WO2010095278A1 - 減衰力制御装置 - Google Patents
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Definitions
- the present invention relates to a damping force control device for controlling the damping force of a vehicle suspension device.
- a vehicle suspension apparatus includes a damper and a spring interposed between a sprung member such as a vehicle body and an unsprung member such as a lower arm connected to a wheel.
- This suspension device constitutes a vibration system. Further, the suspension device has a function of suppressing the vibration of the sprung member by the damping force generated by the damper.
- a damping force control device that variably controls a damping force generated by a damper is known so that the sprung member can be damped in response to various vibrations. This type of damping force control device attenuates and controls the vibration of the sprung member using a predetermined control theory such as skyhook control or nonlinear H ⁇ control.
- the variable damping coefficient corresponds to the vibration velocity of the variable damping force that represents a fluctuation component (nonlinear component) obtained by removing a linear component (linear damping force) that linearly changes with respect to the vibration velocity from the damping force that should be generated by the damper. It is a coefficient.
- this damping force control device generates a damper based on the required damping coefficient obtained by adding the variable damping coefficient calculated as described above and the linear damping coefficient that is a coefficient for the vibration speed of the linear damping force.
- the required damping force that is the control target damping force to be calculated is calculated.
- the damping force characteristic of the damper is controlled based on the calculated required damping force.
- FIG. 27 is a damping force characteristic graph showing the transition of the required damping force calculated by applying the nonlinear H ⁇ control theory.
- the horizontal axis of this damping force characteristic graph is the vibration speed (this speed is the relative speed in the vertical direction between the sprung member and the unsprung member (sprung-unsprung relative speed)) V, and the vertical axis is A damping force F.
- required damping force F req multiplies a variable damping force F v, which is calculated by multiplying the vibration speed V 1 to the variable damping coefficient C v, the vibration speed V 1 to the linear damping coefficient C s is calculated It is calculated by adding the linear damping force F s to be.
- Required damping force F req varies according to changes in the variable damping force F v. Therefore, the transition of the required damping force F req is expressed by a smooth Lissajous curve as shown in the figure by the variation of the variable damping force F v .
- the linear damping coefficient C s affects the average slope of the Lissajous curve. Further, the swelling of the Lissajous curve depends on the nonlinear weight ⁇ applied to the evaluation output of the control system (generalized plant) to which the nonlinear H ⁇ control is applied.
- the linear attenuation coefficient C s and the nonlinear weight ⁇ affects the shape of the Lissajous curve.
- the linear damping coefficient C s and the non-linear weight ⁇ are the characteristics in which the Lissajous curve represents the variable range of the damping force characteristic of the damper, that is, the maximum damping force generated by the damper (the damping force characteristic line represented by D max ) and the minimum Is set in advance by the designer so as to fall within the range (range indicated by R in the figure) representing the characteristic of damping force (damping force characteristic line represented by Dmin ).
- the vibration of the sprung member particularly the vibration near the sprung resonance frequency (about 1 Hz) is attenuated more rapidly as the damping force is larger. Therefore, in order to further improve the sprung mass damping performance, it is desirable to increase the linear damping coefficient C s as much as possible.
- a vibration having a frequency higher than the sprung resonance frequency particularly a frequency in a region between the sprung resonance frequency and the unsprung resonance frequency (about 11 Hz), so-called medium frequency vibration. Is input to the suspension device, the riding comfort is worsened because the damping force is large. In particular, when the vibration speed is high, the ride comfort is significantly deteriorated.
- the present invention has been made in order to cope with the above-described problems.
- the object of the present invention is to quickly attenuate the vibration of the sprung member, and to reduce the ride comfort when medium / high frequency vibration is input.
- An object of the present invention is to provide a damping force control device that can be suppressed.
- a feature of the present invention is a damping force control device that controls a damping force against vibration of a suspension device including a damper and a spring interposed between a sprung member and an unsprung member, and is designed based on the motion of the suspension device.
- a variable damping coefficient calculating means for calculating a variable damping coefficient that is a coefficient with respect to a vibration speed of a variable damping force to be generated by the damper by applying a nonlinear H ⁇ control theory to the control system, and a vibration of the sprung member Linear damping that determines a linear damping coefficient that is a coefficient for the vibration speed of the linear damping force that should be generated by the damper according to the magnitude of vibration in a specific frequency band that is predetermined as a frequency band greater than the sprung resonance frequency. Based on the coefficient determination means and the variable damping coefficient and linear damping coefficient, it is necessary to calculate the required damping force that is the damping force that should be generated by the damper.
- the present invention provides a damping force control device including a damping force calculation unit and a damping force characteristic control unit that controls a damping force characteristic of a damper based on the requested damping force.
- the linear damping coefficient determining means may determine the linear damping coefficient so that the linear damping coefficient becomes smaller as the acceleration of vibration in the specific frequency band becomes larger.
- the variable damping coefficient is calculated so as to suppress the vibration of the sprung member by applying the nonlinear H ⁇ control theory to the control system designed based on the motion of the suspension device.
- a linear damping coefficient is determined such that a value representing a vibration in a specific frequency band that is predetermined as a frequency band higher than the sprung resonance frequency, for example, a value that decreases as the vibration acceleration increases. Therefore, when the vibration in the specific frequency band input to the suspension device is small, or when no vibration in the specific frequency band is input, the linear damping coefficient is set to a large value. As a result, the required damping force calculated based on the variable damping coefficient and the linear damping coefficient also increases, so that the vibration of the sprung member is quickly damped. Further, when the vibration in the input specific frequency band is large, the linear damping coefficient is set to a small value. This reduces the required damping force.
- the vibration in the specific frequency band is a frequency band larger than the sprung resonance frequency
- the vibration in the specific frequency band is a medium / high frequency vibration. That is, when the medium / high frequency vibration is large, the required damping force is small. Accordingly, it is possible to suppress the deterioration of the ride comfort when the medium / high frequency vibration is input, particularly the deterioration of the ride comfort when the vibration speed is high.
- the damping force control apparatus of the present invention changes the magnitude of the linear damping coefficient in accordance with the magnitude of the value representing the vibration in the specific frequency band that is input. When the vibration in the middle / high frequency band is input, it is possible to suppress the deterioration of the ride comfort.
- the specific frequency band may be an intermediate frequency band that is larger than the sprung resonance frequency and smaller than the unsprung resonance frequency. More preferably, the specific frequency band is a frequency band of about 3 Hz to 10 Hz. By setting the specific frequency band to such a frequency band, it is possible to effectively suppress the deterioration of riding comfort when the vibration is input in the middle frequency band.
- the variable damping coefficient calculating means calculates the variable damping coefficient by applying the nonlinear H ⁇ control theory according to the magnitude of the linear damping coefficient determined by the linear damping coefficient determining means.
- the damping force control device further includes nonlinear weight determining means for determining the magnitude of the nonlinear weight set at the time.
- the non-linear weight determining means performs non-linear weighting so that the required damping force belongs to the damping force within the variable range of the damping force characteristic of the damper, that is, the Lissajous curve representing the transition of the required damping force is within the variable range. It is preferable to determine the magnitude of the weight.
- the nonlinear weight determining means may determine the nonlinear weight so that the nonlinear weight becomes smaller as the linear attenuation coefficient determined by the linear attenuation coefficient determining means becomes smaller.
- the shape of the Lissajous curve representing the transition of the required damping force also changes with the change.
- the Lissajous curve protrudes from the variable range of the damping force characteristic of the damper by changing the linear damping coefficient.
- the magnitude of the nonlinear weight that affects the swelling of the Lissajous curve is determined according to the magnitude of the linear attenuation coefficient. Therefore, even if the value of the linear damping coefficient is changed, the Lissajous curve is kept within the variable range of the damping force characteristics of the damper by determining an appropriate nonlinear weight according to the changed linear damping coefficient. It is done. In particular, when the linear damping coefficient is small, the required damping force may be below the lower limit of the damping force characteristic of the damper.
- the non-linear weight is determined so as to decrease as the linear attenuation coefficient decreases, so that the bulge of the Lissajous curve decreases as the linear attenuation coefficient decreases. Therefore, the Lissajous curve is surely contained within the variable range of the damping force characteristic of the damper.
- the nonlinear weight is a weight set so as to affect the evaluation output of a control system (generalized plant) to which the nonlinear H ⁇ control theory is applied. By setting the nonlinear weight, it can be reduced L 2 gain of the control system in a position where the state quantity is away from the origin.
- the damping force control device calculates a corrected requested damping force in which the requested damping force is corrected according to the magnitude of the linear damping coefficient determined by the linear damping coefficient determination means.
- the damping force characteristic control means further includes a damping force characteristic control unit that controls the damping force characteristic of the damper based on the corrected demand damping force instead of the demand damping force.
- the corrected requested damping force calculation means is arranged so that the corrected requested damping force belongs to the damping force within the variable range of the damping force characteristic of the damper, that is, the Lissajous curve representing the transition of the corrected requested damping force is the damping force characteristic of the damper.
- the correction required damping force calculation means calculates the correction required damping force when the linear damping coefficient determined by the linear damping coefficient determination means is smaller than a preset reference linear damping coefficient.
- the reference linear damping coefficient is a value such that the required damping force belongs to the variable range of the damping force characteristic of the damper when the required damping force is calculated using the reference linear damping coefficient, that is, the required damping force.
- the Lissajous curve representing the force transition is set in advance as a value that falls within the variable range of the damping force characteristic of the damper.
- the reference linear damping coefficient is the linear damping coefficient determined by the linear damping coefficient determining means when the acceleration of vibration in the specific frequency band is not input, that is, the linear damping coefficient determined by the linear damping coefficient determining means. Of these, it is preferable to be equal to the largest linear attenuation coefficient.
- the correction required damping force calculating means calculates the reference linear damping force calculated by multiplying the reference linear damping coefficient by the vibration speed when the linear damping coefficient determined by the linear damping coefficient determining means is smaller than the reference linear damping coefficient.
- the corrected required damping force is calculated based on a differential damping ratio that is a ratio of a comparative damping force difference that is a difference between the linear damping force and the minimum damping force.
- the required damping force correcting means has a required reference damping force calculated using the reference linear damping coefficient, F req0 , a differential damping ratio G, a reference linear damping force F s0 , and a linear damping force.
- the corrected requested damping force F req * may be adapted to calculate from the following formula.
- F req * F s ⁇ G (F s0 ⁇ F req0 )
- the Lissajous curve representing the transition of the corrected required damping force F req * is within the variable range of the damping force characteristics of the damper.
- the corrected required damping force F req * is determined so that the ratio of the difference between F req * and the minimum damping force is the same.
- the trend of the correction required damping force F req * within the variable range of the damping force characteristic of the damper coincides with the trend of the reference required damping force F req0 .
- the required damping force F req to be corrected does not appear in the above equation.
- the reference requested damping force F req0 can be expressed using the required damping force F req, by using both the equation, it is possible to include required damping force F req above equation.
- the above formula represents that the corrected requested damping force F req * is the damping force obtained by correcting the requested damping force F req.
- the calculation of the corrected requested damping force by the corrected requested damping force calculating means may be performed when the requested damping force may deviate from the variable range of the damping force characteristic of the damper.
- the corrected requested damping force calculation means may calculate the corrected requested damping force when the variable damping coefficient is a negative value. When the variable damping coefficient is negative, the required damping force is smaller than the linear damping force. At this time, when the linear damping coefficient is set to a small value, there is a possibility that the required damping force falls below the lower limit of the damping force characteristic of the damper.
- variable damping coefficient calculation means is nonlinear H ⁇ in a control system designed based on the motion of four suspension devices attached to the front left and right and rear left and right of the sprung member.
- a variable damping coefficient that is a coefficient with respect to the vibration speed of the force is calculated, and the linear damping coefficient determination means calculates a linear damping coefficient that is a coefficient with respect to the vibration speed of the linear damping force to be generated by each damper of the four suspension devices.
- the determination is made such that the larger the vibration in the specific frequency band is, the smaller the vibration is.
- the damping force for the vibration caused by the three motions is ensured by the variable damping force, and the riding comfort for the vibration input in the specific frequency band is secured by the increase and decrease of the linear damping force. For this reason, it is possible to attenuate low-frequency vibrations caused by the above three movements, and it is possible to suppress deterioration in riding comfort even when vibrations are input in a specific frequency band (medium / high frequency band).
- the linear damping coefficient changes so as not to affect the roll motion and pitch motion of the sprung member, the ride comfort can be further improved.
- FIG. 1 is an overall schematic diagram of a vehicle suspension control apparatus according to a first embodiment of the present invention.
- FIG. 2 is a flowchart showing a flow of linear attenuation coefficient determination processing executed by the linear attenuation coefficient determination unit according to the first embodiment.
- FIG. 3 is a flowchart showing a flow of nonlinear weight determination processing executed by the nonlinear weight determination unit according to the first embodiment.
- FIG. 4 is a flowchart showing the flow of variable attenuation coefficient calculation processing executed by the variable attenuation coefficient calculation unit according to the first embodiment.
- FIG. 5 is a flowchart showing a flow of required damping force calculation processing executed by the required damping force calculation unit according to the first embodiment.
- FIG. 6 is a flowchart showing the flow of the required step number determination process executed by the required step number determination unit according to the first embodiment.
- FIG. 7 is a diagram showing a single-wheel model of the suspension device.
- FIG. 8 is a block diagram of a closed loop system that feeds back a state quantity of a generalized plant.
- FIG. 9 is a damping force characteristic graph showing a Lissajous curve representing the transition of the required damping force and a variable range of the damping force characteristic of the damper.
- FIG. 10 is a damping force characteristic graph showing a Lissajous curve representing a transition of the required damping force and a variable range of the damping force characteristic of the damper when the linear damping coefficient is reduced.
- FIG. 11 is a damping force characteristic graph showing a Lissajous curve representing a transition of the required damping force and a variable range of the damping force characteristic of the damper when the nonlinear weight is reduced.
- FIG. 12 is a diagram for explaining the relationship between the magnitude of the nonlinear weight and the bulge of the Lissajous curve representing the transition of the required damping force.
- FIG. 13 is an overall schematic diagram of the suspension control apparatus according to the second embodiment of the present invention.
- FIG. 14 is a flowchart showing the flow of variable attenuation coefficient calculation processing executed by the variable attenuation coefficient calculation unit according to the second embodiment.
- FIG. 15 is a flowchart showing a flow of required damping force calculation processing executed by the required damping force calculation unit according to the second embodiment.
- FIG. 16 is a flowchart showing the flow of the correction request damping force calculation process executed by the correction request damping force calculation unit according to the second embodiment.
- FIG. 17 is a damping force characteristic graph showing a Lissajous curve representing a transition of the required damping force and a variable range of the damping force characteristic of the damper.
- FIG. 18 is a schematic diagram showing the relationship between the damping forces used for calculating the correction required damping force.
- FIG. 19 is a diagram illustrating a vehicle model according to the third embodiment of the present invention in which four suspension devices are attached to the front left and right and rear left and right of the sprung member.
- FIG. 20 is a schematic diagram illustrating the overall configuration of the suspension control device 3 according to the third embodiment.
- FIG. 21 is a flowchart showing the flow of the intermediate frequency input level determination process executed by the intermediate frequency input level determination unit according to the third embodiment.
- FIG. 22 is a flowchart showing the flow of linear attenuation coefficient determination processing executed by the linear attenuation coefficient determination unit according to the third embodiment.
- FIG. 23 is a flowchart showing the flow of variable attenuation coefficient calculation processing executed by the variable attenuation coefficient calculation unit according to the third embodiment.
- FIG. 24 is a flowchart showing the flow of required damping force calculation processing executed by the required damping force calculation unit according to the third embodiment.
- FIG. 25 is a flowchart showing the flow of the required step number determination process executed by the required step number determination unit according to the third embodiment.
- FIG. 26 is a graph showing another example of determining the linear damping coefficient according to the medium frequency sprung acceleration.
- FIG. 27 is a damping force characteristic graph showing the transition of the required damping force obtained by applying the non-linear H ⁇ control theory.
- FIG. 1 is an overall schematic diagram of a vehicle suspension control apparatus according to a first embodiment of the present invention.
- the suspension control device 1 includes a suspension device SP and an electric control device EL.
- Four suspension devices SP are attached to the front left and right and rear left and right of the vehicle, and each includes a spring 10 and a damper 20.
- the spring 10 and the damper 20 are interposed between the sprung member HA and the unsprung member LA of the vehicle, one end (lower end) is connected to the unsprung member LA, and the other end (upper end) is connected to the sprung member HA. It is connected.
- the spring 10 is a coil spring in this embodiment.
- This spring is a vibrating body having a predetermined spring constant.
- the damper 20 is disposed in parallel with the spring 10.
- the damper 20 attenuates the relative vibration between the unsprung member LA and the sprung member HA.
- a knuckle connected to the tire 60, a lower arm having one end connected to the knuckle, or the like corresponds to the unsprung member LA.
- the sprung member HA is a member supported by the spring 10 and the damper 20, and the vehicle body is also included in the sprung member HA.
- the damper 20 includes a cylinder 21, a piston 22, and a piston rod 23.
- the cylinder 21 is a hollow member in which a viscous fluid such as oil is sealed.
- the lower end of the cylinder 21 is connected to a lower arm that is an unsprung member LA.
- the piston 22 is disposed in the cylinder 21.
- the piston 22 can move in the axial direction within the cylinder 21.
- One end of the piston rod 23 is connected to the piston 22.
- the piston rod 23 extends from the connection end to the upper side in the axial direction of the cylinder 21 and protrudes from the upper end of the cylinder 21 to the outside. Then, the other end is connected to a vehicle body that is a sprung member HA.
- an upper chamber R1 and a lower chamber R2 are defined in the cylinder 21 by a piston 22 disposed in the cylinder 21.
- a communication passage 24 is formed in the piston 22.
- the communication path 24 communicates the upper chamber R1 and the lower chamber R2.
- the piston 22 connected to the sprung member HA via the piston rod 23 is in the cylinder 21 connected to the unsprung member LA. Relative displacement in the axial direction. A viscous fluid flows through the communication passage 24 with this relative displacement. The vibration is attenuated by the resistance generated during the circulation. That is, the resistance is a damping force against vibration. The magnitude of the damping force is the vibration speed of the unsprung member HA with respect to the unsprung member LA (this speed is a sprung-unsprung relative speed x described later). pw '-X pb ').
- the proportional coefficient is the attenuation coefficient.
- the variable throttle mechanism 30 is attached to the suspension device SP.
- the variable throttle mechanism 30 includes a valve 31 and an actuator 32.
- the valve 31 is provided in a communication passage 24 formed in the piston 22.
- the valve 31 can be constituted by a rotary valve incorporated in the communication path 24, for example.
- the actuator 32 is connected to the valve 31.
- the valve 31 operates in conjunction with the operation of the actuator 32.
- the actuator 32 can be configured by a motor for rotating the rotary valve.
- the opening degree OP is changed by the operation of the valve 31, the magnitude of the resistance when the viscous fluid flows in the communication path 24 is also changed. As described above, this resistance force is a damping force against vibration. Therefore, if the opening degree OP is changed, the damping force characteristic of the damper 20 is also changed.
- the damping force characteristic is a change characteristic of the damping force with respect to the vibration speed (sprung-unsprung relative speed).
- the opening degree OP is set stepwise. For this reason, the damping force characteristic of the damper 20 also changes stepwise as the opening degree OP is changed.
- the damping force characteristic is represented by the set number of stages of the set opening degree OP. That is, the damping force characteristic is displayed as the number of steps such as 1 step, 2 steps,... According to the set number of steps of the opening degree OP. Therefore, the damping force characteristic of the damper 20 is variably controlled step by step by controlling the number of steps.
- the number of stages representing the damping force characteristic can be set so that the damping force with respect to the vibration speed (sprung-unsprung relative speed) increases as the number representing the number of stages increases.
- the number of steps representing the damping force characteristic is changed by the operation of the variable throttle mechanism 30 as described above. Next, the electric control device EL will be described.
- the electric control device EL includes an unsprung acceleration sensor 41, an unsprung acceleration sensor 42, a stroke sensor 43, a tire displacement sensor 44, and a microcomputer 50.
- the sprung acceleration sensor 41 is assembled to the vehicle body, and the sprung acceleration x, which is the vertical acceleration of the sprung member HA with respect to the absolute space.
- the unsprung acceleration sensor 42 is fixed to the unsprung member LA, and the unsprung acceleration x is the acceleration in the vertical direction of the unsprung member LA with respect to the absolute space.
- the sprung acceleration and the unsprung acceleration both detect an upward acceleration as a positive acceleration and a downward acceleration as a negative acceleration.
- the stroke sensor 43 is disposed between the sprung member HA and the unsprung member LA, and the amount of displacement in the vertical direction from the reference position of the unsprung member LA (the upward displacement from the reference position is positive or downward)
- a sprung displacement amount x that is a vertical displacement amount from the reference position of the sprung member HA (an upward displacement from the reference position is positive and a downward displacement is negative).
- pb Is the difference between the unsprung and unsprung relative displacement x pw -X pb Is detected.
- the tire displacement sensor 44 is attached to the unsprung member LA and is a displacement of the road surface which is a displacement amount in the vertical direction from the reference position of the road surface (an upward displacement from the reference position is positive and a downward displacement is negative).
- Quantity x pr And unsprung displacement x pw Unsprung relative displacement x which is the difference between pr -X pw Is detected.
- Unsprung relative displacement x pr -X pw Can be detected based on the output of a strain sensor that detects the degree of deformation of the tire 60, a pressure sensor that detects the air pressure of the tire 60, and the like.
- the microcomputer 50 is electrically connected to the sprung acceleration sensor 41, the unsprung acceleration sensor 42, the stroke sensor 43, and the tire displacement sensor 44.
- the microcomputer 50 inputs values detected by the sensors, and based on the input values, a required step number D representing the control target step number of the damping force characteristic. req To decide. And the determined required step number D req A command signal corresponding to is output to the actuator 32. The actuator 32 operates based on the command signal. As a result, the valve 31 operates. As described above, the microcomputer 50 controls the operation of the variable throttle mechanism 30 to variably control the damping force characteristic of the damper 20 step by step. By the variable control of the damping force characteristic of the damper 20, the damping force against the vibration of the suspension device SP, that is, the vibration of the sprung member HA with respect to the unsprung member LA is controlled.
- the microcomputer 50 corresponds to the damping force control device of the present invention. Moreover, as can be seen from FIG. P. An F processing unit 51, a linear damping coefficient determination unit 52, a nonlinear weight determination unit 53, a variable damping coefficient calculation unit 54, a required damping force calculation unit 55, and a required step number determination unit 56 are provided. B. P. The F processing unit 51 receives the sprung acceleration x from the sprung acceleration sensor 41. pb "And the input sprung acceleration x pb Is subjected to a band pass filter process. By this band pass filter process, acceleration in the frequency band of 3 to 10 Hz is obtained. The above frequency band is larger than the sprung resonance frequency (about 1 Hz) and the unsprung resonance frequency.
- the sprung acceleration x continuously input to the B ⁇ P ⁇ F processing unit 51 is a medium frequency band smaller than (approximately 11 Hz).
- pb "Is shown in the graph A in the figure the medium-frequency sprung acceleration x that has passed through the BPF processing unit 51 pbM
- the waveform "" is represented only by the acceleration component from which the low frequency component has been removed, as shown in graph B of the figure.
- the linear damping coefficient determination unit 52 is a medium frequency sprung acceleration x pbM ”And the input medium frequency sprung acceleration x pbM Linear damping coefficient C depending on s To decide.
- This linear damping coefficient C s A linear damping force is expressed by a value obtained by multiplying the vibration speed by.
- the nonlinear weight determination unit 53 receives the linear attenuation coefficient C from the linear attenuation coefficient determination unit 52. s And input linear attenuation coefficient C s The nonlinear weight ⁇ is determined according to Then, the determined nonlinear weight ⁇ is output.
- variable damping coefficient calculation unit 54 receives sensor values from the various sensors 41, 42, 43, and 44 and the nonlinear weight ⁇ from the nonlinear weight determination unit 53, and based on these input values, based on the motion of the suspension device SP.
- Control system designed with non-linear H ⁇ Applying control theory, variable damping coefficient C v Calculate And the calculated variable damping coefficient C v Output.
- This variable damping coefficient C v The variable damping force is expressed by a value obtained by multiplying the vibration speed by.
- Requirement damping force calculation unit 55 is linear damping coefficient C s And variable damping coefficient C v And a required damping force F which is a control target damping force to be generated by the damper 20 based on these inputted damping coefficients. req Calculate And the calculated required damping force F req Is output.
- the required step number determining unit 56 is a required damping force F req , And the input required damping force F req
- the required step number D that is the control target step number of the damping force characteristic of the damper 20 based on req To decide. And the determined required step number D req Is output to the actuator 32.
- FIG. 2 is a flowchart showing a flow of processing executed by the linear attenuation coefficient determination unit 52 of the microcomputer 50.
- the linear attenuation coefficient determination unit 52 starts the linear attenuation coefficient determination process shown in FIG. 2 at step (hereinafter, step number is abbreviated as S) 110.
- step number is abbreviated as S
- step number is abbreviated as S
- step number is abbreviated as S
- step number is abbreviated as S
- S111 B.I. P. Medium frequency sprung acceleration x from F processing unit 51 pbM
- the linear damping coefficient determination unit 52 proceeds to S112, and the medium frequency sprung acceleration x continuously input within a predetermined minute time.
- pbM By measuring the amplitude value of "", the medium frequency sprung acceleration x input within the predetermined minute time period.
- pbM 2 is obtained.
- a graph C shown in S112 of FIG. 2 indicates a medium frequency sprung acceleration x continuously input within a minute time.
- the maximum amplitude value ⁇ of the acceleration waveform is acquired.
- the medium-frequency sprung acceleration x is determined by the maximum amplitude value ⁇ . pbM "Is represented.
- the linear attenuation coefficient determination unit 52 proceeds to S113, and the linear attenuation coefficient C according to the maximum amplitude value ⁇ . s To decide.
- the linear damping coefficient determination unit 52 refers to the linear damping coefficient table and refers to the linear damping coefficient C. s To decide.
- the linear attenuation coefficient table is stored in the memory of the microcomputer 50.
- the linear attenuation coefficient table includes a plurality of maximum amplitude values ⁇ and a plurality of linear attenuation coefficients C.
- Table D shown in the box of S113 in FIG. 2 is an example of a linear attenuation coefficient table.
- the value of the maximum linear damping coefficient is set to such a large value that the vibration of the sprung member HA is quickly attenuated.
- the linear attenuation coefficient corresponding to the maximum value of the maximum amplitude value ⁇ is the smallest linear attenuation coefficient among the linear attenuation coefficients in the linear attenuation coefficient table.
- the value of the minimum linear damping coefficient is set to a value that is small enough to sufficiently suppress the deterioration of riding comfort due to medium-frequency sprung acceleration vibration. Further, all the linear damping coefficients set in the linear damping coefficient table are set so that the linear damping force represented by the linear damping coefficient is included in the damping force within the variable range of the damping force characteristic of the damper 20.
- the linear attenuation coefficient determination unit 52 selects the linear attenuation coefficient C corresponding to the maximum amplitude value ⁇ acquired in S112 from the linear attenuation coefficient table. s Search for. Next, the linear attenuation coefficient determination unit 52 proceeds to S114, and the linear attenuation coefficient C corresponding to the maximum amplitude value ⁇ extracted by the above search is obtained. s Is output. Thereafter, the process proceeds to S115, and this process ends.
- This linear attenuation coefficient determination unit 52 corresponds to the linear attenuation coefficient determination means of the present invention.
- FIG. 3 is a flowchart showing a flow of processing executed by the nonlinear weight determination unit 53 of the microcomputer 50.
- the nonlinear weight determination unit 53 starts the nonlinear weight determination process shown in FIG. 3 at S120.
- step S121 the linear damping coefficient determination unit 52 receives the linear damping coefficient C. s Enter.
- step S122 the linear damping coefficient C s
- the nonlinear weight ⁇ is determined according to The non-linear weight ⁇ is determined by the variable damping coefficient calculation unit 54 using the non-linear H ⁇ Variable damping coefficient C by applying control theory v Is a weight set when calculating.
- the nonlinear weight determination unit 53 specifically determines the nonlinear weight ⁇ with reference to the nonlinear weight table.
- the nonlinear weight table is stored in the memory of the microcomputer 50.
- the nonlinear weight table includes a plurality of linear damping coefficients C s Are associated with a plurality of nonlinear weights ⁇ .
- Table E shown in the box of S122 in FIG. 3 is an example of a nonlinear weight table.
- the linear damping coefficient C s Is smaller, its linear damping coefficient C s Both are associated with each other so that the nonlinear weight ⁇ corresponding to is reduced stepwise or continuously.
- the magnitude of the non-linear weight is a variable range of the damping force characteristic of the damper 20 when the Lissajous curve representing the transition of the calculated requested damping force is used together with the linear damping coefficient having a corresponding relationship.
- the non-linear weight determining unit 53 selects the linear attenuation coefficient C input in S121 from the non-linear weight table. s The nonlinear weight ⁇ corresponding to is searched. Next, the non-linear weight determination unit 53 proceeds to S123 and outputs the non-linear weight ⁇ extracted by the above search. Thereafter, the process proceeds to S124, and this process ends.
- the nonlinear weight determination unit 53 corresponds to the nonlinear weight determination means of the present invention.
- FIG. 4 is a flowchart showing a flow of processing executed by the variable attenuation coefficient calculation unit 54 of the microcomputer 50.
- the variable attenuation coefficient calculator 54 starts the variable attenuation coefficient calculation process shown in FIG. 4 at S130.
- the nonlinear weight ⁇ is input from the nonlinear weight determining unit 53.
- the sprung acceleration sensor 41 receives the sprung acceleration x. pb "From the unsprung acceleration sensor 42 to the unsprung acceleration x pw "From the stroke sensor 43, the unsprung-unsprung relative displacement x pw -X pb
- the unsprung relative displacement x from the tire displacement sensor 44 pr -X pw Are entered respectively.
- sprung acceleration x pb And unsprung acceleration x pw are respectively integrated over time, so that the sprung member HA has a displacement speed in the vertical direction (an upward speed is a positive speed and a downward speed is a negative speed).
- variable damping coefficient calculation unit 54 determines that the non-linear H in S134. ⁇ Variable damping coefficient C based on control theory v Calculate In this case, the variable damping coefficient calculation unit 54 uses the control input u of the control system (generalized plant) designed based on the motion of the suspension device SP as the variable damping coefficient C.
- variable damping coefficient C v Calculate That is, L of the system 2 Gain (L from disturbance w to evaluation output z 2 The control input u, that is, the variable damping coefficient C so that the gain) is less than the positive constant ⁇ .
- v Calculate Variable damping coefficient C in S134 v After calculating the variable damping coefficient C in S135 v Is output. Thereafter, the process proceeds to S136 and this process is terminated.
- the variable attenuation coefficient calculation unit 54 corresponds to the variable attenuation coefficient calculation means of the present invention.
- FIG. 7 is a view showing a single-wheel model of the suspension device SP shown in FIG. This model is a two-degree-of-freedom vibration system.
- M b Is the mass of sprung member HA
- M w Is the mass of the unsprung member LA
- K s Is the spring constant of spring 10
- C s Is the linear damping coefficient of the damper 20
- C v Is the variable damping coefficient of the damper 20
- K t Is the elastic modulus of the tire 60
- x pb Is the vertical displacement amount of the sprung member HA (sprung displacement amount)
- x pw Is the vertical displacement of the unsprung member LA (unsprung displacement)
- x pr Represents the amount of vertical displacement (road surface displacement) of the road surface.
- the equation of motion of the suspension device SP represented by this single-wheel model is represented by the following equation (eq.1).
- Equation (eq.2) the equation of state is derived as in equation (eq.2) below.
- state quantity x p Is the unsprung relative displacement x pr -X pw , Sprung-unsprung relative displacement x pw -X pb , Unsprung speed x pw 'And sprung speed x pb ′
- the disturbance w is the road speed x pr '.
- the control input u is a variable damping coefficient C v It is.
- the output equation is described as the following equation (eq.3).
- FIG. 8 is a block diagram of a closed loop system (control system) of a generalized plant designed based on the above equation (eq.4).
- the evaluation output z p Includes a frequency weight W that is a weight that varies depending on the frequency. s Is working.
- Frequency weight W s The state space representation of is the state quantity x w , Output z w And each constant matrix A w , B w , C w , D w
- the frequency weight W that varies depending on the frequency is also applied to the control input u. u Is working.
- Frequency weight W u The state space representation of is the state quantity x u , Output z u And each constant matrix A u , B u , C u , D u Is represented by the following formula (eq.7).
- x u ' Dx u / Dt Evaluation output z p
- Frequency weight W s The non-linear weight ⁇ is acting on the output of The nonlinear weight ⁇ is the evaluation output z p Is introduced to improve the control performance when the state quantity is far from the origin. By introducing this non-linear weight ⁇ , L of the closed-loop system shown in FIG. 2 Gain can be actively reduced.
- the frequency weight W is added to the control input u.
- Equation (eq.8) The state space representation of the generalized plant shown in FIG. 8 is described as the following equation (eq.8).
- the generalized plant represented by Equation (eq.8) is a bilinear system. Therefore, if there exists a positive definite symmetric matrix P satisfying the Riccati inequality shown in the following equation (eq.9) for a given positive constant ⁇ , the closed loop system of the generalized plant becomes internally stable, and the disturbance L from w to evaluation output z 2 Gain (L of closed loop system 2
- m (x) is an arbitrary positive definite function.
- the variable damping coefficient C is calculated by the calculated control input u. v Is obtained.
- FIG. 5 is a flowchart showing a flow of processing executed by the required damping force calculation unit 55.
- the required damping force calculation unit 55 starts the required damping force calculation process shown in FIG. 5 in S140.
- the linear damping coefficient determination unit 52 performs linear damping coefficient C. s Enter.
- the variable damping coefficient calculation unit 54 sends the variable damping coefficient C v Enter.
- the required attenuation coefficient C req Calculate Required damping coefficient C req Is the variable damping coefficient C v Linear damping coefficient C s Is obtained by adding.
- FIG. 6 is a flowchart showing a flow of processing executed by the requested step number determination unit 56.
- the requested step number determination unit 56 starts the requested step number determination process shown in FIG.
- the required step number determination unit 56 refers to the damping force characteristic table.
- the damping force characteristic table is stored in the memory of the microcomputer 50. In this damping force characteristic table, a plurality of sprung-unsprung relative speeds and a plurality of damping forces generated by the damper 20 corresponding to the sprung-unsprung relative speeds represent the damping force characteristics of the damper 20. Corresponding to each stage number.
- the required step number determination unit 56 determines the sprung-unsprung relative speed x.
- the actuator 32 that has received the command signal operates based on the command signal. As the actuator 32 is operated, the valve 31 is operated.
- the variable aperture mechanism 30 is controlled so that By controlling the variable throttle mechanism 30 as described above, the damping force characteristic of the damper 20 is controlled stepwise.
- the required step number determination unit 56 corresponds to damping force characteristic control means of the present invention.
- the microcomputer 50 controls the damping force generated by the damper 20 with respect to the vibration of the suspension device SP in accordance with the processing described above. In the present embodiment, this damping force control is performed independently for each suspension device.
- FIG. 9 shows a medium frequency sprung acceleration x input to the linear damping coefficient determination unit 52.
- req 6 is a damping force characteristic graph showing an example of a Lissajous curve representing the transition of the damping force and a variable range of the damping force characteristic of the damper 20.
- the horizontal axis of this damping force characteristic graph is the sprung-unsprung relative velocity V, and the vertical axis is the damping force F.
- the variable range of the damping force characteristic of the damper 20 is the number of steps D set when the generated damping force is the smallest. min And the number D of stages set when the generated damping force is the largest.
- the required damping force F req It is represented by a region R sandwiched between the damping force characteristic line represented by As can be seen from the figure, the required damping force F req
- the transition of is represented by a smooth Lissajous curve.
- This Lissajous curve has a linear damping coefficient C s (The amount of swelling up and down may not be equal).
- the linear damping coefficient C s Is the required damping force F req This influences the trend of the transition of, for example, the average slope of the Lissajous curve.
- medium frequency sprung acceleration x pbM When the maximum amplitude value ⁇ of "" is zero, the linear damping coefficient C is within the range where the Lissajous curve falls within the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20. s Is set to the largest value. For this reason, the required damping force also becomes a large value, and the damping force generated by the damper 20 increases. As a result, a strong damping force acts on the sprung member HA, and the vibration of the sprung member HA is quickly damped.
- medium frequency sprung acceleration x pbM The linear attenuation coefficient C, whether the maximum amplitude value ⁇ of "" is large or small s Is fixed at a value as large as possible so that the vibration of the sprung member HA is quickly damped, so that the medium frequency sprung acceleration x pbM
- the maximum amplitude value ⁇ of “” increases, the riding comfort of the vehicle deteriorates particularly in a region where the sprung-unsprung relative speed V is large (for example, region A in the figure).
- the medium-frequency sprung acceleration x pbM The larger the maximum amplitude value ⁇ of “ s Is set to a small value.
- s Required damping force F when the value is changed to a small value req 6 is a damping force characteristic graph showing a Lissajous curve representing the transition of the damping force and a variable range R of the damping force characteristic of the damper 20.
- Linear damping coefficient C in FIG. s The slope of the damping force characteristic line represented by the linear damping coefficient C in FIG. s It is smaller than the gradient of the damping force characteristic line represented by Further, the required damping force shown in FIG. 10 is smaller than the required damping force shown in FIG. 9 under the same conditions.
- the required damping force calculated when the maximum amplitude value ⁇ is large is smaller than the required damping force calculated when the maximum amplitude value ⁇ is small. That is, if the maximum amplitude value ⁇ increases, the required damping force F req Becomes smaller. If the required damping force decreases, the damping force generated by the damper 20 also decreases. Such a decrease in damping force suppresses deterioration in riding comfort when the medium frequency vibration is input, particularly deterioration in riding comfort when the vibration speed is high.
- linear damping coefficient C s 10 the Lissajous curve is lying sideways as shown in FIG.
- medium frequency sprung acceleration x pbM When the maximum amplitude value ⁇ of “is large, the linear damping coefficient C s Is set to a small value and the variable weighting coefficient C v
- the nonlinear weight ⁇ used in the calculation of is also adjusted. As shown in FIG. 8, the nonlinear weight ⁇ is an evaluation output z p Frequency weight W s It acts on the output that acted. Therefore, the evaluation output z p Has a weight ⁇ W s Act.
- the state feedback controller is designed so that the following inequality (eq.13) is established.
- the sensitivity function S is relatively decreased in order to establish the equation (eq.13), so that controllability for suppressing disturbance is improved.
- the fluctuation range of the state feedback controller becomes large (that is, the control range becomes wide and the swell of the Lissajous curve becomes large).
- the nonlinear weight ⁇ is decreased, the sensitivity function S may be increased within a range where the equation (eq.13) is satisfied. As the sensitivity function S increases, the control deviation increases and the controllability deteriorates.
- the fluctuation range of the state feedback controller is reduced (that is, the control range is narrowed and the swelling of the Lissajous curve is reduced). That is, as shown in FIG. 12, the sensitivity function becomes (1 / ⁇ W as the nonlinear weight ⁇ increases. s ) It becomes difficult to control to the following, and as a result, the required damping force F req The swell of the Lissajous curve increases. Conversely, as the nonlinear weight ⁇ decreases, the bulge of the Lissajous curve decreases.
- the linear damping coefficient C s Even when is reduced, the Lissajous curve is within the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20. For this reason, the required damping force does not change discontinuously at the lower limit of the variable range R. Therefore, the passenger does not feel uncomfortable because the required damping force changes discontinuously.
- the medium frequency sprung acceleration x pbM As the maximum amplitude value ⁇ of “is larger, the linear damping coefficient C s Is set to be small, the vibration of the sprung member HA is quickly attenuated, and deterioration in riding comfort is suppressed when the medium frequency sprung acceleration is input.
- the linear damping coefficient C s Is smaller, the nonlinear weight ⁇ is set smaller, so the required damping force F req
- the Lissajous curve representing the transition of the damping force is within the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20.
- the linear damping coefficient C s By changing the value of the nonlinear weight ⁇ according to the magnitude of the required damping force F req The damping force is controlled so that the Lissajous curve representing the transition of the value falls within the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20.
- FIG. 13 is an overall schematic diagram of a vehicle suspension control apparatus according to a second embodiment of the present invention.
- the suspension control device 2 includes a suspension device SP and an electric control device EL.
- the electric control device EL includes various sensors and a microcomputer 150.
- the components of the suspension control device 2 other than the microcomputer 150 are the same as the corresponding components of the suspension control device 1 shown in FIG. Therefore, the components other than the microcomputer 150 are denoted by the same reference numerals as the corresponding components shown in FIG. As shown in FIG. P.
- An F processing unit 151, a linear damping coefficient determination unit 152, a variable damping coefficient calculation unit 154, a requested damping force calculation unit 155, a corrected requested damping force calculation unit 157, and a requested step number determination unit 156 are provided.
- the functions of the F processing unit 151, the linear attenuation coefficient determination unit 152, and the variable attenuation coefficient calculation unit 154 are illustrated in FIG. P. Since the functions of the F processing unit 51, the linear attenuation coefficient determination unit 52, and the variable attenuation coefficient calculation unit 54 are the same, description thereof is omitted.
- the required damping force calculation unit 155 generates a linear damping coefficient C s And variable damping coefficient C v And the required damping force F based on these inputted damping coefficients. req Calculate And the calculated required damping force F req And required damping force F req The unsprung-unsprung relative velocity x used to calculate pw '-X pb 'Is output.
- the correction required damping force calculation unit 157 receives the linear damping coefficient C from the linear damping coefficient determination unit 152.
- the requested step number determination unit 156 receives the corrected requested damping force F from the corrected requested damping force calculation unit 157.
- the damping force control is started when the damping force control execution flag is set to ON.
- the linear damping coefficient determination unit 152 of the microcomputer 150 performs linear damping coefficient determination processing
- the variable damping coefficient calculation unit 154 performs variable damping coefficient calculation processing
- the requested damping force calculation unit 155 performs requested damping force calculation.
- the correction required damping force calculation unit 157 executes the correction required damping force calculation processing
- the required step number determination unit 156 executes the required step number determination processing.
- the linear attenuation coefficient determination process executed by the linear attenuation coefficient determination unit 152 is the same as the process shown in the flowchart of FIG. By this process, the medium frequency sprung acceleration x pbM
- the linear attenuation coefficient C decreases so that the maximum amplitude value ⁇ of “ s Is determined.
- FIG. 14 is a flowchart showing a flow of processing executed by the variable damping coefficient calculation unit 154.
- the variable attenuation coefficient calculation unit 154 starts the variable attenuation coefficient calculation process shown in FIG. 14 in S210.
- the sprung acceleration x pb "Unsprung acceleration x pw ", Sprung-unsprung relative displacement x pw -X pb And unsprung relative displacement x pr -X pw Are entered respectively.
- sprung speed x pb ', Unsprung speed x pw ', Sprung-unsprung relative speed x pw '-X pb 'And the unsprung relative speed x pr '-X pw 'Is calculated.
- the variable damping coefficient calculation unit 154 generates a non-linear H in S213.
- FIG. 15 is a flowchart showing a flow of processing executed by the required damping force calculation unit 155.
- the required damping force calculation unit 155 starts the required damping force calculation process shown in FIG. 15 in S220.
- step S221 the linear attenuation coefficient determination unit 152 performs linear attenuation coefficient C. s Enter.
- the variable damping coefficient calculation unit 154 sends a variable damping coefficient C v Enter.
- the variable damping coefficient C v Linear damping coefficient C s Required attenuation coefficient C req Calculate Thereafter, in S224, the required attenuation coefficient C req To sprung to unsprung relative speed x pw '-X pb
- the required damping force F by multiplying by ' req Calculate
- the required damping force F req And required damping force F req The unsprung-unsprung relative velocity x used to calculate pw '-X pb 'Is output.
- the required damping force calculation unit 155 corresponds to the required damping force calculation means of the present invention.
- FIG. 16 is a flowchart showing a flow of processing executed by the correction required damping force calculation unit 157.
- the correction request damping force calculation unit 157 starts the correction request damping force calculation process shown in FIG. 16 in S230.
- the required damping force calculation unit 155 outputs the required damping force F. req And sprung-unsprung relative speed x pw '-X pb Enter '.
- the variable damping coefficient calculation unit 154 sends a variable damping coefficient C v Enter.
- linear damping coefficient C s Is the reference linear damping coefficient C s0 It is judged whether it is less than.
- Reference linear damping coefficient C s0 Is a set value that is determined in advance so that the Lissajous curve representing the transition of the required damping force falls within the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20 when the required damping force is calculated using the same. Is stored in the microcomputer 150.
- This reference linear damping coefficient C s0 Is the largest linear damping coefficient among the linear damping coefficients stored in the linear damping coefficient table, that is, the medium frequency sprung acceleration x pbM "Is equal to the linear attenuation coefficient corresponding to the case where the maximum amplitude value ⁇ is 0. Therefore, the linear attenuation coefficient C determined with reference to the linear attenuation coefficient table s Is the reference linear damping coefficient C s0 Or a reference linear damping coefficient C s0 Smaller than.
- Linear damping coefficient C at S234 s Is the reference linear damping coefficient C s0 When it is determined that it is less than (S234: Yes), the process proceeds to S235.
- variable damping coefficient C v It is determined whether or not is negative.
- Variable damping coefficient C v Is determined to be negative (S235: Yes)
- the process proceeds to S236.
- the determination result of S234 and the determination result of S235 are both Yes, that is, the linear attenuation coefficient C s Is the reference linear damping coefficient C s0
- a variable damping coefficient C v Is negative the calculated required damping force F req Is small. Therefore, required damping force F req May fall below the lower limit of the variable range of the damping force characteristic of the damper 20. Therefore, in this case, the required damping force is corrected so that the required damping force does not deviate from the variable range.
- the corrected requested damping force calculation unit 157 proceeds to S236 when the determination results of S234 and S235 are Yes, and calculates the corrected requested damping force F according to the following equation (eq.14).
- req * Calculate In the above formula (eq.14), C min Is the number of stages D having the smallest number of stages representing the damping force characteristics of the damper 20 min Is the coefficient (minimum damping coefficient) of the damping force (minimum damping force) generated by the damper 20 with respect to the vibration speed.
- the required damping force F req * Is the reference linear damping coefficient C s0 And the minimum damping coefficient C min Difference from (C s0 -C min ) And the reference linear damping coefficient C s0 And linear damping coefficient C s Difference from (C s0 -C s ) (C) s0 -C s ) / (C s0 -C min ) Based on the required damping force F req It can be seen that the correction is made. In S236, the required damping force F corrected by the above equation (eq.14) req * Is calculated, the correction required damping force calculation unit 157 proceeds to S238, and the correction required damping force F is calculated. req * Is output.
- the required correction damping force F req * Is output Thereafter, the process proceeds to S239 and this process is terminated. Also, if the determination result in S234 is No, the process proceeds to S237. If the determination result in S234 is No, the linear attenuation coefficient C s Is the reference linear damping coefficient C s0 Not less than. In this case, the linear damping coefficient C s Is the reference linear damping coefficient C s0 be equivalent to. Reference linear damping coefficient C s0 Reference required damping force F calculated using req0 Since the damping force is within the variable range of the damping force characteristic of the damper 20, it is not necessary to correct the required damping force when the determination result in S234 is No.
- the correction required damping force calculation unit 157 corresponds to the correction required damping force calculation means of the present invention.
- the required step number determining process executed by the required step number determining unit 156 is basically the same as the required step number determining process executed by the required step number determining unit 56 of the first embodiment shown in FIG. However, in S151 of FIG. req However, in the required step number determination process of the present embodiment, the required damping force F req Demanded damping force F instead of req * Enter.
- FIG. 17 is a damping force characteristic graph showing the Lissajous curve representing the transition of the required damping force and the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20.
- the linear attenuation coefficient is the reference linear attenuation coefficient C.
- the reference required damping force F which is the required damping force calculated when req0 This represents the transition of This standard required damping force F req0 Is equal to the required damping force calculated when the medium frequency sprung acceleration is zero, that is, when the maximum amplitude value ⁇ of the medium frequency sprung acceleration is zero.
- a Lissajous curve B indicated by a solid line in the figure shows a linear damping coefficient C determined by the linear damping coefficient determination unit 152 when the maximum amplitude value ⁇ of the medium frequency sprung acceleration is large.
- s Required damping force F calculated using req This represents the transition of Linear damping coefficient C s Is the reference linear damping coefficient C s0 Smaller than.
- the Lissajous curve A is within the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20.
- the lower part of the Lissajous curve B protrudes from the variable range R.
- the linear damping coefficient is the reference linear damping coefficient C s0 To a smaller value C s
- the Lissajous curve representing the transition of the required damping force may protrude from the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20.
- Required damping force F representing the portion that protrudes from the variable range R req Is the lower limit of the damping force characteristic of the damper 20 (D min Transitions below the damping force characteristic line represented by Required damping force F req
- the linear damping coefficient C of the Lissajous curve B s The lower part of the damping force characteristic line expressed by v
- the required damping force is corrected so that a region where is negative is a curve represented by a one-dot chain line C in the figure.
- the curve represented by the alternate long and short dash line C is the corrected required damping force F calculated by the above equation (eq.14). req * This represents the transition of As can be seen from the figure, the curve C changes within the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20. Correction required damping force F calculated by equation (eq.14) req * Always becomes the damping force within the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20. The reason for this will be described. As shown in FIG. 17, for example, the sprung-unsprung relative speed is V 1 Correction required damping force F calculated when req * Is the unsprung-unsprung relative velocity x in equation (eq.14).
- the correction required attenuation coefficient F req * Can be said to be calculated by the above equation (eq.19). Also, the equation (eq. 19) can be transformed into the equation (eq. 20).
- the right side of equation (eq.20) is the reference linear damping force F s0 And minimum damping force F min And the reference linear damping force F s0 And standard required damping force F req0 And the ratio of the difference.
- the left side of the equation (eq.20) indicates the linear damping force F s And minimum damping force F min And the linear damping force F s And correction required damping force F req * And the ratio of the difference.
- FIG. 18 is a schematic diagram showing the relationship between each damping force difference shown in the equation (eq.20).
- the reference linear damping force F s0 And minimum damping force F min A is the reference linear damping force F s0 And standard required damping force F req0 Is represented by B.
- linear damping force F s And minimum damping force F min Is the linear damping force F s And correction required damping force F req * Is represented by D.
- Standard required damping force F req0 Is the reference linear damping coefficient C s0 This damping force is the minimum damping force F. min It will never be smaller. Therefore, as shown in FIG.
- the difference B is smaller than the difference A, and B / A is less than 1. If B / A is less than 1, D / C is also less than 1. Therefore, the required correction damping force F req * Is the minimum damping force F min Bigger than. Therefore, the requested damping force F req * Is within the variable range of the damping force characteristics of the damper. Also, the required damping force F corrected by the above equation (eq.14) or equation (eq.19) req * Is calculated, the relationship between the damping forces shown in FIG. 18 is maintained. Therefore, the trend of the required damping force within the variable range R is the reference required damping force F. req0 Required damping force F in line with the trend of req * Can be calculated.
- the linear damping coefficient C s Is determined to be a small value. For this reason, the deterioration of the riding comfort due to the input of the vibration is suppressed.
- the linear damping coefficient C s Required damping force F by changing to a small value req Is likely to deviate from the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20, the required damping force F req Is corrected. By this correction, the required correction damping force F req * The Lissajous curve representing the transition of can be accommodated in the variable range R.
- the reference linear attenuation coefficient C s0 Is equal to the largest linear attenuation coefficient determined by the linear attenuation coefficient determination unit 152.
- the reference linear damping coefficient C s0 Can be set to any value that satisfies the condition that the Lissajous curve representing the transition of the required damping force calculated using the same falls within the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20.
- Reference linear damping coefficient C s0 As long as the above condition is satisfied, the required correction damping force F req * Belongs to the damping force within the variable range R of the damping force characteristic of the damper 20.
- the linear damping coefficient C s Is the reference linear damping coefficient C s0 Required damping force F when determined to be smaller than req Is required damping force F so that it does not fall below the lower limit of the damping force characteristic of damper 20. req The example which corrects was shown. In the same way, the linear damping coefficient C s Is the reference linear damping coefficient C s0 When the value is determined to be larger than the required damping force F req The required damping force F so that the upper limit of the damping force characteristic of the damper 20 does not exceed the upper limit. req Can be corrected.
- the corrected requested damping force F is calculated by the following equation (eq.21) req * Is calculated.
- C max I the number of stages D having the maximum number of stages representing the damping force characteristics of the damper 20.
- max I the coefficient of the damping force generated by the damper 20 with respect to the vibration speed.
- the correction of the required damping force by the equation (eq.21) is performed by the linear damping coefficient C s Is the reference linear damping coefficient C s0 Greater than and a variable damping coefficient C v This is done when is positive. That is, the inequality signs in the determination expressions in S234 and S235 in FIG.
- the damping force control device described in the present embodiment is a nonlinear H control system designed based on the motion of four suspension devices attached to the front left and right and rear left and right of the sprung member HA.
- each damper of each suspension device is generated so as to attenuate the vibration at the control target position of the sprung member HA due to the heave motion (vertical motion), roll motion and pitch motion of the sprung member HA. Simultaneously control the damping force.
- FIG. 19 shows four suspension devices SP on the front left and right and rear left and right of the sprung member HA.
- FR , SP FL , SP RR , SP RL It is a figure which shows the vehicle model (four-wheel model) which attached A.
- the suspension device SP FR Is the suspension device SP at the right front position of the sprung member HA.
- FL Is the suspension device SP at the left front position of the sprung member HA.
- Each suspension device includes a spring and a damper capable of changing a damping force characteristic.
- Each suspension device SP FR , SP FL , SP RR , SP RL The damping force characteristic of the damper provided in the actuator 32 FR , 32 FL , 32 RR , 32 RL The operation can be changed by the operation of the valve mounted inside the damper.
- the sprung member HA has a sprung acceleration sensor 41. FR , 41 FL , 41 RR , 41 RL A roll angular acceleration sensor 45 and a pitch angular acceleration sensor 46 are attached.
- Spring acceleration sensor 41 FR Is the vertical acceleration x at the right front position of the sprung member HA.
- pbFR And the sprung acceleration sensor 41 FL Is the vertical acceleration x at the front left position of the sprung member HA.
- pbFL And the sprung acceleration sensor 41 RR Is the vertical acceleration x at the right rear position of the sprung member HA.
- pbRR And the sprung acceleration sensor 41 RL Is the vertical acceleration x at the left rear position of the sprung member HA.
- the roll angular acceleration sensor 45 detects a roll angular acceleration ⁇ that is an angular acceleration in the roll direction (around the longitudinal axis) of the control target position of the sprung member HA.
- the pitch angular acceleration sensor 46 detects a pitch angular acceleration ⁇ that is an angular acceleration in the pitch direction (around the left and right axes) of the control target position of the sprung member HA. p ”Is detected. Also, each suspension device SP FR , SP FL , SP RR , SP RL The stroke sensor 43 FR , 43 FL , 43 RR , 43 RL Are installed respectively. Stroke sensor 43 FR The suspension device SP FR By measuring the relative displacement amount of the piston disposed in the damper, the vertical displacement amount x at the right rear position of the sprung member HA is measured.
- pbFR And suspension device SP FR Unsprung member LA connected to FR Vertical displacement x pwFR Is the difference between the unsprung and unsprung relative displacement x pwFR -X pbFR Is detected.
- Stroke sensor 43 FL Is the vertical displacement x at the front left position of the sprung member HA.
- pbFL And suspension device SP FL Unsprung member LA connected to FL Vertical displacement x pwFL Is the difference between the unsprung and unsprung relative displacement x pwFL -X pbFL Is detected.
- Stroke sensor 43 RR Is the vertical displacement x at the right rear position of the sprung member HA.
- FIG. 20 is a schematic diagram showing the overall configuration of the suspension control device 3 according to the present embodiment.
- the suspension control device 3 includes each suspension device SP.
- the electric control device EL includes the above-described sensors and a microcomputer 250 corresponding to the damping force control device of the present invention. The detection value of each sensor is input to the microcomputer 250. The microcomputer 250 determines each suspension device SP based on the input detection value.
- Each actuator operates so that the number of steps representing the damping force characteristic of the damper of the corresponding suspension device becomes the required number of steps. As a result, the damping force generated by each damper of each suspension device is controlled simultaneously.
- the microcomputer 250 is a B.B. P.
- the F processing unit 251 includes the sprung acceleration sensor 41. FR , 41 FL , 41 RR , 41 RL Detected sprung acceleration x pbFR ", X pbFL “, X pbRR “, X pbRL ”And the input sprung acceleration x pbFR ", X pbFL “, X pbRR “, X pbRL Is subjected to a band-pass filter process.
- This process causes a sprung acceleration x of a vibration frequency of 3 to 10 Hz pbMFR ", X pbMFL “, X pbMRR “, X pbMRL “Is output.
- the medium frequency input level determination unit 258 P Medium frequency sprung acceleration x that has passed through the F processing unit 51 pbMFR ", X pbMFL “, X pbMRR “, X pbMRL ”Is input to determine the medium frequency input level Lv representing the magnitude of the medium frequency sprung acceleration. Then, the determined medium frequency input level Lv is output.
- the linear damping coefficient determination unit 252 outputs the medium frequency input level Lv.
- the variable attenuation coefficient calculation unit 254 inputs sensor values from various sensors, and based on the input values, nonlinear H ⁇ Based on the control theory, four suspension devices SP FR , SP FL , SP RR , SP RL Variable damping coefficient C for variable damping force to be generated by each damper vFR , C vFL , C vRR , C vRL Respectively. And the calculated variable damping coefficient C vFR , C vFL , C vRR , C vRL Is output.
- Requirement damping force calculation unit 255 is linear damping coefficient C sFR , C sFL , C sRR , C sRL And variable damping coefficient C vFR , C vFL , C vRR , C vRL And the four suspension devices SP from these input damping coefficients.
- FR , SP FL , SP RR , SP RL Required damping force F which is a damping force to be generated by each damper reqFR , F reqFL , F reqRR , F reqRL Respectively.
- the calculated required damping force F reqFR , F reqFL , F reqRR , F reqRL Is output.
- the required step number determination unit 256 is configured to output the required damping force F reqFR , F reqFL , F reqRR , F reqRL And four suspension devices SP based on the input required damping force FR , SP FL , SP RR , SP RL Required step number D which is the control target step number of the damping force characteristic of each damper reqFR , D reqFL , D reqRR , D reqRL Respectively. And the calculated required step number D reqFR , D reqFL , D reqRR , D reqRL Corresponding actuators 32 respectively. FR , 32 FL , 32 RR , 32 RL Output to.
- the execution flag of the damping force control is set to ON.
- the damping force control is started, and the intermediate frequency input level determination unit 258 is shown in FIG.
- the linear damping coefficient determining unit 252 performs the process illustrated in FIG. 22, the variable damping coefficient calculating unit 254 performs the process illustrated in FIG. 23, and the required damping force calculating unit 255 performs the process illustrated in FIG.
- the requested stage number determination unit executes the process shown in FIG. 25 every predetermined short time.
- FIG. 21 is a flowchart showing a flow of processing executed by the medium frequency input level determination unit 258.
- the medium frequency input level determination unit 258 starts the medium frequency input level determination process shown in FIG. 21 in S310. Subsequently, in S311, B.I. P. Medium-frequency sprung acceleration x that has passed through the F processing unit 251 pbMFR ", X pbMFL ", X pbMRR ", X pbMRL Next, in S312, medium frequency sprung acceleration x pbMFR "Is the reference acceleration x 0FR It is determined whether or not it is greater than “.” If this determination result is Yes, the process proceeds to S316, and if it is No, the process proceeds to S313.
- pbMFL "Is the reference acceleration x 0FL It is determined whether or not it is greater than “.” If this determination result is Yes, the process proceeds to S316, and if it is No, the process proceeds to S314.
- pbMRR "Is the reference acceleration x 0RR It is determined whether or not it is greater than “.” If this determination result is Yes, the process proceeds to S316, and if it is No, the process proceeds to S315.
- pbMRL "Is the reference acceleration x 0RL It is determined whether or not it is larger than “.” If this determination result is Yes, the process proceeds to S316, and if it is No, the process proceeds to S317.
- the intermediate frequency input level determination unit 258 proceeds to S316 and sets the intermediate frequency input level Lv to 1.
- the intermediate frequency input level determination unit 258 proceeds to S317 and sets the intermediate frequency input level Lv to 0.
- the medium frequency input level Lv is set to 1 when even one "" exceeds this threshold value, and the medium frequency input level Lv is set to 0 when all the threshold values are not exceeded.
- the medium frequency input level Lv is 0, the input medium frequency sprung acceleration is small or the medium frequency sprung acceleration is large. Indicates that no acceleration is input.
- the medium frequency input level determination unit 258 proceeds to S318, and outputs the set medium frequency input level Lv. Thereafter, the process proceeds to S319 to end this process.
- FIG. 22 is a flowchart showing a flow of processing executed by the linear damping coefficient determination unit 252.
- the linear attenuation coefficient determination unit 252 starts the linear attenuation coefficient determination process of FIG. 22 in S320.
- S321 the medium frequency input level Lv is input.
- S322 it is determined whether or not the input level Lv is zero.
- Lv is 0 (S322: Yes)
- S323 the process proceeds to S323.
- the linear attenuation coefficient determination unit 252 determines the linear attenuation coefficient C in S323 or S324. sFR , C sFL , C sRR , C sRL To decide.
- the linear damping coefficient C sFR , C sFL , C sRR , C sRL Is the coefficient C sFRA , C sFLA , C sRRA , C sRLA Set to
- the linear damping coefficient C sFR , C sFL , C sRR , C sRL Is the coefficient C sFRB , C sFLB , C sRRB , C sRLB Set to That is, the magnitude of the determined linear attenuation coefficient differs depending on the intermediate frequency input level Lv.
- Each coefficient set as the linear attenuation coefficient is determined in advance so as to have a relationship represented by the following equation (eq.22).
- sFRB , C sFLB , C sRRB , C sRLB Is a linear damping coefficient C set when Lv is 0, that is, when the medium frequency sprung acceleration is small.
- FIG. 23 is a flowchart showing the flow of processing executed by the variable attenuation coefficient calculation unit 254.
- the variable attenuation coefficient calculation unit 254 starts the variable attenuation coefficient calculation process of FIG. 23 in S330. Next, in S331, each sprung acceleration sensor 41 is operated.
- roll angle displacement ⁇ r Roll angular displacement speed ⁇ r ′, Pitch angle displacement ⁇ p , Pitch angle displacement speed ⁇ p ′, Sprung displacement x pbFR , X pbFL , X pbRR , X pbRL , Sprung displacement speed x pbFR ', X pbFL ', X pbRR ', X pbRL ', Sprung-unsprung relative speed x pwFR '-X pbFR ', X pwFL '-X pbFL ', X pwRR '-X pbRR ', X pwRL '-X pbRL ', Jerk (acceleration change rate), heave acceleration x h ”, Etc., the amount to be controlled and the amount necessary for the calculation are calculated.
- variable damping coefficient calculation unit 254 proceeds to S333, and the four suspension devices SP attached to the sprung member HA.
- the four suspension devices SP are damped so as to attenuate the vibration of the control target position of the sprung member HA due to the heave motion (vertical motion), roll motion, and pitch motion of the sprung member HA.
- the equation of motion used for the state space expression of the control system is the heave equation of motion of the sprung member HA represented by equation (eq.23), and the roll equation of motion of the sprung member HA represented by equation (eq.24). And the equation of pitch motion of the sprung member HA shown in the equation (eq.25).
- M b Mass of sprung member
- T f Tread (front side)
- T r Tread (rear side)
- I r Roll moment of inertia
- I p Pitch moment of inertia
- L Wheel base
- F in the above formulas (eq.23) to (eq.25) FR Is the force acting up and down at the right front position of the sprung member HA
- F FL Is the force acting up and down at the front left position of the sprung member HA
- F RR Is the force acting up and down at the right front position of the sprung member HA
- F RL Is a force working up and down at the right front position of the sprung member HA.
- K FR The suspension device SP FR
- the spring constant of the spring K FL
- the suspension device SP FL The spring constant of the spring
- K RR The suspension device SP RR
- the spring constant of the spring K RL
- the control input u is a variable damping coefficient of the damper of each suspension device as shown in the following equation (eq.31). Since equation (eq.30) is a bilinear system, the control input u can be calculated by solving the Riccati inequality in the same manner as in the first embodiment. Each variable attenuation coefficient is obtained by the calculated control input u. Details of the state quantity, the evaluation output, and each coefficient matrix are omitted. Each variable damping coefficient C as described above vFR , C vFL , C vRR , C vRL Is calculated, the variable damping coefficient calculation unit 254 proceeds to S334, and the variable damping coefficient C vFR , C vFL , C vRR , C vRL Is output.
- FIG. 24 is a flowchart showing a flow of processing executed by the required damping force calculation unit 255.
- the required damping force calculation unit 255 starts this required damping force calculation process at S340 in the figure.
- S342 the variable damping coefficient C vFR , C vFL , C vRR , C vRL Enter.
- the requested damping force calculation unit 255 proceeds to S343 and adds the variable damping coefficient and the linear damping coefficient as shown in the following equation (eq.32), thereby obtaining the requested damping coefficient C. reqFR , C reqFL , C reqRR , C reqRL Calculate Next, at S344, the required attenuation coefficient C reqFR , C reqFL , C reqRR , C reqRL And the sprung-unsprung relative speed x corresponding to each required damping coefficient pwFR '-X pbFR ', X pwFL '-X pbFL ', X pwRR '-X pbRR ', X pwRL '-X pbRL 'Is multiplied by the required damping force F which is the damping force of the control target.
- FIG. 25 is a flowchart showing the flow of processing executed by the requested stage number determination unit 256.
- the required step number determination unit 256 starts the required step number determination process in S350 in the figure.
- the required damping force F reqFR , F reqFL , F reqRR , F reqRL Enter.
- each suspension device SP is referred to by referring to the damping force characteristic table.
- the requested step number D determined in S353.
- the process proceeds to S354 and this process is terminated.
- Each actuator 32 FR , 32 FL , 32 RR , 32 RL Respectively input the required number of stages, and control the valves so that the number of stages representing the damping force characteristic of the corresponding damper becomes the input requested number of stages.
- each suspension device SP FR , SP FL , SP RR , SP RL The damping force is controlled simultaneously.
- the linear damping coefficient is set when the medium frequency input level Lv is 0, that is, the medium frequency. It is smaller than the linear damping coefficient set when the sprung acceleration is small. That is, the linear damping coefficient is determined so as to decrease as the medium frequency sprung acceleration increases.
- the vibration at the control target position of the sprung member HA is damped in consideration of the heave motion, roll motion and pitch motion of the sprung member HA. For this reason, the riding comfort at the control target position is improved.
- the heave motion, roll motion and pitch motion of the sprung member HA are nonlinear H ⁇
- the integrated damping control of the vibration at the control target position of the sprung member HA by these motions is the variable damping force generated by the damper of each suspension device. This is done by controlling the size of.
- damping control for suppressing deterioration of riding comfort when inputting medium-frequency sprung acceleration is performed by each suspension device. This is done by controlling the magnitude of the linear damping force generated by the damper.
- the vibration of the sprung member HA is comprehensively controlled by controlling the variable damping force, and the adjustment of the magnitude of the linear damping force suppresses the deterioration of riding comfort when the medium frequency sprung acceleration vibration is input. Therefore, damping force control is performed that achieves both integrated damping of vibration of the sprung member HA and suppression of deterioration in riding comfort when medium-frequency sprung acceleration vibration is input.
- the medium frequency input level Lv is set to 0 when the vibration in the medium frequency band is small, and the medium frequency input level Lv is set to 1 when the vibration in the medium frequency band is large.
- the linear attenuation coefficient is determined so as to decrease as the vibration in the medium frequency band increases.
- the medium frequency input level Lv is set to 1 to 5 according to the maximum amplitude value of the medium frequency sprung acceleration, and the medium frequency is set according to the level set in multiple stages.
- a method may be adopted in which each linear damping coefficient is determined so as to decrease as the vibration of the band increases. Further, for example, referring to a graph showing the relationship between the magnitude of the medium frequency sprung acceleration and the linear damping coefficient as shown in FIG. 26, each linear damping coefficient is set so as to decrease as the medium frequency sprung acceleration increases. You may decide.
- each linear damping coefficient may be determined using the function.
- the function may be expressed as a linear expression or may be expressed as a function considering the saturation characteristics of the linear damping coefficient. That is, any determination method may be adopted as long as the linear damping coefficient is determined so as to decrease as the vibration in the middle frequency band increases.
- this invention should not be limitedly interpreted by the said embodiment.
- the example in which the magnitude of vibration in the medium frequency band is determined based on the maximum amplitude value ⁇ of the medium frequency sprung acceleration is shown.
- the maximum absolute value of the medium frequency sprung acceleration is shown. Etc.
- the required damping force when the Lissajous curve representing the transition of the required damping force is below the lower limit of the damping force characteristic of the damper, the required damping force is set within the variable range of the damper damping force characteristic. Similarly, when the Lissajous curve representing the transition of the required damping force exceeds the upper limit of the damping force characteristic of the damper, the required damping force may fall within the variable range of the damping force characteristic of the damper.
- the present invention can be modified without departing from the gist thereof.
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Abstract
Description
様々な振動に対応してバネ上部材を制振することができるように、ダンパが発生する減衰力を可変的に制御する減衰力制御装置が知られている。この種の減衰力制御装置は、スカイフック制御や非線形H∞制御などの所定の制御理論を用いてバネ上部材の振動を減衰制御する。
特開2001−1736号公報は、非線形H∞制御を適用することによりダンパが発生する減衰力を制御する減衰力制御装置を開示している。この減衰力制御装置は、単輪モデルにより表されるサスペンション装置の運動に基づいて設計される制御システムに非線形H∞制御理論を適用することにより、非線形H∞制御問題を満足するような可変減衰係数を計算する。なお、可変減衰係数は、ダンパが発生すべき減衰力から振動速度に対して線形的に変化する線形成分(線形減衰力)を除いた変動成分(非線形成分)を表す可変減衰力の振動速度に対する係数である。また、この減衰力制御装置は、上記のように計算された可変減衰係数と、線形減衰力の振動速度に対する係数である線形減衰係数とを加算して得られる要求減衰係数に基づき、ダンパが発生すべき制御目標減衰力である要求減衰力を計算する。そして、計算した要求減衰力に基づいてダンパの減衰力特性を制御する。
このリサージュ曲線は、線形減衰係数Csにより表される減衰力特性線を略中心にして所定の膨らみを持つように描かれる。線形減衰係数Csは、リサージュ曲線の平均的な傾きに影響を及ぼす。また、リサージュ曲線の膨らみは、非線形H∞制御が適用される制御システム(一般化プラント)の評価出力にかかる非線形重みβに依存する。つまり、線形減衰係数Csおよび非線形重みβは、リサージュ曲線の形状に影響を与える。線形減衰係数Csおよび非線形重みβは、リサージュ曲線がダンパの減衰力特性の可変範囲、すなわちダンパにより発生される最大の減衰力を表す特性(Dmaxにより表される減衰力特性線)と最小の減衰力を表す特性(Dminにより表される減衰力特性線)との間(図のRで示される範囲)に収まるように、設計者により予め設定される。
ところで、バネ上部材の振動、特にバネ上共振周波数(1Hz程度)付近の周波数の振動は、減衰力が大きいほど速やかに減衰する。したがって、バネ上制振性能をより向上させるためには、線形減衰係数Csをできるだけ大きくすることが望ましい。一方、バネ上部材の制振制御中に、バネ上共振周波数よりも大きい周波数、特に、バネ上共振周波数とバネ下共振周波数(11Hz程度)との間の領域の周波数の振動、いわゆる中周波振動がサスペンション装置に入力されたときは、減衰力が大きいとかえって乗り心地が悪化する。特に、振動の速度が大きい場合に乗り心地の悪化が顕著になる。このような場合、線形減衰係数Csをできるだけ小さくして乗り心地の悪化を抑えることが望ましい。
上記からわかるように、制御目的によって線形減衰係数Csの設定目標が異なる。このため、バネ上部材の制振性能が向上し、且つ中/高周波振動入力時にも乗り心地の悪化を抑えるように、減衰力を制御することは困難である。
本発明は、上記問題に対処するためになされたもので、その目的は、バネ上部材の振動を速やかに減衰することができ、且つ中/高周波振動が入力されたときは乗り心地の悪化を抑えることができる減衰力制御装置を提供することにある。
本発明の特徴は、バネ上部材とバネ下部材との間に介装されたダンパおよびバネを備えるサスペンション装置の振動に対する減衰力を制御する減衰力制御装置において、サスペンション装置の運動に基づいて設計される制御システムに非線形H∞制御理論を適用することにより、ダンパが発生すべき可変減衰力の振動速度に対する係数である可変減衰係数を計算する可変減衰係数計算手段と、バネ上部材の振動のうちバネ上共振周波数よりも大きい周波数帯域として予め定められた特定周波数帯域の振動の大きさに応じて、ダンパが発生すべき線形減衰力の振動速度に対する係数である線形減衰係数を決定する線形減衰係数決定手段と、可変減衰係数および線形減衰係数に基づいて、ダンパが発生すべき減衰力である要求減衰力を計算する要求減衰力計算手段と、要求減衰力に基づいてダンパの減衰力特性を制御する減衰力特性制御手段と、を備えた減衰力制御装置とすることにある。この場合、線形減衰係数決定手段は、線形減衰係数を、特定周波数帯域の振動の加速度が大きいほど小さくなるように決定するものであるのがよい。
本発明によれば、サスペンション装置の運動に基づいて設計される制御システムに非線形H∞制御理論を適用することにより、バネ上部材の振動を抑制するように可変減衰係数が計算される。また、バネ上共振周波数よりも大きい周波数帯域として予め定められた特定周波数帯域の振動を表す値、例えば振動の加速度が大きいほど小さくなるように線形減衰係数が決定される。
したがって、サスペンション装置に入力されている特定周波数帯域の振動が小さいとき、または特定周波数帯域の振動が入力されていないときは、線形減衰係数が大きな値に設定される。これにより可変減衰係数および線形減衰係数に基づいて計算される要求減衰力も大きくなるので、バネ上部材の振動が速やかに減衰される。また、入力されている特定周波数帯域の振動が大きい場合には、線形減衰係数が小さな値に設定される。これにより要求減衰力が小さくなる。特定周波数帯域は、バネ上共振周波数よりも大きい周波数帯域であるので、この特定周波数帯域の振動は中/高周波振動である。つまり、中/高周波振動が大きいときには要求減衰力が小さくなる。したがって、中/高周波振動が入力されたときの乗り心地の悪化、特に振動速度が大きいときの乗り心地の悪化を抑制できる。このように、本発明の減衰力制御装置は、入力される特定周波数帯域の振動を表す値の大きさに応じて線形減衰係数の大きさを変更しているので、バネ上部材の振動を速やかに減衰でき、且つ中/高周波数帯域の振動が入力されたときは乗り心地の悪化を抑えることができる。
上記特定周波数帯域は、バネ上共振周波数よりも大きく且つバネ下共振周波数よりも小さい中周波数帯域であるのがよい。より好ましくは、上記特定周波数帯域は、3Hz~10Hz程度の周波数帯域であるのがよい。特定周波数帯域をこのような周波数帯域に設定することにより、中周波数帯域の振動入力時に乗り心地の悪化が効果的に抑えられる。
また、本発明の他の特徴は、線形減衰係数決定手段により決定された線形減衰係数の大きさに応じて、可変減衰係数計算手段が非線形H∞制御理論を適用して可変減衰係数を計算する際に設定される非線形重みの大きさを決定する非線形重み決定手段を更に備える減衰力制御装置としたことである。この場合、非線形重み決定手段は、要求減衰力がダンパの減衰力特性の可変範囲内の減衰力に属するように、すなわち要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線が上記可変範囲に収まるように、非線形重みの大きさを決定するものであるのがよい。また、非線形重み決定手段は、非線形重みを、線形減衰係数決定手段により決定された線形減衰係数が小さいほど小さくなるように決定するものであるのがよい。
線形減衰係数決定手段によって線形減衰係数が変更された場合、その変更に伴い要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線の形状も変化する。また、場合によっては、線形減衰係数の変更によりリサージュ曲線がダンパの減衰力特性の可変範囲からはみ出す。これに対し本発明によれば、線形減衰係数の大きさに応じて、リサージュ曲線の膨らみに影響する非線形重みの大きさが決定される。したがって、線形減衰係数の値が変更された場合であっても、変更後の線形減衰係数に応じた適切な非線形重みを決定することにより、リサージュ曲線がダンパの減衰力特性の可変範囲内に収められる。
特に、線形減衰係数が小さい場合には、要求減衰力がダンパの減衰力特性の下限を下回るおそれがある。この場合に本発明によれば、線形減衰係数が小さいほど小さくなるように非線形重みが決定されるので、線形減衰係数が小さいほどリサージュ曲線の膨らみも小さくなる。よって、リサージュ曲線がダンパの減衰力特性の可変範囲内に確実に収められる。
なお、上記非線形重みは、非線形H∞制御理論を適用する制御システム(一般化プラント)の評価出力に作用するように設定される重みである。この非線形重みを設定することにより、状態量が原点から離れた位置での制御システムのL2ゲインを下げることができる。
また、本発明の更に他の特徴は、減衰力制御装置が、線形減衰係数決定手段により決定された線形減衰係数の大きさに応じて、要求減衰力を補正した補正要求減衰力を計算する補正要求減衰力計算手段を更に備え、減衰力特性制御手段は、要求減衰力に代えて、この補正要求減衰力に基づいてダンパの減衰力特性を制御するものとしたことである。この場合、補正要求減衰力計算手段は、補正要求減衰力がダンパの減衰力特性の可変範囲内の減衰力に属するように、すなわち補正要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線がダンパの減衰力特性の可変範囲内に収まるように、補正要求減衰力を計算するものであるのがよい。これによれば、線形減衰係数の大きさに応じて要求減衰力を補正することにより、非線形重みを変化させることなしに、補正要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線をダンパの減衰力特性の可変範囲内に収めることができる。
また、補正要求減衰力計算手段は、線形減衰係数決定手段により決定された線形減衰係数が、予め設定された基準線形減衰係数よりも小さい場合に、補正要求減衰力を計算するものであるのがよい。この場合、基準線形減衰係数は、その基準線形減衰係数を用いて要求減衰力を計算した場合に、その要求減衰力がダンパの減衰力特性の可変範囲に属するような値として、すなわちその要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線がダンパの減衰力特性の可変範囲内に収まるような値として予め設定されているとよい。また、この基準線形減衰係数は、上記特定周波数帯域の振動の加速度が入力されていない場合に線形減衰係数決定手段により決定される線形減衰係数、すなわち線形減衰係数決定手段により決定される線形減衰係数のうち、最も大きな線形減衰係数に等しいものであるとよい。
また、補正要求減衰力計算手段は、線形減衰係数決定手段により決定された線形減衰係数が基準線形減衰係数よりも小さい場合に、基準線形減衰係数に振動速度を乗じて計算された基準線形減衰力とその振動速度においてダンパが発生し得る最小の減衰力である最小減衰力との差である基準減衰力差と、線形減衰係数決定手段により決定された線形減衰係数に振動速度を乗じて計算された線形減衰力と最小減衰力との差である比較減衰力差との比である差分減衰比に基づいて、補正要求減衰力を計算するものであるのがよい。この場合、要求減衰力補正手段は、基準線形減衰係数を用いて計算される要求減衰力である基準要求減衰力をFreq0、差分減衰比をG、基準線形減衰力をFs0、線形減衰力をFsとした場合、補正要求減衰力Freq *を下記式により計算するものであるとよい。
Freq *=Fs−G(Fs0−Freq0)
上記式に基づいて補正要求減衰力Freq *を計算することにより、補正要求減衰力Freq *の推移を表すリサージュ曲線がダンパの減衰力特性の可変範囲内に収められる。また、基準線形減衰力Fs0と最小減衰力との差に対する基準要求減衰力Freq0と最小減衰力との差の比と、線形減衰力Fsと最小減衰力との差に対する補正要求減衰力Freq *と最小減衰力との差の比が同じとなるように、補正要求減衰力Freq *が決定される。これにより、ダンパの減衰力特性の可変範囲内における補正要求減衰力Freq *の推移の傾向が基準要求減衰力Freq0の推移の傾向に一致する。
なお、上記式には、補正対象の要求減衰力Freqが現れない。しかし、基準要求減衰力Freq0は要求減衰力Freqを用いて表すことができるので、両者の関係式を用いることにより、上記式に要求減衰力Freqを含ませることができる。すなわち、上記式は、補正要求減衰力Freq *が要求減衰力Freqを補正した減衰力であることを表している。
また、補正要求減衰力計算手段による補正要求減衰力の計算は、要求減衰力がダンパの減衰力特性の可変範囲から逸脱する可能性がある場合に行われるものであるとよい。特に、補正要求減衰力計算手段は、可変減衰係数が負の値であるときに補正要求減衰力を計算するとよい。可変減衰係数が負である場合は、要求減衰力が線形減衰力よりも小さくなる。このとき線形減衰係数が小さい値に設定されている場合、要求減衰力がダンパの減衰力特性の下限を下回る可能性がある。よって、このような可能性を有する状況にて要求減衰力を補正することにより、補正要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線がダンパの減衰力特性の可変範囲に収められる。
また、本発明の更に他の特徴は、可変減衰係数計算手段が、バネ上部材の前方左右および後方左右に取付けられた4個のサスペンション装置の運動に基づいて設計される制御システムに非線形H∞制御理論を適用することにより、バネ上部材の上下運動、ロール運動およびピッチ運動によるバネ上部材の制御目標位置における振動を減衰するように、4個のサスペンション装置の各ダンパが発生すべき可変減衰力の振動速度に対する係数である可変減衰係数をそれぞれ計算し、線形減衰係数決定手段が、前記4個のサスペンション装置の各ダンパが発生すべき線形減衰力の振動速度に対する係数である線形減衰係数を、前記特定周波数帯域の振動が大きいほど小さくなるように、それぞれ決定するものとしたことにある。
これによれば、車両の4輪モデルにより表される4個のサスペンション装置の運動に基づいて設計される制御システムに非線形H∞制御理論を適用することにより、バネ上部材の制御目標位置における上下(ヒーブ)運動、ロール運動、ピッチ運動により発生する振動(この振動は一般的に低周波数の振動である)が効果的に減衰される。また、可変減衰力によって上記3つの運動による振動に対する減衰力が確保され、線形減衰力の増減によって特定周波数帯域の振動入力に対する乗り心地性が確保される。このため、上記3つの運動による低周波数の振動を減衰することができるとともに、特定周波数帯域(中/高周波数帯域)の振動入力時においても乗り心地の悪化を抑えることができる。また、バネ上部材のロール運動、ピッチ運動に影響しないように線形減衰係数が変化するので、より乗り心地を向上させることができる。
図2は、第一実施形態に係る線形減衰係数決定部が実行する線形減衰係数決定処理の流れを示すフローチャートである。
図3は、第一実施形態に係る非線形重み決定部が実行する非線形重み決定処理の流れを示すフローチャートである。
図4は、第一実施形態に係る可変減衰係数計算部が実行する可変減衰係数計算処理の流れを示すフローチャートである。
図5は、第一実施形態に係る要求減衰力計算部が実行する要求減衰力計算処理の流れを示すフローチャートである。
図6は、第一実施形態に係る要求段数決定部が実行する要求段数決定処理の流れを示すフローチャートである。
図7は、サスペンション装置の単輪モデルを示す図である。
図8は、一般化プラントの状態量をフィードバックした閉ループシステムのブロック線図である。
図9は、要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線とダンパの減衰力特性の可変範囲とを表した減衰力特性グラフである。
図10は、線形減衰係数を小さくした場合における、要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線とダンパの減衰力特性の可変範囲とを表した減衰力特性グラフである。
図11は、非線形重みを小さくした場合における、要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線とダンパの減衰力特性の可変範囲とを表した減衰力特性グラフである。
図12は、非線形重みの大きさと要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線の膨らみとの関係を説明するための図である。
図13は、本発明の第二実施形態に係るサスペンション制御装置の全体概略図である。
図14は、第二実施形態に係る可変減衰係数計算部が実行する可変減衰係数計算処理の流れを示すフローチャートである。
図15は、第二実施形態に係る要求減衰力計算部が実行する要求減衰力計算処理の流れを示すフローチャートである。
図16は、第二実施形態に係る補正要求減衰力計算部が実行する補正要求減衰力計算処理の流れを示すフローチャートである。
図17は、要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線とダンパの減衰力特性の可変範囲とを表した減衰力特性グラフである。
図18は、補正要求減衰力の計算に用いる各減衰力の関係を表す模式図である。
図19は、本発明の第三実施形態に係り、バネ上部材の前方左右および後方左右に4つのサスペンション装置が取付けられている車両モデルを表す図である。
図20は、第三実施形態に係るサスペンション制御装置3の全体構成を示す概略図である。
図21は、第三実施形態に係る中周波入力レベル判定部が実行する中周波入力レベル判定処理の流れを示すフローチャートである。
図22は、第三実施形態に係る線形減衰係数決定部が実行する線形減衰係数決定処理の流れを示すフローチャートである。
図23は、第三実施形態に係る可変減衰係数計算部が実行する可変減衰係数計算処理の流れを示すフローチャートである。
図24は、第三実施形態に係る要求減衰力計算部が実行する要求減衰力計算処理の流れを示すフローチャートである。
図25は、第三実施形態に係る要求段数決定部が実行する要求段数決定処理の流れを示すフローチャートである。
図26は、中周波バネ上加速度に応じて線形減衰係数を決定する他の例を示すグラフである。
図27は、非線形H∞制御理論を適用して求められた要求減衰力の推移を示す減衰力特性グラフである。
(第一実施形態)
図1は、本発明の第一実施形態である車両のサスペンション制御装置の全体概略図である。図1に示すように、このサスペンション制御装置1は、サスペンション装置SPと電気制御装置ELを備える。
サスペンション装置SPは、車両の前方左右および後方左右に4つ取付けられており、それぞれバネ10とダンパ20を備えている。バネ10およびダンパ20は、車両のバネ上部材HAとバネ下部材LAとの間に介装され、一端(下端)がバネ下部材LAに接続され、他端(上端)がバネ上部材HAに接続されている。バネ10は本実施形態においてはコイルバネである。このバネは所定のバネ定数を有する振動体である。ダンパ20はバネ10と並行に配置される。ダンパ20はバネ下部材LAとバネ上部材HAとの間の相対振動を減衰する。なお、タイヤ60に連結されたナックルや、一端がナックルに連結されたロアアーム等がバネ下部材LAに相当する。バネ上部材HAは、バネ10およびダンパ20に支持される部材であり、車体もバネ上部材HAに含まれる。
ダンパ20は、シリンダ21と、ピストン22と、ピストンロッド23を備える。シリンダ21は内部にオイルなどの粘性流体が封入された中空の部材である。シリンダ21の下端がバネ下部材LAであるロアアームに連結される。ピストン22はシリンダ21内に配設される。このピストン22は、シリンダ21の内部を軸方向に移動可能である。ピストンロッド23の一端は、ピストン22に接続される。ピストンロッド23はその接続端からシリンダ21の軸方向上方に延設されてシリンダ21の上端から外部に突出している。そして、他端がバネ上部材HAである車体に連結する。
図に示されるように、シリンダ21の内部に配設されたピストン22によって、シリンダ21内に上部室R1と下部室R2が区画形成される。また、ピストン22には連通路24が形成される。この連通路24は、上部室R1と下部室R2とを連通する。
上記構造のダンパ20において、バネ下部材LAに対してバネ上部材HAが振動した場合に、ピストンロッド23を介してバネ上部材HAに連結したピストン22がバネ下部材LAに連結したシリンダ21内を軸方向に相対変位する。この相対変位に伴い連通路24内を粘性流体が流通する。この流通時に発生する抵抗により上記振動が減衰する。すなわち上記抵抗が振動に対する減衰力である。なお、減衰力の大きさは、バネ下部材LAに対するバネ下部材HAの振動速度(この速度は後述するバネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’である)の大きさに比例する。比例係数が減衰係数である。
また、サスペンション装置SPには、可変絞り機構30が取付けられている。可変絞り機構30は、バルブ31およびアクチュエータ32を有する。バルブ31はピストン22に形成された連通路24に設けられる。バルブ31が作動すると、連通路24の少なくとも一部の流路断面積の大きさや連通路24の接続本数が変化する。つまり、連通路24の開度OPは、バルブ31の作動により変化する。バルブ31は、例えば連通路24内に組み込まれたロータリーバルブにより構成することができる。アクチュエータ32はバルブ31に接続される。アクチュエータ32の作動に連動してバルブ31が作動する。アクチュエータ32は、例えばバルブ31が上記のようにロータリーバルブである場合に、このロータリーバルブを回転させるためのモータにより構成することができる。
バルブ31の作動によって開度OPが変更された場合、連通路24内を粘性流体が流通するときの抵抗の大きさも変更される。この抵抗力は上述したように振動に対する減衰力である。したがって、開度OPが変更されれば、ダンパ20の減衰力特性も変更される。なお、減衰力特性は、振動速度(バネ上−バネ下相対速度)に対する減衰力の変化特性である。
また、本実施形態においては、開度OPは段階的に設定される。このため開度OPの変更に伴いダンパ20の減衰力特性も段階的に変化する。減衰力特性は、設定される開度OPの設定段数により表される。すなわち減衰力特性は、開度OPの設定段数に習って、1段、2段、・・・、というように段数表示される。したがって、ダンパ20の減衰力特性は、段数を制御することにより段階的に可変制御される。この場合、例えば段数を表す数字が大きくなるほど、振動速度(バネ上−バネ下相対速度)に対する減衰力が大きくなるように、減衰力特性を表す各段数を設定することができる。減衰力特性を表す段数は、上述のように可変絞り機構30の作動により変更される。
次に、電気制御装置ELについて説明する。電気制御装置ELは、バネ上加速度センサ41と、バネ下加速度センサ42と、ストロークセンサ43と、タイヤ変位量センサ44と、マイクロコンピュータ50を備える。バネ上加速度センサ41は車体に組み付けられていて、絶対空間に対するバネ上部材HAの上下方向の加速度であるバネ上加速度xpb”(=d2xpb/dt2)を検出する。バネ下加速度センサ42はバネ下部材LAに固定され、絶対空間に対するバネ下部材LAの上下方向の加速度であるバネ下加速度xpw”(=d2xpw/dt2)を検出する。これらのバネ上加速度およびバネ下加速度は、ともに上方向に向かう加速度を正の加速度として検出するとともに、下方向に向かう加速度を負の加速度として検出する。ストロークセンサ43は、バネ上部材HAとバネ下部材LAとの間に配設されており、バネ下部材LAの基準位置から上下方向の変位量(基準位置から上方向の変位を正、下方向の変位を負とする)であるバネ下変位量xpwと、バネ上部材HAの基準位置からの上下方向の変位量(基準位置から上方向の変位を正、下方向の変位を負とする)であるバネ上変位量xpbとの差であるバネ上−バネ下相対変位量xpw−xpbを検出する。タイヤ変位量センサ44はバネ下部材LAに取付けられており、路面の基準位置から上下方向の変位量(基準位置から上方向の変位を正、下方向の変位を負とする)である路面変位量xprとばね下変位量xpwとの差であるバネ下相対変位量xpr−xpwを検出する。バネ下相対変位量xpr−xpwは、例えばタイヤ60の変形度を検出する歪センサ、タイヤ60の空気圧を検出する圧力センサなどの出力に基づいて検出することができる。
マイクロコンピュータ50は、バネ上加速度センサ41、バネ下加速度センサ42、ストロークセンサ43、タイヤ変位量センサ44に電気的に接続される。このマイクロコンピュータ50は、各センサが検出した値を入力し、入力値に基づいて、減衰力特性の制御目標段数を表す要求段数Dreqを決定する。そして、決定した要求段数Dreqに応じた指令信号をアクチュエータ32に出力する。アクチュエータ32は上記指令信号に基づいて作動する。これによりバルブ31が作動する。このようにマイクロコンピュータ50は、可変絞り機構30の作動を制御することにより、ダンパ20の減衰力特性を段階的に可変制御する。このダンパ20の減衰力特性の可変制御により、サスペンション装置SPの振動すなわちバネ下部材LAに対するバネ上部材HAの振動に対する減衰力が制御される。マイクロコンピュータ50が、本発明の減衰力制御装置に相当する。
また、マイクロコンピュータ50は、図1からわかるようにB.P.F処理部51、線形減衰係数決定部52、非線形重み決定部53、可変減衰係数計算部54、要求減衰力計算部55および要求段数決定部56を備える。
B.P.F処理部51は、バネ上加速度センサ41からバネ上加速度xpb”を入力するとともに、入力したバネ上加速度xpb”にバンドパスフィルター処理を施す。このバンドパスフィルター処理により、3~10Hzの周波数帯域の加速度が得られる。上記の周波数帯域は、バネ上共振周波数(1Hz程度)よりも大きく且つバネ下共振周波数(11Hz程度)よりも小さい中周波数帯域である。したがって、B・P・F処理部51に連続して入力されるバネ上加速度xpb”の波形が図のグラフAに示されるような場合、B.P.F処理部51を通過した中周波バネ上加速度xpbM”の波形は、図のグラフBに示されるように、低周波成分が除去された加速度成分のみにより表される。
線形減衰係数決定部52は、中周波バネ上加速度xpbM”を入力する。また、入力した中周波バネ上加速度xpbM”の大きさに応じて線形減衰係数Csを決定する。そして、決定した線形減衰係数Csを出力する。なお、線形減衰係数Csは、上述したように、ダンパ20が発生すべき減衰力のうち振動速度に対して線形的に変化する線形成分の減衰力である線形減衰力の大きさを表す係数である。この線形減衰係数Csに振動速度を乗じた値により線形減衰力が表される。
非線形重み決定部53は、線形減衰係数決定部52から線形減衰係数Csを入力し、入力した線形減衰係数Csに応じて非線形重みβを決定する。そして、決定した非線形重みβを出力する。
可変減衰係数計算部54は、各種センサ41,42,43,44からセンサ値を、非線形重み決定部53から非線形重みβを入力し、これらの入力値を基に、サスペンション装置SPの運動に基づいて設計された制御システムに非線形H∞制御理論を適用して、可変減衰係数Cvを計算する。そして、計算した可変減衰係数Cv出力する。なお、可変減衰係数Cvは、上述したように、ダンパ20が発生すべき減衰力のうち線形減衰力を除いた変動成分である可変減衰力を表す係数である。この可変減衰係数Cvに振動速度を乗じた値により可変減衰力が表される。
要求減衰力計算部55は、線形減衰係数Csおよび可変減衰係数Cvを入力するとともに、入力したこれらの減衰係数に基づいて、ダンパ20が発生すべき制御目標減衰力である要求減衰力Freqを計算する。そして、計算した要求減衰力Freqを出力する。要求段数決定部56は要求減衰力Freqを入力し、入力した要求減衰力Freqに基づいて、ダンパ20の減衰力特性の制御目標段数である要求段数Dreqを決定する。そして、決定した要求段数Dreqを表す信号をアクチュエータ32に出力する。
上記のように構成されたサスペンション制御装置1において、例えばバネ上加速度センサ41の検出値が所定の閾値を越えた場合(すなわちサスペンション装置SPの減衰力制御が必要となる場合)に減衰力制御の実行フラグがONに設定される。実行フラグがONに設定された場合に減衰力制御が開始される。減衰力制御が開始された場合、マイクロコンピュータ50の線形減衰係数決定部52、非線形重み決定部53、可変減衰係数計算部54、要求減衰力計算部55および要求段数決定部56は、以下に述べる各処理をそれぞれ繰り返し実行する。
図2は、マイクロコンピュータ50の線形減衰係数決定部52が実行する処理の流れを示したフローチャートである。線形減衰係数決定部52は、図2に示される線形減衰係数決定処理をステップ(以下、ステップ番号をSと略記する)110にて開始する。次いで、S111にて、B.P.F処理部51から中周波バネ上加速度xpbM”を入力する。
次に、線形減衰係数決定部52はS112に進み、所定の微小時間内に連続的に入力される中周波バネ上加速度xpbM”の振幅値を測定することにより、上記所定の微小時間内に入力された中周波バネ上加速度xpbM”の最大振幅値αを取得する。図2のS112中に示されるグラフCは、微小時間内に連続的に入力される中周波バネ上加速度xpbM”により表される加速度波形を示している。この加速度波形の最大振幅値αが取得される。最大振幅値αにより中周波バネ上加速度xpbM”の大きさが表される。
続いて、線形減衰係数決定部52はS113に進み、最大振幅値αに応じて線形減衰係数Csを決定する。具体的には、線形減衰係数決定部52は線形減衰係数テーブルを参照して線形減衰係数Csを決定する。線形減衰係数テーブルはマイクロコンピュータ50のメモリ内に記憶されている。この線形減衰係数テーブルは、複数の最大振幅値αと複数の線形減衰係数Csとを対応付けている。図2のS113のボックス内に示される表Dは、線形減衰係数テーブルの一例である。表Dからわかるように、最大振幅値αが大きいほど、その最大振幅値αに対応した線形減衰係数Csが段階的あるいは連続的に小さくなるように、両者が対応付けられている。したがって、最大振幅値αの最小値(α=0)に対応する線形減衰係数が、線形減衰係数テーブル内の線形減衰係数のうち最も大きい線形減衰係数である。この最大線形減衰係数の値は、バネ上部材HAの振動が速やかに減衰する程度に大きな値に設定される。また、最大振幅値αの最大値に対応する線形減衰係数が、線形減衰係数テーブル内の線形減衰係数のうち最も小さい線形減衰係数である。この最小線形減衰係数の値は、中周波バネ上加速度振動による乗り心地の悪化を十分に抑えられる程度に小さな値に設定される。また、線形減衰係数テーブルに設定されている全ての線形減衰係数は、その線形減衰係数により表される線形減衰力がダンパ20の減衰力特性の可変範囲内の減衰力に含まれるように設定される。線形減衰係数決定部52は、この線形減衰係数テーブルの中から、S112にて取得した最大振幅値αに対応する線形減衰係数Csを検索する。
次いで、線形減衰係数決定部52はS114に進み、上記の検索により抽出した、最大振幅値αに対応する線形減衰係数Csを出力する。その後S115に進み、この処理を終了する。この線形減衰係数決定部52が、本発明の線形減衰係数決定手段に相当する。
図3は、マイクロコンピュータ50の非線形重み決定部53が実行する処理の流れを示すフローチャートである。非線形重み決定部53は図3に示される非線形重み決定処理をS120にて開始する。次いで、S121にて、線形減衰係数決定部52から線形減衰係数Csを入力する。続いて、S122にて、線形減衰係数Csに応じて非線形重みβを決定する。非線形重みβは、可変減衰係数計算部54が非線形H∞制御理論を適用して可変減衰係数Cvを計算する際に設定される重みである。このステップにおいて非線形重み決定部53は具体的には、非線形重みテーブルを参照して非線形重みβを決定する。非線形重みテーブルはマイクロコンピュータ50のメモリ内に記憶されている。この非線形重みテーブルは、複数の線形減衰係数Csと複数の非線形重みβとを対応付けている。図3のS122のボックス内に示される表Eは、非線形重みテーブルの一例である。表Eからわかるように、線形減衰係数Csが小さいほど、その線形減衰係数Csに対応した非線形重みβが段階的あるいは連続的に小さくなるように、両者が対応付けられている。また、非線形重みの大きさは、対応関係にある線形減衰係数とともに要求減衰力の計算に用いられた場合に、計算した要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線がダンパ20の減衰力特性の可変範囲内に収まり、且つリサージュ曲線の膨らみが上記可変範囲内にてできるだけ大きくなるように、決定されている。非線形重み決定部53は、この非線形重みテーブルの中から、S121にて入力した線形減衰係数Csに対応する非線形重みβを検索する。
次いで、非線形重み決定部53はS123に進み、上記の検索により抽出した非線形重みβを出力する。その後S124に進み、この処理を終了する。非線形重み決定部53が、本発明の非線形重み決定手段に相当する。
図4は、マイクロコンピュータ50の可変減衰係数計算部54が実行する処理の流れを示すフローチャートである。可変減衰係数計算部54は図4に示される可変減衰係数計算処理をS130にて開始する。次いで、S131にて、非線形重み決定部53から非線形重みβを入力する。続いて、S132にて、バネ上加速度センサ41からバネ上加速度xpb”を、バネ下加速度センサ42からバネ下加速度xpw”を、ストロークセンサ43からバネ上−バネ下相対変位量xpw−xpbを、タイヤ変位量センサ44からバネ下相対変位xpr−xpwを、それぞれ入力する。次にS133にて、バネ上加速度xpb”およびバネ下加速度xpw”をそれぞれ時間積分することにより、バネ上部材HAの上下方向の変位速度(上方向の速度が正の速度、下方向の速度が負の速度)であるバネ上速度xpb’(=dxpb/dt)およびバネ下部材LAの上下方向の変位速度(上方向の速度が正の速度、下方向の速度が負の速度)であるバネ下速度xpw’(=dxpw/dt)を計算する。また、バネ上−バネ下相対変位量xpw−xpbを時間微分することにより、バネ上速度xpb’とバネ下速度xpw’との差であるバネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’を計算する。さらに、バネ下相対変位量xpr−xpwを時間微分することにより、路面の上下方向の変位速度(上方向の速度が正の速度、下方向の速度が負の速度)である路面速度xpr’(=dxpr/dt)とバネ下速度xpw’との差であるバネ下相対速度xpr’−xpw’を計算する。なお、バネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’は、サスペンション装置SPの振動速度を表し、この速度はピストン22のシリンダ21に対する振動速度(ストローク速度)に等しい。
次に可変減衰係数計算部54は、S134にて、非線形H∞制御理論に基づいて可変減衰係数Cvを計算する。この場合、可変減衰係数計算部54は、サスペンション装置SPの運動に基づいて設計される制御システム(一般化プラント)の制御入力uを可変減衰係数Cvに設定し、この制御システムに非線形H∞制御理論を適用することにより、可変減衰係数Cvを計算する。すなわち、システムのL2ゲイン(外乱wから評価出力zまでのL2ゲイン)が正定数γ未満となるように、制御入力uすなわち可変減衰係数Cvを計算する。S134にて可変減衰係数Cvを計算した後は、S135にて可変減衰係数Cvを出力する。その後、S136に進んでこの処理を終了する。可変減衰係数計算部54が、本発明の可変減衰係数計算手段に相当する。
可変減衰係数Cvの計算にあたり、本実施形態においては、単輪モデルにより表されるサスペンション装置SPの運動に基づいて設計された制御システムに非線形H∞状態フィードバック制御を適用することにより、可変減衰係数Cvが制御入力uとして算出される。本実施形態における非線形H∞状態フィードバック制御を用いた可変減衰係数Cvの算出手法について、以下にその概略を説明する。
図7は、図4に示されたサスペンション装置SPの単輪モデルを示す図である。このモデルは2自由度振動系である。図において、Mbはバネ上部材HAの質量、Mwはバネ下部材LAの質量、Ksはバネ10のバネ定数、Csはダンパ20の線形減衰係数、Cvはダンパ20の可変減衰係数、Ktはタイヤ60の弾性係数、xpbはバネ上部材HAの上下変位量(バネ上変位量)、xpwはバネ下部材LAの上下変位量(バネ下変位量)、xprは路面の上下変位量(路面変位量)をそれぞれ表す。
この単輪モデルにより表されるサスペンション装置SPの運動方程式は、下記式(eq.1)により表される。
式(eq.1)から、状態方程式が下記式(eq.2)のように導出される。ここで、状態量xpは、バネ下相対変位量xpr−xpw、バネ上−バネ下相対変位量xpw−xpb、バネ下速度xpw’およびバネ上速度xpb’であり、外乱wは路面速度xpr’である。また、制御入力uは可変減衰係数Cvである。
また、出力方程式は、下記式(eq.3)のように記述される。ここで、評価出力zpは、バネ上加速度xpb”、バネ上速度xpb’およびバネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’である。
したがって、状態空間表現は、下記式(eq.4)のように記述される。
図8は、上記式(eq.4)を基に設計した一般化プラントの閉ループシステム(制御システム)のブロック線図である。図8からわかるように、評価出力zpには、周波数により変動する重みである周波数重みWsが作用している。周波数重みWsの状態空間表現は、状態量xw、出力zwおよび各定数行列Aw,Bw,Cw,Dwにより、下記式(eq.5)のように記述される。
ここで、
xw’=dxw/dt
式(eq.5)は、下記式(eq.6)のように変形できる。
また、制御入力uにも、周波数により変動する周波数重みWuが作用している。周波数重みWuの状態空間表現は、状態量xu、出力zuおよび各定数行列Au,Bu,Cu,Duにより、下記式(eq.7)のように表される。
ここで、
xu’=dxu/dt
また、評価出力zpに周波数重みWsを作用させた出力に、非線形重みβが作用している。非線形重みβは評価出力zpにかかる重みであり、状態量が原点から離れている場合に制御性能を改善するために導入される。この非線形重みβの導入により、図8に示される閉ループシステムのL2ゲインを積極的に下げることが可能になる。なお、制御入力uに周波数重みWuを作用させた出力にも非線形重みを作用させてもよい。
図8に示される一般化プラントの状態空間表現は、下記式(eq.8)のように記述される。
ここで、
式(eq.8)により表される一般化プラントは双線形システムである。したがって、ある与えられた正定数γに対し、下記式(eq.9)に示されるリカッチ不等式を満たす正定対称行列Pが存在するならば、一般化プラントの閉ループシステムが内部安定となり、且つ、外乱wから評価出力zまでのL2ゲイン(閉ループシステムのL2ゲイン)が正定数γ未満となる状態フィードバックコントローラK(=K(x))を設計することができる。
このとき、コントローラK(=K(x))の一つは、下記式(eq.10)のように記述される。
なお、m(x)は任意の正定関数である。式(eq.10)は、式(eq.11)により表される条件により、式(eq.12)のように記述される。
したがって、一例として上記式(eq.12)のように設計された状態フィードバックコントローラK(=K(x))、すなわち図8の閉ループシステムのL2ゲインが正定数γ未満となるように設計される状態フィードバックコントローラK(=K(x))により、制御入力uが算出される。算出された制御入力uにより可変減衰係数Cvが得られる。得られた可変減衰係数Cvは、要求減衰力計算部55による要求減衰力の計算に用いられる。
図5は、要求減衰力計算部55が実行する処理の流れを示すフローチャートである。要求減衰力計算部55は図5に示される要求減衰力計算処理をS140にて開始する。次いで、S141にて、線形減衰係数決定部52から線形減衰係数Csを入力する。続いて、S142にて、可変減衰係数計算部54から可変減衰係数Cvを入力する。次に、S143にて、要求減衰係数Creqを計算する。要求減衰係数Creqは、可変減衰係数Cvに線形減衰係数Csを加算することにより求められる。その後要求減衰力計算部55はS144に進み、制御目標の減衰力である要求減衰力Freqを計算する。要求減衰力Freqは、要求減衰係数Creqにバネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’を乗ずることにより求められる。次いで、S145にて、要求減衰力Freqを出力する。その後S146に進んでこの処理を終了する。要求減衰力計算部55が、本発明の要求減衰力計算手段に相当する。
図6は、要求段数決定部56が実行する処理の流れを示すフローチャートである。要求段数決定部56は図6に示される要求段数決定処理をS150にて開始する。次いで、S151にて、要求減衰力Freqを入力する。続いて、S152にて、要求段数Dreqを決定する。要求段数Dreqの決定に当たり、要求段数決定部56は減衰力特性テーブルを参照する。減衰力特性テーブルはマイクロコンピュータ50のメモリ内に記憶されている。この減衰力特性テーブルには、複数のバネ上−バネ下相対速度と、そのバネ上−バネ下相対速度に対応してダンパ20が発生する複数の減衰力が、ダンパ20の減衰力特性を表す段数ごとに対応付けられている。S152にて、要求段数決定部56は、バネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’に対応する減衰力を段数ごとに選択する。さらに、段数ごとに選択した減衰力の中から、要求減衰力Freqに最も近い減衰力を最終的に選び出す。そして、最終的に選び出した減衰力に対応する段数を要求段数Dreqとして決定する。
S152にて要求段数Dreqを決定した後は、要求段数決定部56はS153に進み、要求段数Dreqに応じた信号をアクチュエータ32に出力する。その後S154に進んでこの処理を終了する。指令信号を受けたアクチュエータ32はその指令信号に基づいて作動する。アクチュエータ32の作動に伴いバルブ31が作動する。これにより、ダンパ20の減衰力特性を表す段数が要求段数Dreqとなるように可変絞り機構30が制御される。このような可変絞り機構30の制御により、ダンパ20の減衰力特性が段階的に制御される。要求段数決定部56が、本発明の減衰力特性制御手段に相当する。
マイクロコンピュータ50は、以上説明した処理にしたがって、サスペンション装置SPの振動に対してダンパ20が発生する減衰力を制御する。この減衰力制御は、本実施形態では、それぞれのサスペンション装置ごとに独立して行われる。図9は、線形減衰係数決定部52に入力される中周波バネ上加速度xpbM”の最大振幅値αが0である場合、すなわち中周波バネ上加速度が入力されていない場合に要求減衰力計算部55により計算された要求減衰力Freqの推移を表すリサージュ曲線の一例と、ダンパ20の減衰力特性の可変範囲とを表した減衰力特性グラフである。この減衰力特性グラフの横軸はバネ上−バネ下相対速度Vであり、縦軸は減衰力Fである。また、ダンパ20の減衰力特性の可変範囲は、発生する減衰力が最も小さいときに設定される段数Dminにより表される減衰力特性線と、発生する減衰力が最も大きいときに設定される段数Dmaxにより表される減衰力特性線との間に挟まれる領域Rにより表される。図からわかるように、要求減衰力Freqの推移は滑らかなリサージュ曲線により表される。このリサージュ曲線は、線形減衰係数Csにより表される減衰力特性線から上下に膨らむように形成されている(上下に膨らむ量は等しくない場合もある)。また、線形減衰係数Csは要求減衰力Freqの推移の傾向、例えばリサージュ曲線の平均的な傾きに影響する。
本実施形態においては、中周波バネ上加速度xpbM”の最大振幅値αが0であるときに、リサージュ曲線がダンパ20の減衰力特性の可変範囲Rに収まる範囲で、線形減衰係数Csが最も大きな値に設定される。このため要求減衰力も大きな値となり、ダンパ20が発生する減衰力が大きくなる。これによりバネ上部材HAに制振力が強く働き、バネ上部材HAの振動が速やかに減衰される。
一方、中周波バネ上加速度xpbM”の最大振幅値αが大きい場合は、バネ上−バネ下相対速度Vが大きい領域(例えば図9の点線Aで囲まれた領域)にて、アクチュエータ32の応答遅れやマイクロコンピュータ50における演算の時間的制約により適切な要求減衰力Freqの算出を行うことができなくなる。このような場合は、乗り心地性向上の観点から、線形減衰係数Csはできるだけ小さい方がよい。従来においては、中周波バネ上加速度xpbM”の最大振幅値αが大きい場合でも小さい場合でも、線形減衰係数Csは、バネ上部材HAの振動が速やかに減衰するように、できるだけ大きな値に固定されていたので、中周波バネ上加速度xpbM”の最大振幅値αが大きくなった場合には、特にバネ上−バネ下相対速度Vが大きい領域(例えば図の領域A)において、車両の乗り心地が悪化していた。
これに対して本実施形態では、中周波バネ上加速度xpbM”の最大振幅値αが大きいほど、線形減衰係数Csが小さな値に設定される。図10は、最大振幅値αの増大に伴って線形減衰係数Csが小さな値に変更された場合における、要求減衰力Freqの推移を表すリサージュ曲線と、ダンパ20の減衰力特性の可変範囲Rを示した減衰力特性グラフである。図10の線形減衰係数Csにより表される減衰力特性線の勾配は、図9の線形減衰係数Csにより表される減衰力特性線の勾配よりも小さい。また、図10に示される要求減衰力は、同一の条件下で図9に示される要求減衰力よりも小さい。すなわち、最大振幅値αが大きい場合に計算される要求減衰力は、最大振幅値αが小さい場合に計算される要求減衰力と比較して小さい。つまり、最大振幅値αが大きくなれば、要求減衰力Freqが小さくなる。要求減衰力が小さくなれば、ダンパ20が発生する減衰力も小さくなる。このような減衰力の低下により、中周波振動入力時における乗り心地の悪化、特に振動速度が大きいときの乗り心地の悪化が抑制される。
しかし、線形減衰係数Csを小さくした場合、図10に示されるようにリサージュ曲線が横に寝た形状となり、リサージュ曲線のうち点線で示された部分がダンパ20の減衰力特性の可変範囲Rの下限からはみ出す。要求減衰力Freqが可変範囲Rの下方を推移した場合、ダンパ20の減衰力特性を表す段数が強制的に段数Dminに設定されてしまうため、要求減衰力Freqの値に応じた適切な減衰力制御を行うことができない。また、要求減衰力Freqは、図10の点B、すなわちダンパ20の減衰力特性の可変範囲Rの下限にて不連続的に変化する。このため減衰力の不連続な変化が乗員に違和感を与え、乗り心地が悪化してしまう。
本実施形態においては、中周波バネ上加速度xpbM”の最大振幅値αが大きいときには、車両の乗り心地の悪化を防ぐために線形減衰係数Csが小さい値に設定されるとともに、非線形重み決定部53によって、可変減衰係数Cvの計算の際に用いる非線形重みβも調整される。非線形重みβは図8に示されるように、評価出力zpに周波数重みWsを作用させた出力に作用する。したがって、評価出力zpには重みβWsが作用する。また、非線形H∞制御は、外乱wが評価出力zpにできるだけ影響しないようにシステムを制御する外乱抑圧制御でもある。よって、感度関数をSにより表した場合、下記不等式(eq.13)が成立するように状態フィードバックコントローラが設計される。
非線形重みβが大きくなると、式(eq.13)を成立させるために感度関数Sが相対的に小さくなるので、外乱を抑圧するための制御性が向上する。その反面、コントローラの解を見つけ出すことが困難になる。よって、状態フィードバックコントローラの変動幅が大きくなる(すなわち制御範囲が広くなって、リサージュ曲線の膨らみが大きくなる)。逆に、非線形重みβが小さくなると、式(eq.13)が成立する範囲で感度関数Sを大きくしてもよい。感度関数Sが大きくなると制御偏差が大きくなって制御性が悪化する。その反面、コントローラの解を見つけ出すことが容易になる。よって、状態フィードバックコントローラの変動幅が小さくなる(すなわち制御範囲が狭くなって、リサージュ曲線の膨らみが小さくなる)。つまり、図12に示されるように、非線形重みβが大きくなるほど、感度関数を(1/βWs)以下にするように制御することが困難になり、その結果、要求減衰力Freqのリサージュ曲線の膨らみが増加する。逆に、非線形重みβが小さくなるほど、リサージュ曲線の膨らみが減少する。
本実施形態はこの点に着目し、線形減衰係数Csの大きさに応じて非線形重みβを調整することにより、要求減衰力Freqの推移を表すリサージュ曲線の膨らみを調整している。具体的には、リサージュ曲線の膨らみがダンパ20の減衰力特性の可変範囲R内に収まるように、線形減衰係数Csが小さいほど非線形重みβが小さい値に決定される。またこのとき、リサージュ曲線の膨らみが可変範囲R内に収まる範囲内にてできるだけ大きくなるように、非線形重みβが決定される。このようにして非線形重みβが決定された場合、図11に示されるように、線形減衰係数Csが小さくされた場合においてもリサージュ曲線がダンパ20の減衰力特性の可変範囲R内に収められる。このため、要求減衰力が可変範囲Rの下限にて不連続的に変化することはない。よって、要求減衰力が不連続的に変化することにより乗員に違和感を与えることがない。
以上のように、本実施形態によれば、中周波バネ上加速度xpbM”の最大振幅値αが大きいほど線形減衰係数Csが小さく設定されるので、バネ上部材HAの振動が速やかに減衰されるとともに、中周波バネ上加速度入力時には乗り心地の悪化が抑えられる。また、線形減衰係数Csが小さいほど非線形重みβが小さく設定されるので、要求減衰力Freqの推移を表すリサージュ曲線がダンパ20の減衰力特性の可変範囲Rに収められる。
(第二実施形態)
上記第一実施形態においては、線形減衰係数Csの大きさに応じて非線形重みβの値を変更することにより、要求減衰力Freqの推移を表すリサージュ曲線がダンパ20の減衰力特性の可変範囲R内に収まるように、減衰力が制御されている。一方、本実施形態においては、線形減衰係数Csの変化に応じて要求減衰力がダンパの減衰力特性の可変範囲内に収まるように、要求減衰力が補正される。
図13は、本発明の第二実施形態である車両のサスペンション制御装置の全体概略図である。このサスペンション制御装置2は、サスペンション装置SPおよび電気制御装置ELを備える。電気制御装置ELは、各種センサおよびマイクロコンピュータ150を備える。このサスペンション制御装置2のマイクロコンピュータ150以外の各構成は、図1に示されるサスペンション制御装置1の各対応構成と同一である。したがって、マイクロコンピュータ150以外の各構成には図1に示される各対応構成と同一の符号を付し、その具体的説明は省略する。
図13に示されるように、マイクロコンピュータ150は、B.P.F処理部151、線形減衰係数決定部152、可変減衰係数計算部154、要求減衰力計算部155、補正要求減衰力計算部157および要求段数決定部156を備える。
B.P.F処理部151、線形減衰係数決定部152、可変減衰係数計算部154の機能は、それぞれ図1のB.P.F処理部51、線形減衰係数決定部52および可変減衰係数計算部54の機能と同一であるので、その説明を省略する。要求減衰力計算部155は、線形減衰係数Csおよび可変減衰係数Cvを入力するとともに、入力したこれらの減衰係数に基づいて要求減衰力Freqを計算する。そして、計算した要求減衰力Freqおよび、要求減衰力Freqの計算に使用したバネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’を出力する。
補正要求減衰力計算部157は、線形減衰係数決定部152から線形減衰係数Csを、可変減衰係数計算部154から可変減衰係数Cvを、要求減衰力計算部155から要求減衰力Freqおよびバネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’を入力するとともに、入力した値に基づいて、補正要求減衰力Freq *を計算する。この補正要求減衰力Freq *は、線形減衰係数Csの大きさに応じて要求減衰力Freqを補正した減衰力である。そして、計算した補正要求減衰力Freq *を出力する。要求段数決定部156は、補正要求減衰力計算部157から補正要求減衰力Freq *を入力し、入力した補正要求減衰力Freq *に基づいて要求段数Dreqを決定する。そして、決定した要求段数Dreqに対応する信号をアクチュエータ32に出力する。
上記のように構成されたサスペンション制御装置2において、減衰力制御の実行フラグがONに設定された場合に減衰力制御が開始される。減衰力制御の開始により、マイクロコンピュータ150の線形減衰係数決定部152は線形減衰係数決定処理を、可変減衰係数計算部154は可変減衰係数計算処理を、要求減衰力計算部155は要求減衰力計算処理を、補正要求減衰力計算部157は補正要求減衰力計算処理を、要求段数決定部156は要求段数決定処理を、それぞれ実行する。
線形減衰係数決定部152が実行する線形減衰係数決定処理は、図2のフローチャートに示された処理と同一である。この処理により、中周波バネ上加速度xpbM”の最大振幅値αが大きいほど小さくなるように線形減衰係数Csが決定される。そして、決定された線形減衰係数Csが出力される。
図14は、可変減衰係数計算部154が実行する処理の流れを示すフローチャートである。可変減衰係数計算部154は図14に示される可変減衰係数計算処理をS210にて開始する。次いで、S211にて、バネ上加速度xpb”、バネ下加速度xpw”、バネ上−バネ下相対変位量xpw−xpbおよびバネ下相対変位量xpr−xpwを、それぞれ入力する。続いてS212にて、バネ上速度xpb’、バネ下速度xpw’、バネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’および、バネ下相対速度xpr’−xpw’を計算する。
次に可変減衰係数計算部154は、S213にて、非線形H∞制御理論に基づいて可変減衰係数Cvを計算する。可変減衰係数Cvの計算手法は上記第一実施形態と同様である。ただし、上記第一実施形態と異なり、非線形重みは予め決められた設定値である。S213にて可変減衰係数Cvを計算した後は、S214にて可変減衰係数Cvを出力する。その後、S215に進んでこの処理を終了する。この可変減衰係数計算部154が、本発明の可変減衰係数計算手段に相当する。
図15は、要求減衰力計算部155が実行する処理の流れを示すフローチャートである。要求減衰力計算部155は図15に示される要求減衰力計算処理をS220にて開始する。次いで、S221にて、線形減衰係数決定部152から線形減衰係数Csを入力する。次に、S222にて、可変減衰係数計算部154から可変減衰係数Cvを入力する。続いて、S223にて、可変減衰係数Cvに線形減衰係数Csを加算することにより要求減衰係数Creqを計算する。その後、S224にて、要求減衰係数Creqにバネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’を乗ずることにより要求減衰力Freqを計算する。次いで、S225にて、要求減衰力Freqおよび、要求減衰力Freqの計算に使用したバネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’を出力する。その後S226に進んでこの処理を終了する。この要求減衰力計算部155が、本発明の要求減衰力計算手段に相当する。
図16は、補正要求減衰力計算部157が実行する処理の流れを示すフローチャートである。補正要求減衰力計算部157は図16に示される補正要求減衰力計算処理をS230にて開始する。次いで、S231にて、要求減衰力計算部155から要求減衰力Freqおよびバネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’を入力する。次に、S232にて可変減衰係数計算部154から可変減衰係数Cvを入力する。続いて、S233にて、線形減衰係数決定部152から線形減衰係数Csを入力する。
その後、補正要求減衰力計算部157はS234に進み、線形減衰係数Csが基準線形減衰係数Cs0未満であるか否かを判定する。基準線形減衰係数Cs0は、それを用いて要求減衰力を計算した場合に、要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線がダンパ20の減衰力特性の可変範囲R内に収まるように、予め決められている設定値であり、マイクロコンピュータ150に記憶されている。この基準線形減衰係数Cs0は、線形減衰係数テーブルに記憶されている線形減衰係数のうち最も大きい線形減衰係数、つまり中周波バネ上加速度xpbM”の最大振幅値αが0である場合に対応する線形減衰係数に等しい。したがって、線形減衰係数テーブルを参照して決定される線形減衰係数Csは、基準線形減衰係数Cs0に等しいか、または基準線形減衰係数Cs0よりも小さくなる。
S234にて線形減衰係数Csが基準線形減衰係数Cs0未満である(S234:Yes)と判定されたときはS235に進む。S235では、可変減衰係数Cvが負であるか否かを判定する。可変減衰係数Cvが負であると判定した場合(S235:Yes)はS236に進む。S234の判定結果およびS235の判定結果がともにYesである場合、すなわち線形減衰係数Csが基準線形減衰係数Cs0未満であり、且つ可変減衰係数Cvが負である場合は、計算される要求減衰力Freqが小さい。このため要求減衰力Freqがダンパ20の減衰力特性の可変範囲の下限を下回るおそれがある。よって、この場合に要求減衰力が可変範囲から逸脱しないように、要求減衰力が補正される。具体的には、補正要求減衰力計算部157は、S234およびS235の判定結果がYesである場合にS236に進み、下記式(eq.14)により補正要求減衰力Freq *を計算する。
上記式(eq.14)において、Cminは、ダンパ20の減衰力特性を表す段数が最小の段数Dminであるときに、ダンパ20が発生する減衰力(最小減衰力)の振動速度に対する係数(最小減衰係数)である。また、Freq0は、基準線形減衰係数Cs0を用いて計算される要求減衰力(基準要求減衰力)であり、下記式(eq.15)により計算することができる。
なお、式(eq.15)を式(eq.14)に代入すると、式(eq.16)を得る。
式(eq.16)からわかるように、補正要求減衰力Freq *は、要求減衰力計算部155にて計算された要求減衰力FreqからCv((Cs0−Cs)/(Cs0−Cmin))(xpw’−xpb’)を差し引くことにより、要求減衰力Freqを補正した減衰力であることがわかる。また、式(eq.16)の右辺に線形減衰係数Csが含まれていることから、補正要求減衰力Freq *は、線形減衰係数Csの大きさに応じて要求減衰力Freqを補正するものであることがわかる。さらに、補正要求減衰力Freq *は、基準線形減衰係数Cs0と最小減衰係数Cminとの差(Cs0−Cmin)と、基準線形減衰係数Cs0と線形減衰係数Csとの差(Cs0−Cs)との比(Cs0−Cs)/(Cs0−Cmin)に基づいて、要求減衰力Freqを補正するものであることがわかる。
S236にて上記式(eq.14)により補正要求減衰力Freq *を計算した後は、補正要求減衰力計算部157はS238に進み、補正要求減衰力Freq *を出力する。その後S239に進んでこの処理を終了する。
また、S235の判定結果がNoである場合はS237に進む。S235の判定結果がNoである場合、つまり可変減衰係数Cvが正である場合は、要求減衰力Freqは線形減衰力よりも大きいので、要求減衰力Freqがダンパ20の減衰力特性の可変範囲Rの下限を下回るおそれはない。つまり要求減衰力Freqを補正する必要がない。よって、S235の判定結果がNoであるときにはS237にて要求減衰力Freqをそのまま補正要求減衰力Freq *に代入する。次いで、S238にて補正要求減衰力Freq *を出力する。その後S239に進んでこの処理を終了する。
また、S234の判定結果がNoである場合もS237に進む。S234の判定結果がNoである場合は、線形減衰係数Csが基準線形減衰係数Cs0未満ではない。この場合は線形減衰係数Csが基準線形減衰係数Cs0に等しい。基準線形減衰係数Cs0を用いて計算された基準要求減衰力Freq0はダンパ20の減衰力特性の可変範囲内の減衰力であるので、S234の判定結果がNoであるときは要求減衰力を補正する必要がない。したがって、S237にて要求減衰力Freqをそのまま補正要求減衰力Freq *に代入する。次いで、S238にて補正要求減衰力Freq *を出力し、さらにS239に進んでこの処理を終了する。この補正要求減衰力計算部157が、本発明の補正要求減衰力計算手段に相当する。
要求段数決定部156が実行する要求段数決定処理は、基本的には図6に示される第一実施形態の要求段数決定部56が実行する要求段数決定処理と同一である。ただし、図6のS151では要求減衰力Freqを入力しているのに対し、本実施形態の要求段数決定処理においては要求減衰力Freqの代わりに補正要求減衰力Freq *を入力する。他のステップは、図6と同一であるので説明を省略する。
本実施形態においては上述のように、要求減衰力Freqを補正した補正要求減衰力Freq *によってダンパ20の減衰力特性が制御される。この補正の効果について、以下に説明する。
図17は、要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線およびダンパ20の減衰力特性の可変範囲Rを示す減衰力特性グラフである。図中の破線で示されたリサージュ曲線Aは、線形減衰係数が基準線形減衰係数Cs0であるときに計算された要求減衰力である基準要求減衰力Freq0の推移を表している。この基準要求減衰力Freq0は、中周波バネ上加速度が0であるとき、すなわち中周波バネ上加速度の最大振幅値αが0であるときに計算される要求減衰力に等しい。また、図中の実線で示されたリサージュ曲線Bは、中周波バネ上加速度の最大振幅値αが大きい場合に線形減衰係数決定部152により決定された線形減衰係数Csを用いて計算された要求減衰力Freqの推移を表している。線形減衰係数Csは、基準線形減衰係数Cs0よりも小さい。
図に示されるように、リサージュ曲線Aは、ダンパ20の減衰力特性の可変範囲R内に収まっている。一方、リサージュ曲線Bの下方部分は可変範囲Rからはみ出している。このように、線形減衰係数が基準線形減衰係数Cs0から、それよりも小さい値Csに変更された場合には、要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線がダンパ20の減衰力特性の可変範囲Rからはみ出すおそれがある。可変範囲Rからはみ出した部分を表す要求減衰力Freqは、ダンパ20の減衰力特性の下限(Dminにより表される減衰力特性線)の下方を推移する。要求減衰力Freqがこのような推移を辿る場合、図の点Dの位置にて減衰力の推移が急激に変化して、乗員に違和感を与えるという問題がある。
これに対し、本実施形態においては、リサージュ曲線Bのうち線形減衰係数Csにより表される減衰力特性線よりも下方部分、すなわち可変減衰係数Cvが負である領域が、図の一点鎖線Cで表される曲線となるように、要求減衰力が補正される。この一点鎖線Cで表される曲線は、上記式(eq.14)により計算された補正要求減衰力Freq *の推移を表している。図からわかるように、曲線Cは、ダンパ20の減衰力特性の可変範囲R内を推移している。
式(eq.14)により計算される補正要求減衰力Freq *は、必ずダンパ20の減衰力特性の可変範囲R内の減衰力になる。この理由について説明する。図17に示されるように、例えばバネ上−バネ下相対速度がV1であるときに計算される補正要求減衰力Freq *は、式(eq.14)のバネ上−バネ下相対速度xpw’−xpb’にV1を代入して、下記式(eq.17)のように記述される。
式(eq.17)は、下記式(eq.18)のように変形できる。
式(eq.18)において、Fsは線形減衰係数Csにバネ上−バネ下相対速度V1を乗じて得られる線形減衰力、Fs0は基準線形減衰係数Cs0にバネ上−バネ下相対速度V1を乗じて得られる基準線形減衰力、Fminは最小減衰係数Cminにバネ上−バネ下相対速度V1を乗じて得られる最小減衰力である。
また、式(eq.18)中、(Fs−Fmin)/(Fs0−Fmin)は、基準線形減衰力Fs0と最小減衰力Fminとの差(基準減衰力差)に対する、線形減衰力Fsと最小減衰力Fminとの差(比較減衰力差)の比(差分減衰比)を表す。補正要求減衰力Freq *は、この差分減衰比に基づいて計算される。また、差分減衰比をGで表すと、式(eq.18)は、式(eq.19)のように変形できる。
したがって、補正要求減衰係数Freq *は、上記式(eq.19)により計算されているともいえる。
また、式(eq.19)は、式(eq.20)のようにも変形できる。
式(eq.20)の右辺は、基準線形減衰力Fs0と最小減衰力Fminとの差と、基準線形減衰力Fs0と基準要求減衰力Freq0との差の比を表す。一方、式(eq.20)の左辺は、線形減衰力Fsと最小減衰力Fminとの差と、線形減衰力Fsと補正要求減衰力Freq *との差の比を表す。
図18は、式(eq.20)に示される各減衰力差の関係を表す模式図である。図において、基準線形減衰力Fs0と最小減衰力Fminとの差がAにより、基準線形減衰力Fs0と基準要求減衰力Freq0との差がBにより表される。また、線形減衰力Fsと最小減衰力Fminとの差がCにより、線形減衰力Fsと補正要求減衰力Freq *との差がDにより表される。式(eq.20)が成立する場合、B/A=D/Cが成立する。
基準要求減衰力Freq0は基準線形減衰係数Cs0を用いて計算されているので、この減衰力が最小減衰力Fminよりも小さくなることはない。よって、図18に示されるように、差Bは差Aよりも小さく、B/Aは1未満である。B/Aが1未満であれば、D/Cも1未満である。よって、補正要求減衰力Freq *は最小減衰力Fminよりも大きくなる。このため補正要求減衰力Freq *がダンパの減衰力特性の可変範囲内に収まるのである。
また、上記式(eq.14)あるいは式(eq.19)により補正要求減衰力Freq *を計算することにより、図18に示される各減衰力の関係が維持される。したがって、可変範囲R内における要求減衰力の推移の傾向が、基準要求減衰力Freq0の推移の傾向に一致した補正要求減衰力Freq *を計算することができる。
以上の説明からわかるように、本実施形態によれば、中周波バネ上加速度による振動が大きいときは、線形減衰係数Csが小さい値に決定される。このため上記振動の入力による乗り心地の悪化が抑えられる。また、線形減衰係数Csを小さい値に変更したことにより要求減衰力Freqがダンパ20の減衰力特性の可変範囲Rから逸脱するおそれがあるときには、要求減衰力Freqが補正される。この補正によって、補正要求減衰力Freq *の推移を表すリサージュ曲線を可変範囲Rに収めることができる。
上記第二実施形態において、基準線形減衰係数Cs0は、線形減衰係数決定部152により決定される最も大きい線形減衰係数と等しい。しかし、基準線形減衰係数Cs0は、それを用いて計算された要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線がダンパ20の減衰力特性の可変範囲Rに収まるという条件を満たす任意の値に設定することができる。基準線形減衰係数Cs0がこのような条件を満たす限り、補正要求減衰力Freq *が、ダンパ20の減衰力特性の可変範囲R内の減衰力に属する。
なお、上記の例では、線形減衰係数Csが基準線形減衰係数Cs0よりも小さい値に決定されたときに、要求減衰力Freqがダンパ20の減衰力特性の下限を下回らないように要求減衰力Freqを補正する例を示した。これと同じように、線形減衰係数Csが基準線形減衰係数Cs0よりも大きな値に決定されるような場合には、要求減衰力Freqがダンパ20の減衰力特性の上限を上回らないように要求減衰力Freqを補正することができる。この場合、上記式(eq.14)に変えて、下記式(eq.21)により補正要求減衰力Freq *が計算される。
上記式(eq.21)にて、Cmaxは、ダンパ20の減衰力特性を表す段数が最大の段数Dmaxであるときにダンパ20が発生する減衰力の振動速度に対する係数である。また、式(eq.21)による要求減衰力の補正は、線形減衰係数Csが基準線形減衰係数Cs0よりも大きく、且つ可変減衰係数Cvが正であるときになされる。すなわち図16のS234およびS235の判定式の不等号が反対向きになる。また、式(eq.14)による補正と式(eq.21)による補正を併用し、ダンパ20の減衰力特性の上限および下限の双方から要求減衰力がはみ出るおそれがある場合に要求減衰力を補正してもよい。
(第三実施形態)
次に、本発明の第三実施形態について説明する。本実施形態にて説明する減衰力制御装置は、バネ上部材HAの前方左右および後方左右に取付けられた4つのサスペンション装置の運動に基づき設計される制御システムに非線形H∞制御理論を適用することにより、バネ上部材HAのヒーブ運動(上下運動)、ロール運動およびピッチ運動によるバネ上部材HAの制御目標位置における振動を減衰するように、各サスペンション装置の各ダンパが発生する減衰力を同時に制御する。
図19は、バネ上部材HAの前方左右および後方左右に4個のサスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLを取付けた車両モデル(4輪モデル)を示す図である。図に示されるように、サスペンション装置SPFRはバネ上部材HAの右前方位置に、サスペンション装置SPFLはバネ上部材HAの左前方位置に、サスペンション装置SPRRはバネ上部材HAの右後方位置に、サスペンション装置SPRLはバネ上部材HAの左後方位置に、それぞれ取付けられている。各サスペンション装置は、バネと、減衰力特性を変更可能なダンパとを備えている。各サスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLに設けられたダンパの減衰力特性は、アクチュエータ32FR,32FL,32RR,32RLの作動によってダンパ内部に取付けられたバルブの作動により、変更可能である。
また、バネ上部材HAには、バネ上加速度センサ41FR,41FL,41RR,41RL、ロール角加速度センサ45およびピッチ角加速度センサ46が取付けられている。バネ上加速度センサ41FRはバネ上部材HAの右前方位置における上下方向の加速度xpbFR”を検出し、バネ上加速度センサ41FLはバネ上部材HAの左前方位置における上下方向の加速度xpbFL”を検出し、バネ上加速度センサ41RRはバネ上部材HAの右後方位置における上下方向の加速度xpbRR”を検出し、バネ上加速度センサ41RLはバネ上部材HAの左後方位置における上下加速度xpbRL”を検出する。ロール角加速度センサ45は、バネ上部材HAの制御目標位置のロール方向(前後軸周り方向)の角加速度であるロール角加速度θr”を検出する。ピッチ角加速度センサ46は、バネ上部材HAの制御目標位置のピッチ方向(左右軸周り方向)の角加速度であるピッチ角加速度θp”を検出する。
また、各サスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLには、ストロークセンサ43FR,43FL,43RR,43RLがそれぞれ取付けられている。ストロークセンサ43FRは、サスペンション装置SPFRのダンパ内に配設されたピストンの相対変位量を計測することにより、バネ上部材HAの右後方位置における上下方向変位量xpbFRと、サスペンション装置SPFRに連結しているバネ下部材LAFRの上下方向変位量xpwFRとの差であるバネ上−バネ下相対変位量xpwFR−xpbFRを検出する。ストロークセンサ43FLは、バネ上部材HAの左前方位置における上下方向変位量xpbFLと、サスペンション装置SPFLに連結しているバネ下部材LAFLの上下方向変位量xpwFLとの差であるバネ上−バネ下相対変位量xpwFL−xpbFLを検出する。ストロークセンサ43RRは、バネ上部材HAの右後方位置における上下方向変位量xpbRRと、サスペンション装置SPRRに連結しているバネ下部材LARRの上下方向変位量xpwRRとの差であるバネ上−バネ下相対変位量xpwRR−xpbRRを検出する。ストロークセンサ43RLは、バネ上部材HAの左後方位置における上下方向変位量xpbRLと、サスペンション装置SPRLに連結しているバネ下部材LARLの上下方向変位量XpwRLとの差であるバネ上−バネ下相対変位量xpwRL−xpbRLを検出する。
図20は、本実施形態に係るサスペンション制御装置3の全体構成を示す概略図である。このサスペンション制御装置3は、各サスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLおよび電気制御装置ELを備える。なお、図にはサスペンション装置SPFRが代表的に示されており、その他のサスペンション装置SPFL,SPRR,SPRLは図示が省略されている。また、サスペンション装置SPFRの構成は、図1に示されるサスペンション装置SPの構成と同一であるので、その具体的説明は省略する。
電気制御装置ELは、上述した各センサと、本発明の減衰力制御装置に相当するマイクロコンピュータ250を備える。各センサの検出値はマイクロコンピュータ250に入力される。マイクロコンピュータ250は入力された検出値を基に、各サスペンション装置SPFL,SPFR,SPRL,SPRRに設けられている各ダンパの制御目標段数である要求段数DreqFR,DreqFL,DreqRR,DreqRLを各アクチュエータ32FR,32FL,32RR,32RLに出力する。各アクチュエータは、対応するサスペンション装置のダンパの減衰力特性を表す段数が、要求段数になるように作動する。これにより、各サスペンション装置の各ダンパが発生する減衰力が同時に制御される。
また、マイクロコンピュータ250は、B.P.F処理部251と、中周波入力レベル判定部258と、線形減衰係数決定部252と、可変減衰係数計算部254と、要求減衰力計算部255と、要求段数決定部256とを備える。B.P.F処理部251は、バネ上加速度センサ41FR,41FL,41RR,41RLが検出したバネ上加速度xpbFR”,xpbFL”,xpbRR”,xpbRL”を入力し、入力したバネ上加速度xpbFR”,xpbFL”,xpbRR”,xpbRL”にバンドパスフィルター処理を施す。この処理によって、3~10Hzの振動周波数のバネ上加速度xpbMFR”,xpbMFL”,xpbMRR”,xpbMRL”が出力される。
中周波入力レベル判定部258は、B.P.F処理部51を通過した中周波バネ上加速度xpbMFR”,xpbMFL”,xpbMRR”,xpbMRL”を入力し、中周波バネ上加速度の大きさを表す中周波入力レベルLvを決定する。そして、決定した中周波入力レベルLvを出力する。線形減衰係数決定部252は、中周波入力レベルLvを入力し、そのレベルLvに応じて、4つのサスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLの各ダンパが発生すべき線形減衰力についての線形減衰係数CsFR,CsFL,CsRR,CsRLをそれぞれ決定する。そして、決定した線形減衰係数CsFR,CsFL,CsRR,CsRLを出力する。
可変減衰係数計算部254は、各種センサからセンサ値を入力し、入力値を基に、非線形H∞制御理論に基づいて、4つのサスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLの各ダンパが発生すべき可変減衰力についての可変減衰係数CvFR,CvFL,CvRR,CvRLをそれぞれ計算する。そして、計算した可変減衰係数CvFR,CvFL,CvRR,CvRLを出力する。
要求減衰力計算部255は、線形減衰係数CsFR,CsFL,CsRR,CsRLおよび可変減衰係数CvFR,CvFL,CvRR,CvRLを入力し、入力したこれらの減衰係数から、4つのサスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLの各ダンパが発生すべき減衰力である要求減衰力FreqFR,FreqFL,FreqRR,FreqRLをそれぞれ計算する。そして、計算した要求減衰力FreqFR,FreqFL,FreqRR,FreqRLを出力する。要求段数決定部256は、要求減衰力FreqFR,FreqFL,FreqRR,FreqRLを入力し、入力した要求減衰力に基づいて、4つのサスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLの各ダンパの減衰力特性の制御目標段数である要求段数DreqFR,DreqFL,DreqRR,DreqRLをそれぞれ計算する。そして、計算した要求段数DreqFR,DreqFL,DreqRR,DreqRLをそれぞれ対応するアクチュエータ32FR,32FL,32RR,32RLに出力する。
上記構成のサスペンション制御装置3において、例えばバネ上加速度xpbFR”,xpbFL”,xpbRR”,xpbRL”のいずれか一つが所定の閾値を越えている場合には、減衰力制御の実行フラグがONに設定される。これにより減衰力制御が開始され、中周波入力レベル判定部258は図21に示される処理を、線形減衰係数決定部252は図22に示される処理を、可変減衰係数計算部254は図23に示される処理を、要求減衰力計算部255は図24に示される処理を、要求段数決定部は図25に示される処理を、所定の短時間ごとに実行する。
図21は、中周波入力レベル判定部258が実行する処理の流れを示したフローチャートである。中周波入力レベル判定部258は、図21に示される中周波入力レベル判定処理をS310にて開始する。次いで、S311にて、B.P.F処理部251を通過した中周波バネ上加速度xpbMFR”,xpbMFL”,xpbMRR”,xpbMRL”を入力する。次に、S312にて、中周波バネ上加速度xpbMFR”が基準加速度x0FR”よりも大きいか否かを判定する。この判定結果がYesであるときはS316に進み、NoであるときはS313に進む。S313では、中周波バネ上加速度xpbMFL”が基準加速度x0FL”よりも大きいか否かを判定する。この判定結果がYesであるときはS316に進み、NoであるときはS314に進む。S314では、中周波バネ上加速度xpbMRR”が基準加速度x0RR”よりも大きいか否かを判定する。この判定結果がYesであるときはS316に進み、NoであるときはS315に進む。S315では、中周波バネ上加速度xpbMRL”が基準加速度x0RL”よりも大きいか否かを判定する。この判定結果がYesであるときはS316に進み、NoであるときはS317に進む。
S312~S315の判定結果の少なくとも一つがYesであるときには、中周波入力レベル判定部258はS316に進み、中周波入力レベルLvを1に設定する。一方、S312~S315の判定結果のいずれもがNoであるときには、中周波入力レベル判定部258はS317に進み、中周波入力レベルLvを0に設定する。なお、上記基準加速度x0FR”,x0FL”,x0RR”,x0RL”は、中周波数帯域のバネ上加速度による振動を抑制するための制御(乗り心地の悪化を抑えるための制御)が必要であるか否かの閾値の加速度である。したがって本実施形態では、各中周波バネ上加速度xpbMFR”,xpbMFL”,xpbMRR”,xpbMRL”が一つでもこの閾値を越えたときに中周波入力レベルLvが1に設定され、全て閾値を越えていないときに中周波入力レベルLvが0に設定される。中周波入力レベルLvが1である場合は、入力されている中周波バネ上加速度が大きいことを表し、中周波入力レベルLvが0である場合は、入力されている中周波バネ上加速度が小さいか、または中周波バネ上加速度が入力されていないことを表す。
S316またはS317にて中周波入力レベルLvを設定した後は、中周波入力レベル判定部258はS318に進み、設定した中周波入力レベルLvを出力する。その後S319に進んでこの処理を終了する。出力した中周波入力レベルLvは、線形減衰係数決定部252に入力される。
図22は、線形減衰係数決定部252が実行する処理の流れを示したフローチャートである。線形減衰係数決定部252は図22の線形減衰係数決定処理をS320にて開始する。次いで、S321にて、中周波入力レベルLvを入力する。次に、S322にて、入力したレベルLvが0であるか否かを判定する。Lvが0である場合(S322:Yes)、すなわち中周波バネ上加速度が小さいか、または中周波バネ上加速度が入力されていない場合はS323に進む。一方、Lvが1である場合(S322:No)、すなわち中周波バネ上加速度が大きい場合はS324に進む。
線形減衰係数決定部252は、S323またはS324にて線形減衰係数CsFR,CsFL,CsRR,CsRLを決定する。S323では、線形減衰係数CsFR,CsFL,CsRR,CsRLがそれぞれ係数CsFRA,CsFLA,CsRRA,CsRLAに設定される。一方、S324では、線形減衰係数CsFR,CsFL,CsRR,CsRLがそれぞれ係数CsFRB,CsFLB,CsRRB,CsRLBに設定される。つまり、中周波入力レベルLvによって、決定される線形減衰係数の大きさが異なる。また、線形減衰係数に設定される各係数は、下記式(eq.22)に示す関係を有するように、予め決められている。
式(eq.22)からわかるように、Lvが1であるとき、つまり中周波バネ上加速度が大きいときに設定される線形減衰係数CsFRB,CsFLB,CsRRB,CsRLBは、Lvが0であるとき、つまり中周波バネ上加速度が小さいときに設定される線形減衰係数CsFRA,CsFLA,CsRRA,CsRLAよりも小さい。すなわち、線形減衰係数は、中周波バネ上加速度が大きいほど小さくなるように決定される。
S323またはS324にて線形減衰係数CsFR,CsFL,CsRR,CsRLをそれぞれ決定した後は、線形減衰係数決定部252はS325に進み、決定した線形減衰係数CsFR,CsFL,CsRR,CsRLを出力する。その後S326に進んでこの処理を終了する。
図23は、可変減衰係数計算部254が実行する処理の流れを示すフローチャートである。可変減衰係数計算部254は図23の可変減衰係数計算処理をS330にて開始する。次いで、S331にて、各バネ上加速度センサ41FR,41FL,41RR,41RLからバネ上加速度xpbFR”,xpbFL”,xpbRR”,xpbRL”を、各ストロークセンサ43FR,43FL,43RR,43RLからバネ上−バネ下変位量xpwFR−xpbFR,xpwFL−xpbFL,xpwRR−xpbRR,xpwRL−xpbRLを、ロール角加速度センサ45からロール角加速度θr”を、ピッチ角加速度センサ46からピッチ角加速度θp”を入力する。
続いて、S332にて状態量を演算する。この場合、ロール角変位量θr、ロール角変位速度θr’、ピッチ角変位量θp、ピッチ角変位速度θp’、バネ上変位量xpbFR,xpbFL,xpbRR,xpbRL、バネ上変位速度xpbFR’,xpbFL’,xpbRR’,xpbRL’、バネ上−バネ下相対速度xpwFR’−xpbFR’,xpwFL’−xpbFL’,xpwRR’−xpbRR’,xpwRL’−xpbRL’、ジャーク(加速度変化率)、ヒーブ加速度xh”、など、制御すべき量、計算に必要な量が演算される。なお、ヒーブ加速度xh”は、バネ上部材HAの制御目標位置における上下方向加速度であり、各サスペンション装置が取付けられている位置におけるバネ上加速度xpbFR”,xpbFL”,xpbRR”,xpbRL”から推定することができる。
次に、可変減衰係数計算部254はS333に進み、バネ上部材HAに取付けられた4つのサスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLの運動に基づき設計された制御システムに非線形H∞制御を適用することにより、バネ上部材HAのヒーブ運動(上下運動)、ロール運動、ピッチ運動によるバネ上部材HAの制御目標位置の振動を減衰するように、4つのサスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLの各ダンパが発生すべき可変減衰力についての可変減衰係数CvFR,CvFL,CvRR,CvRLを計算する。この場合、制御システムの状態空間表現に用いる運動方程式は、式(eq.23)に示されるバネ上部材HAのヒーブ運動方程式、式(eq.24)に示されるバネ上部材HAのロール運動方程式、および式(eq.25)に示されるバネ上部材HAのピッチ運動方程式となる。
ここで、
Mb:バネ上部材の質量,Tf:トレッド(フロント側),Tr:トレッド(リア側),Ir:ロール慣性モーメント,Ip:ピッチ慣性モーメント,L:ホイールベース
上記式(eq.24)および式(eq.25)は、制御目標位置がバネ上部材HAの重心位置である場合に導出される運動方程式である。また、上記式(eq.23)~式(eq.25)中のFFRはバネ上部材HAの右前方位置にて上下に働く力、FFLはバネ上部材HAの左前方位置にて上下に働く力、FRRはバネ上部材HAの右前方位置にて上下に働く力、FRLはバネ上部材HAの右前方位置にて上下に働く力である。これらの上下力は、下記式(eq.26)~式(eq.29)のように表される。
上記式(eq.26)~式(eq.29)において、KFRは、サスペンション装置SPFRのバネのバネ定数、KFLは、サスペンション装置SPFLのバネのバネ定数、KRRは、サスペンション装置SPRRのバネのバネ定数、KRLは、サスペンション装置SPRLのバネのバネ定数である。
上記式(eq.23)~式(eq.25)から、双線形システムとなるような一般化プラントの状態空間表現を導出する。導出される状態空間表現は、下記式(eq.30)のように記述される。
上記式(eq.30)において、xは状態量、zは評価出力、uは制御入力である。制御入力uは、下記式(eq.31)に示すように、各サスペンション装置のダンパの可変減衰係数である。
式(eq.30)は双線形システムであるので、上記第一実施形態と同様にしてリカッチ不等式を解くことにより制御入力uを算出することができる。算出した制御入力uにより各可変減衰係数が得られる。状態量、評価出力および各係数行列の詳細は省略する。
上記のようにして各可変減衰係数CvFR,CvFL,CvRR,CvRLを計算した後は、可変減衰係数計算部254はS334に進み、可変減衰係数CvFR,CvFL,CvRR,CvRLを出力する。その後S335に進んでこの処理を終了する。
図24は、要求減衰力計算部255が実行する処理の流れを示すフローチャートである。要求減衰力計算部255はこの要求減衰力計算処理を図のS340にて開始する。次いで、S341にて、線形減衰係数CsFR,CsFL,CsRR,CsRLを入力する。次に、S342にて、可変減衰係数CvFR,CvFL,CvRR,CvRLを入力する。
続いて、要求減衰力計算部255はS343に進み、下記式(eq.32)に示されるように可変減衰係数と線形減衰係数とを加算することによって、要求減衰係数CreqFR,CreqFL,CreqRR,CreqRLを計算する。
次に、S344にて、要求減衰係数CreqFR,CreqFL,CreqRR,CreqRLと、各要求減衰係数に対応するバネ上−バネ下相対速度xpwFR’−xpbFR’,xpwFL’−xpbFL’,xpwRR’−xpbRR’,xpwRL’−xpbRL’を掛け合わせることにより、制御目標の減衰力である要求減衰力FreqFR,FreqFL,FreqRR,FreqRLを計算する。続いて、S345にて、要求減衰力FreqFR,FreqFL,FreqRR,FreqRLを出力する。その後S346に進んでこの処理を終了する。
図25は、要求段数決定部256が実行する処理の流れを示すフローチャートである。要求段数決定部256はこの要求段数決定処理を図のS350にて開始する。次いで、S351にて、要求減衰力FreqFR,FreqFL,FreqRR,FreqRLを入力する。次に、S352にて、減衰力特性テーブルを参照して、各サスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLのダンパごとに要求段数DreqFR,DreqFL,DreqRR,DreqRLを決定する。続いて、S353にて、決定した要求段数DreqFR,DreqFL,DreqRR,DreqRLを出力する。その後、S354に進んでこの処理を終了する。各アクチュエータ32FR,32FL,32RR,32RLは、それぞれ要求段数を入力し、対応するダンパの減衰力特性を表す段数が入力した要求段数となるようにバルブを制御する。このようにして、各サスペンション装置SPFR,SPFL,SPRR,SPRLの減衰力が同時に制御される。
この第三実施形態において、中周波入力レベルLvが1である場合、すなわち中周波バネ上加速度が大きい場合に設定される線形減衰係数は、中周波入力レベルLvが0である場合、すなわち中周波バネ上加速度が小さい場合に設定される線形減衰係数よりも小さい。つまり、線形減衰係数は、中周波バネ上加速度が大きいほど小さくなるように決定される。よって、中周波バネ上加速度が大きいときには、中周波バネ上加速度が小さい場合と比較して要求減衰力が小さい。これにより乗り心地の悪化が抑えられる。また、中周波バネ上加速度が小さい場合または中周波バネ上加速度が入力されていない場合には、中周波バネ上加速度が大きい場合と比較して要求減衰力が大きくなる。これによりバネ上部材HAの振動が速やかに減衰する。
また、第三実施形態によれば、バネ上部材HAのヒーブ運動、ロール運動およびピッチ運動を考慮してバネ上部材HAの制御目標位置における振動が減衰される。このため制御目標位置での乗り心地が向上する。また、バネ上部材HAのヒーブ運動、ロール運動およびピッチ運動は、非線形H∞制御に基づいて計算される可変減衰係数に考慮されているので、これらの運動によるバネ上部材HAの制御目標位置における振動の統合的な減衰制御は、各サスペンション装置のダンパが発生する可変減衰力の大きさを制御することにより行われる。一方、中周波バネ上加速度の影響は線形減衰係数の大きさを決定する際に考慮されているので、中周波バネ上加速度入力時の乗り心地の悪化を抑えるための減衰制御は、各サスペンション装置のダンパが発生する線形減衰力の大きさを制御することにより行われる。つまり、可変減衰力の制御によりバネ上部材HAの振動を統合的に減衰制御し、線形減衰力の大きさの調整により、中周波バネ上加速度振動入力時の乗り心地の悪化が抑制される。よって、バネ上部材HAの振動の統合的な減衰と、中周波バネ上加速度振動入力時の乗り心地の悪化の抑制とを両立させた減衰力制御が行われる。
この第三実施形態においては、中周波数帯域の振動が小さい場合に中周波入力レベルLvが0に設定され、中周波数帯域の振動が大きい場合に中周波入力レベルLvが1に設定される。そして、このように2段階に設定された中周波入力レベルLvに基づき、中周波数帯域の振動が大きいほど小さくなるように線形減衰係数が決定される。このような決定方法以外にも、例えば、中周波バネ上加速度の最大振幅値の大きさに応じて中周波入力レベルLvを1~5に設定し、多段階に設定したレベルに応じ、中周波数帯域の振動が大きいほど小さくなるように各線形減衰係数を決定する方法を採用してもよい。また、例えば、図26に示すような、中周波バネ上加速度の大きさと線形減衰係数との関係を表すグラフを参照して、中周波バネ上加速度が大きいほど小さくなるように各線形減衰係数を決定してもよい。また、中周波バネ上加速度と線形減衰係数との関係が関数として表される場合には、その関数を使用して各線形減衰係数を決定してもよい。このとき関数は一次式として表されるものでもよいし、線形減衰係数の飽和特性を考慮した関数として表されるものでもよい。すなわち、線形減衰係数が、中周波数帯域の振動が大きいほど小さくなるように決定されるのであれば、どのような決定方法を採用してもよい。
以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は、上記実施形態に限定解釈されるべきものではない。例えば、上記第一実施形態においては、中周波数帯域における振動の大きさを、中周波バネ上加速度の最大振幅値αにより判断した例を示したが、中周波バネ上加速度の絶対値の最大値などを用いても良い。また、上記実施形態においては、要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線がダンパの減衰力特性の下限を下回る場合に、要求減衰力がダンパの減衰力特性の可変範囲に収まるようにしているが、同様にして、要求減衰力の推移を表すリサージュ曲線がダンパの減衰力特性の上限を上回る場合に、要求減衰力がダンパの減衰力特性の可変範囲に収まるようにしてもよい。このように、本発明は、その趣旨を逸脱しない限りにおいて、変形可能である。
Claims (12)
- バネ上部材とバネ下部材との間に介装されたダンパおよびバネを備えるサスペンション装置の振動に対する減衰力を制御する減衰力制御装置において、
前記サスペンション装置の運動に基づいて設計される制御システムに非線形H∞制御理論を適用することにより、前記ダンパが発生すべき可変減衰力の振動速度に対する係数である可変減衰係数を計算する可変減衰係数計算手段と、
バネ上部材の振動のうちバネ上共振周波数よりも大きい周波数帯域として予め定められた特定周波数帯域の振動の大きさに応じて、前記ダンパが発生すべき線形減衰力の振動速度に対する係数である線形減衰係数を決定する線形減衰係数決定手段と、
前記可変減衰係数および前記線形減衰係数に基づいて、前記ダンパが発生すべき減衰力である要求減衰力を計算する要求減衰力計算手段と、
前記要求減衰力に基づいて前記ダンパの減衰力特性を制御する減衰力特性制御手段と、
を備えることを特徴とする、減衰力制御装置。 - 請求の範囲1に記載の減衰力制御装置において、
前記線形減衰係数決定手段は、前記線形減衰係数を、前記特定周波数帯域の振動の加速度が大きいほど小さくなるように決定することを特徴とする、減衰力制御装置。 - 請求の範囲1または2に記載の減衰力制御装置において、
前記特定周波数帯域は、バネ上共振周波数よりも大きく且つバネ下共振周波数よりも小さい中周波数帯域であることを特徴とする、減衰力制御装置。 - 請求の範囲1乃至3のいずれかに記載の減衰力制御装置において、
前記線形減衰係数決定手段により決定された前記線形減衰係数の大きさに応じて、前記可変減衰係数計算手段が非線形H∞制御理論を適用して前記可変減衰係数を計算する際に設定される非線形重みの大きさを決定する非線形重み決定手段を更に備えることを特徴とする、減衰力制御装置。 - 請求の範囲4に記載の減衰力制御装置において、
前記非線形重み決定手段は、前記要求減衰力が前記ダンパの減衰力特性の可変範囲内の減衰力に属するように、前記非線形重みの大きさを決定することを特徴とする、減衰力制御装置。 - 請求の範囲4または5に記載の減衰力制御装置において、
前記非線形重み決定手段は、前記非線形重みを、前記線形減衰係数決定手段により決定された前記線形減衰係数が小さいほど小さくなるように決定することを特徴とする、減衰力制御装置。 - 請求の範囲1乃至3のいずれかに記載の減衰力制御装置において、
前記線形減衰係数決定手段により決定された前記線形減衰係数の大きさに応じて、前記要求減衰力を補正した補正要求減衰力を計算する補正要求減衰力計算手段を更に備え、
前記減衰力特性制御手段は、前記補正要求減衰力に基づいて、前記ダンパの減衰力特性を制御することを特徴とする、減衰力制御装置。 - 請求の範囲7に記載の減衰力制御装置において、
前記補正要求減衰力計算手段は、前記補正要求減衰力が前記ダンパの減衰力特性の可変範囲内の減衰力に属するように、前記補正要求減衰力を計算することを特徴とする、減衰力制御装置。 - 請求の範囲7または8に記載の減衰力制御装置において、
前記補正要求減衰力計算手段は、前記線形減衰係数決定手段により決定された前記線形減衰係数が、予め設定された基準線形減衰係数よりも小さい場合に、前記補正要求減衰力を計算することを特徴とする、減衰力制御装置。 - 請求の範囲9に記載の減衰力制御装置において、
前記補正要求減衰力計算手段は、前記線形減衰係数決定手段により決定された前記線形減衰係数が前記基準線形減衰係数よりも小さい場合に、前記基準線形減衰係数に振動速度を乗じて計算された基準線形減衰力とその振動速度において前記ダンパが発生し得る最小の減衰力である最小減衰力との差である基準減衰力差と、前記線形減衰係数決定手段により決定された前記線形減衰係数に振動速度を乗じて計算された線形減衰力と前記最小減衰力との差である比較減衰力差との比である差分減衰比に基づいて、前記補正要求減衰力を計算することを特徴とする、減衰力制御装置。 - 請求の範囲10に記載の減衰力制御装置において、
前記要求減衰力補正手段は、前記基準線形減衰係数を用いて計算される要求減衰力である基準要求減衰力をFreq0、前記差分減衰比をG、前記基準線形減衰力をFs0、前記線形減衰力をFsとした場合、前記補正要求減衰力Freq *を下記式により計算することを特徴とする、減衰力制御装置。
Freq *=Fs−G(Fs0−Freq0) - 請求の範囲1乃至3に記載の減衰力制御装置において、
前記可変減衰係数計算手段は、バネ上部材の前方左右位置および後方左右位置に取付けられた4個のサスペンション装置の運動に基づいて設計された制御システムに非線形H∞制御理論を適用することにより、バネ上部材の上下運動、ロール運動およびピッチ運動によるバネ上部材の制御目標位置における振動を減衰するように、前記4個のサスペンション装置の各ダンパが発生すべき可変減衰力の振動速度に対する係数である可変減衰係数をそれぞれ計算し、
前記線形減衰係数決定手段は、前記4個のサスペンション装置の各ダンパが発生すべき線形減衰力の振動速度に対する係数である線形減衰係数を、前記特定周波数帯域の振動が大きいほど小さくなるように、それぞれ決定することを特徴とする、減衰力制御装置。
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