, 댐퍼가 발생해야 할 제어 목표 감쇠력인 요구 감쇠력을 계산한다. 그리고, 계산한 요구 감쇠력에 기초하여 댐퍼의 감쇠력 특성을 제어한다.

도 27은 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용하여 계산된 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 감쇠력 특성 그래프이다. 이 감쇠력 특성 그래프의 횡축은 진동 속도[이 속도는 스프링 상부재와 스프링 하부재 사이의 상하 방향의 상대 속도(스프링 상- 스프링 하 상대 속도)임] V이고, 종축은 감쇠력 F이다. 도면으로부터 알 수 있는 바와 같이, 요구 감쇠력 F_req는, 가변 감쇠 계수 C_v에 진동 속도 V₁을 곱하여 산출되는 가변 감쇠력 F_v와, 선형 감쇠 계수 C_s에 진동 속도 V₁을 곱하여 산출되는 선형 감쇠력 F_s를 가산함으로써 산출된다. 요구 감쇠력 F_req는, 가변 감쇠력 F_v의 변동에 따라서 변동한다. 따라서, 요구 감쇠력 F_req의 추이는, 가변 감쇠력 F_v의 변동에 의해 도면과 같이 매끄러운 리사쥬 곡선에 의해 나타내어진다.

이 리사쥬 곡선은, 선형 감쇠 계수 C_s에 의해 나타내어지는 감쇠력 특성선을 대략 중심으로 하여 소정의 부풀어 오름을 갖도록 그려진다. 선형 감쇠 계수 C_s는, 리사쥬 곡선의 평균적인 기울기에 영향을 미친다. 또한, 리사쥬 곡선의 부풀어 오름은, 비선형 H_∞ 제어가 적용되는 제어 시스템(일반화 플랜트)의 평가 출력에 관련되는 비선형 가중치 β에 의존한다. 즉, 선형 감쇠 계수 C_s 및 비선형 가중치 β는, 리사쥬 곡선의 형상에 영향을 준다. 선형 감쇠 계수 C_s 및 비선형 가중치 β는, 리사쥬 곡선이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위, 즉 댐퍼에 의해 발생되는 최대의 감쇠력을 나타내는 특성(D_max에 의해 나타내어지는 감쇠력 특성선)과 최소의 감쇠력을 나타내는 특성(D_min에 의해 나타내어지는 감쇠력 특성선) 사이(도면의 R로 나타내어지는 범위)에 들어가도록, 설계자에 의해 미리 설정된다.

그런데, 스프링 상부재의 진동, 특히 스프링 상 공진 주파수(1㎐ 정도) 부근의 주파수의 진동은, 감쇠력이 클수록 빠르게 감쇠한다. 따라서, 스프링 상 제진 성능을 보다 향상시키기 위해서는, 선형 감쇠 계수 C_s를 가능한 한 크게 하는 것이 바람직하다. 한편, 스프링 상부재의 제진 제어 중에, 스프링 상 공진 주파수보다도 큰 주파수, 특히, 스프링 상 공진 주파수와 스프링 하 공진 주파수(11㎐ 정도) 사이의 영역의 주파수의 진동, 소위 중주파 진동이 서스펜션 장치에 입력되었을 때는, 감쇠력이 크면 오히려 승차감이 악화된다. 특히, 진동의 속도가 큰 경우에 승차감의 악화가 현저해진다. 이러한 경우, 선형 감쇠 계수 C_s를 가능한 한 작게 하여 승차감의 악화를 억제하는 것이 바람직하다.

상기로부터 알 수 있는 바와 같이, 제어 목적에 따라서 선형 감쇠 계수 C_s의 설정 목표가 상이하다. 이 때문에, 스프링 상부재의 제진 성능이 향상되고, 또한 중/고주파 진동 입력 시에도 승차감의 악화를 억제하도록, 감쇠력을 제어하는 것은 곤란하다.

본 발명은, 상기 문제에 대처하기 위해서 이루어진 것으로, 그 목적은, 스프링 상부재의 진동을 빠르게 감쇠할 수 있고, 또한 중/고주파 진동이 입력되었을 때는 승차감의 악화를 억제할 수 있는 감쇠력 제어 장치를 제공하는 것에 있다.

본 발명의 특징은, 스프링 상부재와 스프링 하부재 사이에 개재 장착된 댐퍼 및 스프링을 구비하는 서스펜션 장치의 진동에 대한 감쇠력을 제어하는 감쇠력 제어 장치에 있어서, 서스펜션 장치의 운동에 기초하여 설계되는 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용함으로써, 댐퍼가 발생해야 할 가변 감쇠력의 진동 속도에 대한 계수인 가변 감쇠 계수를 계산하는 가변 감쇠 계수 계산 수단과, 스프링 상부재의 진동 중 스프링 상 공진 주파수보다도 큰 주파수 대역으로서 미리 정해진 특정 주파수 대역의 진동의 크기에 따라서, 댐퍼가 발생해야 할 선형 감쇠력의 진동 속도에 대한 계수인 선형 감쇠 계수를 결정하는 선형 감쇠 계수 결정 수단과, 가변 감쇠 계수 및 선형 감쇠 계수에 기초하여, 댐퍼가 발생해야 할 감쇠력인 요구 감쇠력을 계산하는 요구 감쇠력 계산 수단과, 요구 감쇠력에 기초하여 댐퍼의 감쇠력 특성을 제어하는 감쇠력 특성 제어 수단을 구비한 감쇠력 제어 장치로 하는 것에 있다. 이 경우, 선형 감쇠 계수 결정 수단은, 선형 감쇠 계수를, 특정 주파수 대역의 진동의 가속도가 클수록 작아지도록 결정하는 것인 것이 좋다.

본 발명에 따르면, 서스펜션 장치의 운동에 기초하여 설계되는 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용함으로써, 스프링 상부재의 진동을 억제하도록 가변 감쇠 계수가 계산된다. 또한, 스프링 상 공진 주파수보다도 큰 주파수 대역으로서 미리 정해진 특정 주파수 대역의 진동을 나타내는 값, 예를 들어 진동의 가속도가 클수록 작아지도록 선형 감쇠 계수가 결정된다.

따라서, 서스펜션 장치에 입력되어 있는 특정 주파수 대역의 진동이 작을 때, 또는 특정 주파수 대역의 진동이 입력되어 있지 않을 때는, 선형 감쇠 계수가 큰 값으로 설정된다. 이에 의해 가변 감쇠 계수 및 선형 감쇠 계수에 기초하여 계산되는 요구 감쇠력도 커지므로, 스프링 상부재의 진동이 빠르게 감쇠된다. 또한, 입력되어 있는 특정 주파수 대역의 진동이 큰 경우에는, 선형 감쇠 계수가 작은 값으로 설정된다. 이에 의해 요구 감쇠력이 작아진다. 특정 주파수 대역은, 스프링 상 공진 주파수보다도 큰 주파수 대역이므로, 이 특정 주파수 대역의 진동은 중/고주파 진동이다. 즉, 중/고주파 진동이 클 때에는 요구 감쇠력이 작아진다. 따라서, 중/고주파 진동이 입력되었을 때의 승차감의 악화, 특히 진동 속도가 클 때의 승차감의 악화를 억제할 수 있다. 이와 같이, 본 발명의 감쇠력 제어 장치는, 입력되는 특정 주파수 대역의 진동을 나타내는 값의 크기에 따라서 선형 감쇠 계수의 크기를 변경하고 있으므로, 스프링 상부재의 진동을 빠르게 감쇠할 수 있고, 또한 중/고주파수 대역의 진동이 입력되었을 때는 승차감의 악화를 억제할 수 있다.

상기 특정 주파수 대역은, 스프링 상 공진 주파수보다도 크고 또한 스프링 하 공진 주파수보다도 작은 중주파수 대역인 것이 좋다. 보다 바람직하게는, 상기 특정 주파수 대역은, 3㎐ 내지 10㎐ 정도의 주파수 대역인 것이 좋다. 특정 주파수 대역을 이러한 주파수 대역으로 설정함으로써, 중주파수 대역의 진동 입력 시에 승차감의 악화가 효과적으로 억제된다.

또한, 본 발명의 다른 특징은, 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 선형 감쇠 계수의 크기에 따라서, 가변 감쇠 계수 계산 수단이 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용하여 가변 감쇠 계수를 계산할 때에 설정되는 비선형 가중치의 크기를 결정하는 비선형 가중치 결정 수단을 더 구비하는 감쇠력 제어 장치로 한 것이다. 이 경우, 비선형 가중치 결정 수단은, 요구 감쇠력이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내의 감쇠력에 속하도록, 즉 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 상기 가변 범위에 들어가도록, 비선형 가중치의 크기를 결정하는 것인 것이 좋다. 또한, 비선형 가중치 결정 수단은, 비선형 가중치를, 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 선형 감쇠 계수가 작을수록 작아지도록 결정하는 것인 것이 좋다.

선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 선형 감쇠 계수가 변경된 경우, 그 변경에 수반하여 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선의 형상도 변화한다. 또한, 경우에 따라서는, 선형 감쇠 계수의 변경에 의해 리사쥬 곡선이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위로부터 벗어난다. 이에 대하여 본 발명에 따르면, 선형 감쇠 계수의 크기에 따라서, 리사쥬 곡선의 부풀어 오름에 영향을 미치는 비선형 가중치의 크기가 결정된다. 따라서, 선형 감쇠 계수의 값이 변경된 경우라도, 변경 후의 선형 감쇠 계수에 따른 적절한 비선형 가중치를 결정함으로써, 리사쥬 곡선이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내에 들어가게 된다.

특히, 선형 감쇠 계수가 작은 경우에는, 요구 감쇠력이 댐퍼의 감쇠력 특성의 하한을 하회할 우려가 있다. 이 경우에 본 발명에 따르면, 선형 감쇠 계수가 작을수록 작아지도록 비선형 가중치가 결정되므로, 선형 감쇠 계수가 작을수록 리사쥬 곡선의 부풀어 오름도 작아진다. 따라서, 리사쥬 곡선이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내에 확실하게 들어가게 된다.

또한, 상기 비선형 가중치는, 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용하는 제어 시스템(일반화 플랜트)의 평가 출력에 작용하도록 설정되는 가중치이다. 이 비선형 가중치를 설정함으로써, 상태량이 원점으로부터 이격된 위치에서의 제어 시스템의 L₂ 게인을 내릴 수 있다.

또한, 본 발명의 또 다른 특징은, 감쇠력 제어 장치가, 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 선형 감쇠 계수의 크기에 따라서, 요구 감쇠력을 보정한 보정 요구 감쇠력을 계산하는 보정 요구 감쇠력 계산 수단을 더 구비하고, 감쇠력 특성 제어 수단은, 요구 감쇠력 대신에, 이 보정 요구 감쇠력에 기초하여 댐퍼의 감쇠력 특성을 제어하는 것으로 한 것이다. 이 경우, 보정 요구 감쇠력 계산 수단은, 보정 요구 감쇠력이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내의 감쇠력에 속하도록, 즉 보정 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내에 들어가도록, 보정 요구 감쇠력을 계산하는 것인 것이 좋다. 이에 의하면, 선형 감쇠 계수의 크기에 따라서 요구 감쇠력을 보정함으로써, 비선형 가중치를 변화시키지 않고, 보정 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선을 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내에 들어가게 할 수 있다.

또한, 보정 요구 감쇠력 계산 수단은, 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 선형 감쇠 계수가, 미리 설정된 기준 선형 감쇠 계수보다도 작은 경우에, 보정 요구 감쇠력을 계산하는 것인 것이 좋다. 이 경우, 기준 선형 감쇠 계수는, 그 기준 선형 감쇠 계수를 사용하여 요구 감쇠력을 계산한 경우에, 그 요구 감쇠력이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위에 속하도록 하는 값으로서, 즉 그 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내에 들어가도록 하는 값으로서 미리 설정되어 있으면 된다. 또한, 이 기준 선형 감쇠 계수는, 상기 특정 주파수 대역의 진동의 가속도가 입력되어 있지 않은 경우에 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정되는 선형 감쇠 계수, 즉 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정되는 선형 감쇠 계수 중, 가장 큰 선형 감쇠 계수와 동일한 것이면 된다.

또한, 보정 요구 감쇠력 계산 수단은, 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 선형 감쇠 계수가 기준 선형 감쇠 계수보다도 작은 경우에, 기준 선형 감쇠 계수에 진동 속도를 곱하여 계산된 기준 선형 감쇠력과 그 진동 속도에 있어서 댐퍼가 발생할 수 있는 최소의 감쇠력인 최소 감쇠력의 차인 기준 감쇠력차와, 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 선형 감쇠 계수에 진동 속도를 곱하여 계산된 선형 감쇠력과 최소 감쇠력의 차인 비교 감쇠력차의 비인 차분 감쇠비에 기초하여, 보정 요구 감쇠력을 계산하는 것인 것이 좋다. 이 경우, 요구 감쇠력 보정 수단은, 기준 선형 감쇠 계수를 사용하여 계산되는 요구 감쇠력인 기준 요구 감쇠력을 F_req0, 차분 감쇠비를 G, 기준 선형 감쇠력을 F_s0, 선형 감쇠력을 F_s로 한 경우, 보정 요구 감쇠력 F_req*를 하기 식에 의해 계산하는 것이면 된다.

F_req*=F_s-G(F_s0-F_req0)

상기 식에 기초하여 보정 요구 감쇠력 F_req*를 계산함으로써, 보정 요구 감쇠력 F_req*의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내에 들어가게 된다. 또한, 기준 선형 감쇠력 F_s0과 최소 감쇠력의 차에 대한 기준 요구 감쇠력 F_req0과 최소 감쇠력의 차의 비와, 선형 감쇠력 F_s와 최소 감쇠력의 차에 대한 보정 요구 감쇠력 F_req*와 최소 감쇠력의 차의 비가 동일하게 되도록, 보정 요구 감쇠력 F_req*가 결정된다. 이에 의해, 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내에 있어서의 보정 요구 감쇠력 F_req*의 추이의 경향이 기준 요구 감쇠력 F_req0의 추이의 경향에 일치한다.

또한, 상기 식에는, 보정 대상의 요구 감쇠력 F_req가 나타나지 않는다. 그러나, 기준 요구 감쇠력 F_req0은 요구 감쇠력 F_req를 사용하여 나타낼 수 있으므로, 양자의 관계식을 사용함으로써, 상기 식에 요구 감쇠력 F_req를 포함시킬 수 있다. 즉, 상기 식은, 보정 요구 감쇠력 F_req*가 요구 감쇠력 F_req를 보정한 감쇠력인 것을 나타내고 있다.

또한, 보정 요구 감쇠력 계산 수단에 의한 보정 요구 감쇠력의 계산은, 요구 감쇠력이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위로부터 일탈할 가능성이 있는 경우에 행해지는 것이면 된다. 특히, 보정 요구 감쇠력 계산 수단은, 가변 감쇠 계수가 마이너의 값일 때에 보정 요구 감쇠력을 계산하면 된다. 가변 감쇠 계수가 마이너스인 경우에는, 요구 감쇠력이 선형 감쇠력보다도 작아진다. 이때 선형 감쇠 계수가 작은 값으로 설정되어 있는 경우, 요구 감쇠력이 댐퍼의 감쇠력 특성의 하한을 하회할 가능성이 있다. 따라서, 이러한 가능성을 갖는 상황에서 요구 감쇠력을 보정 함으로써, 보정 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위에 들어가게 된다.

또한, 본 발명의 또 다른 특징은, 가변 감쇠 계수 계산 수단이, 스프링 상부재의 전방 좌우 및 후방 좌우에 설치된 4개의 서스펜션 장치의 운동에 기초하여 설계되는 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용함으로써, 스프링 상부재의 상하 운동, 롤 운동 및 피치 운동에 의한 스프링 상부재의 제어 목표 위치에 있어서의 진동을 감쇠하도록, 4개의 서스펜션 장치의 각 댐퍼가 발생해야 할 가변 감쇠력의 진동 속도에 대한 계수인 가변 감쇠 계수를 각각 계산하고, 선형 감쇠 계수 결정 수단이, 상기 4개의 서스펜션 장치의 각 댐퍼가 발생해야 할 선형 감쇠력의 진동 속도에 대한 계수인 선형 감쇠 계수를, 상기 특정 주파수 대역의 진동이 클수록 작아지도록, 각각 결정하는 것으로 한 것에 있다.

이에 의하면, 차량의 4륜 모델에 의해 나타내어지는 4개의 서스펜션 장치의 운동에 기초하여 설계되는 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용함으로써, 스프링 상부재의 제어 목표 위치에 있어서의 상하(히브) 운동, 롤 운동, 피치 운동에 의해 발생하는 진동(이 진동은 일반적으로 저주파수의 진동임)이 효과적으로 감쇠된다. 또한, 가변 감쇠력에 의해 상기 3개의 운동에 의한 진동에 대한 감쇠력이 확보되고, 선형 감쇠력의 증감에 의해 특정 주파수 대역의 진동 입력에 대한 승차감성이 확보된다. 이 때문에, 상기 3개의 운동에 의한 저주파수의 진동을 감쇠할 수 있음과 동시에, 특정 주파수 대역(중/고주파수 대역)의 진동 입력 시에 있어서도 승차감의 악화를 억제할 수 있다. 또한, 스프링 상부재의 롤 운동, 피치 운동에 영향을 미치지 않도록 선형 감쇠 계수가 변화하므로, 보다 승차감을 향상시킬 수 있다.

도 1은 본 발명의 제1 실시 형태에 관한 차량의 서스펜션 제어 장치의 전체 개략도이다.
도 2는 제1 실시 형태에 관한 선형 감쇠 계수 결정부가 실행하는 선형 감쇠 계수 결정 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 3은 제1 실시 형태에 관한 비선형 가중치 결정부가 실행하는 비선형 가중치 결정 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 4는 제1 실시 형태에 관한 가변 감쇠 계수 계산부가 실행하는 가변 감쇠 계수 계산 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 5는 제1 실시 형태에 관한 요구 감쇠력 계산부가 실행하는 요구 감쇠력 계산 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 6은 제1 실시 형태에 관한 요구 단수 결정부가 실행하는 요구 단수 결정 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 7은 서스펜션 장치의 단차륜 모델을 도시하는 도면이다.
도 8은 일반화 플랜트의 상태량을 피드백한 폐쇄 루프 시스템의 블록 선도이다.
도 9는 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선과 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위를 나타낸 감쇠력 특성 그래프이다.
도 10은 선형 감쇠 계수를 작게 한 경우에 있어서의, 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선과 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위를 나타낸 감쇠력 특성 그래프이다.
도 11은 비선형 가중치를 작게 한 경우에 있어서의, 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선과 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위를 나타낸 감쇠력 특성 그래프이다.
도 12는 비선형 가중치의 크기와 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선의 부풀어 오름의 관계를 설명하기 위한 도면이다.
도 13은 본 발명의 제2 실시 형태에 관한 서스펜션 제어 장치의 전체 개략도이다.
도 14는 제2 실시 형태에 관한 가변 감쇠 계수 계산부가 실행하는 가변 감쇠 계수 계산 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 15는 제2 실시 형태에 관한 요구 감쇠력 계산부가 실행하는 요구 감쇠력 계산 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 16은 제2 실시 형태에 관한 보정 요구 감쇠력 계산부가 실행하는 보정 요구 감쇠력 계산 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 17은 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선과 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위를 나타낸 감쇠력 특성 그래프이다.
도 18은 보정 요구 감쇠력의 계산에 사용하는 각 감쇠력의 관계를 도시하는 모식도이다.
도 19는 본 발명의 제3 실시 형태에 관하여, 스프링 상부재의 전방 좌우 및 후방 좌우에 4개의 서스펜션 장치가 설치되어 있는 차량 모델을 도시하는 도면이다.
도 20은 제3 실시 형태에 관한 서스펜션 제어 장치(3)의 전체 구성을 도시하는 개략도이다.
도 21은 제3 실시 형태에 관한 중주파 입력 레벨 판정부가 실행하는 중주파 입력 레벨 판정 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 22는 제3 실시 형태에 관한 선형 감쇠 계수 결정부가 실행하는 선형 감쇠 계수 결정 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 23은 제3 실시 형태에 관한 가변 감쇠 계수 계산부가 실행하는 가변 감쇠 계수 계산 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 24는 제3 실시 형태에 관한 요구 감쇠력 계산부가 실행하는 요구 감쇠력 계산 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 25는 제3 실시 형태에 관한 요구 단수 결정부가 실행하는 요구 단수 결정 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다.
도 26은 중주파 스프링 상 가속도에 따라서 선형 감쇠 계수를 결정하는 다른 예를 도시하는 그래프이다.
도 27은 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용하여 구해진 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 감쇠력 특성 그래프이다.

이하, 본 발명의 실시 형태에 대하여 설명한다.

(제1 실시 형태)

도 1은 본 발명의 제1 실시 형태인 차량의 서스펜션 제어 장치의 전체 개략도이다. 도 1에 도시한 바와 같이, 이 서스펜션 제어 장치(1)는, 서스펜션 장치 SP와 전기 제어 장치 EL을 구비한다.

서스펜션 장치 SP는, 차량의 전방 좌우 및 후방 좌우에 4개 설치되어 있고, 각각 스프링(10)과 댐퍼(20)를 구비하고 있다. 스프링(10) 및 댐퍼(20)는, 차량의 스프링 상부재 HA와 스프링 하부재 LA 사이에 개재 장착되고, 일단부(하단부)가 스프링 하부재 LA에 접속되고, 타단부(상단부)가 스프링 상부재 HA에 접속되어 있다. 스프링(10)은 본 실시 형태에 있어서는 코일 스프링이다. 이 스프링은 소정의 스프링 상수를 갖는 진동체이다. 댐퍼(20)는 스프링(10)과 병행으로 배치된다. 댐퍼(20)는 스프링 하부재 LA와 스프링 상부재 HA 사이의 상대 진동을 감쇠한다. 또한, 타이어(60)에 연결된 너클이나, 일단부가 너클에 연결된 로어 아암 등이 스프링 하부재 LA에 상당한다. 스프링 상부재 HA는, 스프링(10) 및 댐퍼(20)에 지지되는 부재이며, 차체도 스프링 상부재 HA에 포함된다.

댐퍼(20)는, 실린더(21)와, 피스톤(22)과, 피스톤 로드(23)를 구비한다. 실린더(21)는 내부에 오일 등의 점성 유체가 봉입된 중공의 부재이다. 실린더(21)의 하단부가 스프링 하부재 LA인 로어 아암에 연결된다. 피스톤(22)은 실린더(21) 내에 배치된다. 이 피스톤(22)은, 실린더(21)의 내부를 축 방향으로 이동 가능하다. 피스톤 로드(23)의 일단부는, 피스톤(22)에 접속된다. 피스톤 로드(23)는 그 접속단으로부터 실린더(21)의 축 방향 상방으로 연장 설치되어 실린더(21)의 상단부로부터 외부로 돌출되어 있다. 그리고, 타단부가 스프링 상부재 HA인 차체에 연결된다.

도면에 도시된 바와 같이, 실린더(21)의 내부에 배치된 피스톤(22)에 의해, 실린더(21) 내에 상부실 R1과 하부실 R2가 구획 형성된다. 또한, 피스톤(22)에는 연통로(24)가 형성된다. 이 연통로(24)는, 상부실 R1과 하부실 R2를 연통한다.

상기 구조의 댐퍼(20)에 있어서, 스프링 하부재 LA에 대하여 스프링 상부재 HA가 진동한 경우에, 피스톤 로드(23)를 통해서 스프링 상부재 HA에 연결된 피스톤(22)이 스프링 하부재 LA에 연결된 실린더(21) 내를 축 방향으로 상대 변위한다. 이 상대 변위에 수반하여 연통로(24) 내를 점성 유체가 유통한다. 이 유통 시에 발생하는 저항에 의해 상기 진동이 감쇠한다. 즉 상기 저항이 진동에 대한 감쇠력이다. 또한, 감쇠력의 크기는, 스프링 하부재 LA에 대한 스프링 하부재 HA의 진동 속도(이 속도는 후술하는 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'임)의 크기에 비례한다. 비례 계수가 감쇠 계수이다.

또한, 서스펜션 장치 SP에는, 가변 조리개 기구(30)가 설치되어 있다. 가변 조리개 기구(30)는, 밸브(31) 및 액추에이터(32)를 갖는다. 밸브(31)는 피스톤(22)에 형성된 연통로(24)에 설치된다. 밸브(31)가 작동하면, 연통로(24)의 적어도 일부의 유로 단면적의 크기나 연통로(24)의 접속 개수가 변화한다. 즉, 연통로(24)의 개방도 OP는, 밸브(31)의 작동에 의해 변화한다. 밸브(31)는, 예를 들어 연통로(24) 내에 내장된 로터리 밸브에 의해 구성할 수 있다. 액추에이터(32)는 밸브(31)에 접속된다. 액추에이터(32)의 작동에 연동하여 밸브(31)가 작동한다. 액추에이터(32)는, 예를 들어 밸브(31)가 상기와 같이 로터리 밸브인 경우에, 이 로터리 밸브를 회전시키기 위한 모터에 의해 구성할 수 있다.

밸브(31)의 작동에 의해 개방도 OP가 변경된 경우, 연통로(24) 내를 점성 유체가 유통할 때의 저항의 크기도 변경된다. 이 저항력은 상술한 바와 같이 진동에 대한 감쇠력이다. 따라서, 개방도 OP가 변경되면, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성도 변경된다. 또한, 감쇠력 특성은, 진동 속도(스프링 상-스프링 하 상대 속도)에 대한 감쇠력의 변화 특성이다.

또한, 본 실시 형태에 있어서는, 개방도 OP는 단계적으로 설정된다. 이 때문에 개방도 OP의 변경에 수반하여 댐퍼(20)의 감쇠력 특성도 단계적으로 변화한다. 감쇠력 특성은, 설정되는 개방도 OP의 설정 단수에 의해 나타내어진다. 즉 감쇠력 특성은, 개방도 OP의 설정 단수에 따라서, 1단, 2단, … 과 같이 단수 표시된다. 따라서, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성은, 단수를 제어함으로써 단계적으로 가변 제어된다. 이 경우, 예를 들어 단수를 나타내는 숫자가 커질수록, 진동 속도(스프링 상-스프링 하 상대 속도)에 대한 감쇠력이 커지도록, 감쇠력 특성을 나타내는 각 단수를 설정할 수 있다. 감쇠력 특성을 나타내는 단수는, 상술한 바와 같이 가변 조리개 기구(30)의 작동에 의해 변경된다.

다음으로, 전기 제어 장치 EL에 대하여 설명한다. 전기 제어 장치 EL은, 스프링 상 가속도 센서(41)와, 스프링 하 가속도 센서(42)와, 스트로크 센서(43)와, 타이어 변위량 센서(44)와, 마이크로컴퓨터(50)를 구비한다. 스프링 상 가속도 센서(41)는 차체에 조립되어 있으며, 절대 공간에 대한 스프링 상부재 HA의 상하 방향의 가속도인 스프링 상 가속도 x_pb"(=d²x_pb/dt²)를 검출한다. 스프링 하 가속도 센서(42)는 스프링 하부재 LA에 고정되며, 절대 공간에 대한 스프링 하부재 LA의 상하 방향의 가속도인 스프링 하 가속도 x_pw"(=d²x_pw/dt²)를 검출한다. 이들 스프링 상 가속도 및 스프링 하 가속도는, 모두 상방향을 향하는 가속도를 플러스의 가속도로서 검출함과 동시에, 하방향을 향하는 가속도를 마이너스의 가속도로서 검출한다. 스트로크 센서(43)는, 스프링 상부재 HA와 스프링 하부재 LA 사이에 배치되어 있으며, 스프링 하부재 LA의 기준 위치로부터 상하 방향의 변위량(기준 위치로부터 상방향의 변위를 플러스, 하방향의 변위를 마이너스라고 함)인 스프링 하 변위량 x_pw와, 스프링 상부재 HA의 기준 위치로부터의 상하 방향의 변위량(기준 위치로부터 상방향의 변위를 플러스, 하방향의 변위를 마이너스라고 함)인 스프링 상 변위량 x_pb의 차인 스프링 상-스프링 하 상대 변위량 x_pw-x_pb를 검출한다. 타이어 변위량 센서(44)는 스프링 하부재 LA에 설치되어 있으며, 노면의 기준 위치로부터 상하 방향의 변위량(기준 위치로부터 상방향의 변위를 플러스, 하방향의 변위를 마이너스라고 함)인 노면 변위량 x_pr과 스프링 하 변위량 x_pw의 차인 스프링 하 상대 변위량 x_pr-x_pw를 검출한다. 스프링 하 상대 변위량 x_pr-x_pw는, 예를 들어 타이어(60)의 변형도를 검출하는 변형 센서, 타이어(60)의 공기압을 검출하는 압력 센서 등의 출력에 기초하여 검출할 수 있다.

마이크로컴퓨터(50)는, 스프링 상 가속도 센서(41), 스프링 하 가속도 센서(42), 스트로크 센서(43), 타이어 변위량 센서(44)에 전기적으로 접속된다. 이 마이크로컴퓨터(50)는, 각 센서가 검출한 값을 입력하고, 입력값에 기초하여, 감쇠력 특성의 제어 목표 단수를 나타내는 요구 단수 D_req를 결정한다. 그리고, 결정한 요구 단수 D_req에 따른 지령 신호를 액추에이터(32)에 출력한다. 액추에이터(32)는 상기 지령 신호에 기초하여 작동한다. 이에 의해 밸브(31)가 작동한다. 이와 같이 마이크로컴퓨터(50)는, 가변 조리개 기구(30)의 작동을 제어함으로써, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성을 단계적으로 가변 제어한다. 이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 제어에 의해, 서스펜션 장치 SP의 진동 즉 스프링 하부재 LA에 대한 스프링 상부재 HA의 진동에 대한 감쇠력이 제어된다. 마이크로컴퓨터(50)가, 본 발명의 감쇠력 제어 장치에 상당한다.

또한, 마이크로컴퓨터(50)는, 도 1로부터 알 수 있는 바와 같이 B. P. F 처리부(51), 선형 감쇠 계수 결정부(52), 비선형 가중치 결정부(53), 가변 감쇠 계수 계산부(54), 요구 감쇠력 계산부(55) 및 요구 단수 결정부(56)를 구비한다.

B. P. F 처리부(51)는, 스프링 상 가속도 센서(41)로부터 스프링 상 가속도 x_pb"를 입력함과 동시에, 입력한 스프링 상 가속도 x_pb"에 밴드 패스 필터 처리를 실시한다. 이 밴드 패스 필터 처리에 의해, 3 내지 10㎐의 주파수 대역의 가속도가 얻어진다. 상기의 주파수 대역은, 스프링 상 공진 주파수(1㎐ 정도)보다도 크고 또한 스프링 하 공진 주파수(11㎐ 정도)보다도 작은 중주파수 대역이다. 따라서, B. P. F 처리부(51)에 연속하여 입력되는 스프링 상 가속도 x_pb"의 파형이 도면의 그래프 A로 나타내어지는 바와 같은 경우, B. P. F 처리부(51)를 통과한 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 파형은, 도면의 그래프 B로 나타내어지는 바와 같이, 저주파 성분이 제거된 가속도 성분만에 의해 나타내어진다.

선형 감쇠 계수 결정부(52)는, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"를 입력한다. 또한, 입력한 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 크기에 따라서 선형 감쇠 계수 C_s를 결정한다. 그리고, 결정한 선형 감쇠 계수 C_s를 출력한다. 또한, 선형 감쇠 계수 C_s는, 상술한 바와 같이, 댐퍼(20)가 발생해야 할 감쇠력 중 진동 속도에 대하여 선형적으로 변화하는 선형 성분의 감쇠력인 선형 감쇠력의 크기를 나타내는 계수이다. 이 선형 감쇠 계수 C_s에 진동 속도를 곱한 값에 의해 선형 감쇠력이 나타내어진다.

비선형 가중치 결정부(53)는, 선형 감쇠 계수 결정부(52)로부터 선형 감쇠 계수 C_s를 입력하고, 입력한 선형 감쇠 계수 C_s에 따라서 비선형 가중치 β를 결정한다. 그리고, 결정한 비선형 가중치 β를 출력한다.

가변 감쇠 계수 계산부(54)는, 각종 센서(41, 42, 43, 44)로부터 센서값을, 비선형 가중치 결정부(53)로부터 비선형 가중치 β를 입력하고, 이들 입력값을 기초로, 서스펜션 장치 SP의 운동에 기초하여 설계된 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용하여, 가변 감쇠 계수 C_v를 계산한다. 그리고, 계산한 가변 감쇠 계수 C_v를 출력한다. 또한, 가변 감쇠 계수 C_v는, 상술한 바와 같이, 댐퍼(20)가 발생해야 할 감쇠력 중 선형 감쇠력을 제외한 변동 성분인 가변 감쇠력을 나타내는 계수이다. 이 가변 감쇠 계수 C_v에 진동 속도를 곱한 값에 의해 가변 감쇠력이 나타내어진다.

요구 감쇠력 계산부(55)는, 선형 감쇠 계수 C_s 및 가변 감쇠 계수 C_v를 입력함과 동시에, 입력한 이들 감쇠 계수에 기초하여, 댐퍼(20)가 발생해야 할 제어 목표 감쇠력인 요구 감쇠력 F_req를 계산한다. 그리고, 계산한 요구 감쇠력 F_req를 출력한다. 요구 단수 결정부(56)는 요구 감쇠력 F_req를 입력하고, 입력한 요구 감쇠력 F_req에 기초하여, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 제어 목표 단수인 요구 단수 D_req를 결정한다. 그리고, 결정한 요구 단수 D_req를 나타내는 신호를 액추에이터(32)에 출력한다.

상기와 같이 구성된 서스펜션 제어 장치(1)에 있어서, 예를 들어 스프링 상 가속도 센서(41)의 검출값이 소정의 임계값을 초과한 경우(즉 서스펜션 장치 SP의 감쇠력 제어가 필요로 되는 경우)에 감쇠력 제어의 실행 플래그가 ON으로 설정된다. 실행 플래그가 ON으로 설정된 경우에 감쇠력 제어가 개시된다. 감쇠력 제어가 개시된 경우, 마이크로컴퓨터(50)의 선형 감쇠 계수 결정부(52), 비선형 가중치 결정부(53), 가변 감쇠 계수 계산부(54), 요구 감쇠력 계산부(55) 및 요구 단수 결정부(56)는, 이하에 설명하는 각 처리를 각각 반복하여 실행한다.

도 2는 마이크로컴퓨터(50)의 선형 감쇠 계수 결정부(52)가 실행하는 처리의 흐름을 도시한 흐름도이다. 선형 감쇠 계수 결정부(52)는, 도 2에 도시된 선형 감쇠 계수 결정 처리를 스텝(이하, 스텝 번호를 S로 약기함) 110에서 개시한다. 계속해서, S111에서, B. P. F 처리부(51)로부터 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"를 입력한다.

다음으로, 선형 감쇠 계수 결정부(52)는 S112로 진행하여, 소정의 미소 시간 내에 연속적으로 입력되는 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 진폭값을 측정함으로써, 상기 소정의 미소 시간 내에 입력된 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 최대 진폭값 α를 취득한다. 도 2의 S112 중에 나타내어지는 그래프 C는, 미소 시간 내에 연속적으로 입력되는 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"에 의해 나타내어지는 가속도 파형을 나타내고 있다. 이 가속도 파형의 최대 진폭값 α가 취득된다. 최대 진폭값 α에 의해 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 크기가 나타내어진다.

계속해서, 선형 감쇠 계수 결정부(52)는 S113으로 진행하여, 최대 진폭값 α에 따라서 선형 감쇠 계수 C_s를 결정한다. 구체적으로는, 선형 감쇠 계수 결정부(52)는 선형 감쇠 계수 테이블을 참조하여 선형 감쇠 계수 C_s를 결정한다. 선형 감쇠 계수 테이블은 마이크로컴퓨터(50)의 메모리 내에 기억되어 있다. 이 선형 감쇠 계수 테이블은, 복수의 최대 진폭값 α와 복수의 선형 감쇠 계수 C_s를 대응짓고 있다. 도 2의 S113의 박스 내에 나타내어지는 표 D는, 선형 감쇠 계수 테이블의 일례이다. 표 D로부터 알 수 있는 바와 같이, 최대 진폭값 α가 클수록, 그 최대 진폭값 α에 대응한 선형 감쇠 계수 C_s가 단계적 혹은 연속적으로 작아지도록, 양자가 대응지어져 있다. 따라서, 최대 진폭값 α의 최소값(α=0)에 대응하는 선형 감쇠 계수가, 선형 감쇠 계수 테이블 내의 선형 감쇠 계수 중 가장 큰 선형 감쇠 계수이다. 이 최대 선형 감쇠 계수의 값은, 스프링 상부재 HA의 진동이 빠르게 감쇠할 정도로 큰 값으로 설정된다. 또한, 최대 진폭값 α의 최대값에 대응하는 선형 감쇠 계수가, 선형 감쇠 계수 테이블 내의 선형 감쇠 계수 중 가장 작은 선형 감쇠 계수이다. 이 최소 선형 감쇠 계수의 값은, 중주파 스프링 상 가속도 진동에 의한 승차감의 악화를 충분히 억제할 수 있을 정도로 작은 값으로 설정된다. 또한, 선형 감쇠 계수 테이블에 설정되어 있는 모든 선형 감쇠 계수는, 그 선형 감쇠 계수에 의해 나타내어지는 선형 감쇠력이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 내의 감쇠력에 포함되도록 설정된다. 선형 감쇠 계수 결정부(52)는, 이 선형 감쇠 계수 테이블 중으로부터, S112에서 취득한 최대 진폭값 α에 대응하는 선형 감쇠 계수 C_s를 검색한다.

계속해서, 선형 감쇠 계수 결정부(52)는 S114로 진행하여, 상기의 검색에 의해 추출한, 최대 진폭값 α에 대응하는 선형 감쇠 계수 C_s를 출력한다. 그 후 S115로 진행하여, 이 처리를 종료한다. 이 선형 감쇠 계수 결정부(52)가, 본 발명의 선형 감쇠 계수 결정 수단에 상당한다.

도 3은 마이크로컴퓨터(50)의 비선형 가중치 결정부(53)가 실행하는 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다. 비선형 가중치 결정부(53)는 도 3에 도시된 비선형 가중치 결정 처리를 S120에서 개시한다. 계속해서, S121에서, 선형 감쇠 계수 결정부(52)로부터 선형 감쇠 계수 C_s를 입력한다. 계속해서, S122에서, 선형 감쇠 계수 C_s에 따라서 비선형 가중치 β를 결정한다. 비선형 가중치 β는, 가변 감쇠 계수 계산부(54)가 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용하여 가변 감쇠 계수 C_v를 계산할 때에 설정되는 가중치이다. 이 스텝에 있어서 비선형 가중치 결정부(53)는 구체적으로는, 비선형 가중치 테이블을 참조하여 비선형 가중치 β를 결정한다. 비선형 가중치 테이블은 마이크로컴퓨터(50)의 메모리 내에 기억되어 있다. 이 비선형 가중치 테이블은, 복수의 선형 감쇠 계수 C_s와 복수의 비선형 가중치 β를 대응짓고 있다. 도 3의 S122의 박스 내에 나타내어지는 표 E는, 비선형 가중치 테이블의 일례이다. 표 E로부터 알 수 있는 바와 같이, 선형 감쇠 계수 C_s가 작을수록, 그 선형 감쇠 계수 C_s에 대응한 비선형 가중치 β가 단계적 혹은 연속적으로 작아지도록, 양자가 대응지어져 있다. 또한, 비선형 가중치의 크기는, 대응 관계에 있는 선형 감쇠 계수와 함께 요구 감쇠력의 계산에 사용된 경우에, 계산한 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 내에 들어가고, 또한 리사쥬 곡선의 부풀어 오름이 상기 가변 범위 내에서 가능한 한 커지도록, 결정되어 있다. 비선형 가중치 결정부(53)는, 이 비선형 가중치 테이블 중으로부터, S121에서 입력한 선형 감쇠 계수 C_s에 대응하는 비선형 가중치 β를 검색한다.

계속해서, 비선형 가중치 결정부(53)는 S123으로 진행하여, 상기의 검색에 의해 추출한 비선형 가중치 β를 출력한다. 그 후 S124로 진행하여, 이 처리를 종료한다. 비선형 가중치 결정부(53)가, 본 발명의 비선형 가중치 결정 수단에 상당한다.

도 4는 마이크로컴퓨터(50)의 가변 감쇠 계수 계산부(54)가 실행하는 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다. 가변 감쇠 계수 계산부(54)는 도 4에 도시된 가변 감쇠 계수 계산 처리를 S130에서 개시한다. 계속해서, S131에서, 비선형 가중치 결정부(53)로부터 비선형 가중치 β를 입력한다. 계속해서, S132에서, 스프링 상 가속도 센서(41)로부터 스프링 상 가속도 x_pb"를, 스프링 하 가속도 센서(42)로부터 스프링 하 가속도 x_pw"를, 스트로크 센서(43)로부터 스프링 상-스프링 하 상대 변위량 x_pw-x_pb를, 타이어 변위량 센서(44)로부터 스프링 하 상대 변위량 x_pr-x_pw를, 각각 입력한다. 다음으로 S133에서, 스프링 상 가속도 x_pb" 및 스프링 하 가속도 x_pw"를 각각 시간 적분함으로써, 스프링 상부재 HA의 상하 방향의 변위 속도(상방향의 속도가 플러스의 속도, 하방향의 속도가 마이너스의 속도)인 스프링 상 속도 x_pb'(=dx_pb/dt) 및 스프링 하부재 LA의 상하 방향의 변위 속도(상방향의 속도가 플러스의 속도, 하방향의 속도가 마이너스의 속도)인 스프링 하 속도 x_pw'(=dx_pw/dt)를 계산한다. 또한, 스프링 상-스프링 하 상대 변위량 x_pw-x_pb를 시간 미분함으로써, 스프링 상 속도 x_pb'와 스프링 하 속도 x_pw'의 차인 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'를 계산한다. 또한, 스프링 하 상대 변위량 x_pr-x_pw를 시간 미분함으로써, 노면의 상하 방향의 변위 속도(상방향의 속도가 플러스의 속도, 하방향의 속도가 마이너스의 속도)인 노면 속도 x_pr'(=dx_pr/dt)와 스프링 하 속도 x_pw'의 차인 스프링 하 상대 속도 x_pr'-x_pw'를 계산한다. 또한, 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'는, 서스펜션 장치 SP의 진동 속도를 나타내고, 이 속도는 피스톤(22)의 실린더(21)에 대한 진동 속도(스트로크 속도)와 동일하다.

다음으로 가변 감쇠 계수 계산부(54)는, S134에서, 비선형 H_∞ 제어 이론에 기초하여 가변 감쇠 계수 C_v를 계산한다. 이 경우, 가변 감쇠 계수 계산부(54)는, 서스펜션 장치 SP의 운동에 기초하여 설계되는 제어 시스템(일반화 플랜트)의 제어 입력 u를 가변 감쇠 계수 C_v로 설정하고, 이 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용함으로써, 가변 감쇠 계수 C_v를 계산한다. 즉, 시스템의 L₂ 게인(외란 w부터 평가 출력 z까지의 L₂ 게인)이 플러스 상수 γ 미만으로 되도록, 제어 입력 u 즉 가변 감쇠 계수 C_v를 계산한다. S134에서 가변 감쇠 계수 C_v를 계산한 후에는, S135에서 가변 감쇠 계수 C_v를 출력한다. 그 후, S136으로 진행하여 이 처리를 종료한다. 가변 감쇠 계수 계산부(54)가, 본 발명의 가변 감쇠 계수 계산 수단에 상당한다.

가변 감쇠 계수 C_v의 계산 시에, 본 실시 형태에 있어서는, 단차륜 모델에 의해 나타내어지는 서스펜션 장치 SP의 운동에 기초하여 설계된 제어 시스템에 비선형 H_∞ 상태 피드백 제어를 적용함으로써, 가변 감쇠 계수 C_v가 제어 입력 u로서 산출된다. 본 실시 형태에 있어서의 비선형 H_∞ 상태 피드백 제어를 사용한 가변 감쇠 계수 C_v의 산출 방법에 대하여, 이하에 그 개략을 설명한다.

도 7은 도 4에 도시된 서스펜션 장치 SP의 단차륜 모델을 도시하는 도면이다. 이 모델은 2자유도 진동계이다. 도면에 있어서, M_b는 스프링 상부재 HA의 질량, M_w는 스프링 하부재 LA의 질량, K_s는 스프링(10)의 스프링 상수, C_s는 댐퍼(20)의 선형 감쇠 계수, C_v는 댐퍼(20)의 가변 감쇠 계수, K_t는 타이어(60)의 탄성 계수, x_pb는 스프링 상부재 HA의 상하 변위량(스프링 상 변위량), x_pw는 스프링 하부재 LA의 상하 변위량(스프링 하 변위량), x_pr은 노면의 상하 변위량(노면 변위량)을 각각 나타낸다.

이 단차륜 모델에 의해 나타내어지는 서스펜션 장치 SP의 운동 방정식은, 하기 식(eq.1)에 의해 나타내어진다.

식(eq.1)으로부터, 상태 방정식이 하기 식(eq.2)과 같이 도출된다. 여기서, 상태량 x_p는, 스프링 하 상대 변위량 x_pr-x_{pw ,} 스프링 상-스프링 하 상대 변위량 x_pw-x_pb, 스프링 하 속도 x_pw' 및 스프링 상 속도 x_pb'이고, 외란 w는 노면 속도 x_pr'이다. 또한, 제어 입력 u는 가변 감쇠 계수 C_v이다.

또한, 출력 방정식은, 하기 식(eq.3)과 같이 기술된다. 여기서, 평가 출력 z_p는, 스프링 상 가속도 x_pb", 스프링 상 속도 x_pb' 및 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'이다.

따라서, 상태 공간 표현은, 하기 식(eq.4)과 같이 기술된다.

도 8은 상기 식(eq.4)을 기초로 설계한 일반화 플랜트의 폐쇄 루프 시스템(제어 시스템)의 블록 선도이다. 도 8로부터 알 수 있는 바와 같이, 평가 출력 z_p에는, 주파수에 의해 변동하는 가중치인 주파수 가중치 W_s가 작용하고 있다. 주파수 가중치 W_s의 상태 공간 표현은, 상태량 x_w, 출력 z_w 및 각 상수 행렬 A_w, B_w, C_w, D_w에 의해, 하기 식(eq.5)과 같이 기술된다.

식(eq.5)은, 하기 식(eq.6)과 같이 변형할 수 있다.

또한, 제어 입력 u에도, 주파수에 의해 변동하는 주파수 가중치 W_u가 작용하고 있다. 주파수 가중치 W_u의 상태 공간 표현은, 상태량 x_u, 출력 z_u 및 각 상수 행렬 A_u, B_u, C_u, D_u에 의해, 하기 식(eq.7)과 같이 나타내어진다.

또한, 평가 출력 z_p에 주파수 가중치 W_s를 작용시킨 출력에, 비선형 가중치 β가 작용하고 있다. 비선형 가중치 β는 평가 출력 z_p에 관련되는 가중치이며, 상태량이 원점으로부터 이격되어 있는 경우에 제어 성능을 개선하기 위해서 도입된다. 이 비선형 가중치 β의 도입에 의해, 도 8에 도시된 폐쇄 루프 시스템의 L₂ 게인을 적극적으로 내리는 것이 가능하게 된다. 또한, 제어 입력 u에 주파수 가중치 W_u를 작용시킨 출력에도 비선형 가중치를 작용시켜도 된다.

도 8에 도시된 일반화 플랜트의 상태 공간 표현은, 하기 식(eq.8)과 같이 기술된다.

식(eq.8)에 의해 나타내어지는 일반화 플랜트는 쌍선형 시스템이다. 따라서, 어떤 주어진 플러스 상수 γ에 대하여, 하기 식(eq.9)으로 나타내어지는 리카티 부등식을 만족시키는 양의 정부호 대칭 행렬 P가 존재하면, 일반화 플랜트의 폐쇄 루프 시스템이 내부 안정으로 되고, 또한, 외란 w부터 평가 출력 z까지의 L₂ 게인(폐쇄 루프 시스템의 L₂ 게인)이 플러스 상수 γ 미만으로 되는 상태 피드백 컨트롤러 K(=K(x))를 설계할 수 있다.

이때, 컨트롤러 K(=K(x))의 하나는, 하기 식(eq.10)과 같이 기술된다.

또한, m(x)는 임의의 양의 정부호 함수이다. 식(eq.10)은, 식(eq.11)에 의해 나타내어지는 조건에 의해, 식(eq.12)과 같이 기술된다.

따라서, 일례로서 상기 식(eq.12)과 같이 설계된 상태 피드백 컨트롤러 K(=K(x)), 즉 도 8의 폐쇄 루프 시스템의 L₂ 게인이 플러스 상수 γ 미만으로 되도록 설계되는 상태 피드백 컨트롤러 K(=K(x))에 의해, 제어 입력 u가 산출된다. 산출된 제어 입력 u에 의해 가변 감쇠 계수 C_v가 얻어진다. 얻어진 가변 감쇠 계수 C_v는, 요구 감쇠력 계산부(55)에 의한 요구 감쇠력의 계산에 사용된다.

도 5는 요구 감쇠력 계산부(55)가 실행하는 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다. 요구 감쇠력 계산부(55)는 도 5에 도시된 요구 감쇠력 계산 처리를 S140에서 개시한다. 계속해서, S141에서, 선형 감쇠 계수 결정부(52)로부터 선형 감쇠 계수 C_s를 입력한다. 계속해서, S142에서, 가변 감쇠 계수 계산부(54)로부터 가변 감쇠 계수 C_v를 입력한다. 다음으로, S143에서, 요구 감쇠 계수 C_req를 계산한다. 요구 감쇠 계수 C_req는, 가변 감쇠 계수 C_v에 선형 감쇠 계수 C_s를 가산함으로써 구해진다. 그 후 요구 감쇠력 계산부(55)는 S144로 진행하여, 제어 목표의 감쇠력인 요구 감쇠력 F_req를 계산한다. 요구 감쇠력 F_req는, 요구 감쇠 계수 C_req에 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'를 곱함으로써 구해진다. 계속해서, S145에서, 요구 감쇠력 F_req를 출력한다. 그 후 S146으로 진행하여 이 처리를 종료한다. 요구 감쇠력 계산부(55)가, 본 발명의 요구 감쇠력 계산 수단에 상당한다.

도 6은 요구 단수 결정부(56)가 실행하는 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다. 요구 단수 결정부(56)는 도 6에 도시된 요구 단수 결정 처리를 S150에서 개시한다. 계속해서, S151에서, 요구 감쇠력 F_req를 입력한다. 계속해서, S152에서, 요구 단수 D_req를 결정한다. 요구 단수 D_req의 결정 시에, 요구 단수 결정부(56)는 감쇠력 특성 테이블을 참조한다. 감쇠력 특성 테이블은 마이크로컴퓨터(50)의 메모리 내에 기억되어 있다. 이 감쇠력 특성 테이블에는, 복수의 스프링 상-스프링 하 상대 속도와, 그 스프링 상-스프링 하 상대 속도에 대응하여 댐퍼(20)가 발생하는 복수의 감쇠력이, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성을 나타내는 단수마다 대응지어져 있다. S152에서, 요구 단수 결정부(56)는, 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'에 대응하는 감쇠력을 단수마다 선택한다. 또한, 단수마다 선택한 감쇠력 중으로부터, 요구 감쇠력 F_req에 가장 가까운 감쇠력을 최종적으로 골라낸다. 그리고, 최종적으로 골라낸 감쇠력에 대응하는 단수를 요구 단수 D_req로서 결정한다.

S152에서 요구 단수 D_req를 결정한 후에는, 요구 단수 결정부(56)는 S153으로 진행하여, 요구 단수 D_req에 따른 신호를 액추에이터(32)에 출력한다. 그 후 S154로 진행하여 이 처리를 종료한다. 지령 신호를 받은 액추에이터(32)는 그 지령 신호에 기초하여 작동한다. 액추에이터(32)의 작동에 수반하여 밸브(31)가 작동한다. 이에 의해, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성을 나타내는 단수가 요구 단수 D_req로 되도록 가변 조리개 기구(30)가 제어된다. 이러한 가변 조리개 기구(30)의 제어에 의해, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성이 단계적으로 제어된다. 요구 단수 결정부(56)가, 본 발명의 감쇠력 특성 제어 수단에 상당한다.

마이크로컴퓨터(50)는, 이상 설명한 처리에 따라서, 서스펜션 장치 SP의 진동에 대하여 댐퍼(20)가 발생하는 감쇠력을 제어한다. 이 감쇠력 제어는, 본 실시 형태에서는, 각각의 서스펜션 장치마다 독립하여 행해진다. 도 9는 선형 감쇠 계수 결정부(52)에 입력되는 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 최대 진폭값 α가 0인 경우, 즉 중주파 스프링 상 가속도가 입력되어 있지 않은 경우에 요구 감쇠력 계산부(55)에 의해 계산된 요구 감쇠력 F_req의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선의 일례와, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위를 나타낸 감쇠력 특성 그래프이다. 이 감쇠력 특성 그래프의 횡축은 스프링 상-스프링 하 상대 속도 V이고, 종축은 감쇠력 F이다. 또한, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위는, 발생하는 감쇠력이 가장 작을 때에 설정되는 단수 D_min에 의해 나타내어지는 감쇠력 특성선과, 발생하는 감쇠력이 가장 클 때에 설정되는 단수 D_max에 의해 나타내어지는 감쇠력 특성선 사이에 끼워지는 영역 R에 의해 나타내어진다. 도면으로부터 알 수 있는 바와 같이, 요구 감쇠력 F_req의 추이는 매끄러운 리사쥬 곡선에 의해 나타내어진다. 이 리사쥬 곡선은, 선형 감쇠 계수 C_s에 의해 나타내어지는 감쇠력 특성선으로부터 상하로 부풀어 오르도록 형성되어 있다(상하로 부풀어 오르는 양은 동일하지 않은 경우도 있다). 또한, 선형 감쇠 계수 C_s는 요구 감쇠력 F_req의 추이의 경향, 예를 들어 리사쥬 곡선의 평균적인 기울기에 영향을 미친다.

본 실시 형태에 있어서는, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 최대 진폭값 α가 0일 때에, 리사쥬 곡선이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R에 들어가는 범위에서, 선형 감쇠 계수 C_s가 가장 큰 값으로 설정된다. 이 때문에 요구 감쇠력도 큰 값으로 되어, 댐퍼(20)가 발생하는 감쇠력이 커진다. 이에 의해 스프링 상부재 HA에 제진력이 강하게 작용하여, 스프링 상부재 HA의 진동이 빠르게 감쇠된다.

한편, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 최대 진폭값 α가 큰 경우에는, 스프링 상-스프링 하 상대 속도 V가 큰 영역(예를 들어 도 9의 점선 A로 둘러싸인 영역)에서, 액추에이터(32)의 응답 지연이나 마이크로컴퓨터(50)에 있어서의 연산의 시간적 제약에 의해 적절한 요구 감쇠력 F_req의 산출을 행할 수 없게 된다. 이러한 경우에는, 승차감성 향상의 관점에서, 선형 감쇠 계수 C_s는 가능한 한 작은 쪽이 좋다. 종래에 있어서는, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 최대 진폭값 α가 큰 경우라도 작은 경우라도, 선형 감쇠 계수 C_s는, 스프링 상부재 HA의 진동이 빠르게 감쇠하도록, 가능한 한 큰 값으로 고정되어 있었으므로, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 최대 진폭값 α가 커진 경우에는, 특히 스프링 상-스프링 하 상대 속도 V가 큰 영역(예를 들어 도면의 영역 A)에 있어서, 차량의 승차감이 악화되었다.

이에 대하여 본 실시 형태에서는, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 최대 진폭값 α가 클수록, 선형 감쇠 계수 C_s가 작은 값으로 설정된다. 도 10은 최대 진폭값 α의 증대에 수반하여 선형 감쇠 계수 C_s가 작은 값으로 변경된 경우에 있어서의, 요구 감쇠력 F_req의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선과, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R을 나타낸 감쇠력 특성 그래프이다. 도 10의 선형 감쇠 계수 C_s에 의해 나타내어지는 감쇠력 특성선의 구배는, 도 9의 선형 감쇠 계수 C_s에 의해 나타내어지는 감쇠력 특성선의 구배보다도 작다. 또한, 도 10에 도시된 요구 감쇠력은, 동일한 조건 하에서 도 9에 도시된 요구 감쇠력보다도 작다. 즉, 최대 진폭값 α가 큰 경우에 계산되는 요구 감쇠력은, 최대 진폭값 α가 작은 경우에 계산되는 요구 감쇠력과 비교하여 작다. 즉, 최대 진폭값 α가 커지면, 요구 감쇠력 F_req가 작아진다. 요구 감쇠력이 작아지면, 댐퍼(20)가 발생하는 감쇠력도 작아진다. 이러한 감쇠력의 저하에 의해, 중주파 진동 입력 시에 있어서의 승차감의 악화, 특히 진동 속도가 클 때의 승차감의 악화가 억제된다.

그러나, 선형 감쇠 계수 C_s를 작게 한 경우, 도 10에 도시된 바와 같이 리사쥬 곡선이 가로로 누운 형상으로 되어, 리사쥬 곡선 중 점선으로 나타내어진 부분이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R의 하한으로부터 벗어난다. 요구 감쇠력 F_req가 가변 범위 R의 하방을 추이한 경우, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성을 나타내는 단수가 강제적으로 단수 D_min으로 설정되게 되기 때문에, 요구 감쇠력 F_req의 값에 따른 적절한 감쇠력 제어를 행할 수 없다. 또한, 요구 감쇠력 F_req는, 도 10의 점 B, 즉 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R의 하한에서 불연속적으로 변화한다. 이 때문에 감쇠력의 불연속한 변화가 탑승원에게 위화감을 주어, 승차감이 악화되게 된다.

본 실시 형태에 있어서는, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 최대 진폭값 α가 클 때에는, 차량의 승차감의 악화를 방지하기 위해서 선형 감쇠 계수 C_s가 작은 값으로 설정됨과 동시에, 비선형 가중치 결정부(53)에 의해, 가변 감쇠 계수 C_v의 계산 시에 사용하는 비선형 가중치 β도 조정된다. 비선형 가중치 β는 도 8에 도시된 바와 같이, 평가 출력 z_p에 주파수 가중치 W_s를 작용시킨 출력에 작용한다. 따라서, 평가 출력 z_p에는 가중치 βW_s가 작용한다. 또한, 비선형 H_∞ 제어는, 외란 w가 평가 출력 z_p에 가능한 한 영향을 미치지 않도록 시스템을 제어하는 외란 억압 제어이기도 하다. 따라서, 감도 함수를 S에 의해 나타낸 경우, 하기 부등식(eq.13)이 성립하도록 상태 피드백 컨트롤러가 설계된다.

비선형 가중치 β가 커지면, 식(eq.13)을 성립시키기 위해서 감도 함수 S가 상대적으로 작아지므로, 외란을 억압하기 위한 제어성이 향상된다. 그 반면, 컨트롤러의 해를 찾아내는 것이 곤란해진다. 따라서, 상태 피드백 컨트롤러의 변동 폭이 커진다(즉 제어 범위가 넓어져, 리사쥬 곡선의 부풀어 오름이 커진다). 반대로, 비선형 가중치 β가 작아지면, 식(eq.13)이 성립하는 범위에서 감도 함수 S를 크게 해도 된다. 감도 함수 S가 커지면 제어 편차가 커져서 제어성이 악화된다. 그 반면, 컨트롤러의 해를 찾아내는 것이 용이해진다. 따라서, 상태 피드백 컨트롤러의 변동 폭이 작아진다(즉 제어 범위가 좁아져, 리사쥬 곡선의 부풀어 오름이 작아진다). 즉, 도 12에 도시된 바와 같이, 비선형 가중치 β가 커질수록, 감도 함수를 (1/βW_s) 이하로 하도록 제어하는 것이 곤란해지고, 그 결과, 요구 감쇠력 F_req의 리사쥬 곡선의 부풀어 오름이 증가한다. 반대로, 비선형 가중치 β가 작아질수록, 리사쥬 곡선의 부풀어 오름이 감소한다.

본 실시 형태는 이 점에 착안하여, 선형 감쇠 계수 C_s의 크기에 따라서 비선형 가중치 β를 조정함으로써, 요구 감쇠력 F_req의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선의 부풀어 오름을 조정하고 있다. 구체적으로는, 리사쥬 곡선의 부풀어 오름이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R 내에 들어가도록, 선형 감쇠 계수 C_s가 작을수록 비선형 가중치 β가 작은 값으로 결정된다. 또한 이때, 리사쥬 곡선의 부풀어 오름이 가변 범위 R 내에 들어가는 범위 내에서 가능한 한 커지도록, 비선형 가중치 β가 결정된다. 이와 같이 하여 비선형 가중치 β가 결정된 경우, 도 11에 도시된 바와 같이, 선형 감쇠 계수 C_s가 작아진 경우에 있어서도 리사쥬 곡선이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R 내에 들어가게 된다. 이 때문에, 요구 감쇠력이 가변 범위 R의 하한에서 불연속적으로 변화하는 일은 없다. 따라서, 요구 감쇠력이 불연속적으로 변화함으로써 탑승원에게 위화감을 주는 일이 없다.

이상과 같이, 본 실시 형태에 따르면, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 최대 진폭값 α가 클수록 선형 감쇠 계수 C_s가 작게 설정되므로, 스프링 상부재 HA의 진동이 빠르게 감쇠됨과 동시에, 중주파 스프링 상 가속도 입력 시에는 승차감의 악화가 억제된다. 또한, 선형 감쇠 계수 C_s가 작을수록 비선형 가중치 β가 작게 설정되므로, 요구 감쇠력 F_req의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R에 들어가게 된다.

(제2 실시 형태)

상기 제1 실시 형태에 있어서는, 선형 감쇠 계수 C_s의 크기에 따라서 비선형 가중치 β의 값을 변경함으로써, 요구 감쇠력 F_req의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R 내에 들어가도록, 감쇠력이 제어되어 있다. 한편, 본 실시 형태에 있어서는, 선형 감쇠 계수 C_s의 변화에 따라서 요구 감쇠력이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내에 들어가도록, 요구 감쇠력이 보정된다.

도 13은 본 발명의 제2 실시 형태인 차량의 서스펜션 제어 장치의 전체 개략도이다. 이 서스펜션 제어 장치(2)는, 서스펜션 장치 SP 및 전기 제어 장치 EL을 구비한다. 전기 제어 장치 EL은, 각종 센서 및 마이크로컴퓨터(150)를 구비한다. 이 서스펜션 제어 장치(2)의 마이크로컴퓨터(150) 이외의 각 구성은, 도 1에 도시된 서스펜션 제어 장치(1)의 각 대응 구성과 동일하다. 따라서, 마이크로컴퓨터(150) 이외의 각 구성에는 도 1에 도시된 각 대응 구성과 동일한 번호를 붙이고, 그 구체적 설명은 생략한다.

도 13에 도시된 바와 같이, 마이크로컴퓨터(150)는, B. P. F 처리부(151), 선형 감쇠 계수 결정부(152), 가변 감쇠 계수 계산부(154), 요구 감쇠력 계산부(155), 보정 요구 감쇠력 계산부(157) 및 요구 단수 결정부(156)를 구비한다.

B. P. F 처리부(151), 선형 감쇠 계수 결정부(152), 가변 감쇠 계수 계산부(154)의 기능은, 각각 도 1의 B. P. F 처리부(51), 선형 감쇠 계수 결정부(52) 및 가변 감쇠 계수 계산부(54)의 기능과 동일하므로, 그 설명을 생략한다. 요구 감쇠력 계산부(155)는, 선형 감쇠 계수 C_s 및 가변 감쇠 계수 C_v를 입력함과 동시에, 입력한 이들 감쇠 계수에 기초하여 요구 감쇠력 F_req를 계산한다. 그리고, 계산한 요구 감쇠력 F_req 및 요구 감쇠력 F_req의 계산에 사용한 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'를 출력한다.

보정 요구 감쇠력 계산부(157)는, 선형 감쇠 계수 결정부(152)로부터 선형 감쇠 계수 C_s를, 가변 감쇠 계수 계산부(154)로부터 가변 감쇠 계수 C_v를, 요구 감쇠력 계산부(155)로부터 요구 감쇠력 F_req 및 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'를 입력함과 동시에, 입력한 값에 기초하여, 보정 요구 감쇠력 F_req*를 계산한다. 이 보정 요구 감쇠력 F_req*는, 선형 감쇠 계수 C_s의 크기에 따라서 요구 감쇠력 F_req를 보정한 감쇠력이다. 그리고, 계산한 보정 요구 감쇠력 F_req*를 출력한다. 요구 단수 결정부(156)는, 보정 요구 감쇠력 계산부(157)로부터 보정 요구 감쇠력 F_req*를 입력하고, 입력한 보정 요구 감쇠력 F_req*에 기초하여 요구 단수 D_req를 결정한다. 그리고, 결정한 요구 단수 D_req에 대응하는 신호를 액추에이터(32)에 출력한다.

상기와 같이 구성된 서스펜션 제어 장치(2)에 있어서, 감쇠력 제어의 실행 플래그가 ON으로 설정된 경우에 감쇠력 제어가 개시된다. 감쇠력 제어의 개시에 의해, 마이크로컴퓨터(150)의 선형 감쇠 계수 결정부(152)는 선형 감쇠 계수 결정 처리를, 가변 감쇠 계수 계산부(154)는 가변 감쇠 계수 계산 처리를, 요구 감쇠력 계산부(155)는 요구 감쇠력 계산 처리를, 보정 요구 감쇠력 계산부(157)는 보정 요구 감쇠력 계산 처리를, 요구 단수 결정부(156)는 요구 단수 결정 처리를, 각각 실행한다.

선형 감쇠 계수 결정부(152)가 실행하는 선형 감쇠 계수 결정 처리는, 도 2의 흐름도에 도시된 처리와 동일하다. 이 처리에 의해, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 최대 진폭값 α가 클수록 작아지도록 선형 감쇠 계수 C_s가 결정된다. 그리고, 결정된 선형 감쇠 계수 C_s가 출력된다.

도 14는 가변 감쇠 계수 계산부(154)가 실행하는 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다. 가변 감쇠 계수 계산부(154)는 도 14에 도시되는 가변 감쇠 계수 계산 처리를 S210에서 개시한다. 계속해서, S211에서, 스프링 상 가속도 x_pb", 스프링 하 가속도 x_pw", 스프링 상-스프링 하 상대 변위량 x_pw-x_pb 및 스프링 하 상대 변위량 x_pr-x_pw를, 각각 입력한다. 계속해서 S212에서, 스프링 상 속도 x_pb', 스프링 하 속도 x_pw', 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb' 및 스프링 하 상대 속도 x_pr'-x_pw'를 계산한다.

다음으로 가변 감쇠 계수 계산부(154)는, S213에서, 비선형 H_∞ 제어 이론에 기초하여 가변 감쇠 계수 C_v를 계산한다. 가변 감쇠 계수 C_v의 계산 방법은 상기 제1 실시 형태와 마찬가지이다. 단, 상기 제1 실시 형태와 달리, 비선형 가중치는 미리 정해진 설정값이다. S213에서 가변 감쇠 계수 C_v를 계산한 후에는, S214에서 가변 감쇠 계수 C_v를 출력한다. 그 후, S215로 진행하여 이 처리를 종료한다. 이 가변 감쇠 계수 계산부(154)가, 본 발명의 가변 감쇠 계수 계산 수단에 상당한다.

도 15는 요구 감쇠력 계산부(155)가 실행하는 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다. 요구 감쇠력 계산부(155)는 도 15에 도시된 요구 감쇠력 계산 처리를 S220에서 개시한다. 계속해서, S221에서, 선형 감쇠 계수 결정부(152)로부터 선형 감쇠 계수 C_s를 입력한다. 다음으로, S222에서, 가변 감쇠 계수 계산부(154)로부터 가변 감쇠 계수 C_v를 입력한다. 계속해서, S223에서, 가변 감쇠 계수 C_v에 선형 감쇠 계수 C_s를 가산함으로써 요구 감쇠 계수 C_req를 계산한다. 그 후, S224에서, 요구 감쇠 계수 C_req에 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'를 곱함으로써 요구 감쇠력 F_req를 계산한다. 계속해서, S225에서, 요구 감쇠력 F_req 및 요구 감쇠력 F_req의 계산에 사용한 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'를 출력한다. 그 후 S226으로 진행하여 이 처리를 종료한다. 이 요구 감쇠력 계산부(155)가, 본 발명의 요구 감쇠력 계산 수단에 상당한다.

도 16은 보정 요구 감쇠력 계산부(157)가 실행하는 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다. 보정 요구 감쇠력 계산부(157)는 도 16에 도시된 보정 요구 감쇠력 계산 처리를 S230에서 개시한다. 계속해서, S231에서, 요구 감쇠력 계산부(155)로부터 요구 감쇠력 F_req 및 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'를 입력한다. 다음으로, S232에서 가변 감쇠 계수 계산부(154)로부터 가변 감쇠 계수 C_v를 입력한다. 계속해서, S233에서, 선형 감쇠 계수 결정부(152)로부터 선형 감쇠 계수 C_s를 입력한다.

그 후, 보정 요구 감쇠력 계산부(157)는 S234로 진행하여, 선형 감쇠 계수 C_s가 기준 선형 감쇠 계수 C_s0 미만인지의 여부를 판정한다. 기준 선형 감쇠 계수 C_s0은, 그것을 사용하여 요구 감쇠력을 계산한 경우에, 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R 내에 들어가도록, 미리 정해져 있는 설정값이며, 마이크로컴퓨터(150)에 기억되어 있다. 이 기준 선형 감쇠 계수 C_s0은, 선형 감쇠 계수 테이블에 기억되어 있는 선형 감쇠 계수 중 가장 큰 선형 감쇠 계수, 즉 중주파 스프링 상 가속도 x_pbM"의 최대 진폭값 α가 0인 경우에 대응하는 선형 감쇠 계수와 동일하다. 따라서, 선형 감쇠 계수 테이블을 참조하여 결정되는 선형 감쇠 계수 C_s는, 기준 선형 감쇠 계수 C_s0과 동일하거나, 또는 기준 선형 감쇠 계수 C_s0보다도 작아진다.

S234에서 선형 감쇠 계수 C_s가 기준 선형 감쇠 계수 C_s0 미만인(S234 : 예) 것으로 판정되었을 때는 S235로 진행한다. S235에서는, 가변 감쇠 계수 C_v가 마이너스인지의 여부를 판정한다. 가변 감쇠 계수 C_v가 마이너스라고 판정한 경우(S235 : 예)는 S236으로 진행한다. S234의 판정 결과 및 S235의 판정 결과가 모두 "예"인 경우, 즉 선형 감쇠 계수 C_s가 기준 선형 감쇠 계수 C_s0 미만이며, 또한 가변 감쇠 계수 C_v가 마이너스인 경우에는, 계산되는 요구 감쇠력 F_req가 작다. 이 때문에 요구 감쇠력 F_req가 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위의 하한을 하회할 우려가 있다. 따라서, 이 경우에 요구 감쇠력이 가변 범위로부터 일탈하지 않도록, 요구 감쇠력이 보정된다. 구체적으로는, 보정 요구 감쇠력 계산부(157)는, S234 및 S235의 판정 결과가 "예"인 경우에 S236으로 진행하여, 하기 식(eq.14)에 의해 보정 요구 감쇠력 F_req*를 계산한다.

상기 식(eq.14)에 있어서, C_min은, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성을 나타내는 단수가 최소의 단수 D_min일 때에, 댐퍼(20)가 발생하는 감쇠력(최소 감쇠력)의 진동 속도에 대한 계수(최소 감쇠 계수)이다. 또한, F_req0은, 기준 선형 감쇠 계수 C_s0을 사용하여 계산되는 요구 감쇠력(기준 요구 감쇠력)이며, 하기 식(eq.15)에 의해 계산할 수 있다.

또한, 식(eq.15)을 식(eq.14)에 대입하면, 식(eq.16)을 얻는다.

식(eq.16)으로부터 알 수 있는 바와 같이, 보정 요구 감쇠력 F_req*는, 요구 감쇠력 계산부(155)에서 계산된 요구 감쇠력 F_req로부터 C_v((C_s0-C_s)/(C_s0-C_min))(x_pw'-x_pb')를 뺌으로써, 요구 감쇠력 F_req를 보정한 감쇠력인 것을 알 수 있다. 또한, 식(eq.16)의 우변에 선형 감쇠 계수 C_s가 포함되어 있기 때문에, 보정 요구 감쇠력 F_req*는, 선형 감쇠 계수 C_s의 크기에 따라서 요구 감쇠력 F_req를 보정하는 것인 것을 알 수 있다. 또한, 보정 요구 감쇠력 F_req*는, 기준 선형 감쇠 계수 C_s0과 최소 감쇠 계수 C_min의 차(C_s0-C_min)와, 기준 선형 감쇠 계수 C_s0과 선형 감쇠 계수 C_s의 차(C_s0-C_s)의 비 (C_s0-C_s)/(C_s0-C_min)에 기초하여, 요구 감쇠력 F_req를 보정하는 것인 것을 알 수 있다.

S236에서 상기 식(eq.14)에 의해 보정 요구 감쇠력 F_req*를 계산한 후에는, 보정 요구 감쇠력 계산부(157)는 S238로 진행하여, 보정 요구 감쇠력 F_req*를 출력한다. 그 후 S239로 진행하여 이 처리를 종료한다.

또한, S235의 판정 결과가 "아니오"인 경우에는 S237로 진행한다. S235의 판정 결과가 "아니오"인 경우, 즉 가변 감쇠 계수 C_v가 플러스인 경우에는, 요구 감쇠력 F_req는 선형 감쇠력보다도 크므로, 요구 감쇠력 F_req가 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R의 하한을 하회할 우려는 없다. 즉 요구 감쇠력 F_req를 보정할 필요가 없다. 따라서, S235의 판정 결과가 "아니오"일 때에는 S237에서 요구 감쇠력 F_req를 그대로 보정 요구 감쇠력 F_req*에 대입한다. 계속해서, S238에서 보정 요구 감쇠력 F_req*를 출력한다. 그 후 S239로 진행하여 이 처리를 종료한다.

또한, S234의 판정 결과가 "아니오"인 경우도 S237로 진행한다. S234의 판정 결과가 "아니오"인 경우에는, 선형 감쇠 계수 C_s가 기준 선형 감쇠 계수 C_s0 미만은 아니다. 이 경우에는 선형 감쇠 계수 C_s가 기준 선형 감쇠 계수 C_s0과 동일하다. 기준 선형 감쇠 계수 C_s0을 사용하여 계산된 기준 요구 감쇠력 F_req0은 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 내의 감쇠력이므로, S234의 판정 결과가 "아니오"일 때는 요구 감쇠력을 보정할 필요가 없다. 따라서, S237에서 요구 감쇠력 F_req를 그대로 보정 요구 감쇠력 F_req*에 대입한다. 계속해서, S238에서 보정 요구 감쇠력 F_req*를 출력하고, 또한 S239로 진행하여 이 처리를 종료한다. 이 보정 요구 감쇠력 계산부(157)가, 본 발명의 보정 요구 감쇠력 계산 수단에 상당한다.

요구 단수 결정부(156)가 실행하는 요구 단수 결정 처리는, 기본적으로는 도 6에 도시된 제1 실시 형태의 요구 단수 결정부(56)가 실행하는 요구 단수 결정 처리와 동일하다. 단, 도 6의 S151에서는 요구 감쇠력 F_req를 입력하고 있는 것에 대하여, 본 실시 형태의 요구 단수 결정 처리에 있어서는 요구 감쇠력 F_req 대신에 보정 요구 감쇠력 F_req*를 입력한다. 다른 스텝은, 도 6과 동일하므로 설명을 생략한다.

본 실시 형태에 있어서는 상술한 바와 같이, 요구 감쇠력 F_req를 보정한 보정 요구 감쇠력 F_req*에 의해 댐퍼(20)의 감쇠력 특성이 제어된다. 이 보정의 효과에 대하여, 이하에 설명한다.

도 17은 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선 및 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R을 나타내는 감쇠력 특성 그래프이다. 도면 중의 파선으로 나타내어진 리사쥬 곡선 A는, 선형 감쇠 계수가 기준 선형 감쇠 계수 C_s0일 때에 계산된 요구 감쇠력인 기준 요구 감쇠력 F_req0의 추이를 나타내고 있다. 이 기준 요구 감쇠력 F_req0은, 중주파 스프링 상 가속도가 0일 때, 즉 중주파 스프링 상 가속도의 최대 진폭값 α가 0일 때에 계산되는 요구 감쇠력과 동일하다. 또한, 도면 중의 실선으로 나타내어진 리사쥬 곡선 B는, 중주파 스프링 상 가속도의 최대 진폭값 α가 큰 경우에 선형 감쇠 계수 결정부(152)에 의해 결정된 선형 감쇠 계수 C_s를 사용하여 계산된 요구 감쇠력 F_req의 추이를 나타내고 있다. 선형 감쇠 계수 C_s는, 기준 선형 감쇠 계수 C_s0보다도 작다.

도면에 도시된 바와 같이, 리사쥬 곡선 A는, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R 내에 들어가 있다. 한편, 리사쥬 곡선 B의 하방 부분은 가변 범위 R로부터 벗어나 있다. 이와 같이, 선형 감쇠 계수가 기준 선형 감쇠 계수 C_s0으로부터, 그것보다도 작은 값 C_s로 변경된 경우에는, 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R로부터 벗어날 우려가 있다. 가변 범위 R로부터 벗어난 부분을 나타내는 요구 감쇠력 F_req는, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 하한(D_min에 의해 나타내어지는 감쇠력 특성선)의 하방을 추이한다. 요구 감쇠력 F_req가 이러한 추이를 따라가는 경우, 도면의 점 D의 위치에서 감쇠력의 추이가 급격하게 변화하여, 탑승원에게 위화감을 준다고 하는 문제가 있다.

이에 대하여, 본 실시 형태에 있어서는, 리사쥬 곡선 B 중 선형 감쇠 계수 C_s에 의해 나타내어지는 감쇠력 특성선보다도 하방 부분, 즉 가변 감쇠 계수 C_v가 마이너스인 영역이, 도면의 일점쇄선 C로 나타내어지는 곡선으로 되도록, 요구 감쇠력이 보정된다. 이 일점쇄선 C로 나타내어지는 곡선은, 상기 식(eq.14)에 의해 계산된 보정 요구 감쇠력 F_req*의 추이를 나타내고 있다. 도면으로부터 알 수 있는 바와 같이, 곡선 C는, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R 내를 추이하고 있다.

식(eq.14)에 의해 계산되는 보정 요구 감쇠력 F_req*는, 반드시 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R 내의 감쇠력으로 된다. 이 이유에 대하여 설명한다. 도 17에 도시된 바와 같이, 예를 들어 스프링 상-스프링 하 상대 속도가 V₁일 때에 계산되는 보정 요구 감쇠력 F_req*는, 식(eq.14)의 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pw'-x_pb'에 V₁을 대입하여, 하기 식(eq.17)과 같이 기술된다.

식(eq.17)은, 하기 식(eq.18)과 같이 변형할 수 있다.

식(eq.18)에 있어서, F_s는 선형 감쇠 계수 C_s에 스프링 상-스프링 하 상대 속도 V₁을 곱하여 얻어지는 선형 감쇠력, F_s0은 기준 선형 감쇠 계수 C_s0에 스프링 상-스프링 하 상대 속도 V₁을 곱하여 얻어지는 기준 선형 감쇠력, F_min은 최소 감쇠 계수 C_min에 스프링 상-스프링 하 상대 속도 V₁을 곱하여 얻어지는 최소 감쇠력이다.

또한, 식(eq.18) 중, (F_s-F_min)/(F_s0-F_min)은, 기준 선형 감쇠력 F_s0과 최소 감쇠력 F_min의 차(기준 감쇠력차)에 대한, 선형 감쇠력 F_s와 최소 감쇠력 F_min의 차(비교 감쇠력차)의 비(차분 감쇠비)를 나타낸다. 보정 요구 감쇠력 F_req*는, 이 차분 감쇠비에 기초하여 계산된다. 또한, 차분 감쇠비를 G로 나타내면, 식(eq.18)은, 식(eq.19)과 같이 변형할 수 있다.

따라서, 보정 요구 감쇠 계수 F_req*는, 상기 식(eq.19)에 의해 계산되어 있다고도 할 수 있다.

또한, 식(eq.19)은, 식(eq.20)과 같이도 변형할 수 있다.

식(eq.20)의 우변은, 기준 선형 감쇠력 F_s0과 최소 감쇠력 F_min의 차와, 기준 선형 감쇠력 F_s0과 기준 요구 감쇠력 F_req0의 차의 비를 나타낸다. 한편, 식(eq.20)의 좌변은, 선형 감쇠력 F_s와 최소 감쇠력 F_min의 차와, 선형 감쇠력 F_s와 보정 요구 감쇠력 F_req*의 차의 비를 나타낸다.

도 18은 식(eq.20)으로 나타내어지는 각 감쇠력차의 관계를 도시하는 모식도이다. 도면에 있어서, 기준 선형 감쇠력 F_s0과 최소 감쇠력 F_min의 차가 A에 의해, 기준 선형 감쇠력 F_s0과 기준 요구 감쇠력 F_req0의 차가 B에 의해 나타내어진다. 또한, 선형 감쇠력 F_s와 최소 감쇠력 F_min의 차가 C에 의해, 선형 감쇠력 F_s와 보정 요구 감쇠력 F_req*의 차가 D에 의해 나타내어진다. 식(eq.20)이 성립하는 경우, B/A=D/C가 성립한다.

기준 요구 감쇠력 F_req0은 기준 선형 감쇠 계수 C_s0을 사용하여 계산되고 있으므로, 이 감쇠력이 최소 감쇠력 F_min보다도 작아지는 일은 없다. 따라서, 도 18에 도시된 바와 같이, 차 B는 차 A보다도 작아, B/A는 1 미만이다. B/A가 1 미만이면, D/C도 1 미만이다. 따라서, 보정 요구 감쇠력 F_req*는 최소 감쇠력 F_min보다도 커진다. 이 때문에 보정 요구 감쇠력 F_req*가 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내에 들어가는 것이다.

또한, 상기 식(eq.14) 혹은 식(eq.19)에 의해 보정 요구 감쇠력 F_req*를 계산함으로써, 도 18에 도시된 각 감쇠력의 관계가 유지된다. 따라서, 가변 범위 R 내에 있어서의 요구 감쇠력의 추이의 경향이, 기준 요구 감쇠력 F_req0의 추이의 경향에 일치한 보정 요구 감쇠력 F_req*를 계산할 수 있다.

이상의 설명으로부터 알 수 있는 바와 같이, 본 실시 형태에 따르면, 중주파 스프링 상 가속도에 의한 진동이 클 때는, 선형 감쇠 계수 C_s가 작은 값으로 결정된다. 이 때문에 상기 진동의 입력에 의한 승차감의 악화가 억제된다. 또한, 선형 감쇠 계수 C_s를 작은 값으로 변경한 것에 의해 요구 감쇠력 F_req가 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R로부터 일탈할 우려가 있을 때에는, 요구 감쇠력 F_req가 보정된다. 이 보정에 의해, 보정 요구 감쇠력 F_req*의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선을 가변 범위 R에 들어가게 할 수 있다.

상기 제2 실시 형태에 있어서, 기준 선형 감쇠 계수 C_s0은, 선형 감쇠 계수 결정부(152)에 의해 결정되는 가장 큰 선형 감쇠 계수와 동일하다. 그러나, 기준 선형 감쇠 계수 C_s0은, 그것을 사용하여 계산된 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R에 들어간다고 하는 조건을 만족시키는 임의의 값으로 설정할 수 있다. 기준 선형 감쇠 계수 C_s0이 이러한 조건을 만족시키는 한, 보정 요구 감쇠력 F_req*가, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 가변 범위 R 내의 감쇠력에 속한다.

또한, 상기의 예에서는, 선형 감쇠 계수 C_s가 기준 선형 감쇠 계수 C_s0보다도 작은 값으로 결정되었을 때에, 요구 감쇠력 F_req가 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 하한을 하회하지 않도록 요구 감쇠력 F_req를 보정하는 예를 나타냈다. 이것과 동일하게, 선형 감쇠 계수 C_s가 기준 선형 감쇠 계수 C_s0보다도 큰 값으로 결정되는 경우에는, 요구 감쇠력 F_req가 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 상한을 상회하지 않도록 요구 감쇠력 F_req를 보정할 수 있다. 이 경우, 상기 식(eq.14) 대신에, 하기 식(eq.21)에 의해 보정 요구 감쇠력 F_req*가 계산된다.

상기 식(eq.21)에서, C_max는, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성을 나타내는 단수가 최대의 단수 D_max일 때에 댐퍼(20)가 발생하는 감쇠력의 진동 속도에 대한 계수이다. 또한, 식(eq.21)에 의한 요구 감쇠력의 보정은, 선형 감쇠 계수 C_s가 기준 선형 감쇠 계수 C_s0보다도 크고, 또한 가변 감쇠 계수 C_v가 플러스일 때에 이루어진다. 즉 도 16의 S234 및 S235의 판정식의 부등호가 반대 방향으로 된다. 또한, 식(eq.14)에 의한 보정과 식(eq.21)에 의한 보정을 병용하여, 댐퍼(20)의 감쇠력 특성의 상한 및 하한의 쌍방으로부터 요구 감쇠력이 벗어날 우려가 있는 경우에 요구 감쇠력을 보정해도 된다.

(제3 실시 형태)

다음으로, 본 발명의 제3 실시 형태에 대하여 설명한다. 본 실시 형태에서 설명하는 감쇠력 제어 장치는, 스프링 상부재 HA의 전방 좌우 및 후방 좌우에 설치된 4개의 서스펜션 장치의 운동에 기초하여 설계되는 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용함으로써, 스프링 상부재 HA의 히브 운동(상하 운동), 롤 운동 및 피치 운동에 의한 스프링 상부재 HA의 제어 목표 위치에 있어서의 진동을 감쇠하도록, 각 서스펜션 장치의 각 댐퍼가 발생하는 감쇠력을 동시에 제어한다.

도 19는 스프링 상부재 HA의 전방 좌우 및 후방 좌우에 4개의 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL을 설치한 차량 모델(4륜 모델)을 도시하는 도면이다. 도면에 도시된 바와 같이, 서스펜션 장치 SP_FR은 스프링 상부재 HA의 우측 전방 위치에, 서스펜션 장치 SP_FL은 스프링 상부재 HA의 좌측 전방 위치에, 서스펜션 장치 SP_RR은 스프링 상부재 HA의 우측 후방 위치에, 서스펜션 장치 SP_RL은 스프링 상부재 HA의 좌측 후방 위치에, 각각 설치되어 있다. 각 서스펜션 장치는, 스프링과, 감쇠력 특성을 변경 가능한 댐퍼를 구비하고 있다. 각 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL에 설치된 댐퍼의 감쇠력 특성은, 액추에이터(32_FR, 32_FL, 32_RR, 32_RL)의 작동에 의해 댐퍼 내부에 설치된 밸브의 작동에 의해, 변경 가능하다.

또한, 스프링 상부재 HA에는, 스프링 상 가속도 센서(41_FR, 41_FL, 41_RR, 41_RL), 롤각 가속도 센서(45) 및 피치각 가속도 센서(46)가 설치되어 있다. 스프링 상 가속도 센서(41_FR)는 스프링 상부재 HA의 우측 전방 위치에 있어서의 상하 방향의 가속도 x_pbFR"를 검출하고, 스프링 상 가속도 센서(41_FL)는 스프링 상부재 HA의 좌측 전방 위치에 있어서의 상하 방향의 가속도 x_pbFL"를 검출하고, 스프링 상 가속도 센서(41_RR)는 스프링 상부재 HA의 우측 후방 위치에 있어서의 상하 방향의 가속도 x_pbRR"를 검출하고, 스프링 상 가속도 센서(41_RL)는 스프링 상부재 HA의 좌측 후방 위치에 있어서의 상하 가속도 x_pbRL"를 검출한다. 롤각 가속도 센서(45)는, 스프링 상부재 HA의 제어 목표 위치의 롤 방향(전후축 둘레 방향)의 각 가속도인 롤각 가속도 θ_r"를 검출한다. 피치각 가속도 센서(46)는, 스프링 상부재 HA의 제어 목표 위치의 피치 방향(좌우축 둘레 방향)의 각 가속도인 피치각 가속도 θ_p"를 검출한다.

또한, 각 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL에는, 스트로크 센서(43_FR, 43_FL, 43_RR, 43_RL)가 각각 설치되어 있다. 스트로크 센서(43_FR)는, 서스펜션 장치 SP_FR의 댐퍼 내에 배치된 피스톤의 상대 변위량을 계측함으로써, 스프링 상부재 HA의 우측 후방 위치에 있어서의 상하 방향 변위량 x_pbFR과, 서스펜션 장치 SP_FR에 연결되어 있는 스프링 하부재 LA_FR의 상하 방향 변위량 x_pwFR의 차인 스프링 상-스프링 하 상대 변위량 x_pwFR-x_pbFR을 검출한다. 스트로크 센서(43_FL)는, 스프링 상부재 HA의 좌측 전방 위치에 있어서의 상하 방향 변위량 x_pbFL과, 서스펜션 장치 SP_FL에 연결되어 있는 스프링 하부재 LA_FL의 상하 방향 변위량 x_pwFL의 차인 스프링 상-스프링 하 상대 변위량 x_pwFL-x_pbFL을 검출한다. 스트로크 센서(43_RR)는, 스프링 상부재 HA의 우측 후방 위치에 있어서의 상하 방향 변위량 x_pbRR과, 서스펜션 장치 SP_RR에 연결되어 있는 스프링 하부재 LA_RR의 상하 방향 변위량 x_pwRR의 차인 스프링 상-스프링 하 상대 변위량 x_pwRR-x_pbRR을 검출한다. 스트로크 센서(43_RL)는, 스프링 상부재 HA의 좌측 후방 위치에 있어서의 상하 방향 변위량 x_pbRL과, 서스펜션 장치 SP_RL에 연결되어 있는 스프링 하부재 LA_RL의 상하 방향 변위량 X_pwRL의 차인 스프링 상-스프링 하 상대 변위량 x_pwRL-x_pbRL을 검출한다.

도 20은 본 실시 형태에 관한 서스펜션 제어 장치(3)의 전체 구성을 도시하는 개략도이다. 이 서스펜션 제어 장치(3)는, 각 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL 및 전기 제어 장치 EL을 구비한다. 또한, 도면에는 서스펜션 장치 SP_FR이 대표적으로 도시되어 있고, 그 밖의 서스펜션 장치 SP_FL, SP_RR, SP_RL은 도시가 생략되어 있다. 또한, 서스펜션 장치 SP_FR의 구성은, 도 1에 도시된 서스펜션 장치 SP의 구성과 동일하므로, 그 구체적 설명은 생략한다.

전기 제어 장치 EL은, 상술한 각 센서와, 본 발명의 감쇠력 제어 장치에 상당하는 마이크로컴퓨터(250)를 구비한다. 각 센서의 검출값은 마이크로컴퓨터(250)에 입력된다. 마이크로컴퓨터(250)는 입력된 검출값을 기초로, 각 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RL, SP_RR에 설치되어 있는 각 댐퍼의 제어 목표 단수인 요구 단수 D_reqFR, D_reqFL, D_reqRR, D_reqRL을 각 액추에이터(32_FR, 32_FL, 32_RR, 32_RL)에 출력한다. 각 액추에이터는, 대응하는 서스펜션 장치의 댐퍼의 감쇠력 특성을 나타내는 단수가, 요구 단수로 되도록 작동한다. 이에 의해, 각 서스펜션 장치의 각 댐퍼가 발생하는 감쇠력이 동시에 제어된다.

또한, 마이크로컴퓨터(250)는, B. P. F 처리부(251)와, 중주파 입력 레벨 판정부(258)와, 선형 감쇠 계수 결정부(252)와, 가변 감쇠 계수 계산부(254)와, 요구 감쇠력 계산부(255)와, 요구 단수 결정부(256)를 구비한다. B. P. F 처리부(251)는, 스프링 상 가속도 센서(41_FR, 41_FL, 41_RR, 41_RL)가 검출한 스프링 상 가속도 x_pbFR", x_pbFL", x_pbRR", x_pbRL"를 입력하고, 입력한 스프링 상 가속도 x_pbFR", x_pbFL", x_pbRR", x_pbRL"에 밴드 패스 필터 처리를 실시한다. 이 처리에 의해, 3 내지 10㎐의 진동 주파수의 스프링 상 가속도 x_pbMFR", x_pbMFL", x_pbMRR", x_pbMRL"가 출력된다.

중주파 입력 레벨 판정부(258)는, B. P. F 처리부(51)를 통과한 중주파 스프링 상 가속도 x_pbMFR", x_pbMFL", x_pbMRR", x_pbMRL"를 입력하여, 중주파 스프링 상 가속도의 크기를 나타내는 중주파 입력 레벨 Lv를 결정한다. 그리고, 결정한 중주파 입력 레벨 Lv를 출력한다. 선형 감쇠 계수 결정부(252)는, 중주파 입력 레벨 Lv를 입력하고, 그 레벨 Lv에 따라서, 4개의 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL의 각 댐퍼가 발생해야 할 선형 감쇠력에 대한 선형 감쇠 계수 C_sFR, C_sFL, C_sRR, C_sRL을 각각 결정한다. 그리고, 결정한 선형 감쇠 계수 C_sFR, C_sFL, C_sRR, C_sRL을 출력한다.

가변 감쇠 계수 계산부(254)는, 각종 센서로부터 센서값을 입력하고, 입력값을 기초로, 비선형 H_∞ 제어 이론에 기초하여, 4개의 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL의 각 댐퍼가 발생해야 할 가변 감쇠력에 대한 가변 감쇠 계수 C_vFR, C_vFL, C_vRR, C_vRL을 각각 계산한다. 그리고, 계산한 가변 감쇠 계수 C_vFR, C_vFL, C_vRR, C_vRL을 출력한다.

요구 감쇠력 계산부(255)는, 선형 감쇠 계수 C_sFR, C_sFL, C_sRR, C_sRL 및 가변 감쇠 계수 C_vFR, C_vFL, C_vRR, C_vRL을 입력하고, 입력한 이들 감쇠 계수로부터, 4개의 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL의 각 댐퍼가 발생해야 할 감쇠력인 요구 감쇠력 F_reqFR, F_reqFL, F_reqRR, F_reqRL을 각각 계산한다. 그리고, 계산한 요구 감쇠력 F_reqFR, F_reqFL, F_reqRR, F_reqRL을 출력한다. 요구 단수 결정부(256)는, 요구 감쇠력 F_reqFR, F_reqFL, F_reqRR, F_reqRL을 입력하고, 입력한 요구 감쇠력에 기초하여, 4개의 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL의 각 댐퍼의 감쇠력 특성의 제어 목표 단수인 요구 단수 D_reqFR, D_reqFL, D_reqRR, D_reqRL을 각각 계산한다. 그리고, 계산한 요구 단수 D_reqFR, D_reqFL, D_reqRR, D_reqRL을 각각 대응하는 액추에이터(32_FR, 32_FL, 32_RR, 32_RL)에 출력한다.

상기 구성의 서스펜션 제어 장치(3)에 있어서, 예를 들어 스프링 상 가속도 x_pbFR", x_pbFL", x_pbRR", x_pbRL" 중 어느 하나가 소정의 임계값을 초과한 경우에는, 감쇠력 제어의 실행 플래그가 ON으로 설정된다. 이에 의해 감쇠력 제어가 개시되고, 중주파 입력 레벨 판정부(258)는 도 21에 도시된 처리를, 선형 감쇠 계수 결정부(252)는 도 22에 도시된 처리를, 가변 감쇠 계수 계산부(254)는 도 23에 도시된 처리를, 요구 감쇠력 계산부(255)는 도 24에 도시된 처리를, 요구 단수 결정부는 도 25에 도시된 처리를, 소정의 단시간마다 실행한다.

도 21은 중주파 입력 레벨 판정부(258)가 실행하는 처리의 흐름을 도시한 흐름도이다. 중주파 입력 레벨 판정부(258)는, 도 21에 도시된 중주파 입력 레벨 판정 처리를 S310에서 개시한다. 계속해서, S311에서, B. P. F 처리부(251)를 통과한 중주파 스프링 상 가속도 x_pbMFR", x_pbMFL", x_pbMRR", x_pbMRL"를 입력한다. 다음으로, S312에서, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbMFR"가 기준 가속도 x_0FR"보다도 큰지의 여부를 판정한다. 이 판정 결과가 "예"일 때는 S316으로 진행하고, "아니오"일 때는 S313으로 진행한다. S313에서는, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbMFL"가 기준 가속도 x_0FL"보다도 큰지의 여부를 판정한다. 이 판정 결과가 "예"일 때는 S316으로 진행하고, "아니오"일 때는 S314로 진행한다. S314에서는, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbMRR"가 기준 가속도 x_0RR"보다도 큰지의 여부를 판정한다. 이 판정 결과가 "예"일 때는 S316으로 진행하고, "아니오"일 때는 S315로 진행한다. S315에서는, 중주파 스프링 상 가속도 x_pbMRL"가 기준 가속도 x_0RL"보다도 큰지의 여부를 판정한다. 이 판정 결과가 "예"일 때는 S316으로 진행하고, "아니오"일 때는 S317로 진행한다.

S312 내지 S315의 판정 결과 중 적어도 하나가 "예"일 때에는, 중주파 입력 레벨 판정부(258)는 S316으로 진행하여, 중주파 입력 레벨 Lv를 1로 설정한다. 한편, S312 내지 S315의 판정 결과 모두가 "아니오"일 때에는, 중주파 입력 레벨 판정부(258)는 S317로 진행하여, 중주파 입력 레벨 Lv를 0으로 설정한다. 또한, 상기 기준 가속도 x_0FR", x_0FL", x_0RR", x_0RL"는, 중주파수 대역의 스프링 상 가속도에 의한 진동을 억제하기 위한 제어(승차감의 악화를 억제하기 위한 제어)가 필요한지의 여부의 임계값의 가속도이다. 따라서 본 실시 형태에서는, 각 중주파 스프링 상 가속도 x_pbMFR", x_pbMFL", x_pbMRR", x_pbMRL"가 하나라도 이 임계값을 초과하였을 때에 중주파 입력 레벨 Lv가 1로 설정되고, 모두 임계값을 초과하지 않을 때에 중주파 입력 레벨 Lv가 0으로 설정된다. 중주파 입력 레벨 Lv가 1인 경우에는, 입력되어 있는 중주파 스프링 상 가속도가 큰 것을 나타내고, 중주파 입력 레벨 Lv가 0인 경우에는, 입력되어 있는 중주파 스프링 상 가속도가 작거나, 또는 중주파 스프링 상 가속도가 입력되어 있지 않은 것을 나타낸다.

S316 또는 S317에서 중주파 입력 레벨 Lv를 설정한 후에는, 중주파 입력 레벨 판정부(258)는 S318로 진행하여, 설정한 중주파 입력 레벨 Lv를 출력한다. 그 후 S319로 진행하여 이 처리를 종료한다. 출력한 중주파 입력 레벨 Lv는, 선형 감쇠 계수 결정부(252)에 입력된다.

도 22는 선형 감쇠 계수 결정부(252)가 실행하는 처리의 흐름을 도시한 흐름도이다. 선형 감쇠 계수 결정부(252)는 도 22의 선형 감쇠 계수 결정 처리를 S320에서 개시한다. 계속해서, S321에서, 중주파 입력 레벨 Lv를 입력한다. 다음으로, S322에서, 입력한 레벨 Lv가 0인지의 여부를 판정한다. Lv가 0인 경우(S322 : 예), 즉 중주파 스프링 상 가속도가 작거나, 또는 중주파 스프링 상 가속도가 입력되어 있지 않은 경우는 S323으로 진행한다. 한편, Lv가 1인 경우(S322 : 아니오), 즉 중주파 스프링 상 가속도가 큰 경우에는 S324로 진행한다.

선형 감쇠 계수 결정부(252)는, S323 또는 S324에서 선형 감쇠 계수 C_sFR, C_sFL, C_sRR, C_sRL을 결정한다. S323에서는, 선형 감쇠 계수 C_sFR, C_sFL, C_sRR, C_sRL이 각각 계수 C_sFRA, C_sFLA, C_sRRA, C_sRLA로 설정된다. 한편, S324에서는, 선형 감쇠 계수 C_sFR, C_sFL, C_sRR, C_sRL이 각각 계수 C_sFRB, C_sFLB, C_sRRB, C_sRLB로 설정된다. 즉, 중주파 입력 레벨 Lv에 따라서, 결정되는 선형 감쇠 계수의 크기가 상이하다. 또한, 선형 감쇠 계수로 설정되는 각 계수는, 하기 식(eq.22)으로 나타내는 관계를 갖도록, 미리 정해져 있다.

식(eq.22)으로부터 알 수 있는 바와 같이, Lv가 1일 때, 즉 중주파 스프링 상 가속도가 클 때에 설정되는 선형 감쇠 계수 C_sFRB, C_sFLB, C_sRRB, C_sRLB는, Lv가 0일 때, 즉 중주파 스프링 상 가속도가 작을 때에 설정되는 선형 감쇠 계수 C_sFRA, C_sFLA, C_sRRA, C_sRLA보다도 작다. 즉, 선형 감쇠 계수는, 중주파 스프링 상 가속도가 클수록 작아지도록 결정된다.

S323 또는 S324에서 선형 감쇠 계수 C_sFR, C_sFL, C_sRR, C_sRL을 각각 결정한 후에는, 선형 감쇠 계수 결정부(252)는 S325로 진행하여, 결정한 선형 감쇠 계수 C_sFR, C_sFL, C_sRR, C_sRL을 출력한다. 그 후 S326으로 진행하여 이 처리를 종료한다.

도 23은 가변 감쇠 계수 계산부(254)가 실행하는 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다. 가변 감쇠 계수 계산부(254)는 도 23의 가변 감쇠 계수 계산 처리를 S330에서 개시한다. 계속해서, S331에서, 각 스프링 상 가속도 센서(41_FR, 41_FL, 41_RR, 41_RL)로부터 스프링 상 가속도 x_pbFR", x_pbFL", x_pbRR", x_pbRL"를, 각 스트로크 센서(43_FR, 43_FL, 43_RR, 43_RL)로부터 스프링 상-스프링 하 변위량 x_pwFR-x_pbFR, x_pwFL-x_pbFL, x_pwRR-x_pbRR, x_pwRL-x_pbRL을, 롤각 가속도 센서(45)로부터 롤각 가속도 θ_r"를, 피치각 가속도 센서(46)로부터 피치각 가속도 θ_p"를 입력한다.

계속해서, S332에서 상태량을 연산한다. 이 경우, 롤 각 변위량 θ_r, 롤각 변위 속도 θ_r', 피치각 변위량 θ_p, 피치각 변위 속도 θ_p', 스프링 상 변위량 x_pbFR, x_pbFL, x_pbRR, x_pbRL, 스프링 상 변위 속도 x_pbFR', x_pbFL', x_pbRR', x_pbRL', 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pwFR'-x_pbFR', x_pwFL'-x_pbFL', x_pwRR'-x_pbRR', x_pwRL'-x_pbRL', 저크(jerk)(가속도 변화율), 히브 가속도 x_h" 등, 제어해야 할 양, 계산에 필요한 양이 연산된다. 또한, 히브 가속도 x_h"는, 스프링 상부재 HA의 제어 목표 위치에 있어서의 상하 방향 가속도이며, 각 서스펜션 장치가 설치되어 있는 위치에 있어서의 스프링 상 가속도 x_pbFR", x_pbFL", x_pbRR", x_pbRL"로부터 추정할 수 있다.

다음으로, 가변 감쇠 계수 계산부(254)는 S333으로 진행하여, 스프링 상부재 HA에 설치된 4개의 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL의 운동에 기초하여 설계된 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어를 적용함으로써, 스프링 상부재 HA의 히브 운동(상하 운동), 롤 운동, 피치 운동에 의한 스프링 상부재 HA의 제어 목표 위치의 진동을 감쇠하도록, 4개의 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL의 각 댐퍼가 발생해야 할 가변 감쇠력에 대한 가변 감쇠 계수 C_vFR, C_vFL, C_vRR, C_vRL을 계산한다. 이 경우, 제어 시스템의 상태 공간 표현에 사용하는 운동 방정식은, 식(eq.23)으로 나타내어지는 스프링 상부재 HA의 히브 운동 방정식, 식(eq.24)으로 나타내어지는 스프링 상부재 HA의 롤 운동 방정식 및 식(eq.25)으로 나타내어지는 스프링 상부재 HA의 피치 운동 방정식으로 된다.

여기서,

M_b : 스프링 상부재의 질량, T_f : 트레드(프론트측), T_r : 트레드(리어측), I_r : 롤 관성 모멘트, I_p : 피치 관성 모멘트, L : 휠 베이스

상기 식(eq.24) 및 식(eq.25)은, 제어 목표 위치가 스프링 상부재 HA의 무게 중심 위치인 경우에 도출되는 운동 방정식이다. 또한, 상기 식(eq.23) 내지 식(eq.25) 중의 F_FR은 스프링 상부재 HA의 우측 전방 위치에서 상하로 작용하는 힘, F_FL은 스프링 상부재 HA의 좌측 전방 위치에서 상하로 작용하는 힘, F_RR은 스프링 상부재 HA의 우측 전방 위치에서 상하로 작용하는 힘, F_RL은 스프링 상부재 HA의 우측 전방 위치에서 상하로 작용하는 힘이다. 이들 상하력은, 하기 식(eq.26) 내지 식(eq.29)과 같이 나타내어진다.

상기 식(eq.26) 내지 식(eq.29)에 있어서, K_FR은 서스펜션 장치 SP_FR의 스프링의 스프링 상수, K_FL은 서스펜션 장치 SP_FL의 스프링의 스프링 상수, K_RR은, 서스펜션 장치 SP_RR의 스프링의 스프링 상수, K_RL은 서스펜션 장치 SP_RL의 스프링의 스프링 상수이다.

상기 식(eq.23) 내지 식(eq.25)으로부터, 쌍선형 시스템으로 되는 일반화 플랜트의 상태 공간 표현을 도출한다. 도출되는 상태 공간 표현은, 하기 식(eq.30)과 같이 기술된다.

상기 식(eq.30)에 있어서, x는 상태량, z는 평가 출력, u는 제어 입력이다. 제어 입력 u는, 하기 식(eq.31)으로 나타내는 바와 같이, 각 서스펜션 장치의 댐퍼의 가변 감쇠 계수이다.

식(eq.30)은 쌍선형 시스템이므로, 상기 제1 실시 형태와 마찬가지로 하여 리카티 부등식을 풂으로써 제어 입력 u를 산출할 수 있다. 산출한 제어 입력 u에 의해 각 가변 감쇠 계수가 얻어진다. 상태량, 평가 출력 및 각 계수 행렬의 상세한 설명은 생략한다.

상기와 같이 하여 각 가변 감쇠 계수 C_vFR, C_vFL, C_vRR, C_vRL을 계산한 후에는, 가변 감쇠 계수 계산부(254)는 S334로 진행하여, 가변 감쇠 계수 C_vFR, C_vFL, C_vRR, C_vRL을 출력한다. 그 후 S335로 진행하여 이 처리를 종료한다.

도 24는 요구 감쇠력 계산부(255)가 실행하는 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다. 요구 감쇠력 계산부(255)는 이 요구 감쇠력 계산 처리를 도면의 S340에서 개시한다. 계속해서, S341에서, 선형 감쇠 계수 C_sFR, C_sFL, C_sRR, C_sRL을 입력한다. 다음으로, S342에서, 가변 감쇠 계수 C_vFR, C_vFL, C_vRR, C_vRL을 입력한다.

계속해서, 요구 감쇠력 계산부(255)는 S343으로 진행하여, 하기 식(eq.32)으로 나타내어지는 바와 같이 가변 감쇠 계수와 선형 감쇠 계수를 가산함으로써, 요구 감쇠 계수 C_reqFR, C_reqFL, C_reqRR, C_reqRL을 계산한다.

다음으로, S344에서, 요구 감쇠 계수 C_reqFR, C_reqFL, C_reqRR, C_reqRL과, 각 요구 감쇠 계수에 대응하는 스프링 상-스프링 하 상대 속도 x_pwFR-x_pbFR', x_pwFL'-x_pbFL', x_pwRR'-x_pbRR', x_pwRL'-x_pbRL'을 곱함으로써, 제어 목표의 감쇠력인 요구 감쇠력 F_reqFR, F_reqFL, F_reqRR, F_reqRL을 계산한다. 계속해서, S345에서, 요구 감쇠력 F_reqFR, F_reqFL, F_reqRR, F_reqRL을 출력한다. 그 후 S346으로 진행하여 이 처리를 종료한다.

도 25는 요구 단수 결정부(256)가 실행하는 처리의 흐름을 도시하는 흐름도이다. 요구 단수 결정부(256)는 이 요구 단수 결정 처리를 도면의 S350에서 개시한다. 계속해서, S351에서, 요구 감쇠력 F_reqFR, F_reqFL, F_reqRR, F_reqRL을 입력한다. 다음으로, S352에서, 감쇠력 특성 테이블을 참조하여, 각 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL의 댐퍼마다 요구 단수 D_reqFR, D_reqFL, D_reqRR, D_reqRL을 결정한다. 계속해서, S353에서, 결정한 요구 단수 D_reqFR, D_reqFL, D_reqRR, D_reqRL을 출력한다. 그 후, S354로 진행하여 이 처리를 종료한다. 각 액추에이터(32_FR, 32_FL, 32_RR, 32_RL)는, 각각 요구 단수를 입력하고, 대응하는 댐퍼의 감쇠력 특성을 나타내는 단수가 입력한 요구 단수로 되도록 밸브를 제어한다. 이와 같이 하여, 각 서스펜션 장치 SP_FR, SP_FL, SP_RR, SP_RL의 감쇠력이 동시에 제어된다.

이 제3 실시 형태에 있어서, 중주파 입력 레벨 Lv가 1인 경우, 즉 중주파 스프링 상 가속도가 큰 경우에 설정되는 선형 감쇠 계수는, 중주파 입력 레벨 Lv가 0인 경우, 즉 중주파 스프링 상 가속도가 작은 경우에 설정되는 선형 감쇠 계수보다도 작다. 즉, 선형 감쇠 계수는, 중주파 스프링 상 가속도가 클수록 작아지도록 결정된다. 따라서, 중주파 스프링 상 가속도가 클 때에는, 중주파 스프링 상 가속도가 작은 경우와 비교하여 요구 감쇠력이 작다. 이에 의해 승차감의 악화가 억제된다. 또한, 중주파 스프링 상 가속도가 작은 경우 또는 중주파 스프링 상 가속도가 입력되어 있지 않은 경우에는, 중주파 스프링 상 가속도가 큰 경우와 비교하여 요구 감쇠력이 커진다. 이에 의해 스프링 상부재 HA의 진동이 빠르게 감쇠한다.

또한, 제3 실시 형태에 따르면, 스프링 상부재 HA의 히브 운동, 롤 운동 및 피치 운동을 고려하여 스프링 상부재 HA의 제어 목표 위치에 있어서의 진동이 감쇠된다. 이 때문에 제어 목표 위치에서의 승차감이 향상된다. 또한, 스프링 상부재 HA의 히브 운동, 롤 운동 및 피치 운동은, 비선형 H_∞ 제어에 기초하여 계산되는 가변 감쇠 계수에 고려되어 있으므로, 이들 운동에 의한 스프링 상부재 HA의 제어 목표 위치에 있어서의 진동의 통합적인 감쇠 제어는, 각 서스펜션 장치의 댐퍼가 발생하는 가변 감쇠력의 크기를 제어함으로써 행해진다. 한편, 중주파 스프링 상 가속도의 영향은 선형 감쇠 계수의 크기를 결정할 때에 고려되어 있으므로, 중주파 스프링 상 가속도 입력 시의 승차감의 악화를 억제하기 위한 감쇠 제어는, 각 서스펜션 장치의 댐퍼가 발생하는 선형 감쇠력의 크기를 제어함으로써 행해진다. 즉, 가변 감쇠력의 제어에 의해 스프링 상부재 HA의 진동을 통합적으로 감쇠 제어하고, 선형 감쇠력의 크기의 조정에 의해, 중주파 스프링 상 가속도 진동 입력 시의 승차감의 악화가 억제된다. 따라서, 스프링 상부재 HA의 진동의 통합적인 감쇠와, 중주파 스프링 상 가속도 진동 입력 시의 승차감의 악화의 억제를 양립시킨 감쇠력 제어가 행해진다.

이 제3 실시 형태에 있어서는, 중주파수 대역의 진동이 작은 경우에 중주파 입력 레벨 Lv가 0으로 설정되고, 중주파수 대역의 진동이 큰 경우에 중주파 입력 레벨 Lv가 1로 설정된다. 그리고, 이와 같이 2단계로 설정된 중주파 입력 레벨 Lv에 기초하여, 중주파수 대역의 진동이 클수록 작아지도록 선형 감쇠 계수가 결정된다. 이러한 결정 방법 이외에도, 예를 들어, 중주파 스프링 상 가속도의 최대 진폭값의 크기에 따라서 중주파 입력 레벨 Lv를 1 내지 5로 설정하고, 다단계로 설정한 레벨에 따라서, 중주파수 대역의 진동이 클수록 작아지도록 각 선형 감쇠 계수를 결정하는 방법을 채용해도 된다. 또한, 예를 들어, 도 26에 도시한 바와 같은, 중주파 스프링 상 가속도의 크기와 선형 감쇠 계수의 관계를 나타내는 그래프를 참조하여, 중주파 스프링 상 가속도가 클수록 작아지도록 각 선형 감쇠 계수를 결정해도 된다. 또한, 중주파 스프링 상 가속도와 선형 감쇠 계수의 관계가 함수로서 나타내어지는 경우에는, 그 함수를 사용하여 각 선형 감쇠 계수를 결정해도 된다. 이때 함수는 1차식으로서 나타내어지는 것이어도 되고, 선형 감쇠 계수의 포화 특성을 고려한 함수로서 나타내어지는 것이어도 된다. 즉, 선형 감쇠 계수가, 중주파수 대역의 진동이 클수록 작아지도록 결정되는 것이라면, 어떤 결정 방법을 채용해도 된다.

이상, 본 발명의 실시 형태에 대하여 설명하였지만, 본 발명은, 상기 실시 형태에 한정 해석되어서는 안된다. 예를 들어, 상기 제1 실시 형태에 있어서는, 중주파수 대역에 있어서의 진동의 크기를, 중주파 스프링 상 가속도의 최대 진폭값 α에 의해 판단한 예를 나타냈지만, 중주파 스프링 상 가속도의 절대값의 최대값 등을 사용해도 된다. 또한, 상기 실시 형태에 있어서는, 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼의 감쇠력 특성의 하한을 하회하는 경우에, 요구 감쇠력이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위에 들어가도록 하고 있지만, 마찬가지로 하여, 요구 감쇠력의 추이를 나타내는 리사쥬 곡선이 댐퍼의 감쇠력 특성의 상한을 상회하는 경우에, 요구 감쇠력이 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위에 들어가도록 해도 된다. 이와 같이, 본 발명은, 그 취지를 일탈하지 않는 한에 있어서, 변형 가능하다.

Claims (14)

1. 스프링 상부재와 스프링 하부재 사이에 개재 장착된 댐퍼 및 스프링을 구비하는 서스펜션 장치의 진동에 대한 감쇠력을 제어하는 감쇠력 제어 장치에 있어서,
   상기 서스펜션 장치의 운동에 기초하여 설계되는 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용할 때에 설정되는 비선형 가중치를 결정하는 비선형 가중치 결정 수단과,
   상기 비선형 가중치 결정 수단에 의해 결정된 비선형 가중치가 설정된 상기 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용함으로써, 상기 댐퍼가 발생해야 할 가변 감쇠력의 진동 속도에 대한 계수인 가변 감쇠 계수를 계산하는 가변 감쇠 계수 계산 수단과,
   스프링 상부재의 진동 중 스프링 상 공진 주파수보다도 큰 주파수 대역으로서 미리 정해진 특정 주파수 대역의 진동의 크기에 따라서, 상기 댐퍼가 발생해야 할 선형 감쇠력의 진동 속도에 대한 계수인 선형 감쇠 계수를 결정하는 선형 감쇠 계수 결정 수단과,
   상기 가변 감쇠 계수 및 상기 선형 감쇠 계수에 기초하여, 상기 댐퍼가 발생해야 할 감쇠력인 요구 감쇠력을 계산하는 요구 감쇠력 계산 수단과,
   상기 요구 감쇠력에 기초하여 상기 댐퍼의 감쇠력 특성을 제어하는 감쇠력 특성 제어 수단을 구비하고,
   상기 비선형 가중치 결정 수단은, 상기 요구 감쇠력이 상기 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내의 감쇠력에 속하도록, 상기 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 상기 선형 감쇠 계수의 크기에 따라 상기 비선형 가중치의 크기를 결정하는 것을 특징으로 하는, 감쇠력 제어 장치.
2. 제1항에 있어서,
   상기 선형 감쇠 계수 결정 수단은, 상기 선형 감쇠 계수를, 상기 특정 주파수 대역의 진동의 가속도가 클수록 작아지도록 결정하는 것을 특징으로 하는, 감쇠력 제어 장치.
3. 제1항 또는 제2항에 있어서,
   상기 특정 주파수 대역은, 스프링 상 공진 주파수보다도 크고 또한 스프링 하 공진 주파수보다도 작은 중주파수 대역인 것을 특징으로 하는, 감쇠력 제어 장치.
4. 삭제
5. 삭제
6. 제1항 또는 제2항에 있어서,
   상기 비선형 가중치 결정 수단은, 상기 비선형 가중치를, 상기 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 상기 선형 감쇠 계수가 작을수록 작아지도록 결정하는 것을 특징으로 하는, 감쇠력 제어 장치.
7. 스프링 상부재와 스프링 하부재 사이에 개재 장착된 댐퍼 및 스프링을 구비하는 서스펜션 장치의 진동에 대한 감쇠력을 제어하는 감쇠력 제어 장치에 있어서,
   상기 서스펜션 장치의 운동에 기초하여 설계된 제어 시스템에 비선형 H_∞ 제어 이론을 적용함으로써, 상기 댐퍼가 발생해야 할 가변 감쇠력의 진동 속도에 대한 계수인 가변 감쇠 계수를 계산하는 가변 감쇠 계수 계산 수단과,
   스프링 상부재의 진동 중 스프링 상 공진 주파수보다도 큰 주파수 대역으로서 미리 정해진 특정 주파수 대역의 진동의 크기에 따라서, 상기 댐퍼가 발생해야 할 선형 감쇠력의 진동 속도에 대한 계수인 선형 감쇠 계수를 결정하는 선형 감쇠 계수 결정 수단과,
   상기 가변 감쇠 계수 및 상기 선형 감쇠 계수에 기초하여, 상기 댐퍼가 발생해야 할 감쇠력인 요구 감쇠력을 계산하는 요구 감쇠력 계산 수단과,
   상기 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 상기 선형 감쇠 계수의 크기에 따라서, 상기 요구 감쇠력을 보정한 보정 요구 감쇠력을 계산하는 보정 요구 감쇠력 계산 수단과,
   상기 보정 요구 감쇠력에 기초하여, 상기 댐퍼의 감쇠력 특성을 제어하는 감쇠력 특정 제어 수단을 구비하고,
   상기 보정 요구 감쇠력 계산 수단은, 상기 보정 요구 감쇠력이 상기 댐퍼의 감쇠력 특성의 가변 범위 내의 감쇠력에 속하도록, 상기 보정 요구 감쇠력을 계산하는 것을 특징으로 하는, 감쇠력 제어 장치.
8. 삭제
9. 제7항에 있어서,
   상기 보정 요구 감쇠력 계산 수단은, 상기 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 상기 선형 감쇠 계수가, 미리 설정된 기준 선형 감쇠 계수보다도 작은 경우에, 상기 보정 요구 감쇠력을 계산하는 것을 특징으로 하는, 감쇠력 제어 장치.
10. 제9항에 있어서,
    상기 보정 요구 감쇠력 계산 수단은, 상기 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 상기 선형 감쇠 계수가 상기 기준 선형 감쇠 계수보다도 작은 경우에, 상기 기준 선형 감쇠 계수에 진동 속도를 곱하여 계산된 기준 선형 감쇠력과 그 진동 속도에 있어서 상기 댐퍼가 발생할 수 있는 최소의 감쇠력인 최소 감쇠력의 차인 기준 감쇠력차와, 상기 선형 감쇠 계수 결정 수단에 의해 결정된 상기 선형 감쇠 계수에 진동 속도를 곱하여 계산된 선형 감쇠력과 상기 최소 감쇠력의 차인 비교 감쇠력차의 비인 차분 감쇠비에 기초하여, 상기 보정 요구 감쇠력을 계산하는 것을 특징으로 하는, 감쇠력 제어 장치.
11. 제10항에 있어서,
    상기 요구 감쇠력 보정 수단은, 상기 기준 선형 감쇠 계수를 사용하여 계산되는 요구 감쇠력인 기준 요구 감쇠력을 F_req0, 상기 차분 감쇠비를 G, 상기 기준 선형 감쇠력을 F_s0, 상기 선형 감쇠력을 F_s로 한 경우, 상기 보정 요구 감쇠력 F_req*를 하기 식에 의해 계산하는 것을 특징으로 하는, 감쇠력 제어 장치.
    F_req*=F_s-G(F_s0-F_req0)
12. 삭제
13. 제7항 및 제9항 내지 제11항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 선형 감쇠 계수 결정 수단은, 상기 선형 감쇠 계수를, 상기 특정 주파수 대역의 진동의 가속도가 클수록 작아지도록 결정하는 것을 특징으로 하는, 감쇠력 제어 장치.
14. 제7항 및 제9항 내지 제11항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 특정 주파수 대역은, 스프링 상 공진 주파수보다도 크고 또한 스프링 하 공진 주파수보다도 작은 중주파수 대역인 것을 특징으로 하는, 감쇠력 제어 장치.

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