WO2012029184A1 - 車両の制御装置 - Google Patents

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WO2012029184A1
WO2012029184A1 PCT/JP2010/065182 JP2010065182W WO2012029184A1 WO 2012029184 A1 WO2012029184 A1 WO 2012029184A1 JP 2010065182 W JP2010065182 W JP 2010065182W WO 2012029184 A1 WO2012029184 A1 WO 2012029184A1
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sprung
spring
vehicle
unsprung
damping
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PCT/JP2010/065182
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延慶 劉
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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Priority to JP2012531648A priority patent/JP5594365B2/ja
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G2500/00—Indexing codes relating to the regulated action or device
    • B60G2500/20—Spring action or springs

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle control device.
  • Patent Document 1 discloses a technique for controlling a damping force of a damper by calculating a target damping force based on a state quantity including a speed of the sprung member, a relative displacement amount of the sprung member with respect to the unsprung member, and the like.
  • An object of the present invention is to provide a vehicle control device capable of achieving both suppression of vibration of a sprung member and suppression of vibration of an unsprung member.
  • the vehicle control device of the present invention connects a sprung member and an unsprung member of the vehicle, generates a spring force according to relative displacement between the sprung member and the unsprung member, and generates the spring force.
  • a variably controllable spring mechanism, the sprung member, and the unsprung member are connected to generate a damping force that attenuates relative motion between the sprung member and the unsprung member, and the damping force.
  • a damping mechanism capable of variably controlling the spring mechanism, and controlling the spring mechanism and the damping mechanism based on a first physical quantity relating to the sprung vibration of the vehicle and a second physical quantity relating to the unsprung vibration of the vehicle.
  • the spring mechanism and the damping mechanism are preferable to control the spring mechanism and the damping mechanism based on the frequency of the sprung vibration and the frequency of the unsprung vibration.
  • the second physical quantity is a ground load fluctuation amount of the vehicle wheel, and the ground load fluctuation amount is calculated based on the sprung acceleration and unsprung acceleration of the vehicle. preferable.
  • the spring mechanism is preferably controlled so as to suppress low-frequency vibrations generated in the vehicle.
  • the damping mechanism is preferably controlled so as to suppress high-frequency vibrations generated in the vehicle.
  • the spring mechanism and the damping mechanism are respectively weighted according to the frequency based on the first physical quantity and the second physical quantity to control the spring mechanism and the damping mechanism. Is preferred.
  • the target value of the spring force and the damping force is determined by applying H ⁇ control theory to a motion model of the vehicle including the spring mechanism and the damping mechanism.
  • the target values of the spring force and the damping force are determined by using the displacement speed of the road surface in the vertical direction as a disturbance input to the motion model.
  • the vehicle control device of the present invention connects a sprung member and an unsprung member of the vehicle, generates a spring force according to relative displacement between the sprung member and the unsprung member, and generates the spring force.
  • a variably controllable spring mechanism, the sprung member, and the unsprung member are connected to generate a damping force that attenuates relative motion between the sprung member and the unsprung member, and the damping force.
  • a damping mechanism variably controllable, and the spring mechanism and the damping mechanism are cooperatively controlled based on the sprung vibration of the vehicle and the unsprung vibration of the vehicle.
  • the vehicle control device of the present invention connects a sprung member and an unsprung member of the vehicle, generates a spring force according to relative displacement between the sprung member and the unsprung member, and generates the spring force.
  • a variably controllable spring mechanism, the sprung member, and the unsprung member are connected to generate a damping force that attenuates relative motion between the sprung member and the unsprung member, and the damping force.
  • a damping mechanism capable of variably controlling the spring mechanism, and applying the H ⁇ control theory to a motion model of the vehicle including the spring mechanism and the damping mechanism to control the spring mechanism and the damping mechanism.
  • the vehicle control apparatus controls the spring mechanism and the damping mechanism based on the first physical quantity related to the sprung vibration of the vehicle and the second physical quantity related to the unsprung vibration of the vehicle. Therefore, according to the vehicle control apparatus of the present invention, it is possible to achieve both suppression of vibration of the sprung member and suppression of vibration of the unsprung member.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a single-wheel model of a vibration suppression control system according to the embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating a weight function for sprung G based on a Butterworth filter.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating a weighting function for the ground load variation based on the Butterworth filter.
  • FIG. 4 is a diagram illustrating a weight function for the sprung G after gain adjustment.
  • FIG. 5 is a diagram illustrating a weighting function for the ground load variation after gain adjustment.
  • FIG. 6 is a block diagram illustrating a configuration of control by the vehicle control device of the embodiment.
  • FIG. 7 is a flowchart showing a flow of control by the vehicle control device.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a single-wheel model of a vibration suppression control system according to the embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating a weight function for sprung G based on a Butterworth filter.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating a weighting
  • FIG. 8 is a diagram illustrating the sprung vibration when the vibration suppression control according to the embodiment is performed.
  • FIG. 9 is a diagram illustrating a ground load variation amount when the vibration suppression control according to the embodiment is performed.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating another example of the single-wheel model of the vibration suppression control system.
  • FIG. 11 is a diagram illustrating an example of the sprung vibration when the damping force of the damping mechanism is controlled with the goal of reducing the sprung vibration.
  • FIG. 12 is a diagram illustrating an example of a ground load variation when the damping force of the damping mechanism is controlled with the goal of reducing sprung vibration.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a single-wheel model of a vibration suppression control system according to the present embodiment.
  • the vehicle control device 1-1 of this embodiment controls the spring mechanism and the damping mechanism based on the sprung vibration and unsprung vibration of the vehicle, respectively.
  • the target values of the spring force and damping force are determined based on the H ⁇ control theory.
  • the simultaneous control logic is designed by using the sprung characteristics (acceleration, speed, displacement) and the unsprung ground load fluctuation amount as an evaluation output.
  • the target value of the variable spring force is calculated by the control logic focusing on the low frequency response of the sprung characteristic.
  • the target value of the variable damping force is calculated by the control logic focusing on the high frequency response of the unsprung ground load fluctuation amount.
  • low frequency and high frequency filters are designed based on the sprung characteristics and the transfer function of the ground load variation.
  • the on-spring vibration related to the vehicle riding comfort performance and the ground load fluctuation related to the ground contact property are simultaneously controlled, so that the ride comfort and the ground contact property (maneuverability) are improved. It becomes possible to improve at the same time.
  • a suspension device 30 is provided between the sprung member 10 and the unsprung member 20 of the vehicle.
  • the sprung member 10 is a member supported by the suspension device 30 and includes a vehicle body.
  • the unsprung member 20 is a member disposed on the wheel 40 side of the suspension device 30 and includes a knuckle coupled to the wheel 40, a lower arm coupled to the knuckle, and the like.
  • the suspension device 30 includes a spring mechanism 30A and a damping mechanism 30B.
  • the spring mechanism 30A and the damping mechanism 30B are provided in parallel.
  • the spring mechanism 30A connects the sprung member 10 and the unsprung member 20, generates a spring force corresponding to the relative displacement between the sprung member 10 and the unsprung member 20, and uses the spring force as the sprung member 10 and the spring. It acts on the lower member 20.
  • the spring mechanism 30A is capable of variably controlling the spring coefficient k, that is, the spring force.
  • the relative displacement between the sprung member 10 and the unsprung member 20 is a relative displacement in a direction in which the sprung member 10 and the unsprung member 20 approach or separate in the stroke direction of the suspension device 30.
  • Spring constant k of the spring mechanism 30A includes a linear spring coefficient k 0 and nonlinear spring coefficient k v.
  • the linear spring coefficient k 0 is a spring coefficient in which the relative displacement between the sprung member 10 and the unsprung member 20 and the spring force correspond linearly.
  • the non-linear spring coefficient k v is a spring coefficient that is variably controlled, and changes the spring force non-linearly with respect to the relative displacement between the sprung member 10 and the unsprung member 20. That is, for a spring force corresponding to the linear spring coefficient k 0, by adding the spring force corresponding to the non-linear spring coefficient k v, can increase or decrease the spring force spring mechanism 30A is to generate for a given relative displacement it can.
  • the damping mechanism 30 ⁇ / b> B connects the sprung member 10 and the unsprung member 20, and generates a damping force that attenuates the relative motion between the sprung member 10 and the unsprung member 20.
  • the damping mechanism 30B can variably control the damping coefficient c, that is, the damping force.
  • the relative motion between the sprung member 10 and the unsprung member 20 is a relative motion in a direction in which the sprung member 10 and the unsprung member 20 approach or separate in the stroke direction of the suspension device 30.
  • the damping mechanism 30B attenuates the relative motion by generating a damping force according to the relative speed between the sprung member 10 and the unsprung member 20 in this relative motion.
  • Damping coefficient c of the damping mechanism 30B includes a linear damping coefficient c 0 and nonlinear damping coefficient c v.
  • the linear damping coefficient c 0 is a damping coefficient in which the relative speed and damping force between the sprung member 10 and the unsprung member 20 correspond linearly.
  • the nonlinear damping coefficient cv is a variably controlled damping coefficient that changes the damping force nonlinearly with respect to the relative speed between the sprung member 10 and the unsprung member 20. In other words, by adding the damping force according to the nonlinear damping coefficient c v with respect to the damping force according to the linear damping coefficient c 0, increasing or decreasing the damping force damping mechanism 30B is to generate for a given relative velocity Can do.
  • the spring mechanism 30A for example, an air suspension mechanism capable of variably controlling the spring coefficient is used.
  • the air suspension mechanism has, for example, an air chamber interposed between the sprung member 10 and the unsprung member 20, and this air chamber acts as a spring. Compressed air is supplied to the air chamber from the compressor via an air pipe.
  • the means for variably controlling the spring coefficient can be, for example, an actuator that variably controls the flow area of the air pipe connecting the air chamber of the air suspension mechanism and the compressor.
  • the spring mechanism 30A is not limited to this, and other spring mechanisms that can variably control the spring coefficient may be used.
  • the damping mechanism 30B for example, a shock absorber mechanism capable of variably controlling the damping coefficient is used.
  • the shock absorber mechanism includes, for example, a cylinder that is connected to one of the sprung member 10 or the unsprung member 20 and encloses a differential fluid, and a piston rod that is connected to the other and has a piston portion that reciprocates in the cylinder.
  • the means for variably controlling the damping coefficient can be, for example, an actuator that varies the flow path area of the oil passage that communicates the piston upper chamber and the lower chamber by rotating a rotary valve of the piston portion.
  • the attenuation mechanism 30B is not limited to this, and other attenuation mechanisms that can variably control the attenuation coefficient may be used.
  • the control response of the damping coefficient in the damping mechanism 30B is higher than the control response of the spring coefficient in the spring mechanism 30A.
  • F 0 is the generated force (the generated force without control) of the suspension device 30 corresponding to the linear spring coefficient k 0 and the linear damping coefficient c 0 .
  • the non-control generated force F 0 is, for example, an intermediate constant in the control range of spring force and damping force.
  • F v is a generated force (controlled generated force) of the suspension device 30 corresponding to the nonlinear spring constant k v and the nonlinear damping coefficient c v .
  • Control Yes generated force F v is the generation force due to the variable constant design.
  • the vehicle is provided with an ECU 60, an unsprung G sensor 61, and an unsprung G sensor 62.
  • the ECU 60 is an electronic control unit having a computer, for example.
  • the ECU 60 can function as a control unit that controls the vehicle.
  • the sprung G sensor 61 is disposed on the sprung member 10.
  • the sprung G sensor 61 can detect the vertical acceleration of the sprung member 10.
  • the unsprung G sensor 62 is disposed on the unsprung member 20.
  • the unsprung G sensor 62 can detect the vertical acceleration of the unsprung member 20.
  • the sprung G sensor 61 and the unsprung G sensor 62 are connected to the ECU 60, and signals indicating the detection results of the sprung G sensor 61 and the unsprung G sensor 62 are output to the ECU 60, respectively.
  • the ECU 60 is connected to the actuator of the spring mechanism 30A, and can control the actuator of the spring mechanism 30A.
  • the ECU 60 is connected to the actuator of the damping mechanism 30B, and can control the actuator of the damping mechanism 30B.
  • the vehicle control device 1-1 of the present embodiment includes a spring mechanism 30A, a damping mechanism 30B, and an ECU 60.
  • Equation of motion of the single wheel model shown in FIG. 1 is expressed by the following equations (1) and (2).
  • m b x b ′′ k 0 (x w ⁇ x b ) + c 0 (x w ′ ⁇ x b ′) + k v (x w ⁇ x b ) + C v (x w ' ⁇ x b ')
  • m w x w ′′ ⁇ k 0 (x w ⁇ x b ) ⁇ c 0 (x w ′ ⁇ x b ′) ⁇ k v (x w ⁇ x b ) ⁇ c v (x w ′ ⁇ x b ′) + k t (x r ⁇ x w )
  • x r, x w and x b respectively show the displacement of the road surface 50, the displacement of the displacement and the spring upper member 10 of the unsprung member 20.
  • the displacement is a displacement in the vertical direction of the vehicle with respect to each reference position, and can be, for example, a displacement in the vertical direction.
  • the axial movement amount of the suspension device 30 may be a displacement.
  • simply the displacement x r of the road surface 50 is described as “road surface displacement x r”
  • the displacement x b of the sprung member 10 simply described as “sprung displacement x b”
  • the displacement of the unsprung member 20 xw is simply referred to as “unsprung displacement xw ”.
  • m b is the mass of the sprung member 10 (hereinafter simply referred to as “sprung mass m b ”), and m w is the mass of the unsprung member 20 (hereinafter simply “unsprung mass m w ”).
  • K t represents the rigidity (spring constant) of the wheel 40.
  • the symbol “′” in a mathematical expression or the like represents a first differentiation, and the symbol “′′” represents a second differentiation.
  • x p ′ A p x p + B p1 w 1 + B p2 u (3)
  • z p C p1 x p + D p11 w 1 + D p12 u (4)
  • a p is the following [ Formula 1]
  • B p1 is the following [ Formula 2]
  • B p2 is the following [ Formula 3]
  • x p is the following [ Formula 4]
  • C p1 is the following [ Formula 5]
  • D p11 is The following [ Equation 6]
  • D p12 is the following [ Equation 7]
  • the control input u is the following [Equation 8]
  • the evaluation output z p is the following [Equation 9].
  • the disturbance input w 1 x r ′ (displacement speed of the road surface 50).
  • the sprung G is the acceleration in the vertical direction of the sprung member 10.
  • the ground load variation amount is a variation amount with respect to the ground load in a predetermined state in the ground load of the wheel 40.
  • the predetermined state can be, for example, a ground load when the vehicle is stopped on a flat road surface.
  • the ground load variation represents the unsprung ground contact.
  • the ground load fluctuation amount is calculated based on the sprung acceleration (also referred to as “sprung G”) and the unsprung acceleration (also referred to as “sprung G”). To do.
  • the ground load fluctuation amount Ft can be expressed by the following equation (5) derived from the above equations (1) and (2).
  • the theoretical value of the ground load variation F t is calculated based on the known sprung mass m b and unsprung mass m w , sprung acceleration x b ′′, and unsprung acceleration x w ′′. Can do. Accordingly, without using a means of directly measuring such variations ground load sensor is indirectly and can be calculated accurately ground contact load variation amount F t. In the case where the unsprung G sensor 62 is not provided, it is also possible to calculate the ground load variation amount F t by the observer design based on the sprung acceleration x b ′′ and the stroke displacement of the suspension device 30.
  • the state space expression of the frequency weight W s (s) applied to the evaluation output z p is represented by the following expressions (6) and (7).
  • x wt ' A w x wt + B w z p (6)
  • z w C w x wt + D w z p ... (7)
  • x wt represents the state of the frequency weight W s (s)
  • z w represent the output of the frequency weight W s (s).
  • a w , B w , C w and D w are constant matrices determined by the control specifications.
  • the sprung acceleration x b ′′ and the ground load fluctuation amount F t are respectively weighted according to the frequency.
  • the spring mechanism 30A and the damping mechanism 30B are respectively weighted according to the frequency based on the sprung acceleration x b ′′ and the ground load fluctuation amount F t to control the spring mechanism 30A and the damping mechanism 30B.
  • x ′ Ax + B 1 w + B 2 u (8)
  • z Cx + D 1 w + D 2 u (9)
  • x is the following [Expression 10]
  • z is the following [Expression 11]
  • A is the following [Expression 12]
  • B 1 is the following [Expression 13]
  • B 2 is the following [Expression 14]
  • C is the following [Expression 15].
  • D 1 is the following [Equation 16]
  • D 2 is the following [Equation 17].
  • a positive definite symmetric solution P can be obtained by solving the Riccati equation shown in [Equation 18] below.
  • the Riccati equation can be solved by using a computer incorporating known numerical calculation software such as MATLAB (registered trademark).
  • MATLAB registered trademark
  • (gamma) is a positive number (for example, 1)
  • e is an infinitesimal positive number (for example, 10 ⁇ -6> I).
  • I represents a unit matrix.
  • FIG. 20 is a diagram illustrating a weight function for the sprung G based on the Butterworth filter
  • FIG. 3 is a diagram illustrating a weight function for the ground load variation based on the Butterworth filter. 2 and 3, the horizontal axis represents frequency, and the vertical axis represents gain.
  • Each of the above elements can be designed by the following formulas (10) and (11), for example, using a MATLAB Butterworth filter function ⁇ butter () ⁇ .
  • n is the filter order (for example, 1)
  • Wn_low1, Wn_low2, Wn_high1, and Wn_high2 are filter cutoff frequencies.
  • Wn_low1 and Wn_high1 are cut-off frequencies on the low frequency side and the high frequency side in the band-pass filter for the sprung vibration control, respectively.
  • Wn_low2 and Wn_high2 are the cut-off frequencies on the low frequency side and the high frequency side in the band-pass filter for the ground load variation control, respectively.
  • the cut-off frequency of the bandpass filter for the sprung vibration control is determined based on the vibration characteristics of the sprung member 10, for example, the resonance frequency of the sprung member 10.
  • the cutoff frequency of the sprung vibration control is determined so that a large weight is given to the sprung vibration of the resonance frequency of the sprung member 10.
  • the weight function for the sprung G is maximum at 1 Hz, and on the higher frequency side, the weight decreases as the frequency increases. On the lower frequency side than 1 Hz, the weight decreases as the frequency becomes lower, but the weight is substantially constant in a region below a predetermined frequency.
  • the cut-off frequency of the bandpass filter related to the ground load variation control is determined based on the vibration characteristics of the unsprung member 20, for example, the resonance frequency of the unsprung member 20.
  • the cut-off frequency of the ground load variation control is determined so that a large weight is given to the ground load variation of the resonance frequency of the unsprung member 20.
  • the weighting function with respect to the ground load variation becomes maximum at 10 Hz, and the weight decreases as the frequency becomes higher on the higher frequency side. On the lower frequency side than 10 Hz, the weight decreases as the frequency decreases.
  • the weight functions shown in FIGS. 2 and 3 each have a maximum value of 1, and these weight functions are multiplied by weight gains W b and W s to create the control weight functions shown in FIGS.
  • the Figure 4 is a diagram showing a weighting function for sprung G after gain adjustment, shows multiplied by the weight gain W b of the sprung vibration control for weighting function shown in Figure 2.
  • Figure 5 is a diagram showing a weighting function for the ground contact load variation after gain adjustment, shows multiplied by the weight gain W s of the ground contact load variation control over weighting function shown in Figure 3.
  • the weight gain W b for the sprung vibration control is, for example, 0.3
  • the weight gain W s for the ground load variation control is, for example, 0.2.
  • the relatively low-frequency vibration is heavily weighted with respect to the sprung vibration, and the relatively high-frequency vibration. Is heavily weighted with respect to ground load fluctuations. Accordingly, when low-frequency vibration, for example, vibration corresponding to the resonance frequency of the sprung member 10 is generated in the vehicle, the spring mechanism 30A and the damping mechanism 30B are controlled so as to give priority to suppression of the sprung vibration.
  • the variable spring force is calculated based on the control logic focusing on the low frequency response of the sprung vibration characteristic.
  • the spring coefficient of the spring mechanism 30 ⁇ / b> A is controlled to suppress the low frequency response of the sprung member 10. For example, increasing the spring force attenuates low frequency vibrations. Thereby, riding comfort is improved.
  • the spring mechanism 30A and the damping mechanism 30B are controlled so as to give priority to the suppression of the ground load fluctuation.
  • the variable damping force is calculated based on the control logic focusing on the high frequency response of the unsprung ground load variation.
  • the damping coefficient of the damping mechanism 30B is controlled to suppress the high frequency response of the ground load fluctuation amount. For example, by increasing the damping force, high-frequency ground load fluctuations are attenuated. Thereby, the grounding property is improved.
  • the spring mechanism 30A and the damping mechanism 30B are controlled based on the frequency of the sprung vibration and the frequency of the unsprung vibration.
  • the damping force of the damping mechanism may be controlled with the goal of reducing the sprung vibration.
  • the ground load fluctuation under the spring may increase. is there. This is because the force that suppresses the sprung as the suspension generation force simultaneously becomes the force that vibrates the unsprung portion. That is, vibration suppression on the sprung and vibration on the unsprung side coexist, making it difficult to suppress ground load fluctuation.
  • a decrease in grounding property may be felt on a good road, or a fluttering feeling may be felt on a bad road.
  • the vehicle control device 1-1 of the present embodiment can generate a suppression force against sprung vibration mainly in the spring mechanism 30A and a suppression force against unsprung ground load fluctuation mainly in the damping mechanism 30B. Thereby, sprung vibration and ground load fluctuation can be suppressed simultaneously. For example, even when traveling on a road surface where road surface displacement that simultaneously generates sprung resonance vibration and unsprung resonance vibration is input as the disturbance displacement input road surface displacement speed, the sprung vibration and ground load fluctuation Are suppressed at the same time. According to the vehicle control device 1-1 of the present embodiment, it is possible to achieve both improvement in riding comfort and improvement in ground contact on rough roads where sprung vibration and ground load fluctuation are likely to occur.
  • parameter values such as the cut-off frequency and weight gains W b and W s of the filter are previously set based on the vibration characteristics of the vehicle and the like so as to achieve both improvement in ride comfort and improvement in ground contact.
  • these may be variable according to the traveling environment or the like.
  • the parameter values may be different depending on the driving direction of the driver. For example, parameter values that prioritize improvement in ground contact may be used when the driver is directed to a sporting sport. Further, during acceleration or braking, a parameter value different from that during steady running, for example, a parameter value giving priority to improvement in ground contact property may be used.
  • the parameter value may be variable in accordance with a traveling state or the like.
  • at least one of the weight gain W b for the sprung vibration control and the weight gain W s for the ground load fluctuation control may be made variable according to the vehicle speed V.
  • at least one of the weight gain W b for sprung vibration control and the weight gain W s for ground load fluctuation control may be increased.
  • FIG. 6 is a block diagram showing a control configuration in the vehicle control device 1-1 of the present embodiment
  • FIG. 7 is a flowchart showing a control flow by the vehicle control device 1-1.
  • an actual vehicle (vehicle) that travels at a vehicle speed V has input (road surface displacement) from the road surface.
  • the sprung G of the vehicle is detected by a sprung G sensor 61 and converted into an acceleration at a predetermined position (for example, a wheel position). Based on the unsprung G and the unsprung G detected by the unsprung G sensor 62, the vibration suppression control of this embodiment is performed as described below with reference to FIGS.
  • step S1 sprung acceleration x b ′′ and unsprung acceleration x w ′′ are input to the ECU 60.
  • the ECU 60 acquires the sprung acceleration x b ′′ from the sprung G sensor 61 and the unsprung acceleration x w ′′ from the unsprung G sensor 62.
  • step S2 the ECU 60 calculates the state quantity x p and the evaluation output z p .
  • the ECU 60 calculates the relative displacement amount (x r ⁇ x w ) between the unsprung member 20 and the road surface 50 based on the ground load variation amount F t .
  • the relative displacement (x r ⁇ x w ) between the unsprung member 20 and the road surface 50 is represented by the following equation (12).
  • the ECU 60 integrates the sprung acceleration x b ′′ acquired from the sprung G sensor 61 to calculate the sprung speed x b ′ and sprung displacement x b , and acquires them from the unsprung G sensor 62.
  • the unsprung acceleration x w ′′ the unsprung velocity x w ′ and unsprung displacement x w are calculated.
  • the relative displacement (x w ⁇ x b ), unsprung speed x w ′, and sprung speed x b ′ of the sprung member 10 and the unsprung member 20 in the state quantity x p are obtained.
  • the evaluation output z p can be calculated based on the sprung acceleration x b ′′ acquired from the sprung G sensor 61 and the unsprung acceleration x w ′′ acquired from the unsprung G sensor 62.
  • the sprung acceleration x b ′′ which is an element in the first row of the evaluation output z p , is a first physical quantity related to the sprung vibration of the vehicle.
  • the ground load fluctuation amount which is an element in the second row of the evaluation output z p , is a second physical quantity related to the unsprung vibration of the vehicle.
  • step S2 the process proceeds to step S3.
  • step S3 the ECU 60, the nonlinear damping coefficient c v and the nonlinear spring coefficient k v is calculated.
  • the nonlinear damping coefficient c v and the nonlinear spring coefficient k v are based on the state quantity x p and the evaluation output z p calculated in step S2 and the feedback gain (controller gain) k nl determined by the H ⁇ control theory. It is calculated by the following [Equation 25].
  • the ECU 60 determines the feedback gain k nl according to the H ⁇ control theory, for example.
  • the ECU 60 acquires a linear damping coefficient c 0 , a linear spring coefficient k 0 and a control target weight that are determined in advance by a conformance test, and obtains a linear damping coefficient c 0 , a linear spring coefficient k 0 , a sprung acceleration weight and a control constant as control constants. Determine the weight of ground load variation.
  • the ECU 60 stores in advance the above formulas (1) and (2), which are single-wheel motion equations based on vehicle specifications determined by the identification test, state equations, output equations, and the like.
  • ECU60 the detection result based on the sprung acceleration x b '' and ground load variation amount F t were obtained based on, for determining the feedback gain k nl by solving the Riccati equation (reference numeral Y2 of FIG. 6).
  • the ECU 60 calculates a non-linear damping coefficient cv and a non-linear spring coefficient k v based on the determined feedback gain k nl .
  • the ECU 60 may determine the feedback gain k nl based on the correspondence relationship between the input combinations stored in advance and the feedback gain k nl. . That is, the feedback gain k nl obtained from the combination of the linear damping coefficient c 0 , linear spring coefficient k 0 , sprung acceleration weight, ground load fluctuation weight, sprung acceleration x b ′′ and ground load fluctuation F t as inputs. Can be stored in advance, and the nonlinear damping coefficient c v and the nonlinear spring coefficient k v can be calculated from the stored feedback gain k nl value.
  • step S4 the ECU 60 determines target values for the damping coefficient c and the spring coefficient k.
  • Target value of the damping coefficient c is the sum of the nonlinear damping coefficient c v calculated by the linear damping coefficients c 0 and a step S3.
  • the target value of the spring coefficient k is the sum of the linear spring coefficient k 0 and the nonlinear spring coefficient k v calculated in step S3.
  • step S5 the ECU 60, the target value of the target value and the spring force F s of the damping force F d is calculated.
  • the target value of the damping force F d is based on the following formula (13) based on the sprung speed x b ′ and unsprung speed x w ′ calculated in step S1 and the target value of the damping coefficient c calculated in step S4. ).
  • step S5 the ECU 60 executes control of the spring mechanism 30A in steps S6 and S7 and control of the damping mechanism 30B in steps S8 and S9.
  • the control of the spring mechanism 30A and the control of the damping mechanism 30B are performed in parallel, but instead, the control of the spring mechanism 30A and the control of the damping mechanism 30B are sequentially performed in a predetermined order. It may be done.
  • step S6 the ECU 60 determines the required number of steps of the spring mechanism 30A.
  • the spring mechanism 30A can be switched to a plurality of stages having different spring coefficients k.
  • the switching of the number of stages can be realized, for example, by switching the flow area of the air pipe in stages by an actuator.
  • the ECU 60 correlates the expansion / contraction amount x s of the suspension device 30, that is, the relative displacement (x w ⁇ x b ) between the sprung member 10 and the unsprung member 20 and the spring force generated by the spring mechanism 30A at each stage number.
  • a map showing the relationship is stored in advance.
  • the ECU 60 calculates the required number of steps of the spring mechanism 30A based on this map and the target value of the spring force F s calculated in step S5.
  • step S7 the ECU 60 controls the spring mechanism 30A as a spring step.
  • the ECU 60 controls the actuator of the spring mechanism 30A so as to realize the required number of steps determined in step S6.
  • step S7 is executed, this control flow ends.
  • step S8 the ECU 60 determines the required number of steps of the damping mechanism 30B.
  • the damping mechanism 30B can be switched to a plurality of stages having different damping coefficients c. Switching of the number of stages can be realized by, for example, switching the area of the oil passage that communicates between the piston upper chamber and the lower chamber stepwise by an actuator of the damping mechanism 30B.
  • the ECU 60 performs the expansion / contraction speed x s ′ of the suspension device 30, that is, the relative speed (x w ′ ⁇ x b ′) between the sprung member 10 and the unsprung member 20, and the damping force F generated by the damping mechanism 30 B at each stage number.
  • a map showing the correspondence with d is stored in advance.
  • ECU60 includes the map, based on the target value of the damping force F d calculated in step S5, calculates the required number of damping mechanism 30B.
  • step S9 the damping mechanism 30B is controlled by the ECU 60 as an absorber step.
  • the ECU 60 controls the actuator of the damping mechanism 30B so as to realize the required number of steps determined in step S8.
  • step S9 is executed, the control flow ends.
  • FIG. 8 is a diagram illustrating the sprung vibration when the vibration suppression control of the present embodiment is performed
  • FIG. 9 is a diagram illustrating the ground load variation amount when the vibration suppression control of the present embodiment is performed.
  • FIG. 11 is a diagram showing an example of the sprung vibration when the damping force of the damping mechanism is controlled with the goal of reducing the sprung vibration.
  • FIG. 12 shows the damping mechanism with the goal of reducing the sprung vibration. It is a figure which shows an example of the contact load fluctuation amount when the damping force of is controlled.
  • the spring coefficient is not variably controlled and the sprung vibration and the ground load fluctuation when the ground load fluctuation amount is not considered in the damping coefficient control. Each amount is indicated.
  • the horizontal axis represents frequency
  • the vertical axis represents power spectral density.
  • broken lines indicate values when the suspension device is not controlled
  • solid lines indicate values when the suspension device is controlled.
  • the damping force is controlled with the goal of reducing the sprung vibration
  • the sprung vibration when the control is performed solid line
  • the amount of change in the ground load when the control is performed is larger than the amount of change in the ground load when the control is not performed.
  • the vehicle control apparatus 1-1 of the present embodiment not only the sprung vibration is suppressed as shown in FIG. 8, but also the ground load fluctuation amount under the spring as shown in FIG. Is suppressed.
  • the sprung vibration and the ground load fluctuation amount are respectively lower than the case where the control is not performed.
  • the ground load fluctuation amount is lower than the case where the control is not performed.
  • the spring mechanism 30A and the damping mechanism 30B are controlled in cooperation with each other according to the vibration generated in the vehicle.
  • the spring mechanism 30A and the damping mechanism 30B are cooperatively controlled based on the sprung acceleration x b ′′ that is the first physical quantity related to the sprung vibration and the ground load fluctuation amount F t that is the second physical quantity related to the unsprung vibration.
  • the sprung vibration and the ground load fluctuation amount are respectively reduced. Therefore, the vehicle control device 1-1 of the present embodiment can achieve both maximum riding comfort and ground contact.
  • the vibration may be increased in the frequency band excluding the sprung resonance frequency band and the unsprung resonance frequency band by the vibration suppression control by the vehicle control device 1-1.
  • the vibration suppression control by the vehicle control device 1-1.
  • the mid-frequency range of 2-8 Hz which is the frequency band between the sprung resonance frequency band and the unsprung resonance frequency band
  • the sprung vibration and the ground load fluctuation amount increase compared to when control is not performed.
  • the control logic of the vibration suppression control is designed so that an increase in vibration in such other frequency band can be suppressed.
  • the equation of motion, the state equation, the output equation, and the like disclosed in the present embodiment are examples, and are not limited to these.
  • the target value of the spring force and the target value of the damping force are determined by the H ⁇ control theory, but the method of determining each target value is not limited to this.
  • a target value of spring force or a target value of damping force may be calculated based on another control theory.
  • the first physical quantity relating to the sprung vibration is the sprung acceleration
  • the second physical quantity relating to the unsprung vibration is the ground load variation, but this is not limitative.
  • Other physical quantities may be adopted as the first physical quantity and the second physical quantity, respectively.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating another example of the single-wheel model of the vibration suppression control system.
  • the suspension device 70 includes a spring mechanism 70A in which the spring coefficient k s is determined only by the nonlinear spring coefficient, and a damping in which the damping coefficient c s is determined only by the nonlinear damping coefficient. And a mechanism 70B.
  • the equation of motion is expressed by the following equations (15) and (16).
  • the equation of motion may be determined by omitting the linear spring coefficient and the linear damping coefficient. Then, the target values of the spring coefficient k s and the damping coefficient c s can be determined based on the H ⁇ control theory from the equations of motion (15) and (16).
  • the spring coefficient and the damping coefficient are determined by the H ⁇ control logic. Instead, the spring coefficient and the damping coefficient are directly determined based on the sprung vibration and the ground load variation. May be. For example, when the vehicle has low frequency vibration input, the spring force is increased to suppress the low frequency response on the spring (resonant frequency region on the spring). At this time, the damping force is small (for example, 0). On the other hand, when the vehicle has high-frequency vibration input, the damping force is increased to suppress the high-frequency response (the unsprung resonance frequency region) of the ground load fluctuation amount. At this time, the spring force is small (for example, 0).
  • the damping force may be increased and the spring force may be decreased when there is a low-frequency vibration input, or the spring force may be increased and the damping force may be decreased when there is a high-frequency vibration input. It may be. That is, based on the vibration characteristic of the sprung member 10 and the vibration characteristic of the unsprung member 20, one of the spring mechanism 30A and the damping mechanism 30B is controlled based on the sprung vibration characteristic, and the other is controlled based on the unsprung vibration characteristic. What is necessary is just to control.
  • the vehicle control apparatus according to the present invention is useful for suppressing vehicle vibrations, and is particularly suitable for both suppressing vibrations of sprung members and vibrations of unsprung members.

Abstract

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

Description

車両の制御装置
　本発明は、車両の制御装置に関する。
　従来、車両の制振制御を行う技術が提案されている。特許文献１には、ばね上部材の速度、ばね下部材に対するばね上部材の相対変位量などからなる状態量により目標減衰力を計算してダンパの減衰力を制御する技術が開示されている。
特開２０００－１４８２０８号公報
　車両の制振制御において、ばね上部材の振動の抑制とばね下部材の振動の抑制とを両立させることについて、従来十分な検討がなされていない。例えば、ばね上部材の振動に基づいてサスペンション装置の減衰力が制御される場合、ばね下部材の振動が増加する場合がある。
　本発明の目的は、ばね上部材の振動の抑制とばね下部材の振動の抑制とを両立させることができる車両の制御装置を提供することである。
　本発明の車両の制御装置は、車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、前記車両のばね上振動に関する第一の物理量および前記車両のばね下振動に関する第二の物理量に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を制御することを特徴とする。
　上記車両の制御装置において、前記ばね上振動の周波数および前記ばね下振動の周波数に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を制御することが好ましい。
　上記車両の制御装置において、前記第二の物理量とは、前記車両の車輪の接地荷重変動量であり、前記接地荷重変動量を前記車両のばね上加速度およびばね下加速度に基づいて算出することが好ましい。
　上記車両の制御装置において、前記車両に発生する低周波数の振動を抑制するように前記ばね機構を制御することが好ましい。
　上記車両の制御装置において、前記車両に発生する高周波数の振動を抑制するように前記減衰機構を制御することが好ましい。
　上記車両の制御装置において、前記第一の物理量および前記第二の物理量に基づいて、前記ばね機構および前記減衰機構にそれぞれ周波数に応じた重み付けを行って前記ばね機構および前記減衰機構を制御することが好ましい。
　上記車両の制御装置において、前記ばね機構および前記減衰機構を含む前記車両の運動モデルにＨ∞制御理論を適用して前記ばね力および前記減衰力の目標値を決定することが好ましい。
　上記車両の制御装置において、鉛直方向における路面の変位速度を前記運動モデルに対する外乱入力として前記ばね力および前記減衰力の目標値を決定することが好ましい。
　本発明の車両の制御装置は、車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、前記車両のばね上振動および前記車両のばね下振動に基づいて前記ばね機構および前記減衰機構を協調制御することを特徴とする。
　本発明の車両の制御装置は、車両のばね上部材と、ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対変位に応じたばね力を発生させ、かつ前記ばね力を可変に制御可能なばね機構と、前記ばね上部材と、前記ばね下部材とを接続し、前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対運動を減衰させる減衰力を発生させ、かつ前記減衰力を可変に制御可能な減衰機構とを備え、前記ばね機構および前記減衰機構を含む前記車両の運動モデルにＨ∞制御理論を適用して前記ばね機構および前記減衰機構を制御することを特徴とする。
　本発明にかかる車両の制御装置は、車両のばね上振動に関する第一の物理量および車両のばね下振動に関する第二の物理量に基づいてばね機構および減衰機構を制御する。よって、本発明にかかる車両の制御装置によれば、ばね上部材の振動の抑制とばね下部材の振動の抑制とを両立させることができるという効果を奏する。
図１は、実施形態にかかる制振制御系の単輪モデルを示す図である。 図２は、バターワースフィルタに基づくばね上Ｇに対する重み関数を示す図である。 図３は、バターワースフィルタに基づく接地荷重変動に対する重み関数を示す図である。 図４は、ゲイン調整後のばね上Ｇに対する重み関数を示す図である。 図５は、ゲイン調整後の接地荷重変動に対する重み関数を示す図である。 図６は、実施形態の車両の制御装置による制御の構成を示すブロック図である。 図７は、車両の制御装置による制御の流れを示すフローチャートである。 図８は、実施形態の制振制御がなされる場合のばね上振動を示す図である。 図９は、実施形態の制振制御がなされる場合の接地荷重変動量を示す図である。 図１０は、制振制御系の単輪モデルについての他の例を示す図である。 図１１は、ばね上振動の低減を目標にして減衰機構の減衰力が制御された場合のばね上振動の一例を示す図である。 図１２は、ばね上振動の低減を目標にして減衰機構の減衰力が制御された場合の接地荷重変動量の一例を示す図である。
　以下に、本発明の実施形態にかかる車両の制御装置につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記の実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるものあるいは実質的に同一のものが含まれる。
（実施形態）
　図１から図１２を参照して、実施形態について説明する。本実施形態は、車両の制御装置に関する。図１は、本実施形態にかかる制振制御系の単輪モデルを示す図である。
　本実施形態の車両の制御装置１－１は、車両のばね上振動およびばね下振動に基づいてばね機構および減衰機構をそれぞれ制御する。ばね力および減衰力の目標値は、Ｈ∞制御理論に基づいて決定される。Ｈ∞制御ロジックでは、ばね上特性（加速度、速度、変位）とばね下の接地荷重変動量を評価出力として同時制御ロジックが設計される。ばね上特性の低周波数応答に着目した制御ロジックによって可変ばね力の目標値が演算される。また、ばね下接地荷重変動量の高周波応答に着目した制御ロジックによって可変減衰力の目標値が演算される。制御ロジックの設計においては、ばね上特性と接地荷重変動の伝達関数に基づいて、低周波および高周波に対応するフィルタがそれぞれ設計される。
　本実施形態の車両の制御装置１－１によれば、車両乗り心地性能にかかわるばね上振動および接地性にかかわる接地荷重変動が同時に制御されることで、乗り心地と接地性（操縦性）を同時に向上させることが可能となる。
　図１に示す単輪モデルは、ばね機構と減衰機構を含む車両の運動モデルである。図１に示すように、車両のばね上部材１０とばね下部材２０との間には、サスペンション装置３０が設けられている。ばね上部材１０は、サスペンション装置３０によって支持される部材であり、車体を含む。ばね下部材２０は、サスペンション装置３０よりも車輪４０側に配置された部材であり、車輪４０に連結されたナックルや、ナックルに連結されたロアアーム等を含むものである。
　サスペンション装置３０は、ばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂを有する。ばね機構３０Ａと減衰機構３０Ｂとは、並列に設けられている。ばね機構３０Ａは、ばね上部材１０とばね下部材２０とを接続し、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位に応じたばね力を発生させ、そのばね力をばね上部材１０およびばね下部材２０に作用させる。また、ばね機構３０Ａは、ばね係数ｋ、すなわちばね力を可変に制御可能なものである。ばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位とは、ばね上部材１０とばね下部材２０とがサスペンション装置３０のストローク方向において接近あるいは離間する方向の相対変位である。
　ばね機構３０Ａのばね係数ｋは、線形ばね係数ｋ0と非線形ばね係数ｋvを含む。線形ばね係数ｋ0は、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位とばね力とが線形に対応するばね係数である。非線形ばね係数ｋvは、可変に制御されるばね係数であって、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位に対してばね力を非線形に変化させるものである。つまり、線形ばね係数ｋ0に応じたばね力に対して、非線形ばね係数ｋvに応じたばね力を加算することで、所定の相対変位に対してばね機構３０Ａが発生させるばね力を増減させることができる。
　減衰機構３０Ｂは、ばね上部材１０とばね下部材２０とを接続し、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対運動を減衰させる減衰力を発生させる。減衰機構３０Ｂは、減衰係数ｃ、すなわち減衰力を可変に制御可能なものである。ばね上部材１０とばね下部材２０との相対運動とは、ばね上部材１０とばね下部材２０とがサスペンション装置３０のストローク方向において接近あるいは離間する方向の相対運動である。減衰機構３０Ｂは、この相対運動におけるばね上部材１０とばね下部材２０との相対速度に応じた減衰力を発生させることで相対運動を減衰させる。
　減衰機構３０Ｂの減衰係数ｃは、線形減衰係数ｃ0と非線形減衰係数ｃvを含む。線形減衰係数ｃ0は、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対速度と減衰力とが線形に対応する減衰係数である。非線形減衰係数ｃvは、可変に制御される減衰係数であって、ばね上部材１０とばね下部材２０との相対速度に対して減衰力を非線形に変化させるものである。つまり、線形減衰係数ｃ0に応じた減衰力に対して非線形減衰係数ｃvに応じた減衰力を加算することで、所定の相対速度に対して減衰機構３０Ｂが発生させる減衰力を増減させることができる。
　ばね機構３０Ａとしては、例えば、ばね係数を可変に制御可能なエアサスペンション機構が用いられる。エアサスペンション機構は、例えば、ばね上部材１０とばね下部材２０との間に介在する空気室を有し、この空気室がばねとして作用する。空気室には、コンプレッサからエアー配管を介して圧縮空気が供給される。ばね係数を可変に制御する手段は、例えば、エアサスペンション機構の空気室とコンプレッサとを接続するエアー配管の流路面積を可変に制御するアクチュエータとすることができる。なお、ばね機構３０Ａは、これには限定されず、ばね係数を可変に制御可能な他のばね機構が用いられてもよい。
　減衰機構３０Ｂとしては、例えば、減衰係数を可変に制御可能なショックアブソーバ機構が用いられる。ショックアブソーバ機構は、例えば、ばね上部材１０あるいはばね下部材２０の一方に接続され、差動流体が封入されたシリンダーと、他方に接続され、シリンダー内を往復動するピストン部を有するピストンロッドとを備えるものである。減衰係数を可変に制御する手段は、例えば、ピストン部のロータリーバルブを回転させることでピストン上室と下室とを連通する油路の流路面積を可変とするアクチュエータとすることができる。なお、減衰機構３０Ｂは、これには限定されず、減衰係数を可変に制御可能な他の減衰機構が用いられてもよい。本実施形態のサスペンション装置３０では、減衰機構３０Ｂにおける減衰係数の制御応答性は、ばね機構３０Ａにおけるばね係数の制御応答性よりも高い。
　図１において、Ｆ0は、線形ばね係数ｋ0および線形減衰係数ｃ0に対応するサスペンション装置３０の発生力（制御なし発生力）である。制御なし発生力Ｆ0は、例えば、ばね力や減衰力の制御範囲における中間定数とされる。また、Ｆvは、非線形ばね定数ｋvおよび非線形減衰係数ｃvに対応するサスペンション装置３０の発生力（制御あり発生力）である。制御あり発生力Ｆvは、可変定数設計による発生力である。
　車両には、ＥＣＵ６０、ばね上Ｇセンサ６１およびばね下Ｇセンサ６２が設けられている。ＥＣＵ６０は、例えば、コンピュータを有する電子制御ユニットである。ＥＣＵ６０は、車両を制御する制御部として機能することができる。ばね上Ｇセンサ６１は、ばね上部材１０に配置されている。ばね上Ｇセンサ６１は、ばね上部材１０の上下方向の加速度を検出することができる。ばね下Ｇセンサ６２は、ばね下部材２０に配置されている。ばね下Ｇセンサ６２は、ばね下部材２０の上下方向の加速度を検出することができる。ばね上Ｇセンサ６１およびばね下Ｇセンサ６２は、ＥＣＵ６０に接続されており、ばね上Ｇセンサ６１およびばね下Ｇセンサ６２の検出結果を示す信号は、それぞれＥＣＵ６０に出力される。
　ＥＣＵ６０は、ばね機構３０Ａのアクチュエータと接続されており、ばね機構３０Ａのアクチュエータを制御することができる。また、ＥＣＵ６０は、減衰機構３０Ｂのアクチュエータと接続されており、減衰機構３０Ｂのアクチュエータを制御することができる。本実施形態の車両の制御装置１－１は、ばね機構３０Ａ、減衰機構３０ＢおよびＥＣＵ６０を備えている。
　図１に示す単輪モデルの運動方程式は、以下の式（１）および式（２）で表される。
　ｍbｘb''＝ｋ0（ｘw－ｘb）＋ｃ0（ｘw'－ｘb'）＋ｋv（ｘw－ｘb）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　＋ｃv（ｘw'－ｘb'）…（１）
　ｍwｘw''＝－ｋ0（ｘw－ｘb）－ｃ0（ｘw'－ｘb'）－ｋv（ｘw－ｘb）
　　　　　　　　　　　　　－ｃv（ｘw'－ｘb'）＋ｋt（ｘr－ｘw）…（２）
　但し、ｘｒ，ｘｗおよびｘｂは、それぞれ路面５０の変位、ばね下部材２０の変位およびばね上部材１０の変位を示す。ここで、変位とは、それぞれの基準位置に対する車両上下方向の変位であり、例えば鉛直方向における変位とすることができる。なお、サスペンション装置３０の軸方向の移動量を変位としてもよい。以下の説明において、路面５０の変位ｘｒを単に「路面変位ｘｒ」と記載し、ばね上部材１０の変位ｘｂを単に「ばね上変位ｘｂ」と記載し、ばね下部材２０の変位ｘｗを単に「ばね下変位ｘｗ」と記載する。ｍbは、ばね上部材１０の質量（以下、単に「ばね上質量ｍb」と記載する。）を、ｍwは、ばね下部材２０の質量（以下、単に「ばね下質量ｍw」と記載する。）をそれぞれ示す。また、ｋｔは、車輪４０の剛性（ばね定数）を示す。また、数式等における記号「'」は１回微分を表し、記号「''」は２回微分を表す。
　また、単輪モデルを状態空間表現すると、以下の式（３）および式（４）で表される。
　ｘp'＝Ａpｘp＋Ｂp1ｗ1＋Ｂp2ｕ…（３）
　ｚp＝Ｃp1ｘp＋Ｄp11ｗ1＋Ｄp12ｕ…（４）
　但し、Ａpは下記［数１］、Ｂp1は下記［数２］、Ｂp2は下記［数３］、ｘpは下記［数４］、Ｃp1は下記［数５］、Ｄp11は下記［数６］、Ｄp12は下記［数７］、制御入力ｕは下記［数８］、評価出力ｚpは下記［数９］のとおりである。また、外乱入力ｗ1＝ｘr'（路面５０の変位速度）である。なお、下記［数９］の行列における第１行は、ばね上Ｇであり、第２行は、接地荷重変動量である。ばね上Ｇは、ばね上部材１０の上下方向の加速度である。接地荷重変動量は、車輪４０の接地荷重における予め定められた所定の状態の接地荷重に対する変動量である。所定の状態とは、例えば、平坦な路面上に車両が停止しているときの接地荷重とすることができる。接地荷重変動量は、ばね下の接地性を表すものである。
　ばね下の接地荷重変動量を評価出力として制御系を設計するときに、接地荷重変動量を実車で計測することは難しい。接地荷重変動量を計測する手段として、接地荷重変動センサを用いる直接計測が考えられるが、コスト増の問題がある。本実施形態では、以下に説明するように、ばね上加速度（「ばね上Ｇ」とも記載する。）とばね下加速度（「ばね下Ｇ」とも記載する。）に基づいて接地荷重変動量を演算する。これにより、コスト増を抑制しつつ接地荷重変動量を得ることができ、制御精度を向上させることができる。接地荷重変動量Ｆtは、上記式（１）および式（２）から導かれる以下の式（５）で表すことができる。
　Ｆt＝ｋt（ｘr－ｘw）＝ｍbｘb''＋ｍwｘw''…（５）
　つまり、既知のばね上質量ｍbおよびばね下質量ｍwと、ばね上加速度ｘb''と、ばね下加速度ｘw''とに基づいて接地荷重変動量Ｆtの理論値を演算することができる。これにより、接地荷重変動センサ等の直接計測の手段を用いることなく、間接的にかつ精度よく接地荷重変動量Ｆtを演算することが可能である。なお、ばね下Ｇセンサ６２が無い場合には、ばね上加速度ｘb''とサスペンション装置３０のストローク変位とに基づいてオブザーバー設計によって接地荷重変動量Ｆtを演算することも可能である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009

　評価出力ｚpにかかる周波数重みＷs（s）の状態空間表現を以下の式（６）および式（７）とする。
　ｘwt'＝Ａwｘwt＋Ｂwｚp…（６）
　ｚw＝Ｃwｘwt＋Ｄwｚp…（７）
　但し、ｘwtは、周波数重みＷs（s）の状態量を表し、ｚwは、周波数重みＷs（s）の出力を表す。また、Ａw、Ｂw、ＣwおよびＤwは、それぞれ制御仕様により定まる定数行列である。上記式（６）および式（７）に示すように、ばね上加速度ｘb''および接地荷重変動量Ｆtにそれぞれ周波数に応じた重み付けがなされる。本実施形態では、ばね上加速度ｘb''および接地荷重変動量Ｆtに基づいて、ばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂにそれぞれ周波数に応じた重み付けがなされてばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂが制御される。
　このとき、非線形Ｈ∞状態フィードバック制御系における一般化プラントの状態空間表現は、以下の式（８）および式（９）のようになる。
　ｘ'＝Ａｘ＋Ｂ1ｗ＋Ｂ2ｕ…（８）
　ｚ＝Ｃｘ＋Ｄ1ｗ＋Ｄ2ｕ…（９）
　但し、ｘは下記［数１０］、ｚは下記［数１１］、Ａは下記［数１２］、Ｂ1は下記［数１３］、Ｂ2は下記［数１４］、Ｃは下記［数１５］、Ｄ1は下記［数１６］、Ｄ2は下記［数１７］のとおりである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000012


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000013


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000014


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000015


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000016


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000017

　ここから、下記［数１８］に示すリカッチ方程式を解いて正定対称解Ｐを求めることができる。リカッチ方程式は、例えば、ＭＡＴＬＡＢ（登録商標）等の公知の数値計算ソフトウエアを組み込んだコンピュータを用いて解を求めることができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000018


　但し、γは正数（例えば１）、ｅは無限小正数（例えば、１０-6Ｉ）である。なお、Ｉは単位行列を表す。
　得られた正定対称解Ｐから、下記［数１９］によって、制御入力ｕが得られる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000019

　ここで、周波数重み関数の作成例について説明する。上記式（６）および式（７）の状態空間表現において、行列Ａwは下記［数２０］、Ｂwは下記［数２１］、Ｃwは下記［数２２］、Ｄwは下記［数２３］のとおりである。なお、上記［数２１］および［数２２］における行列Ｗは、下記［数２４］で表される。ここで、Ｗbは、ばね上振動制御の重みゲインであり、Ｗsは、接地荷重変動制御の重みゲインである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000020


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000021


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000022


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000023


Figure JPOXMLDOC01-appb-M000024

　上記［数２０］、［数２１］、［数２２］、［数２３］の要素は、バンドパスフィルタ等のフィルタに基づいて設計されるものである。図２は、バターワースフィルタに基づくばね上Ｇに対する重み関数を示す図、図３は、バターワースフィルタに基づく接地荷重変動に対する重み関数を示す図である。図２および図３において、横軸は周波数、縦軸はゲインを示す。上記の各要素は、例えば、ＭＡＴＬＡＢのButterworthフィルタ関数｛butter（）｝により、以下の式（１０）および式（１１）により設計することができる。
　［ａ1　ｂ1　ｃ1　ｄ1］＝butter（n,［Wn＿low1,Wn＿high1］）…（１０）
　［ａ2　ｂ2　ｃ2　ｄ2］＝butter（n,［Wn＿low2,Wn＿high2］）…（１１）
　但し、nは、フィルタの次数（例えば１）、Wn＿low1，Wn＿low2，Wn＿high1およびWn＿high2は、フィルタのカットオフ周波数である。Wn＿low1およびWn＿high1は、それぞればね上振動制御にかかるバンドパスフィルタにおける低周波数側および高周波数側のカットオフ周波数である。また、Wn＿low2およびWn＿high2は、それぞれ接地荷重変動制御にかかるバンドパスフィルタにおける低周波数側および高周波数側のカットオフ周波数である。
　ばね上振動制御にかかるバンドパスフィルタのカットオフ周波数は、ばね上部材１０の振動特性、例えば、ばね上部材１０の共振周波数に基づいて定められる。例えば、ばね上部材１０の共振周波数のばね上振動に対して大きな重み付けがなされるように、ばね上振動制御のカットオフ周波数が定められる。ばね上Ｇに対する重み関数は、例えば、図２に示すように、１Ｈｚにおいて最大となり、これよりも高周波側では、周波数が高くなるにつれて重みが減少する。また、１Ｈｚよりも低周波側では、周波数が低くなるにつれて重みが減少するが、所定の周波数以下の領域では、重みが略一定である。
　また、接地荷重変動制御にかかるバンドパスフィルタのカットオフ周波数は、ばね下部材２０の振動特性、例えば、ばね下部材２０の共振周波数に基づいて定められる。例えば、ばね下部材２０の共振周波数の接地荷重変動に対して大きな重み付けがなされるように、接地荷重変動制御のカットオフ周波数が定められる。接地荷重変動に対する重み関数は、例えば、図３に示すように、１０Ｈｚにおいて最大となり、これよりも高周波側では周波数が高くなるにつれて重みが減少する。また、１０Ｈｚよりも低周波側では、周波数が低くなるにつれて重みが減少する。
　図２および図３に示す重み関数は、それぞれ最大値が１であり、これらの重み関数に重みゲインＷb，Ｗsがかけられて図４および図５に示す制御用の重み関数が作成される。図４は、ゲイン調整後のばね上Ｇに対する重み関数を示す図であり、図２に示す重み関数に対してばね上振動制御の重みゲインＷbをかけたものを示している。図５は、ゲイン調整後の接地荷重変動に対する重み関数を示す図であり、図３に示す重み関数に対して接地荷重変動制御の重みゲインＷsをかけたものを示している。ばね上振動制御の重みゲインＷbは、例えば０．３、接地荷重変動制御の重みゲインＷsは、例えば０．２とされる。
　このように、ばね上部材１０の振動特性およびばね下部材２０の振動特性に応じて、相対的に低周波数の振動についてはばね上振動に対して大きな重み付けがなされ、相対的に高周波数の振動については接地荷重変動に対して大きな重み付けがなされる。これにより、車両に低周波の振動、例えばばね上部材１０の共振周波数に対応する振動が生じた場合、ばね上振動の抑制を優先するようにばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂが制御される。本実施形態では、ばね上振動特性の低周波数応答に着目する制御ロジックに基づき、可変ばね力が演算される。ばね上部材１０の共振周波数を含む低周波領域では、ばね機構３０Ａのばね係数の制御がなされてばね上部材１０の低周波応答が抑制される。例えば、ばね力を増加させることにより、低周波の振動が減衰される。これにより、乗り心地の向上が図られる。
　また、車両に高周波の振動、例えばばね下部材２０の共振周波数に対応する振動が生じた場合、接地荷重変動の抑制を優先するようにばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂが制御される。本実施形態では、ばね下接地荷重変動量の高周波応答に着目する制御ロジックに基づき、可変減衰力が演算される。ばね下部材２０の共振周波数を含む高周波領域では、減衰機構３０Ｂの減衰係数の制御がなされて接地荷重変動量の高周波応答が抑制される。例えば、減衰力を増加させることにより、高周波の接地荷重変動が減衰される。これにより、接地性の向上が図られる。このように、本実施形態の制振制御では、ばね上振動の周波数およびばね下振動の周波数に基づいてばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂが制御される。
　本実施形態の車両の制御装置１－１によれば、乗り心地の向上と接地性の向上との両立が可能となる。従来、ばね上振動抑制のために、ばね上振動の低減を目標にして減衰機構の減衰力が制御される場合があったが、この場合、ばね下の接地荷重変動が大きくなってしまう場合がある。これは、サスペンション発生力としてばね上を制振する力が、同時にばね下を加振する力となるためである。つまり、ばね上に対する制振とばね下に対する加振とが併存することとなり、接地荷重変動が抑制されにくくなる。これにより、良路において接地性の低下が感じられたり、悪路においてばたつき感が感じられたりすることがある。
　本実施形態の車両の制御装置１－１は、ばね上振動に対する抑制力を主としてばね機構３０Ａに、ばね下の接地荷重変動に対する抑制力を主として減衰機構３０Ｂにそれぞれ発生させることができる。これにより、ばね上振動と接地荷重変動とを同時に抑制することができる。例えば、外乱入力である路面変位速度として、ばね上共振の振動とばね下共振の振動とを同時に発生させる路面変位が入力されるような路面を走行する場合においても、ばね上振動と接地荷重変動とが同時に抑制される。本実施形態の車両の制御装置１－１によれば、ばね上振動や接地荷重変動が発生しやすい悪路において、乗り心地の向上と接地性の向上とを両立させることができる。
　なお、上記のフィルタのカットオフ周波数や重みゲインＷb，Ｗs等のパラメータ値は、車両の振動特性等に基づいて、乗り心地の向上と接地性の向上とを最大限両立するように予め定められるものであるが、これらは、走行環境等に応じて可変とされてもよい。例えば、接地性の向上が望まれる走行環境、例えば、雨天時や路面凍結時など路面μが低下する走行環境では、接地性をより重視した制振制御がなされることが好ましい。また、運転者の走行指向に応じて上記パラメータ値が異なるものとされてもよい。例えば、運転者がきびきびとしたスポーツ走行を指向する場合には、接地性の向上を優先させるパラメータ値が用いられてもよい。また、加速時や制動時には、定常走行時と異なるパラメータ値、例えば接地性の向上を優先させるパラメータ値が用いられてもよい。
　上記パラメータ値は、走行状態等に応じて可変とされてもよい。例えば、車速Ｖに応じてばね上振動制御の重みゲインＷbあるいは接地荷重変動制御の重みゲインＷsの少なくともいずれか一方が可変とされてもよい。一例として、車速Ｖの増加に応じてばね上振動制御の重みゲインＷbあるいは接地荷重変動制御の重みゲインＷsの少なくともいずれか一方が大きくされてもよい。例えば、速度によってばね上Ｇおよび接地荷重変動量の計測値における閾値を変化させる方法がある。速度の増加に伴って上記閾値が増加すると、ばね上振動制御の重みゲインＷbおよび接地荷重変動制御の重みゲインＷsが増加するようにされてもよい。
　図６は、本実施形態の車両の制御装置１－１における制御の構成を示すブロック図、図７は、車両の制御装置１－１による制御の流れを示すフローチャートである。図６に示すように、車速Ｖで走行する実車（車両）には、路面からの入力（路面変位）がある。また、車両のばね上Ｇは、ばね上Ｇセンサ６１によって検出され、所定位置（例えば、ホイール位置）の加速度に換算される。ばね上Ｇと、ばね下Ｇセンサ６２によって検出されたばね下Ｇとに基づいて、以下に図６および図７を参照して説明するように本実施形態の制振制御が行われる。
　まず、ステップＳ１では、ＥＣＵ６０に、ばね上加速度ｘb''およびばね下加速度ｘw''が入力される。ＥＣＵ６０は、ばね上Ｇセンサ６１からばね上加速度ｘb''を、ばね下Ｇセンサ６２からばね下加速度ｘw''をそれぞれ取得する。
　次に、ステップＳ２では、ＥＣＵ６０により、状態量ｘpおよび評価出力ｚpが計算される。まず、状態量ｘpの算出方法について説明する。ＥＣＵ６０は、ばね下部材２０と路面５０との相対変位量（ｘr－ｘw）を接地荷重変動量Ｆtに基づいて計算する。具体的には、上記式（５）から、ばね下部材２０と路面５０との相対変位量（ｘr－ｘw）は、以下の式（１２）で表される。
　（ｘr－ｘw）＝（ｍbｘb''＋ｍwｘw''）／ｋt…（１２）
　ＥＣＵ６０は、上記式（１２）からばね下部材２０と路面５０との相対変位量（ｘr－ｘw）を算出することができる。
　また、ＥＣＵ６０は、ばね上Ｇセンサ６１から取得したばね上加速度ｘb''を積分することにより、ばね上速度ｘb'およびばね上変位ｘbを計算し、ばね下Ｇセンサ６２から取得したばね下加速度ｘw''を積分することにより、ばね下速度ｘw'およびばね下変位ｘwを計算する。これにより、状態量ｘpにおけるばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位量（ｘw－ｘb）、ばね下速度ｘw'、ばね上速度ｘb'がそれぞれ求められる。
　また、評価出力ｚpは、ばね上Ｇセンサ６１から取得したばね上加速度ｘb''およびばね下Ｇセンサ６２から取得したばね下加速度ｘw''に基づいて算出することができる。評価出力ｚpの第１行の要素であるばね上加速度ｘb''は、車両のばね上振動に関する第一の物理量である。評価出力ｚpの第２行の要素である接地荷重変動量は、車両のばね下振動に関する第二の物理量である。接地荷重変動量は、ばね上加速度ｘb''およびばね下加速度ｘw''と、予め記憶しているばね上質量ｍbおよびばね下質量ｍwとに基づいて算出可能である（図６の符号Ｙ１参照）。ステップＳ２が実行されると、ステップＳ３に進む。
　ステップＳ３では、ＥＣＵ６０により、非線形減衰係数ｃvおよび非線形ばね係数ｋvが算出される。非線形減衰係数ｃvおよび非線形ばね係数ｋvは、ステップＳ２で算出された状態量ｘpおよび評価出力ｚpと、Ｈ∞制御理論により決定されたフィードバックゲイン（コントローラゲイン）ｋnlとに基づき、下記［数２５］によって算出される。Ｈ∞制御理論によるフィードバックゲインｋnlの決定は、例えば、ＥＣＵ６０によってなされる。
　ＥＣＵ６０は、予め適合試験によって決定された線形減衰係数ｃ0、線形ばね係数ｋ0および制御目標重みを取得し、制御定数としての線形減衰係数ｃ0，線形ばね係数ｋ0，ばね上加速度重みおよび接地荷重変動量重みを決定する。また、ＥＣＵ６０は、同定試験によって決定された車両諸元に基づく単輪運動方程式である上記式（１）および式（２）や、状態方程式、出力方程式等を予め記憶している。ＥＣＵ６０は、検出結果に基づいて取得したばね上加速度ｘb''および接地荷重変動量Ｆtに基づき、リカッチ方程式を解いてフィードバックゲインｋnlを決定する（図６の符号Ｙ２参照）。ＥＣＵ６０は、決定したフィードバックゲインｋnlに基づき、非線形減衰係数ｃvおよび非線形ばね係数ｋvを算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000025

　なお、ステップＳ３において、ＥＣＵ６０は、リカッチ方程式を解くことに代えて、予め記憶しておいた各入力の組合せとフィードバックゲインｋnlとの対応関係に基づいてフィードバックゲインｋnlを決定してもよい。つまり、入力としての線形減衰係数ｃ0、線形ばね係数ｋ0、ばね上加速度重み、接地荷重変動量重み、ばね上加速度ｘb''および接地荷重変動量Ｆtの組合せから求まるフィードバックゲインｋnlを予め記憶しておき、その記憶したフィードバックゲインｋnlの値から非線形減衰係数ｃvおよび非線形ばね係数ｋvを算出することも可能である。
　次に、ステップＳ４では、ＥＣＵ６０により、減衰係数ｃおよびばね係数ｋの目標値が決定される。減衰係数ｃの目標値は、線形減衰係数ｃ0とステップＳ３で算出された非線形減衰係数ｃvとの和である。また、ばね係数ｋの目標値は、線形ばね係数ｋ0とステップＳ３で算出された非線形ばね係数ｋvとの和である。
　次に、ステップＳ５では、ＥＣＵ６０により、減衰力Ｆdの目標値およびばね力Ｆsの目標値がそれぞれ算出される。減衰力Ｆdの目標値は、ステップＳ１で算出されたばね上速度ｘb'およびばね下速度ｘw'と、ステップＳ４で算出された減衰係数ｃの目標値とに基づき、以下の式（１３）によって算出される。
　Ｆd＝ｃ（ｘw'－ｘb'）…（１３）
　また、ばね力Ｆsの目標値は、ステップＳ１で算出されたばね上変位ｘbおよびばね下変位ｘwと、ステップＳ４で算出されたばね係数ｋの目標値とに基づき、以下の式（１４）によって算出される。
　Ｆs＝ｋ（ｘw－ｘb）…（１４）
　ステップＳ５が実行されると、ＥＣＵ６０は、ステップＳ６およびＳ７のばね機構３０Ａの制御と、ステップＳ８およびＳ９の減衰機構３０Ｂの制御とを実行する。本実施形態では、ばね機構３０Ａの制御と減衰機構３０Ｂの制御とが並行して行われるが、これに代えて、ばね機構３０Ａの制御と減衰機構３０Ｂの制御とが予め決められた順番で順次行われてもよい。
　ステップＳ６では、ＥＣＵ６０により、ばね機構３０Ａの要求段数が決定される。ばね機構３０Ａは、ばね係数ｋがそれぞれ異なる複数の段数に切替え可能である。段数の切替えは、例えば、アクチュエータによってエアー配管の流路面積を段階的に切替えることで実現可能である。ＥＣＵ６０は、サスペンション装置３０の伸縮量ｘs、すなわちばね上部材１０とばね下部材２０との相対変位量（ｘw－ｘb）と、ばね機構３０Ａが各段数において発生させるばね力との対応関係を示すマップを予め記憶している。ＥＣＵ６０は、このマップと、ステップＳ５で算出されたばね力Ｆsの目標値とに基づいて、ばね機構３０Ａの要求段数を算出する。
　次に、ステップＳ７では、ＥＣＵ６０により、ばねステップとしてばね機構３０Ａが制御される。ＥＣＵ６０は、ステップＳ６で決定された要求段数を実現するように、ばね機構３０Ａのアクチュエータを制御する。ステップＳ７が実行されると、本制御フローは終了する。
　一方、ステップＳ８では、ＥＣＵ６０により、減衰機構３０Ｂの要求段数が決定される。減衰機構３０Ｂは、減衰係数ｃがそれぞれ異なる複数の段数に切替え可能である。段数の切替えは、例えば、減衰機構３０Ｂのアクチュエータによって、ピストン上室と下室とを連通する油路の面積を段階的に切替えることで実現可能である。ＥＣＵ６０は、サスペンション装置３０の伸縮速度ｘs'、すなわちばね上部材１０とばね下部材２０との相対速度（ｘw'－ｘb'）と、減衰機構３０Ｂが各段数において発生させる減衰力Ｆdとの対応関係を示すマップを予め記憶している。ＥＣＵ６０は、このマップと、ステップＳ５で算出された減衰力Ｆdの目標値とに基づいて、減衰機構３０Ｂの要求段数を算出する。
　次に、ステップＳ９では、ＥＣＵ６０により、アブソーバステップとして減衰機構３０Ｂが制御される。ＥＣＵ６０は、ステップＳ８で決定された要求段数を実現するように、減衰機構３０Ｂのアクチュエータを制御する。ステップＳ９が実行されると、本制御フローは終了する。
　次に、本実施形態の制振制御による制振効果のシミュレーション結果について説明する。図８は、本実施形態の制振制御がなされる場合のばね上振動を示す図、図９は、本実施形態の制振制御がなされる場合の接地荷重変動量を示す図である。また、図１１は、ばね上振動の低減を目標にして減衰機構の減衰力が制御された場合のばね上振動の一例を示す図、図１２は、ばね上振動の低減を目標にして減衰機構の減衰力が制御された場合の接地荷重変動量の一例を示す図である。図１１および図１２には、本実施形態の制振制御とは異なり、ばね係数の可変制御はなされず、かつ減衰係数の制御において接地荷重変動量が考慮されない場合のばね上振動および接地荷重変動量がそれぞれ示されている。
　図８，図９，図１１および図１２において、横軸は周波数、縦軸はパワースペクトル密度（Power　Spectral　Density）をそれぞれ示す。また、図８，図９，図１１および図１２において、破線はそれぞれサスペンション装置の制御が行われない場合の値を示し、実線は、サスペンション装置の制御が行われる場合の値を示す。図１１に示すように、ばね上振動の低減を目標にして減衰力が制御されることで、制御がなされない場合（破線）と比較して、制御がなされた場合（実線）のばね上振動が低減する。しかしながら、図１２に符号Ｒ１で示すように、制御がなされた場合の接地荷重変動量が、制御がなされない場合の接地荷重変動量よりも増加する。
　これに対して、本実施形態の車両の制御装置１－１によれば、図８に示すようにばね上振動が抑制されるだけでなく、図９に示すようにばね下の接地荷重変動量が抑制される。図８および図９に示すように、１Ｈｚ前後の周波数帯において、制御がなされない場合よりもばね上振動および接地荷重変動量がそれぞれ低下している。また、図９に示すように、１０Ｈｚ前後の周波数帯において、制御がなされない場合よりも接地荷重変動量が低下している。
　このように、本実施形態の車両の制御装置１－１によれば、車両に発生する振動に応じて、ばね機構３０Ａと減衰機構３０Ｂとが協調して制御される。ばね上振動に関する第一の物理量であるばね上加速度ｘb''およびばね下振動に関する第二の物理量である接地荷重変動量Ｆtに基づいてばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂが協調制御されることで、ばね上振動および接地荷重変動量がそれぞれ低減される。よって、本実施形態の車両の制御装置１－１は、乗り心地と接地性を最大限に両立させることが可能である。
　ここで、車両の制御装置１－１による制振制御により、ばね上共振の周波数帯およびばね下共振の周波数帯を除く周波数帯において、振動が増加する可能性がある。例えば、ばね上共振の周波数帯とばね下共振の周波数帯との間の周波数帯である２－８Ｈｚの中周波領域において、制御がなされない場合よりもばね上振動や接地荷重変動量が増加する可能性がある。制振制御の制御ロジックにおいて、こうした他の周波数帯における振動の増加を抑制できるように設計がなされることが好ましい。
　なお、本実施形態において開示された運動方程式、状態方程式、出力方程式等は一例であって、これらに限定されるものではない。また、本実施形態では、Ｈ∞制御理論によりばね力の目標値および減衰力の目標値が決定されたが、それぞれの目標値を決定する方法は、これには限定されない。他の制御理論に基づいてばね力の目標値や減衰力の目標値が算出されてもよい。
　本実施形態では、ばね上振動に関する第一の物理量がばね上加速度であり、ばね下振動に関する第二の物理量が接地荷重変動量であったが、これには限定されない。第一の物理量や第二の物理量としてそれぞれ他の物理量が採用されてもよい。
　また、制振制御系は、図１に示すものには限定されない。例えば、サスペンション装置は、図１０に示すように線形減衰係数および線形ばね係数を有していないものであってもよい。図１０は、制振制御系の単輪モデルについての他の例を示す図である。
　図１０に示す車両の制御装置１－２では、サスペンション装置７０は、非線形ばね係数のみでばね係数ｋsが決定されるばね機構７０Ａと、非線形減衰係数のみで減衰係数ｃsが決定される減衰機構７０Ｂとを有する。このようなサスペンション装置７０を有する車両の制御装置１－２では、運動方程式は以下の式（１５）および式（１６）で表される。
　ｍbｘb''＝ｋs（ｘw－ｘb）＋ｃs（ｘw'－ｘb'）…（１５）
　ｍwｘw''＝－ｋs（ｘw－ｘb）－ｃs（ｘw'－ｘb'）＋ｋt（ｘr－ｘw）…（１６）
　つまり、図１に示す単輪モデルに基づく運動方程式に対して、線形ばね係数および線形減衰係数を省略して運動方程式を定めるようにすればよい。そして、運動方程式（１５），（１６）からＨ∞制御理論に基づいてばね係数ｋsおよび減衰係数ｃsの目標値を決定することができる。
　本実施形態では、Ｈ∞制御ロジックにより、ばね係数および減衰係数が決定されたが、これに代えて、ばね上振動や接地荷重変動量に基づいて直接ばね係数や減衰係数が決定されるようにしてもよい。例えば、車両に低周波数の振動入力がある場合にはばね力を大きくしてばね上の低周波応答（ばね上の共振周波数領域）を抑制する。このときに、減衰力は小さなもの（例えば、０）とする。一方、車両に高周波数の振動入力がある場合には減衰力を大きくして接地荷重変動量の高周波応答（ばね下の共振周波数領域）を抑制する。このときに、ばね力は小さなもの（例えば、０）とする。このように入力される振動の周波数に基づいて適宜ばね係数および減衰係数を決定することで、車両の乗り心地の向上と接地性の向上とを両立させることができる。入力される振動の周波数と、ばね係数および減衰係数との対応関係は、例えば、予め実験結果等に基づいて定めておくことが可能である。
　なお、周波数と発生させる力との組合せは、上記には限定されない。例えば、低周波の振動入力がある場合に減衰力を大きくし、かつばね力を小さくするようにしてもよく、高周波の振動入力がある場合にばね力を大きくし、かつ減衰力を小さくするようにしてもよい。つまり、ばね上部材１０の振動特性およびばね下部材２０の振動特性に基づいて、ばね機構３０Ａおよび減衰機構３０Ｂの一方をばね上振動特性に基づいて制御し、他方をばね下振動特性に基づいて制御するようにすればよい。
　上記の実施形態に開示された内容は、適宜組み合わせて実行することができる。
　以上のように、本発明にかかる車両の制御装置は、車両の振動の抑制に有用であり、特に、ばね上部材の振動の抑制とばね下部材の振動の抑制との両立に適している。
　１－１　車両の制御装置
　１０　ばね上部材
　２０　ばね下部材
　３０　サスペンション装置
　３０Ａ　ばね機構
　３０Ｂ　減衰機構
　４０　車輪
　６０　ＥＣＵ
　ｃ0　線形減衰係数
　ｃv　非線形減衰係数
　Ｆt　接地荷重変動量（第二の物理量）
　ｋ0　線形ばね係数
　ｋv　非線形ばね係数
　ｋt　車輪のばね定数
　ｍb　ばね上質量
　ｍw　ばね下質量
　ｘb　ばね上変位
　ｘw　ばね下変位
　ｘb'　ばね上速度
　ｘw'　ばね下速度
　ｘb''　ばね上加速度（第一の物理量）
　ｘw''　ばね下加速度
　Ｗb　ばね上振動制御の重みゲイン
　Ｗs　接地荷重変動制御の重みゲイン

Claims (10)

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