WO2011101997A1 - 車両用減衰力制御装置 - Google Patents

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target
damping force
control
vehicle
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延慶 劉
祐一 水田
幹彦 本間
仁 穂積
田畑　雅朗
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トヨタ自動車株式会社
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    • B60G2800/912—Attitude Control; levelling control

Definitions

  • the present invention relates to a damping force control device for a vehicle, and more particularly to a damping force control device that controls a damping coefficient of a damping force generator provided corresponding to each wheel.
  • the main object of the present invention is to satisfactorily achieve both suppression of vehicle body posture change and improvement of vehicle ride comfort based on a target control amount for posture control and a target control amount for ride comfort control.
  • a target control amount for posture control and a target control amount for ride comfort control for each damping force generating device provided between each wheel and the vehicle body, at least the first target control amount for suppressing the posture change of the vehicle body in the roll direction, and at least the vehicle body in the roll direction.
  • the second target control amount is a control amount that should be calculated as the sum of a constant basic control amount and a variable control amount, and calculates the first target control amount and the variable control amount.
  • the final target control amount is calculated to reflect the variable control amount of the second target control amount. Therefore, it is possible to effectively improve the riding comfort of the vehicle as compared with the case where the larger one of the target control amount for posture control and the target control amount for ride comfort control is set as the final target control amount. Can do.
  • each damping force generator provided between each wheel and the vehicle body, at least the first target control amount for suppressing the posture change of the vehicle body in the roll direction, and at least the roll direction
  • a vehicle that calculates a final target control amount based on the second target control amount for improving ride comfort with respect to vehicle body vibration, and controls the damping coefficient of the damping force generator based on the final target control amount
  • the second target control amount is a control amount that should be calculated as the sum of a constant basic control amount and a variable control amount, and calculates the first target control amount and the variable control amount.
  • a vehicle damping force control device is provided in which a sum of the first target control amount and the variable control amount is set as a final target control amount.
  • the basic control amount of the second target control amount for improving riding comfort is replaced with the first target control amount. Therefore, it is possible to further effectively reduce the possibility that the required control amount will be excessive, thereby further reducing the possibility that the riding comfort of the vehicle will deteriorate.
  • the final target control amount is calculated to reflect the variable control amount of the second target control amount. Therefore, it is possible to effectively improve the riding comfort of the vehicle as compared with the case where the larger one of the target control amount for posture control and the target control amount for ride comfort control is set as the final target control amount. Can do.
  • the first target control amount is calculated as a control amount for suppressing a change in posture of the vehicle body in the low frequency range
  • the variable control amount is applied to vehicle body vibration in a frequency range higher than the low frequency range. It may be calculated as a control amount for improving comfort.
  • the variable control amount may be calculated as a control amount for improving ride comfort with respect to vehicle body vibration in the heave direction, the pitch direction, and the roll direction.
  • the first target control amount, the second target control amount, and the final target control amount may be the target control amount of the attenuation coefficient.
  • the first target control amount, the second target control amount, and the final target control amount can be calculated for the damping coefficient of the damping force generator.
  • the variable control amount may be calculated based on the nonlinear H ⁇ control theory.
  • the variable control amount of the second target control amount for improving riding comfort can be calculated based on the nonlinear H ⁇ control theory.
  • the first target control amount may be calculated as a control amount for suppressing a change in the posture of the vehicle body in the pitch direction and the roll direction.
  • the target damping force is calculated for the damping force generating device to suppress the change in the posture of the vehicle body, and the target damping force is subjected to low-pass filter processing. It may be calculated as a control amount for suppressing a change in the posture of the vehicle body in the region.
  • the damping force generating device calculates a target damping force for suppressing a change in the posture of the vehicle body based on the acceleration of the vehicle, and the vehicle acceleration is subjected to a low-pass filter process.
  • the target control amount may be calculated as a control amount for suppressing the posture change of the vehicle body in the low frequency range.
  • the damping force generating device calculates a target damping force for improving riding comfort based on the vertical accelerations of the spring and unsprung or the state quantities equivalent thereto, and the target damping force is calculated.
  • the variable control amount may be calculated as a control amount for improving the ride comfort with respect to vehicle body vibration in a frequency range higher than the low frequency range.
  • the damping force generating device calculates the target damping force for improving the ride comfort based on the vertical acceleration of the spring and the unsprung or equivalent state quantities, and the vertical acceleration or these
  • the variable control amount is calculated as a control amount for improving the ride comfort with respect to vehicle body vibration in a frequency range higher than the low frequency range. Good.
  • a first target damping force for suppressing at least a change in the posture of the vehicle body in the roll direction is calculated, and the first target damping force is calculated based on the first target damping force.
  • a damping coefficient is calculated, and for each damping force generator, a variable damping force for improving ride comfort is calculated at least with respect to vehicle body vibration in the roll direction, a target variable damping coefficient is calculated based on the variable damping force, The final target attenuation coefficient may be calculated based on the one target attenuation coefficient and the target variable attenuation coefficient.
  • the basic control after correction is made as the sum of the correction amount obtained by multiplying the deviation between the basic control amount and the first target control amount by a correction coefficient larger than 0 and smaller than 1, and the basic control amount. The amount may be calculated.
  • the correction coefficient may be variably set by a vehicle occupant.
  • FIG. 1 is a schematic block diagram showing a first embodiment of a vehicle damping force control apparatus according to the present invention for one wheel.
  • FIG. 2 is a graph showing the relationship among the control stage Sn, the stroke speed Xd, the damping force F, and the target damping force Ft.
  • FIG. 3 is a block diagram showing the damping force control in the first embodiment of the vehicle damping force control apparatus according to the present invention.
  • FIG. 4 is a block diagram showing damping force control in the second embodiment of the vehicle damping force control apparatus according to the present invention.
  • FIG. 5 is a block diagram showing damping force control in a third embodiment of the vehicle damping force control apparatus according to the present invention.
  • FIG. 6 is a block diagram showing damping force control in the fourth embodiment of the vehicle damping force control apparatus according to the present invention.
  • FIG. 7 is a graph showing an example of the relationship among the suspension stroke speed Xdi, the posture control target damping coefficient Cati, and the posture control target damping force Fati.
  • FIG. 8 is a graph showing an example of the relationship between the stroke speed Xdi of the suspension, the target damping coefficient Cvti for riding comfort control based on the nonlinear H ⁇ control theory, and the target damping force Fvti for riding comfort control.
  • FIG. 7 is a graph showing an example of the relationship among the suspension stroke speed Xdi, the posture control target damping coefficient Cati, and the posture control target damping force Fati.
  • FIG. 8 is a graph showing an example of the relationship between the stroke speed Xdi of the suspension, the target damping coefficient Cvti for riding comfort control based on the nonlinear H ⁇ control theory, and the target damping force Fvti
  • FIG. 9 shows the case where the final target damping coefficient Cti is calculated as the sum of the target damping coefficient Cati for posture control and the target linear damping coefficient Cvti for ride comfort control, and the stroke speed Xdi of the suspension, the final target damping coefficient Cti, and the target damping. It is a graph which shows the relationship with force Fti.
  • FIG. 10 shows the case where the final target damping coefficient Cti is calculated to be a larger one of the target damping coefficient Cati for posture control and the target linear damping coefficient Cvti for ride comfort control, and the stroke speed Xdi of the suspension and the final target damping coefficient. It is a graph which shows the relationship between Cti and the target damping force Fti.
  • FIG. 11 is a graph showing the relationship among the suspension stroke speed Xdi, the final target damping coefficient Cti, and the target damping force Fti in the first embodiment.
  • FIG. 12 is a graph showing the relationship among the suspension stroke speed Xdi, the final target damping coefficient Cti, and the target damping force Fti in the second embodiment.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a first embodiment of a vehicle damping force control apparatus according to the present invention for one wheel.
  • reference numeral 10 denotes a wheel constituting a main part under the spring of the vehicle 100
  • 12 denotes a vehicle body constituting the main part on the spring
  • 200 denotes a damping force control apparatus as a whole.
  • a suspension spring 14 and a variable damping force type shock absorber 16 are disposed between the wheel support member or suspension arm that rotatably supports the wheel 10 and the vehicle body 12 so as to be in parallel with each other.
  • the shock absorber 16 functions as a damping force generator, and the damping force control device 200 controls the damping force generated by the shock absorber by controlling the damping coefficient of the shock absorber 16.
  • the vehicle 100 has four wheels, left and right front wheels and left and right rear wheels, and a suspension spring 14 and a shock absorber 16 are provided corresponding to each wheel.
  • the shock absorber 16 has a cylinder 22 and a piston 24 which define a cylinder upper chamber 18 and a cylinder lower chamber 20 which are variable in cooperation with each other.
  • the cylinder upper chamber 18 and the cylinder lower chamber 20 have a viscosity such as oil. The liquid which has is filled.
  • the shock absorber 16 is connected to the wheel support member or the suspension arm at the lower end of the cylinder 22 and is connected to the vehicle body 12 at the upper end of the rod portion of the piston 24.
  • the piston 24 has built-in damping force control valves on the expansion side and the contraction side that increase and decrease the effective cross-sectional area of the passage that connects the cylinder upper chamber 18 and the cylinder lower chamber 20. .
  • damping force control valves are controlled by an actuator 26 incorporated in the piston 24, and the actuator 26 is controlled by an electronic control unit 28 as described in detail later. Accordingly, the damping coefficient of the shock absorber 16 is controlled by the actuator 26, so that the damping coefficient is variably controlled, whereby the damping force is variably controlled.
  • the electronic control unit 28 controls the opening degree of the damping force control valves on the expansion side and the contraction side in multiple stages through the actuator 26 for each wheel in the order of the left front wheel, the right front wheel, the left rear wheel, and the right rear wheel, for example.
  • the damping coefficient C is a ratio of the damping force F to the stroke speed Xd. Therefore, as shown in FIG. 2, the electronic control unit 28 controls the control stage of the shock absorber 16 from the control stage S1 (soft) having the smallest damping coefficient C to the control stage Sn (hard) having the largest damping coefficient C. S is controlled in n (positive integer) stages.
  • the electronic control unit 28 stores a map of the relationship between the control stage Sn, the stroke speed Xd, and the target damping force Ft as the same relation as the control stage Sn, the stroke speed Xd, and the damping force F shown in FIG. I remember it. Also, the line density of the map may be higher than the line density for the shock absorber 16, and therefore the number of map lines may be greater than the number of control stages S of the shock absorber 16.
  • a signal indicating a suspension stroke that is, a vertical stroke X of the vehicle body 12 with respect to the wheel 10 (vertical displacement X2 on the spring in FIG. 1 ⁇ vertical displacement X1 below the spring) is input to the electronic control unit 28.
  • signals indicating the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy of the vehicle are input to the electronic control device 28 from the longitudinal acceleration sensor 32 and the lateral acceleration sensor 34, respectively.
  • a signal indicating the vehicle speed V is input from the vehicle speed sensor 36 to the electronic control device 28, and signals indicating the vertical acceleration Gz2 on the spring and the vertical acceleration Gz1 on the spring are input from the vertical acceleration sensors 38 and 40, respectively.
  • the stroke sensor 30 detects the stroke X with 0 when the wheel 10 is in a neutral position where neither bouncing nor rebounding is performed, the bouncing stroke is positive, and the rebound stroke is negative.
  • the longitudinal acceleration sensor 32 detects the longitudinal acceleration Gx with the longitudinal acceleration during acceleration of the vehicle as positive
  • the lateral acceleration sensor 34 detects the lateral acceleration Gy with the lateral acceleration during left turn of the vehicle as positive.
  • the vertical acceleration sensors 38 and 40 detect the vertical accelerations Gz2 and Gz1, respectively, with the upward direction being positive.
  • the electronic control device 28 may actually be a microcomputer having a well-known configuration including a CPU, a ROM, a RAM, an input / output port device, etc., which are connected to each other via a bidirectional common bus.
  • the above-described configuration of the damping force control device 200 is the same in other embodiments described later.
  • the electronic control unit 28 calculates a target damping coefficient Cat for suppressing a change in the posture of the vehicle body for each shock absorber 16 based on the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy. Further, the electronic control unit 28 calculates a target nonlinear damping coefficient ⁇ Cvt for improving the riding comfort of the vehicle based on the nonlinear H ⁇ control theory. The electronic control unit 28 then controls each shock absorber 16 so that the final target damping coefficient Ct is the sum of the target damping coefficient Cat and the target nonlinear damping coefficient ⁇ Cvt, and the damping coefficient C becomes the target damping coefficient Ct.
  • the control of the damping force in the first embodiment will be described in more detail with reference to the block diagram shown in FIG.
  • the electronic control device 28 has a target damping force calculation block 50 for posture control, and the block 50 calculates a target damping force Fat for posture control based on the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy.
  • positive coefficients for the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy are Kx and Ky, respectively.
  • the suffixes i indicating the left front wheel, right front wheel, left rear wheel, and right rear wheel are denoted by fl, fr, rl, and rr, respectively.
  • the block 50 calculates target damping forces Fatfl to Fatrr for suppressing the posture change of the vehicle body 12 according to the following equations 1 to 4.
  • the block 52 also receives a signal indicating a stroke speed Xdi that is a differential value of the suspension stroke Xi of each wheel.
  • a block 52 calculates a target damping coefficient Cati for suppressing the posture change of the vehicle body 12 from a map corresponding to the graph shown in FIG. 2 based on the target damping force Fati and the stroke speed Xdi.
  • the stroke speed Xdi of the suspension of each wheel may be calculated as a difference between integral values of the vertical acceleration Gz2 on the spring and the vertical acceleration Gz1 on the spring, that is, a difference between the vertical speeds on the spring and the spring.
  • the electronic control unit 28 includes a target damping force calculation block 54 for riding comfort control, and the block 54 calculates a target nonlinear damping force ⁇ Fvti for riding comfort control based on the nonlinear H ⁇ control theory.
  • the ride comfort control based on the nonlinear H ⁇ control theory is to calculate the target damping force of the ride comfort control as the sum of the target basic damping force (target linear damping force) and the target variable damping force (target nonlinear damping force). It can be anything you can.
  • the target damping force is calculated according to the nonlinear H ⁇ control theory based on the equation of motion for the heave motion at each wheel position, the heave motion at the center of gravity of the vehicle body, the pitch motion around the center of gravity of the vehicle body, and the roll motion. May be.
  • Such calculation of the target damping force is described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2006-44523.
  • the target nonlinear damping force ⁇ Fvti for ride comfort control is a control theory other than the nonlinear H ⁇ control theory as long as the target damping force for ride comfort control can be calculated as the sum of the target basic damping force and the target variable damping force. It may be calculated based on this.
  • LQR linear quadratic regulator
  • a signal indicating the target nonlinear damping force ⁇ Fvti for ride comfort control is input to the target damping coefficient calculation block 56 for ride comfort control.
  • a block 56 calculates a target nonlinear damping coefficient ⁇ Cvti for improving the riding comfort of the vehicle 100 from a map corresponding to the graph shown in FIG. 2 based on the target nonlinear damping force ⁇ Fvti and the stroke speed Xdi.
  • a signal indicating the posture control target attenuation coefficient Cati is input to a target basic attenuation coefficient calculation block 58 that calculates a corrected target linear attenuation coefficient Cvta0i based on the posture control target attenuation coefficient Cati.
  • the target linear damping coefficient corresponding to the target basic damping force of the ride comfort control based on the nonlinear H ⁇ control theory is Cvt0 (constant common to all wheels), and the attitude damping target Cati and target linear damping coefficient Cvt0 are Each deviation is set to ⁇ Cvt0i.
  • Ka is set to a constant correction coefficient larger than 0 and smaller than 1.
  • the target basic damping coefficient calculation block 58 calculates the corrected target linear damping coefficient Cvta0i according to the following equation (5).
  • Cvta0i Cvt0 + Ka ⁇ Cvt0i (5)
  • the target linear damping coefficient Cvt0 is constant in common for all wheels, but the target linear damping coefficient for the left and right front wheels may be set to a value different from the target linear damping coefficient for the left and right rear wheels.
  • the correction coefficient Ka may be increased or decreased within a range larger than 0 and smaller than 1, for example, when an operating device provided in the passenger compartment is operated by a vehicle occupant.
  • a signal indicating the corrected target linear attenuation coefficient Cvta0i and a signal indicating the target nonlinear attenuation coefficient ⁇ Cvti for ride comfort control are input to the adder 60.
  • the adder 60 calculates the final target damping coefficient Cti of each shock absorber 16 by adding the corrected target linear damping coefficient Cvta0i and the riding comfort control target nonlinear damping coefficient ⁇ Cvti.
  • a signal indicating the final target damping coefficient Cti is input to the target damping force calculation block 62, and a signal indicating the stroke speed Xdi is also input to the block 62.
  • a block 62 calculates the final target damping force Fti of each shock absorber 16 by multiplying the target damping coefficient Cti and the stroke speed Xdi.
  • a signal indicating the target damping force Fti is input to the target control stage determination block 64, and a signal indicating the stroke speed Xdi is also input to the block 64.
  • a block 64 obtains a control stage capable of generating a damping force closest to the target damping force Fti from a map corresponding to the graph shown in FIG. 2 based on the target damping force Fti and the stroke speed Xdi, and determines the control stage as the target control stage. Sti is determined.
  • a signal indicating the target control stage Sti is input to the final target control stage determination block 66, and the vehicle speed sensitive target control stage Svti is also input to the block 66.
  • the vehicle speed sensitive target control stage Svti is a basic control stage that is variably set based on the vehicle speed V such that the higher the vehicle speed V is, the harder the vehicle is.
  • the block 66 determines the higher control stage of the target control stage Sti and the vehicle speed sensitive target control stage Svti as the final target control stage Sfti. It should be noted that the relationship between the vehicle speed V and the vehicle speed sensitive target control stage Svti may be changed, for example, by operating a switch provided in the vehicle interior by a vehicle occupant.
  • the electronic control unit 28 controls the corresponding damping force control valve by controlling each actuator 26 so that the control stage Si of each shock absorber 16 becomes the corresponding final target control stage Sfti.
  • the target damping force Fati for posture control is calculated based on the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy
  • the target damping coefficient Cati for posture control is calculated based on the target damping force Fati and the stroke speed Xdi. Calculated.
  • a target nonlinear damping force ⁇ Fvti for riding comfort control is calculated based on the nonlinear H ⁇ control theory, and a target nonlinear damping coefficient ⁇ Cvti for riding comfort control is calculated based on the target nonlinear damping force ⁇ Fvti and the stroke speed Xdi. Further, the corrected target linear damping coefficient Cvta0i is calculated according to the above equation 5, and the sum of the corrected target linear damping coefficient Cvta0i and the target nonlinear damping coefficient ⁇ Cvti for ride comfort control is calculated as the final target damping coefficient Cti.
  • the target control stage Sti is determined based on the final target damping coefficient Cti, and the higher control stage of the target control stage Sti and the vehicle speed sensitive target control stage Svti is determined as the final target control stage Sfti. Therefore, the deviation between the corrected target linear damping coefficient Cvta0i and the attitude control target damping coefficient Cati is smaller than the deviation between the corrected target linear damping coefficient Cvt0 and attitude control target damping coefficient Cati.
  • the target linear damping coefficient Cvta0i after correction is a value that is closer to the target damping coefficient Cati for posture control than the target linear damping coefficient Cvt0 before correction.
  • the target damping coefficient Cati of the attitude control is the value shown in FIG.
  • FIG. 7 shows a case where the target damping coefficient Cvti of the riding comfort control based on the nonlinear H ⁇ control theory changes as shown in FIG. 8 with respect to the stroke speed Xdi.
  • FIG. 9 shows a case where the final target damping coefficient Cti is calculated as the sum of the target damping coefficient Cati for posture control and the target damping coefficient Cvti for ride comfort control. In this case, the target damping force corresponding to the final target damping coefficient Cti becomes excessive and may deviate from the range of damping force that can be generated by the shock absorber 16.
  • FIG. 10 shows a case where the final target damping coefficient Cti is calculated to be a larger value of the target damping coefficient Cati for posture control and the target damping coefficient Cvti for ride comfort control.
  • the final target attenuation coefficient Cti has the value shown in FIG. Therefore, the possibility that the target damping force corresponding to the final target damping coefficient Cti deviates from the range of the damping force that can be generated by the shock absorber 16 can be reduced.
  • FIG. 4 is a block diagram showing damping force control in a second embodiment of the vehicle damping force control apparatus according to the present invention.
  • the electronic control unit 28 of this embodiment does not have the target basic damping coefficient calculation block 58, but the attitude control target calculated by the attitude control target damping coefficient calculation block 52.
  • a signal indicating the attenuation coefficient Cati is directly input to the adder 60.
  • the adder 60 calculates the final target damping coefficient Cti of each shock absorber 16 by adding the target damping coefficient Cati for posture control and the target nonlinear damping coefficient ⁇ Cvti for ride comfort control.
  • the final target damping coefficient Cti of each shock absorber 16 is the sum of the target damping coefficient Cati for posture control and the target nonlinear damping coefficient ⁇ Cvti for riding comfort control.
  • the target linear damping coefficient Cvt0 for riding comfort control based on the nonlinear H ⁇ control theory is replaced with the target damping coefficient Cati for attitude control.
  • the final target damping coefficient Cti is shown in FIG. 12 according to the second embodiment. It becomes the value. Therefore, the possibility that the target damping force corresponding to the final target damping coefficient Cti deviates from the range of the damping force that can be generated by the shock absorber 16 can be reduced more effectively than in the first embodiment. Even in the second embodiment, the final target damping coefficient Cti is calculated to be a larger one of the attitude control target damping coefficient Cati and the ride comfort control target damping coefficient Cvti. Thus, the ride comfort of the vehicle can be effectively improved.
  • FIG. 5 is a block diagram showing damping force control in a third embodiment of the vehicle damping force control apparatus according to the present invention.
  • a signal indicating the target damping force Fati for posture control is input to the low-pass filter processing block 70.
  • a block 70 calculates a target damping force Ffati for posture control after the low-pass filter processing by subjecting the signal indicating the target damping force Fati to low-pass filter processing at a preset cutoff frequency fcl.
  • a signal indicating the target damping force Ffati for posture control after low-pass filter processing is input to the target damping coefficient calculation block 52 for posture control.
  • the block 52 calculates a target damping coefficient Cati for suppressing the posture change of the vehicle body 12 from a map corresponding to the graph shown in FIG. 2 based on the target damping force Ffati and the stroke speed Xdi. Further, as shown in FIG. 5, a signal indicating the target nonlinear damping force ⁇ Fvti for the ride comfort control is input to the high-pass filter processing block 72. A block 72 calculates a target nonlinear damping force ⁇ Ffvti for ride comfort control after the high-pass filter processing by subjecting the signal indicating the target nonlinear damping force ⁇ Fvti to a high-pass filter processing at a preset cutoff frequency fch.
  • the cut-off frequency fch of the high-pass filter process may be a value equal to or lower than the cut-off frequency fcl of the low-pass filter process, but the former is preferably higher than the latter.
  • a signal indicating the target nonlinear damping force ⁇ Ffvti for ride comfort control after the high-pass filter processing is input to the target damping coefficient calculation block 56 for ride comfort control.
  • a block 56 calculates a target nonlinear damping coefficient ⁇ Cvti for improving the riding comfort of the vehicle 100 from a map corresponding to the graph shown in FIG. 2 based on the target nonlinear damping force ⁇ Ffvti and the stroke speed Xdi. As can be seen from a comparison between FIG. 5 and FIG.
  • the other control in the third embodiment that is, the control in the blocks 58 to 66 is executed in the same manner as in the first embodiment.
  • the signal indicating the target damping force Fati for posture control is low-pass filtered to calculate the target damping force Ffati for posture control after the low-pass filter processing.
  • the target damping coefficient Cati for posture control is calculated based on the target damping force Ffati for posture control after low-pass filter processing.
  • a signal indicating the target nonlinear damping force ⁇ Fvti for ride comfort control is subjected to high-pass filter processing, whereby the target nonlinear damping force ⁇ Ffvti for ride comfort control after high-pass filter processing is calculated.
  • FIG. 6 is a block diagram showing damping force control in a fourth embodiment of the vehicle damping force control apparatus according to the present invention. As shown in FIG.
  • the electronic control unit 28 of this embodiment does not have the target basic damping coefficient calculation block 58 as in the second embodiment described above. Therefore, the adder 60 calculates the final target damping coefficient Cti of each shock absorber 16 by adding the target damping coefficient Cati for posture control and the target nonlinear damping coefficient ⁇ Cvti for ride comfort control.
  • the other controls in the fourth embodiment are the same as those in the third embodiment. According to the fourth embodiment, it is possible to obtain the same operational effects as in the case of the third embodiment described above.
  • the target linear damping coefficient Cvt0 for ride comfort control based on the nonlinear H ⁇ control theory is replaced with the target damping coefficient Cati for attitude control.
  • the possibility that the target damping force corresponding to the final target damping coefficient Cti deviates from the range of the damping force that can be generated by the shock absorber 16 can be reduced more effectively than in the first to third embodiments. .
  • the target damping force when the cut-off frequency fch is higher than the cut-off frequency fcl, the target damping force can be generated compared to the case where fch is equal to or less than fcl. The possibility of deviating from the range can be reliably reduced.
  • the corrected target linear damping coefficient Cvta0i becomes closer to the attitude control target damping coefficient Cati as the correction coefficient Ka is closer to 1.
  • the correction coefficient Ka when the correction coefficient Ka can be increased or decreased by a vehicle occupant, the correction coefficient Ka is set to a value close to 1 to place importance on the attitude control effect, or the correction coefficient Ka is set to a value close to 0 to ride.
  • the emphasis can be on the comfort control effect.
  • the damping force generator is a cylinder-piston type shock absorber 16, but generates a variable damping force that attenuates relative vibration between the sprung and unsprung parts.
  • the damping force generator may be a rotary damper with a variable damping coefficient. Further, the damping force generator may be capable of changing the damping coefficient steplessly, that is, continuously.
  • the higher control stage of the target control stage Sti and the vehicle speed sensitive target control stage Svti based on the final target damping force Fti is determined as the final target control stage Sfti.
  • the vehicle speed sensitive target control stage Svti may be omitted.
  • a map for calculating the target damping force Fati for posture control is set for each vehicle speed range, and that the calculation parameter for ride comfort control is set to a different value for each vehicle speed range.
  • low-pass filter processing is performed on the target damping force Fati for posture control. However, it may be modified so that the low-pass filter process is performed on the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy of the vehicle for calculating the target damping force Fati for attitude control.
  • high-pass filter processing is performed on the target damping force Fvti for ride comfort control.
  • the calculation parameter for calculating the target damping force Fvti for ride comfort control may be modified so that the high-pass filter process is performed.

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Abstract

　少なくともロール方向の車体の姿勢変化を抑制する姿勢制御の目標制御量と、少なくともロール方向の車体振動について乗り心地性を向上させる乗り心地制御の目標制御量とに基づく最終的な目標制御量に基づいて減衰力発生装置の減衰係数を制御する車両用減衰力制御装置。乗り心地制御の目標制御量は一定の基本制御量と可変制御量との和として演算されるべき制御量である。姿勢制御の目標制御量及び可変制御量を演算し、基本制御量よりも姿勢制御の目標制御量に近い修正後の基本制御量を演算し、修正後の基本制御量と可変制御量との和を最終的な目標制御量とし、これにより姿勢変化の抑制及び乗り心地性の向上の両者を良好に達成する。

Description

車両用減衰力制御装置
　本発明は、車両の減衰力制御装置に係り、更に詳細には各車輪に対応して設けられた減衰力発生装置の減衰係数を制御する減衰力制御装置に係る。
　自動車等の車両に於いて、各車輪に対応して設けられた減衰力発生装置の減衰係数を制御する減衰力制御装置は従来から種々提案されている。例えば車体の姿勢変化を抑制する姿勢制御の目標制御量及び車両の乗り心地性を向上させる乗り心地制御の目標制御量に基づいて減衰力発生装置の減衰係数を制御するものが知られている（特開平２００６−４４５２３号公報参照）。
　しかし姿勢制御の目標制御量と乗り心地制御の目標制御量との和に基づいて減衰力発生装置の減衰係数が制御される場合には、要求される制御量が過大になりすぎ、車両の乗り心地性が悪化する場合がある。また姿勢制御の目標制御量及び乗り心地制御の目標制御量のうちの大きい方の値に基づいて減衰力発生装置の減衰係数が制御される場合には、車両の乗り心地性を効果的に向上させることができなくなる場合がある。
　本発明の主要な目的は、姿勢制御の目標制御量及び乗り心地制御の目標制御量に基づいて車体の姿勢変化の抑制及び車両の乗り心地性の向上の両者を良好に達成することである。
　本発明によれば、各車輪と車体との間に設けられた各減衰力発生装置について、少なくともロール方向の車体の姿勢変化を抑制するための第一の目標制御量と、少なくともロール方向の車体振動について乗り心地性を向上させるための第二の目標制御量とに基づく最終的な目標制御量を演算し、最終的な目標制御量に基づいて減衰力発生装置の減衰係数を制御する車両用減衰力制御装置であって、第二の目標制御量は一定の基本制御量と可変制御量との和として演算されるべき制御量であり、第一の目標制御量及び可変制御量を演算し、基本制御量よりも第一の目標制御量に近い修正後の基本制御量を演算し、修正後の基本制御量と可変制御量との和を最終的な目標制御量とすることを特徴とする車両用減衰力制御装置が提供される。
　この構成によれば、修正後の基本制御量は基本制御量よりも第一の目標制御量に近い値である。よって姿勢制御の目標制御量と乗り心地制御の目標制御量との和が最終的な目標制御量とされる場合に比して、要求される制御量が過大になりすぎる虞れを低減し、これにより車両の乗り心地性が悪化する虞れを低減することができる。
　またこの構成によれば、最終的な目標制御量は第二の目標制御量の可変制御量を反映するよう演算される。よって姿勢制御の目標制御量及び乗り心地制御の目標制御量のうちの大きい方の値が最終的な目標制御量とされる場合に比して、車両の乗り心地性を効果的に向上させることができる。
　また本発明によれば、各車輪と車体との間に設けられた各減衰力発生装置について、少なくともロール方向の車体の姿勢変化を抑制するための第一の目標制御量と、少なくともロール方向の車体振動について乗り心地性を向上させるための第二の目標制御量とに基づく最終的な目標制御量を演算し、最終的な目標制御量に基づいて減衰力発生装置の減衰係数を制御する車両用減衰力制御装置であって、第二の目標制御量は一定の基本制御量と可変制御量との和として演算されるべき制御量であり、第一の目標制御量及び可変制御量を演算し、第一の目標制御量と可変制御量との和を最終的な目標制御量とすることを特徴とする車両用減衰力制御装置が提供される。
　この構成によれば、乗り心地性を向上させるための第二の目標制御量の基本制御量が第一の目標制御量に置き換えられる。よって要求される制御量が過大になりすぎる虞れを一層効果的に低減し、これにより車両の乗り心地性が悪化する虞れを一層効果的に低減することができる。
　またこの構成に於いても、最終的な目標制御量は第二の目標制御量の可変制御量を反映するよう演算される。よって姿勢制御の目標制御量及び乗り心地制御の目標制御量のうちの大きい方の値が最終的な目標制御量とされる場合に比して、車両の乗り心地性を効果的に向上させることができる。
　上記構成に於いて、第一の目標制御量は低周波数域の車体の姿勢変化を抑制するための制御量として演算され、可変制御量は上記低周波数域よりも高い周波数域の車体振動について乗り心地性を向上させるための制御量として演算されてよい。
　この構成によれば、第一及び第二の目標制御量の周波数域が互いにオーバーラップする虞れを低減することができる。よって要求される制御量が過大になりすぎる虞れを更に一層効果的に低減し、これにより車両の乗り心地性が悪化する虞れを更に一層効果的に低減することができる。
　また上記構成に於いて、可変制御量はヒーブ方向、ピッチ方向、及びロール方向の車体振動について乗り心地性を向上させるための制御量として演算されてよい。
　この構成によれば、主要なモードの車体振動について乗り心地性を向上させるための制御量を演算することができる。
　また上記構成に於いて、第一の目標制御量、第二の目標制御量、最終的な目標制御量は減衰係数の目標制御量であってよい。
　この構成によれば、減衰力発生装置の減衰係数について第一の目標制御量、第二の目標制御量、最終的な目標制御量を演算することができる。
　上記構成に於いて、可変制御量は非線形Ｈ∞制御理論に基づいて演算されてよい。
　この構成によれば、乗り心地性を向上させるための第二の目標制御量の可変制御量を非線形Ｈ∞制御理論に基づいて演算することができる。
　また上記構成に於いて、第一の目標制御量はピッチ方向及びロール方向の車体の姿勢変化を抑制するための制御量として演算されるようになっていてよい。
　また上記構成に於いて、減衰力発生装置について、車体の姿勢変化を抑制するための目標減衰力が演算され、目標減衰力がローパスフィルタ処理されることにより、第一の目標制御量は低周波数域の車体の姿勢変化を抑制するための制御量として演算されるようになっていてよい。
　また上記構成に於いて、減衰力発生装置について、車両の加速度に基づいて車体の姿勢変化を抑制するための目標減衰力が演算され、車両の加速度がローパスフィルタ処理されることにより、第一の目標制御量は低周波数域の車体の姿勢変化を抑制するための制御量として演算されるようになっていてよい。
　また上記構成に於いて、減衰力発生装置について、ばね上及びばね下の上下加速度又はこれらと等価な状態量に基づいて乗り心地性を向上させるための目標減衰力が演算され、目標減衰力がハイパスフィルタ処理されることにより、可変制御量は上記低周波数域よりも高い周波数域の車体振動について乗り心地性を向上させるための制御量として演算されるようになっていてよい。
　また上記構成に於いて、減衰力発生装置について、ばね上及びばね下の上下加速度又はこれらと等価な状態量に基づいて乗り心地性を向上させるための目標減衰力が演算され、上下加速度又はこれらと等価な状態量がハイパスフィルタ処理されることにより、可変制御量は上記低周波数域よりも高い周波数域の車体振動について乗り心地性を向上させるための制御量として演算されるようになっていてよい。
　また上記構成に於いて、各減衰力発生装置について、少なくともロール方向の車体の姿勢変化を抑制するための第一の目標減衰力を演算し、第一の目標減衰力に基づいて第一の目標減衰係数を演算し、各減衰力発生装置について、少なくともロール方向の車体振動について乗り心地性を向上させるための可変減衰力を演算し、可変減衰力に基づいて目標可変減衰係数を演算し、第一の目標減衰係数及び目標可変減衰係数に基づいて最終的な目標減衰係数を演算するようになっていてよい。
　また上記構成に於いて、基本制御量と第一の目標制御量との偏差に０よりも大きく１よりも小さい補正係数を乗算した補正量と、基本制御量との和として修正後の基本制御量を演算するようになっていてよい。
　また上記構成に於いて、補正係数は車両の乗員により可変設定されるようになっていてよい。
　図１は本発明による車両用減衰力制御装置の第一の実施形態を一つの車輪について示す概略構成図である。
　図２は制御段Ｓｎとストローク速度Ｘｄと減衰力Ｆ及び目標減衰力Ｆｔとの関係を示すグラフである。
　図３は本発明による車両用減衰力制御装置の第一の実施形態に於ける減衰力の制御を示すブロック線図である。
　図４は本発明による車両用減衰力制御装置の第二の実施形態に於ける減衰力の制御を示すブロック線図である。
　図５は本発明による車両用減衰力制御装置の第三の実施形態に於ける減衰力の制御を示すブロック線図である。
　図６は本発明による車両用減衰力制御装置の第四の実施形態に於ける減衰力の制御を示すブロック線図である。
　図７はサスペンションのストローク速度Ｘｄｉと姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉと姿勢制御の目標減衰力Ｆａｔｉとの関係の一例を示すグラフである。
　図８はサスペンションのストローク速度Ｘｄｉと非線形Ｈ∞制御理論に基づく乗り心地制御の目標減衰係数Ｃｖｔｉと乗り心地制御の目標減衰力Ｆｖｔｉとの関係の一例を示すグラフである。
　図９は最終目標減衰係数Ｃｔｉが姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉと乗り心地制御の目標線形減衰係数Ｃｖｔｉとの和として演算される場合について、サスペンションのストローク速度Ｘｄｉと最終目標減衰係数Ｃｔｉと目標減衰力Ｆｔｉとの関係を示すグラフである。
　図１０は最終目標減衰係数Ｃｔｉが姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉ及び乗り心地制御の目標線形減衰係数Ｃｖｔｉのうちの大きい方の値に演算される場合について、サスペンションのストローク速度Ｘｄｉと最終目標減衰係数Ｃｔｉと目標減衰力Ｆｔｉとの関係を示すグラフである。
　図１１は第一の実施形態について、サスペンションのストローク速度Ｘｄｉと最終目標減衰係数Ｃｔｉと目標減衰力Ｆｔｉとの関係を示すグラフである。
　図１２は第二の実施形態について、サスペンションのストローク速度Ｘｄｉと最終目標減衰係数Ｃｔｉと目標減衰力Ｆｔｉとの関係を示すグラフである。
　以下に添付の図を参照しつつ、本発明を好ましい実施形態について詳細に説明する。
第一の実施形態
　図１は本発明による車両用減衰力制御装置の第一の実施形態を一つの車輪について示す概略構成図である。
　図１に於いて、１０は車両１００のばね下の主要部を構成する車輪を示しており、１２はばね上の主要部を構成する車体を示し、２００は減衰力制御装置を全体的に示している。車輪１０を回転可能に支持する車輪支持部材又はサスペンションアームと車体１２との間には、互いに並列の関係をなすようサスペンションスプリング１４及び減衰力可変式のショックアブソーバ１６が配設されている。ショックアブソーバ１６は減衰力発生装置として機能し、減衰力制御装置２００はショックアブソーバ１６の減衰係数を制御することによってショックアブソーバが発生する減衰力を制御する。尚車両１００は左右前輪及び左右後輪の四つの車輪を有し、サスペンションスプリング１４及びショックアブソーバ１６は各車輪に対応して設けられている。
　ショックアブソーバ１６は互いに共働して容積可変のシリンダ上室１８及びシリンダ下室２０を郭定するシリンダ２２及びピストン２４を有し、シリンダ上室１８及びシリンダ下室２０にはオイルの如き粘性を有する液体が充填されている。図示の実施形態に於いては、ショックアブソーバ１６はシリンダ２２の下端にて車輪支持部材又はサスペンションアームに連結され、ピストン２４のロッド部の上端にて車体１２に連結されている。
　図１には示されていないが、ピストン２４はシリンダ上室１８とシリンダ下室２０とを連通接続する通路の実効断面積を増減する伸び側及び縮み側の減衰力制御弁を内蔵している。これらの減衰力制御弁はピストン２４に組み込まれたアクチュエータ２６によって制御され、アクチュエータ２６は電子制御装置２８により後に詳細に説明する如く制御されるようになっている。従ってショックアブソーバ１６は減衰力制御弁がアクチュエータ２６によって制御されることにより、減衰係数が可変制御され、これにより減衰力が可変制御される。
　電子制御装置２８は例えば左前輪、右前輪、左後輪、右後輪の順に各車輪についてアクチュエータ２６を介して伸び側及び縮み側の減衰力制御弁の開度を多段階に制御する。シリンダ２２に対するピストン２４の相対速度をストローク速度Ｘｄとすると、減衰係数Ｃはストローク速度Ｘｄに対する減衰力Ｆの比である。従って電子制御装置２８は、図２に示されている如く、減衰係数Ｃが最も小さくなる制御段Ｓ１（ソフト）から減衰係数Ｃが最も大きくなる制御段Ｓｎ（ハード）までショックアブソーバ１６の制御段Ｓをｎ（正の整数）段階に制御する。
　尚電子制御装置２８は図２に示された制御段Ｓｎ、ストローク速度Ｘｄ、減衰力Ｆの関係と同一の関係として制御段Ｓｎ、ストローク速度Ｘｄ、目標減衰力Ｆｔとの関係のマップを記憶装置に記憶している。またマップの線の密度はショックアブソーバ１６についての線の密度よりも高くてよく、従ってマップの線の数はショックアブソーバ１６の制御段Ｓの数よりも多くてよい。
　電子制御装置２８にはストロークセンサ３０よりサスペンションストローク、即ち車輪１０に対する車体１２の上下ストロークＸ（図１のばね上の上下変位Ｘ２−ばね下の上下変位Ｘ１）を示す信号が入力される。また電子制御装置２８には前後加速度センサ３２及び横加速度センサ３４よりそれぞれ車両の前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙを示す信号が入力される。更に電子制御装置２８には車速センサ３６より車速Ｖを示す信号が入力され、また上下加速度センサ３８及び４０よりそれぞればね上の上下加速度Ｇｚ２及びばね下の上下加速度Ｇｚ１を示す信号が入力される。
　ストロークセンサ３０は車輪１０がバウンドもリバウンドもしていない中立位置にあるときを０とし、バウンドストロークを正とし、リバウンドストロークを負としてストロークＸを検出する。また前後加速度センサ３２は車両の加速時の前後加速度を正として前後加速度Ｇｘを検出し、横加速度センサ３４は車両の左旋回時の横加速度を正として横加速度Ｇｙを検出する。上下加速度センサ３８及び４０は上方向を正としてそれぞれ上下加速度Ｇｚ２及びＧｚ１を検出する。
　尚電子制御装置２８は、実際にはそれぞれＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、入出力ポート装置等を含み、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続された周知の構成のマイクロコンピュータであってよい。
　また減衰力制御装置２００について上述した構成は後述の他の実施形態に於いても同様である。
　第一の実施形態に於いては、電子制御装置２８は、各ショックアブソーバ１６について、前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙに基づいて車体の姿勢変化を抑制するための目標減衰係数Ｃａｔを演算する。また電子制御装置２８は、非線形Ｈ∞制御理論に基づいて車両の乗り心地性を向上させるための目標非線形減衰係数ΔＣｖｔを演算する。そして電子制御装置２８は、目標減衰係数Ｃａｔと目標非線形減衰係数ΔＣｖｔとの和を最終的な目標減衰係数Ｃｔとし、減衰係数Ｃが目標減衰係数Ｃｔになるよう各ショックアブソーバ１６を制御する。
　次に図３に示されたブロック線図を参照して第一の実施形態に於ける減衰力の制御を更に詳細に説明する。
　運転者により加減速操作や操舵操作が行われると、車両１００には前後力や横力が作用し前後加速度や横加速度が発生するので、車両１００の車体１２にはピッチ方向やロール方向の姿勢変化、即ちピッチングやローリングが発生する。また車両１００の走行に伴って各車輪が路面より受ける力が変動するので、車両１００の車体１２にはヒーブ方向、ピッチ方向、ロール方向の振動が発生する。
　電子制御装置２８は姿勢制御の目標減衰力演算ブロック５０を有し、ブロック５０は前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙに基づいて姿勢制御の目標減衰力Ｆａｔを演算する。例えば前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙについての正の係数をそれぞれＫｘ及びＫｙとする。また左前輪、右前輪、左後輪、右後輪を示すサフィックスｉをそれぞれｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒとする。ブロック５０は下記の式１~４に従って車体１２の姿勢変化を抑制するための目標減衰力Ｆａｔｆｌ~Ｆａｔｒｒを演算する。
　Ｆａｔｆｌ＝−ＫｘＧｘ−ＫｙＧｙ　…（１）
　Ｆａｔｆｒ＝−ＫｘＧｘ＋ＫｙＧｙ　…（２）
　Ｆａｔｒｌ＝ＫｘＧｘ−ＫｙＧｙ　…（３）
　Ｆａｔｒｒ＝ＫｘＧｘ＋ＫｙＧｙ　…（４）
　尚、車体１２の姿勢変化を一層効果的に抑制することができるよう、目標減衰力Ｆａｔｆｌ~Ｆａｔｒｒを演算する際に、前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙの変化率や操舵速度、制駆動力が考慮されてもよい。
　姿勢制御の目標減衰力Ｆａｔｉ（ｉ＝ｆｌ~ｒｒ）を示す信号は姿勢制御の目標減衰係数演算ブロック５２へ入力される。ブロック５２には各車輪のサスペンションストロークＸｉの微分値であるストローク速度Ｘｄｉを示す信号も入力される。ブロック５２は目標減衰力Ｆａｔｉ及びストローク速度Ｘｄｉに基づいて図２に示されたグラフに対応するマップより車体１２の姿勢変化を抑制するための目標減衰係数Ｃａｔｉを演算する。
　尚、各車輪のサスペンションのストローク速度Ｘｄｉは、ばね上の上下加速度Ｇｚ２及びばね下の上下加速度Ｇｚ１の積分値の差、即ちばね上及びばね下の上下速度の差として演算されてもよい。
　電子制御装置２８は乗り心地制御の目標減衰力演算ブロック５４を有し、ブロック５４は非線形Ｈ∞制御理論に基づいて乗り心地制御の目標非線形減衰力ΔＦｖｔｉを演算する。
　尚非線形Ｈ∞制御理論に基づく乗り心地制御は、目標基本減衰力（目標線形減衰力）と目標可変減衰力（目標非線形減衰力）との和として乗り心地制御の目標減衰力を演算することができる任意のものでよい。例えば各車輪位置に於ける車体のヒーブ運動、車体の重心に於けるヒーブ運動、車体の重心周りのピッチ運動及びロール運動についての運動方程式に基づいて、非線形Ｈ∞制御理論に従って目標減衰力が演算されてよい。かかる目標減衰力の演算は例えば特開平２００６−４４５２３号公報に記載されている。
　また乗り心地制御の目標非線形減衰力ΔＦｖｔｉは、目標基本減衰力と目標可変減衰力との和として乗り心地制御の目標減衰力を演算することができる限り、非線形Ｈ∞制御理論以外の制御理論に基づいて演算されてもよい。例えばかかる制御理論としてＬＱＲ（線形２次形式レギュレータ）制御理論がある。
　乗り心地制御の目標非線形減衰力ΔＦｖｔｉを示す信号は乗り心地制御の目標減衰係数演算ブロック５６へ入力される。ブロック５６は目標非線形減衰力ΔＦｖｔｉ及びストローク速度Ｘｄｉに基づいて図２に示されたグラフに対応するマップより車両１００の乗り心地性を向上させるための目標非線形減衰係数ΔＣｖｔｉを演算する。
　姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉを示す信号は、姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉに基づいて補正後の目標線形減衰係数Ｃｖｔａ０ｉを演算する目標基本減衰係数演算ブロック５８へ入力される。
　非線形Ｈ∞制御理論に基づく乗り心地制御の目標基本減衰力に対応する目標線形減衰係数をＣｖｔ０（全ての車輪に共通で一定）とし、姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉと目標線形減衰係数Ｃｖｔ０との偏差をそれぞれΔＣｖｔ０ｉとする。またＫａを０よりも大きく１よりも小さい一定の補正係数とする。目標基本減衰係数演算ブロック５８は下記の式５に従って補正後の目標線形減衰係数Ｃｖｔａ０ｉを演算する。
　Ｃｖｔａ０ｉ＝Ｃｖｔ０＋ＫａΔＣｖｔ０ｉ　…（５）
　尚目標線形減衰係数Ｃｖｔ０は全ての車輪に共通で一定であるが、左右前輪の目標線形減衰係数が左右後輪の目標線形減衰係数とは異なる値に設定されてもよい。また補正係数Ｋａは例えば車室内に設けられた操作装置が車両の乗員によって操作されることにより、０よりも大きく１よりも小さい範囲内にて増減されるようになっていてもよい。
　補正後の目標線形減衰係数Ｃｖｔａ０ｉを示す信号及び乗り心地制御の目標非線形減衰係数ΔＣｖｔｉを示す信号は加算器６０へ入力される。加算器６０は補正後の目標線形減衰係数Ｃｖｔａ０ｉと乗り心地制御の目標非線形減衰係数ΔＣｖｔｉとを加算することにより、各ショックアブソーバ１６の最終目標減衰係数Ｃｔｉを演算する。
　最終目標減衰係数Ｃｔｉを示す信号は目標減衰力演算ブロック６２へ入力され、ブロック６２にはストローク速度Ｘｄｉを示す信号も入力される。ブロック６２は目標減衰係数Ｃｔｉとストローク速度Ｘｄｉとを乗算することにより、各ショックアブソーバ１６の最終目標減衰力Ｆｔｉを演算する。
　目標減衰力Ｆｔｉを示す信号は目標制御段決定ブロック６４へ入力され、ブロック６４にはストローク速度Ｘｄｉを示す信号も入力される。ブロック６４は目標減衰力Ｆｔｉ及びストローク速度Ｘｄｉに基づき図２に示されたグラフに対応するマップより目標減衰力Ｆｔｉに最も近い減衰力を発生可能な制御段を求め、その制御段を目標制御段Ｓｔｉに決定する。
　目標制御段Ｓｔｉを示す信号は最終目標制御段決定ブロック６６へ入力され、ブロック６６には車速感応目標制御段Ｓｖｔｉも入力される。車速感応目標制御段Ｓｖｔｉは車速Ｖが高いほどハード側になるよう車速Ｖに基づいて可変設定される基本的な制御段である。ブロック６６は目標制御段Ｓｔｉ及び車速感応目標制御段Ｓｖｔｉのうち高い方の制御段を最終目標制御段Ｓｆｔｉに決定する。尚車速Ｖと車速感応目標制御段Ｓｖｔｉとの関係は、例えば車室内に設けられたスイッチが車両の乗員によって操作されることにより変更することができるようになっていてもよい。
　そして電子制御装置２８は、各ショックアブソーバ１６の制御段Ｓｉがそれぞれ対応する最終目標制御段Ｓｆｔｉになるよう、各アクチュエータ２６を制御することによって対応する減衰力制御弁を制御する。
　かくして第一の実施形態によれば、前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙに基づいて姿勢制御の目標減衰力Ｆａｔｉが演算され、目標減衰力Ｆａｔｉ及びストローク速度Ｘｄｉに基づいて姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉが演算される。また非線形Ｈ∞制御理論に基づいて乗り心地制御の目標非線形減衰力ΔＦｖｔｉが演算され、目標非線形減衰力ΔＦｖｔｉ及びストローク速度Ｘｄｉに基づいて乗り心地制御の目標非線形減衰係数ΔＣｖｔｉが演算される。
　また上記式５に従って補正後の目標線形減衰係数Ｃｖｔａ０ｉが演算され、補正後の目標線形減衰係数Ｃｖｔａ０ｉと乗り心地制御の目標非線形減衰係数ΔＣｖｔｉとの和が最終目標減衰係数Ｃｔｉとして演算される。そして最終目標減衰係数Ｃｔｉに基づいて目標制御段Ｓｔｉが決定され、目標制御段Ｓｔｉ及び車速感応目標制御段Ｓｖｔｉのうち高い方の制御段が最終目標制御段Ｓｆｔｉに決定される。
　従って補正後の目標線形減衰係数Ｃｖｔａ０ｉと姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉとの偏差は、補正前の目標線形減衰係数Ｃｖｔ０と姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉとの偏差よりも小さい。換言すれば補正後の目標線形減衰係数Ｃｖｔａ０ｉは補正前の目標線形減衰係数Ｃｖｔ０に比して姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉに近づけられた値である。
　姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉが図７に示された値であり、非線形Ｈ∞制御理論に基づく乗り心地制御の目標減衰係数Ｃｖｔｉがストローク速度Ｘｄｉに対し図８に示されている如く変化するものとする。
　図９は最終目標減衰係数Ｃｔｉが姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉと乗り心地制御の目標減衰係数Ｃｖｔｉとの和として演算される場合を示している。この場合には最終的な目標減衰係数Ｃｔｉに対応する目標減衰力が過大になり、ショックアブソーバ１６の発生可能な減衰力の範囲を逸脱することがある。
　また図１０は最終目標減衰係数Ｃｔｉが姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉ及び乗り心地制御の目標減衰係数Ｃｖｔｉのうちの大きい方の値に演算される場合を示している。この場合にはストローク速度Ｘｄｉの変化に伴う最終目標減衰係数Ｃｔｉの変化と乗り心地制御の目標減衰係数Ｃｖｔｉの間に乖離が生じ、車両の乗り心地性を効果的に向上させることができない。
　これに対し第一の実施形態によれば、最終目標減衰係数Ｃｔｉは図１１に示された値になる。従って最終目標減衰係数Ｃｔｉに対応する目標減衰力がショックアブソーバ１６の発生可能な減衰力の範囲を逸脱する虞れを低減することができる。またストローク速度Ｘｄｉの変化に伴う最終目標減衰係数Ｃｔｉの変化と乗り心地制御の目標減衰係数Ｃｖｔｉの間の乖離を低減し、これにより車両の乗り心地性を効果的に向上させることができる。
第二の実施形態
　図４は本発明による車両用減衰力制御装置の第二の実施形態に於ける減衰力の制御を示すブロック線図である。
　図４に示されている如く、この実施形態の電子制御装置２８は目標基本減衰係数演算ブロック５８を有しておらず、姿勢制御の目標減衰係数演算ブロック５２にて演算された姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉを示す信号は、直接加算器６０へ入力される。従って加算器６０は姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉと乗り心地制御の目標非線形減衰係数ΔＣｖｔｉとを加算することにより、各ショックアブソーバ１６の最終目標減衰係数Ｃｔｉを演算する。
　尚図４と図３との比較より解る如く、この第二の実施形態に於ける他の演算は上述の第一の実施形態と同様である。
　第二の実施形態によれば、各ショックアブソーバ１６の最終目標減衰係数Ｃｔｉは、姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉと乗り心地制御の目標非線形減衰係数ΔＣｖｔｉとの和である。換言すれば非線形Ｈ∞制御理論に基づく乗り心地制御の目標線形減衰係数Ｃｖｔ０が姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉに置き換えられる。
　よって姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉ及び目標減衰係数Ｃｖｔｉがそれぞれ図７及び図８に示されている如く変化するものとすると、第二の実施形態によれば最終目標減衰係数Ｃｔｉは図１２に示された値になる。従って最終目標減衰係数Ｃｔｉに対応する目標減衰力がショックアブソーバ１６の発生可能な減衰力の範囲を逸脱する虞れを第一の実施形態の場合よりも効果的に低減することができる。
　尚、この第二の実施形態に於いても、最終目標減衰係数Ｃｔｉが姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉ及び乗り心地制御の目標減衰係数Ｃｖｔｉのうちの大きい方の値に演算される場合に比して、車両の乗り心地性を効果的に向上させることができる。
第三の実施形態
　図５は本発明による車両用減衰力制御装置の第三の実施形態に於ける減衰力の制御を示すブロック線図である。
　図５に示されている如く、姿勢制御の目標減衰力Ｆａｔｉを示す信号はローパスフィルタ処理ブロック７０へ入力される。ブロック７０は目標減衰力Ｆａｔｉを示す信号を予め設定されたカットオフ周波数ｆｃｌにてローパスフィルタ処理することにより、ローパスフィルタ処理後の姿勢制御の目標減衰力Ｆｆａｔｉを演算する。
　ローパスフィルタ処理後の姿勢制御の目標減衰力Ｆｆａｔｉを示す信号は姿勢制御の目標減衰係数演算ブロック５２へ入力される。ブロック５２は目標減衰力Ｆｆａｔｉ及びストローク速度Ｘｄｉに基づいて図２に示されたグラフに対応するマップより車体１２の姿勢変化を抑制するための目標減衰係数Ｃａｔｉを演算する。
　また図５に示されている如く、乗り心地制御の目標非線形減衰力ΔＦｖｔｉを示す信号はハイパスフィルタ処理ブロック７２へ入力される。ブロック７２は目標非線形減衰力ΔＦｖｔｉを示す信号を予め設定されたカットオフ周波数ｆｃｈにてハイパスフィルタ処理することにより、ハイパスフィルタ処理後の乗り心地制御の目標非線形減衰力ΔＦｆｖｔｉを演算する。
　尚ハイパスフィルタ処理のカットオフ周波数ｆｃｈはローパスフィルタ処理のカットオフ周波数ｆｃｌ以下の値であってもよいが、前者は後者よりも高い値であることが好ましい。
　ハイパスフィルタ処理後の乗り心地制御の目標非線形減衰力ΔＦｆｖｔｉを示す信号は、乗り心地制御の目標減衰係数演算ブロック５６へ入力される。ブロック５６は目標非線形減衰力ΔＦｆｖｔｉ及びストローク速度Ｘｄｉに基づいて図２に示されたグラフに対応するマップより車両１００の乗り心地性を向上させるための目標非線形減衰係数ΔＣｖｔｉを演算する。
　尚図５と図３との比較より解る如く、この第三の実施形態に於ける他の制御、即ちブロック５８~６６に於ける制御は上述の第一の実施形態の場合と同様に実行される。
　第三の実施形態によれば、姿勢制御の目標減衰力Ｆａｔｉを示す信号がローパスフィルタ処理されることにより、ローパスフィルタ処理後の姿勢制御の目標減衰力Ｆｆａｔｉが演算される。そして姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉはローパスフィルタ処理後の姿勢制御の目標減衰力Ｆｆａｔｉに基づいて演算される。
　また乗り心地制御の目標非線形減衰力ΔＦｖｔｉを示す信号がハイパスフィルタ処理されることにより、ハイパスフィルタ処理後の乗り心地制御の目標非線形減衰力ΔＦｆｖｔｉが演算される。そして乗り心地制御の目標非線形減衰力ΔＦｆｖｔｉはハイパスフィルタ処理後の乗り心地制御の目標非線形減衰力ΔＦｆｖｔｉに基づいて演算される。
　よって上述のローパスフィルタ処理及びハイパスフィルタ処理が行われない第一の実施形態の場合に比して、最終目標減衰係数Ｃｔｉに対応する目標減衰力がショックアブソーバ１６の発生可能な減衰力の範囲を逸脱する虞れを一層効果的に低減することができる。
第四の実施形態
　図６は本発明による車両用減衰力制御装置の第四の実施形態に於ける減衰力の制御を示すブロック線図である。
　図６に示されている如く、この実施形態の電子制御装置２８は上述の第二の実施形態と同様に目標基本減衰係数演算ブロック５８を有していない。従って加算器６０は姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉと乗り心地制御の目標非線形減衰係数ΔＣｖｔｉとを加算することにより、各ショックアブソーバ１６の最終目標減衰係数Ｃｔｉを演算する。
　尚図６と図５との比較より解る如く、この第四の実施形態に於ける他の制御は上述の第三の実施形態と同一である。
　第四の実施形態によれば、上述の第三の実施形態の場合と同様の作用効果を得ることができる。また第二の実施形態の場合と同様に、非線形Ｈ∞制御理論に基づく乗り心地制御の目標線形減衰係数Ｃｖｔ０が姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉに置き換えられる。よって最終目標減衰係数Ｃｔｉに対応する目標減衰力がショックアブソーバ１６の発生可能な減衰力の範囲を逸脱する虞れを第一乃至第三の実施形態の場合よりも効果的に低減することができる。
　尚第三及び第四の実施形態に於いて、カットオフ周波数ｆｃｈがカットオフ周波数ｆｃｌよりも高い値である場合には、ｆｃｈがｆｃｌ以下である場合に比して、目標減衰力が発生可能範囲を逸脱する虞れを確実に低減することができる。
　また上述の第一及び第三の実施形態に於いて、補正係数Ｋａが１に近いほど補正後の目標線形減衰係数Ｃｖｔａ０ｉは姿勢制御の目標減衰係数Ｃａｔｉに近い値になる。よって補正係数Ｋａが車両の乗員によって増減可能である場合には、補正係数Ｋａを１に近い値に設定して姿勢制御効果を重視したり、補正係数Ｋａを０に近い値に設定して乗り心地制御効果を重視したりすることができる。
　以上に於いては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。
　例えば上述の各実施形態に於いては、減衰力発生装置はシリンダ−ピストン型のショックアブソーバ１６であるが、ばね上とばね下との間の相対振動を減衰させる可変の減衰力を発生することができる任意の構造のものであってよい。例えば減衰力発生装置は減衰係数可変式のロータリダンパであってもよい。また減衰力発生装置は無段階に、即ち連続的に減衰係数を変化させることができるものであってもよい。
　また上述の各実施形態に於いては、最終目標減衰力Ｆｔｉに基づく目標制御段Ｓｔｉ及び車速感応目標制御段Ｓｖｔｉのうち高い方の制御段が最終目標制御段Ｓｆｔｉに決定される。しかし車速感応目標制御段Ｓｖｔｉは省略されてもよい。その場合には姿勢制御の目標減衰力Ｆａｔｉを演算するためのマップが車速域毎に設定され、また乗り心地制御の演算パラメータが車速域毎に異なる値に設定されることが好ましい。
　また上述の第三及び第四の実施形態に於いては、姿勢制御の目標減衰力Ｆａｔｉに対しローパスフィルタ処理が行われるようになっている。しかし姿勢制御の目標減衰力Ｆａｔｉを演算するための車両の前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙに対しローパスフィルタ処理が行われるよう修正されてもよい。
　同様に上述の第三及び第四の実施形態に於いては、乗り心地制御の目標減衰力Ｆｖｔｉに対しハイパスフィルタ処理が行われるようになっている。しかし乗り心地制御の目標減衰力Ｆｖｔｉを演算するための演算パラメータに対しハイパスフィルタ処理が行われるよう修正されてもよい。

Claims (6)

  1. 各車輪と車体との間に設けられた各減衰力発生装置について、少なくともロール方向の車体の姿勢変化を抑制するための第一の目標制御量と、少なくともロール方向の車体振動について乗り心地性を向上させるための第二の目標制御量とに基づく最終的な目標制御量を演算し、前記最終的な目標制御量に基づいて前記減衰力発生装置の減衰係数を制御する車両用減衰力制御装置であって、前記第二の目標制御量は一定の基本制御量と可変制御量との和として演算されるべき制御量であり、前記第一の目標制御量及び前記可変制御量を演算し、前記基本制御量よりも前記第一の目標制御量に近い修正後の基本制御量を演算し、修正後の基本制御量と前記可変制御量との和を前記最終的な目標制御量とすることを特徴とする車両用減衰力制御装置。
  2. 各車輪と車体との間に設けられた各減衰力発生装置について、少なくともロール方向の車体の姿勢変化を抑制するための第一の目標制御量と、少なくともロール方向の車体振動について乗り心地性を向上させるための第二の目標制御量とに基づく最終的な目標制御量を演算し、前記最終的な目標制御量に基づいて前記減衰力発生装置の減衰係数を制御する車両用減衰力制御装置であって、前記第二の目標制御量は一定の基本制御量と可変制御量との和として演算されるべき制御量であり、前記第一の目標制御量及び前記可変制御量を演算し、前記第一の目標制御量と前記可変制御量との和を前記最終的な目標制御量とすることを特徴とする車両用減衰力制御装置。
  3. 前記第一の目標制御量は低周波数域の車体の姿勢変化を抑制するための制御量として演算され、前記可変制御量は前記低周波数域よりも高い周波数域の車体振動について乗り心地性を向上させるための制御量として演算されることを特徴とする請求項１又は２に記載の車両用減衰力制御装置。
  4. 前記可変制御量はヒーブ方向、ピッチ方向、及びロール方向の車体振動について乗り心地性を向上させるための制御量として演算されることを特徴とする請求項１又は２に記載の車両用減衰力制御装置。
  5. 前記第一の目標制御量、前記第二の目標制御量、前記最終的な目標制御量は減衰係数の目標制御量であることを特徴とする請求項１乃至４の何れか一つに記載の車両用減衰力制御装置。
  6. 前記可変制御量は非線形Ｈ∞制御理論に基づいて演算されることを特徴とする請求項１乃至５の何れか一つに記載の車両用減衰力制御装置。
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