WO2017183231A1 - 電動車両の制御方法、及び、電動車両の制御装置 - Google Patents

電動車両の制御方法、及び、電動車両の制御装置 Download PDF

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澤田　彰
藤原　健吾
翔 大野
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日産自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a control method of an electric vehicle and a control device of the electric vehicle.
  • a control device for an electric vehicle that suppresses the vibration of the vehicle by feedback control using the rotational speed of the motor and the rotational speed of the drive wheels.
  • a correction value is calculated by multiplying a deviation between the average rotation speed of the drive wheel and the equivalent rotation speed corresponding to the rotation speed of the motor by the predetermined gain to calculate a correction value.
  • the shock at the time of the gear meshing again is made by setting the drive motor torque to zero in the above-mentioned dead zone and increasing the drive motor torque at the gear meshing timing again. It is suppressing.
  • An object of the present invention is to provide a technology capable of accelerating the response of drive shaft torque in a gear backlash section even in a situation where a vehicle accelerates gently from coast or deceleration.
  • the control method of the electric vehicle calculates the final torque command value by performing vibration control to suppress the vibration of the driving force transmission system of the vehicle with respect to the target torque command value set based on the vehicle information. And controlling the torque of the motor based on the final torque command value, the final torque command value based on the target torque command value and a value obtained by multiplying the drive shaft torsional angular velocity by the feedback gain. Is calculated, and a dead zone section in which the motor torque output from the motor is not transmitted to the drive shaft torque of the vehicle is estimated using the vehicle model in which the drive force transmission system is modeled. Then, the value of the feedback gain is set separately for the dead zone section and the section where the motor torque is transmitted to the drive shaft torque of the vehicle.
  • FIG. 1 is a block diagram showing the main configuration of an electric vehicle provided with a control device of an electric vehicle according to the first embodiment.
  • FIG. 2 is a flowchart showing the flow of processing performed by the motor controller.
  • FIG. 3 is a view showing an example of an accelerator opening degree-torque table.
  • FIG. 4 is a control block diagram for realizing damping control calculation processing in the first embodiment.
  • FIG. 5 is a control block diagram for explaining the details of the vehicle model / dead band zone estimator shown in FIG.
  • FIG. 6 is a diagram modeling a driving force transmission system of a vehicle.
  • FIG. 7 is a control block diagram for explaining the details of the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator shown in FIG. FIG.
  • FIG. 8 is a control block diagram for realizing damping control arithmetic processing in the second embodiment.
  • FIG. 9 is a diagram for explaining the details of the F / F compensator shown in FIG.
  • FIG. 10 is a diagram for explaining the details of the F / B compensator shown in FIG.
  • FIG. 11 is a diagram for explaining the details of the F / F compensator in the third embodiment.
  • FIG. 12 is a view for explaining control results by the control device for the electrically powered vehicle of the first to third embodiments.
  • FIG. 13 is a flowchart showing the flow of processing performed by the motor controller.
  • FIG. 14 is a diagram showing an example of an accelerator opening degree-torque table.
  • FIG. 15 is a control block diagram for realizing the stop control process.
  • FIG. 9 is a diagram for explaining the details of the F / F compensator shown in FIG.
  • FIG. 10 is a diagram for explaining the details of the F / B compensator shown in FIG.
  • FIG. 11 is
  • FIG. 16 is a control block diagram for explaining the details of the motor rotational speed F / B torque setting device.
  • FIG. 17 is a control block diagram for explaining the details of the disturbance torque estimator.
  • FIG. 18 is a flowchart for setting the stop control determination flag FLG.
  • FIG. 19 is a time chart for explaining control results by the control device for an electrically powered vehicle of the fourth embodiment.
  • FIG. 1 is a block diagram showing the main configuration of an electric vehicle provided with a control device of an electric vehicle according to the first embodiment.
  • the electric vehicle is an automobile that includes an electric motor as a part or all of a driving source of the vehicle and can travel by the driving force of the electric motor, and includes an electric car and a hybrid car.
  • the motor controller 2 indicates vehicle conditions such as the vehicle speed V, the accelerator opening ⁇ , the rotor phase ⁇ of the electric motor 4, the drive wheel rotation angles of the drive wheels 9a and 9b, and the currents iu, iv and iw of the electric motor 4.
  • a signal is input as a digital signal.
  • the motor controller 2 generates a PWM signal for controlling the electric motor 4 based on the input signal. Also, a drive signal of the inverter 3 is generated according to the generated PWM signal.
  • the motor controller 2 also functions as a final torque command value calculation unit that calculates a final torque command value described later, and a dead zone interval estimation unit that estimates a dead zone interval.
  • the inverter 3 converts direct current supplied from the battery 1 into alternating current by turning on / off two switching elements (for example, power semiconductor elements such as IGBTs and MOS-FETs) provided for each phase. Then, a desired current is supplied to the electric motor 4.
  • switching elements for example, power semiconductor elements such as IGBTs and MOS-FETs
  • An electric motor (three-phase AC motor) 4 (hereinafter simply referred to as the motor 4) generates a driving force by an alternating current supplied from the inverter 3, and the left and right drive wheels are generated via the reduction gear 5 and the drive shaft 8. Transmit the driving force to 9a, 9b.
  • the electric motor 4 is rotated by the drive wheels 9a and 9b when the vehicle travels, the kinetic energy of the vehicle is recovered as electric energy by generating regenerative driving force.
  • the inverter 3 converts an alternating current generated during regenerative operation of the motor 4 into a direct current, and supplies the direct current to the battery 1.
  • the current sensor 7 detects three-phase alternating current iu, iv, iw flowing in the motor 4. However, since the sum of the three-phase alternating current iu, iv, iw is 0, any two-phase current may be detected, and the remaining one-phase current may be calculated.
  • the rotation sensor 6 is, for example, a resolver or an encoder, and detects a rotor phase ⁇ of the motor 4.
  • the wheel rotation sensors 10a and 10b are, for example, encoders, and are attached to the left and right drive wheels 9a and 9b, respectively, to detect rotation angles of the drive wheels 9a and 9b.
  • FIG. 2 is a flow chart showing the flow of processing that the motor controller 2 is programmed to execute.
  • the processes according to step S201 to step S205 are constantly executed at constant intervals while the vehicle system is activated.
  • step S201 a signal indicating a vehicle state is input to the motor controller 2.
  • the vehicle speed V (km / h), the accelerator opening ⁇ (%), the rotor phase ⁇ (rad) of the motor 4, the drive wheel rotation angle (rad) of the drive wheels 9a and 9b, and the rotation speed Nm of the motor 4 (Rpm), three-phase AC currents iu, iv, iw flowing in the motor 4 and a DC voltage value Vdc (V) of the battery 1 are input.
  • the vehicle speed V (km / h) is obtained by communication from a not-shown vehicle speed sensor or another controller.
  • the motor controller 2 obtains the vehicle speed v (m / s) by multiplying the rotor mechanical angular velocity ⁇ m by the tire moving radius r and dividing by the gear ratio of the final gear, and multiplying by 3600/1000. It converts and calculates
  • the accelerator opening degree ⁇ (%) is acquired from an accelerator opening degree sensor (not shown) or acquired from other controllers such as a vehicle controller (not shown) by communication.
  • the rotor phase ⁇ (rad) of the electric motor 4 is obtained from the rotation sensor 6.
  • the rotational speed Nm (rpm) of the motor 4 is obtained by dividing the rotor angular velocity ⁇ (electrical angle) by the number of pole pairs p of the motor 4 to obtain a motor rotational angular velocity detection value ⁇ m (rad / s) which is a mechanical angular velocity of the motor 4 And the motor rotational angular velocity detection value .omega.m multiplied by 60 / (2.pi.).
  • the rotor angular velocity ⁇ is obtained by differentiating the rotor phase ⁇ .
  • the drive wheel rotation angle (rad) of the drive wheels 9a, 9b is obtained from the wheel rotation sensors 10a, 10b.
  • the drive wheel rotation angle ⁇ w (rad) used in damping control calculation processing described later is determined by an average value of values detected by the wheel rotation sensors 10a and 10b attached to the left and right drive wheels 9a and 9b. Further, the motor controller 2 differentiates the drive wheel rotation angle ⁇ w to calculate the drive wheel rotation angular velocity ⁇ w (rad / s).
  • the currents iu, iv, iw (A) flowing through the motor 4 are obtained from the current sensor 7.
  • the DC voltage value V dc (V) is detected by a voltage sensor (not shown) provided on a DC power supply line between the battery 1 and the inverter 3.
  • the direct current voltage value V dc (V) may be detected by a signal transmitted from a battery controller (not shown).
  • step S202 the motor controller 2 sets a target torque command value Tm * as a basic target torque.
  • the motor controller 2 refers to the accelerator opening degree-torque table shown in FIG. 3 based on the accelerator opening degree ⁇ and the vehicle speed V input in step S201 to obtain the target torque command value Tm * .
  • the accelerator opening degree-torque table is an example, and is not limited to that shown in FIG.
  • step S203 damping control calculation processing is performed. Specifically, the response of the drive shaft torque is sacrificed based on the target torque command value Tm * set in step S202, the drive shaft torsional angular velocity, and the drive shaft twist angle estimated value as the dead zone section determination value.
  • the final torque command value Tmf * is set to suppress the drive force transmission system vibration (such as torsional vibration of the drive shaft 8) without being performed. The details of the damping control calculation process for setting the final torque command value Tmf * will be described later.
  • step S204 the d-axis current target value id * and the q-axis current target value iq * are calculated based on the final torque command value Tmf * , the motor rotational speed detection value ⁇ m, and the DC voltage value Vdc calculated in step S203.
  • Ask. For example, a table defining the relationship between the motor torque command value, the motor rotational speed, and the DC voltage value, and the d-axis current target value and the q-axis current target value is prepared in advance, and this table is referred to The d-axis current target value id * and the q-axis current target value iq * are obtained.
  • step S205 current control is performed to match the d-axis current id and the q-axis current iq with the d-axis current target value id * and the q-axis current target value iq * obtained in step S204, respectively. Therefore, first, the d-axis current id and the q-axis current iq are obtained based on the three-phase alternating current values iu, iv, iw input in step S201 and the rotor phase ⁇ of the motor 4.
  • the d-axis and q-axis voltage command values vd and vq are calculated from the deviation between the d-axis and q-axis current command values id * and iq * and the d-axis and q-axis currents id and iq.
  • a non-interference voltage required to cancel the interference voltage between the dq orthogonal coordinate axes may be added to the calculated d-axis and q-axis voltage command values vd and vq.
  • three-phase AC voltage command values vu, vv, vw are determined from the d-axis, q-axis voltage command values vd, vq and the rotor phase ⁇ of the motor 4.
  • PWM signals tu (%), tv (%) and tw (%) are obtained from the obtained three-phase AC voltage command values vu, vv, vw and the DC voltage value V dc .
  • step S203 in the control device for an electrically powered vehicle of the first embodiment, the details of the damping control calculation process executed in step S203 will be described.
  • FIG. 4 is a block diagram for explaining damping control calculation processing in the first embodiment.
  • the final torque command value Tmf * is set by subjecting the target torque command value Tm * to the damping control calculation process.
  • the final torque command value Tmf * is calculated using the vehicle model / dead zone interval estimator 401 and the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 402.
  • Vehicle model / dead zone interval estimator 401 receives target torque command value Tm * as a drive axis as a dead zone interval judgment value serving as an index for determining whether the driving force transmission system of the vehicle is in the dead zone interval.
  • the twist angle estimated value is calculated and output to the drive shaft twist angular velocity F / B calculator 402.
  • Drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 402 calculates a drive shaft calculated from the difference between target torque command value Tm * , drive shaft torsional angle estimated value, drive wheel rotational angular velocity, and drive shaft conversion value of motor rotational angular velocity.
  • a final torque command value Tmf * is calculated based on the torsional angular velocity.
  • the drive shaft conversion value is calculated by dividing the motor rotational angular velocity by the overall gear ratio N (hereinafter simply referred to as the gear ratio).
  • the motor rotational angular velocity (rad / s) is calculated by differentiating the motor rotational angle (rad) obtained by dividing the rotor phase ⁇ (electrical angle) (rad) by the number of pole pairs of the electric motor.
  • FIG. 5 is a block diagram for explaining the details of the vehicle model / dead zone interval estimator 401 shown in FIG.
  • the vehicle model / dead zone section estimator 401 comprises a drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 501 and a vehicle model 502.
  • the target torque command value is input to the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 501
  • the output value of the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 501 is input to the vehicle model 502. Be done.
  • the drive shaft twist angle estimated value ⁇ ⁇ d as the dead zone section determination value is calculated.
  • vehicle model 502 will be specifically described with reference to FIG.
  • FIG. 6 is a diagram modeling a driving force transmission system of a vehicle, and each parameter in the figure is as shown below.
  • J m Motor inertia
  • J w Drive wheel inertia (for 1 axis)
  • M Body weight
  • K d Torsional rigidity of drive system
  • K t Coefficient relating to friction between tire and road surface
  • N Overall gear ratio
  • r Tire load radius
  • ⁇ m Motor rotational angular velocity
  • ⁇ m Motor rotation angle
  • ⁇ w Drive wheel rotation Angular velocity
  • ⁇ w Drive wheel rotation angle
  • T m Motor torque
  • T d Drive shaft torque
  • F Drive force (for 2 axes)
  • V vehicle body speed
  • ⁇ d drive shaft torsion angle
  • the transfer characteristics from the motor torque T m to the motor rotational speed ⁇ m are determined by Laplace transform of the above equations (1) to (6), and can be expressed by the following equations (7) and (8).
  • equation (1) is modified, it is represented by the following equation (15).
  • Hw (s) in Formula (16) is represented by following Formula (17).
  • equation (10) can be modified as in the following equation (19).
  • ⁇ p in equation (19) is the damping coefficient of the drive shaft torque transfer system
  • ⁇ p is the natural vibration frequency of the drive shaft torque transfer system
  • the final torque command value Tmf * can be expressed by the following equation (22).
  • the final torque command value Tmf * can be replaced with the following equation (23) according to the equations (4) and (6).
  • ⁇ r1 is the damping coefficient of the normative response in the section where the motor torque is transmitted to the drive shaft torque of the vehicle (region other than the dead zone section)
  • ⁇ r2 is the motor torque transmitted to the drive shaft torque of the vehicle Is the damping factor of the normative response in the dead zone.
  • Each damping coefficient is set such that ⁇ r2 ⁇ r 1 in order to make the response of the drive shaft torque in the dead zone section faster than the response of the drive shaft torque in the region other than the dead zone section.
  • the dead band model simulating the vehicle parameters and the gear backlash from the motor 4 to the drive shaft 8 is formed by applying the equations (1) to (18).
  • the drive shaft torque Td in which the dead zone model is considered is expressed by the following equation (27).
  • ⁇ dead is an overall gear backlash amount from the motor to the drive shaft.
  • the drive shaft torsion angle estimated value ⁇ as a dead zone section determination value capable of determining whether or not the driving force transmission system of the vehicle is in the dead zone section based on the target torque command value.
  • ⁇ D can be calculated.
  • the drive shaft torsion angle ⁇ d calculated based on the target torque command value is input to the dead zone block 503 corresponding to the above-described dead zone model.
  • Deadband block 503 wherein the domain of [theta] d as shown in (27) ( ⁇ d ⁇ ⁇ dead , - ⁇ dead / 2 ⁇ d ⁇ dead / 2, and, ⁇ d ⁇ - ⁇ dead / 2) based on the input
  • the drive shaft twist angle estimated value ⁇ ⁇ d is output as a dead zone interval determination value calculated according to the value of the drive shaft twist angle ⁇ d. Since the value of the drive shaft torsion angle estimated value ⁇ ⁇ d output from the dead zone block 503 in this embodiment is calculated based on the equation (27), ⁇ d ⁇ dead / 2, 0, and ⁇ d + ⁇ It becomes either dead / 2.
  • the drive shaft twist angle estimated value is 0, it is determined that the vehicle state is in the dead zone section, and if the drive shaft twist angle estimated value is other than 0, the vehicle state is other than the dead zone section It is determined to be in the area of The calculated drive shaft twist angle estimated value is output to the drive shaft twist angular velocity F / B calculator 402 shown in FIG.
  • Angular velocity F / B calculation unit 501 torsion drive shaft (hereinafter also referred to F / B gain k 1) feedback gain 504, a feedback gain 505 (hereinafter, also referred to as F / B gain k 2), and the gain switch 506, A subtractor 507 is provided.
  • the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 501 receives the target torque command value, the drive shaft torsional angle estimated value, and the drive shaft torsional angular velocity estimate, and outputs a calculated value to the vehicle model 502.
  • the feedback gain 504 takes the drive shaft torsional angular velocity estimated value as an input, and multiplies it by the F / B gain k 1 calculated from the attenuation coefficient ⁇ r1 related to the reference response in the region other than the dead zone in the above equation (26). The value calculated by the above is output to the gain switch 506.
  • the feedback gain 505 is calculated by multiplying the F / B gain k 2 calculated from the number of attenuation coefficients ⁇ r 2 related to the normative response in the dead zone in the above equation (26) with the drive shaft torsional angular velocity estimated value as an input. Is output to the gain switch 506.
  • a gain switching unit 506 receives an estimated value of the drive shaft torsion angle as a dead zone determination value and outputs of feedback gains 504 and 505, respectively. Then, based on the drive shaft torsion angle estimated value, one of the outputs from the feedback gains 504 and 505 is output to the subtractor 507.
  • gain switching unit 506 outputs the calculation result of feedback gain 504 to subtractor 507 when the drive shaft torsion angle estimated value is other than 0, and when the drive shaft torsion angle estimated value is 0, feedback gain 505 is output. The result of calculation is output to the subtractor 507.
  • the subtractor 507 subtracts the output value of the gain switch 506 from the target torque command value, and outputs the calculated value to the vehicle model 502.
  • damping coefficients ⁇ ⁇ r1 and ⁇ r2 in the dead zone section and the area other than the dead zone section are separately set with respect to the drive axis torsional angular velocity estimated value fed back to the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 501.
  • the value multiplied by the gain is subtracted from the target torque command value and output to the vehicle model 502.
  • a drive shaft torsion angle estimated value capable of determining whether or not the driving force transmission system of the vehicle is a dead band zone is calculated.
  • the drive shaft twist angle estimated value calculated in the vehicle model 502 is output to the drive shaft twist angular velocity F / B calculator 402.
  • FIG. 7 is a control block diagram for explaining the details of the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 402 according to the first embodiment.
  • Angular velocity F / B calculation unit 402 torsion drive shaft (hereinafter also referred to F / B gain k 1) feedback gain 701, a feedback gain 702 (hereinafter, also referred to as F / B gain k 2), and the gain switch 703, A subtractor 704 is provided.
  • the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 402 receives the target torque command value, the drive shaft torsional angle estimated value, and the drive shaft torsional angular velocity, and outputs a final torque command value Tmf * .
  • the feedback gain 701 is calculated by multiplying the F / B gain k 1 calculated from the attenuation coefficient ⁇ r1 related to the reference response in the region other than the dead zone in the above equation (26) with the drive shaft torsional angular velocity as an input. Is output to the gain switch 703.
  • the feedback gain 702 is calculated by multiplying the F / B gain k 2 calculated from the number of attenuation coefficients ⁇ r 2 related to the reference response in the dead zone in the above equation (26) with the drive shaft torsional angular velocity as an input. The value is output to gain switch 703.
  • the gain switching device 703 receives the drive shaft torsion angle estimated value as the dead zone determination value and the outputs from the feedback gains 701 and 702, respectively. Then, one of the outputs from the feedback gains 701 and 702 is output to the subtractor 704 based on the drive shaft torsion angle estimated value.
  • gain switch 703 outputs the calculation result of feedback gain 701 to subtractor 704 when the drive shaft torsion angle estimated value is other than 0, and when the drive shaft torsion angle estimated value is 0, feedback gain 702 is output. The result of calculation is output to the subtractor 704.
  • the subtractor 704 subtracts the output value of the gain switch 703 from the target torque command value to calculate the final torque command value Tmf * .
  • the control device of the electric vehicle of the first embodiment it is estimated whether the vehicle state is in the dead zone and the attenuation coefficient ⁇ r1 in the dead zone and a region other than the dead zone.
  • ⁇ r2 can be set separately. Then, by setting the feedback gain (K 2 ) in the dead zone to be smaller than the feedback gain (K 1 ) in the area other than the dead zone, the response of the drive shaft torque to the motor torque command value in the dead zone can be accelerated. it can.
  • FIG. 12 is a comparison diagram of control results by the control device for the electrically powered vehicle of the first embodiment and the second and third embodiments described later, and control results according to the prior art.
  • the target torque command value, the final torque command value, and the vehicle longitudinal acceleration are represented in order from the top.
  • the solid line in each figure shows the control result according to the first to third embodiments, and the alternate long and short dash line shows the control result according to the prior art.
  • FIG. 12 What is shown in FIG. 12 is a control result in a scene in which the vehicle accelerates by increasing the target torque command value with a gentle slope from the state of being decelerated by the regenerative torque.
  • the longitudinal acceleration becomes 0 at time t1 and then increases again at time t2, and the dead zone is greatly shortened. .
  • This is to estimate whether or not the vehicle state is in the dead zone in the above-described vibration damping control arithmetic processing, and in the dead zone, the feedback gain k 2 by which the drive shaft torsional angular velocity is multiplied is multiplied in the region other than the dead zone. This is because is set to a value smaller than the feedback gain k 1.
  • the dead zone is significantly shortened compared to the prior art.
  • the control device for an electrically powered vehicle performs final vibration control on the target torque command value set based on the vehicle information by applying vibration control to suppress vibration of the driving force transmission system of the vehicle. calculating a command value Tmf *, based on the final torque command value Tmf * a control apparatus for an electric vehicle for implementing the control method of an electric vehicle for controlling the torque of the motor, the target torque command value Tm *, the drive shaft
  • the final torque command value Tmf * is calculated based on the value obtained by multiplying the torsional angular velocity by the feedback gain, and the motor torque output from the motor 4 drives the vehicle using the vehicle model 502 modeling the driving force transmission system. Estimate the dead zone not transmitted to the shaft torque.
  • the feedback gain values k 1 and k 2 are set separately for the dead zone section and the section where the motor torque is transmitted to the drive shaft torque of the vehicle.
  • the feedback gains k 1 and k 2 can be set separately for the case where the vehicle state is in the dead zone and for the case where the vehicle state is in a region other than the dead zone.
  • the drive shaft torsional angular velocity is calculated from the deviation between the drive wheel rotational angular velocity and the drive shaft conversion value of the motor rotational angular velocity.
  • the control apparatus for the electric vehicle of the first embodiment feedback gain k 2 in the dead zone interval, the motor torque is set to a value smaller than the feedback gain k 1 in a section which is transmitted to the drive axle torque Ru.
  • the delay element of the control system is added to the vehicle model.
  • the delay element of the control system is a time delay associated with detection of the vehicle state and application of a predetermined process, a time delay required for calculation of the final torque command value Tmf * from the target torque command value, and At least one time delay of the time until the motor torque is actually generated with respect to the final torque command value Tmf * is included.
  • control device for an electrically powered vehicle of the second embodiment described below is different from the first embodiment described above in the processing method of the damping control calculation executed in step S203.
  • FIG. 8 is a control block diagram for explaining vibration suppression control calculation processing of the second embodiment.
  • the damping control calculation process of this embodiment is executed using an F / F compensator 801, an F / B compensator 802, and an adder 803.
  • F / F compensator 801 inputs the target torque command value Tm *, and calculates a first torque command value Tm1 *, the motor rotational angular velocity estimate omega ⁇ m for the first torque command value Tm1 *.
  • F / B compensator 802 a first torque command value Tm1 motor rotational angular velocity estimate omega ⁇ for * m, and inputs the motor rotation speed detection value omega m, calculates a second torque command value Tm2 * .
  • the adder 803 adds the first torque command value Tm1 * and the * second torque command value Tm2, and outputs the final torque command value Tmf *.
  • FIG. 9 is a control block diagram showing details of the F / F compensator 801 shown in FIG.
  • the F / F compensator 801 is composed of a drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 901 and a vehicle model 906.
  • the vehicle model 906 is configured by a dead zone model that simulates the vehicle parameters and the gear backlash from the motor 4 to the drive shaft 8 by applying the equations (1) to (18).
  • the control block configuration of the dead zone section estimation unit 907 according to the calculation of the drive shaft torsion angular velocity estimated value and the drive shaft twist angle estimated value as the dead zone section determination value in the vehicle model 906 is the description of the first embodiment. It is equivalent to the vehicle model 502 described above.
  • the drive shaft torque Td in which the dead zone model indicated by the dead zone block 908 is considered is calculated by applying the above-mentioned equation (27).
  • the drive shaft torsional angular velocity estimated value ⁇ ⁇ d is calculated by inputting the drive shaft twist angle ⁇ d, which is an integral value of the drive shaft torsional angular velocity estimated value ⁇ ⁇ d, into the dead zone block 908.
  • the drive shaft twist angle estimated value ⁇ ⁇ d is used as a dead zone section determination value that is a determination index as to whether or not the vehicle state is in the dead zone section.
  • the motor rotational angular velocity estimated value for the first torque command value Tm1 * output from the vehicle model 906 is input to the F / B compensator 802 (see FIG. 8), and the drive shaft torsional angular velocity estimated value ⁇ ⁇ d,
  • the drive shaft torsion angle estimated value ⁇ ⁇ d is input to the drive shaft torsion angular velocity F / B calculator 901.
  • the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 901 includes a feedback gain 902 (F / B gain k 1 ), a feedback gain 903 (F / B gain k 2 ), a gain switch 904, and a subtractor 905. .
  • the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 901 receives the target torque command value, the drive shaft torsional angular velocity estimated value ⁇ ⁇ d, and the drive shaft torsional angle estimated value ⁇ ⁇ d as input, and performs the first torque command. Print a value.
  • the feedback gain 902 is calculated based on the attenuation coefficient ⁇ r1 according to the reference response in the area other than the dead zone by applying the equation (26) with the drive shaft torsional angular velocity estimated value ⁇ ⁇ d as an input.
  • a value calculated by multiplying the / B gain k 1 is output to the gain switch 904.
  • the feedback gain 903 is calculated based on the attenuation coefficient number ⁇ r2 relating to the normative response in the dead zone section with the drive shaft torsional angular velocity estimated value ⁇ ⁇ d as an input and applying the above equation (26). A value calculated by multiplying the gain k 2 is output to the gain switch 904.
  • the gain switch 904 receives the estimated value of the drive shaft torsion angle and the outputs from the feedback gains 902 and 903 respectively. Then, one of the outputs from feedback gains 902 and 903 is output to subtractor 905 based on the drive shaft torsion angle estimated value as the dead zone interval determination value.
  • gain switch 904 outputs the calculation result of feedback gain 902 to subtractor 905 when the drive shaft twist angle estimated value is other than 0, and when the drive shaft twist angle estimated value is 0, feedback gain 903 is output. The result of calculation is output to the subtractor 905.
  • the subtractor 905 subtracts the output value of the gain switch 904 from the target torque command value to calculate a first torque command value.
  • the first torque command value is output to the adder 803 shown in FIG.
  • FIG. 10 is a control block diagram showing details of the F / B compensator 802 shown in FIG.
  • the F / B compensator 802 is composed of a gain 1001 (gain K), a filter 1002, and a filter 1003.
  • the gain K is disposed to adjust the stability margin (gain margin, phase margin) of the feedback control system, and is set to a value of 1 or less.
  • the filter 1002 is a filter having a transfer characteristic Gp (s) simulating the transfer characteristic from the motor torque Tm to the motor rotational speed ⁇ m.
  • the equation (8) is applied to the transfer characteristic Gp (s).
  • the filter 1003 is a filter H (s) / Gp (s) composed of an inverse system of the transfer characteristic Gp (s) and a band pass filter H (s).
  • the band pass filter H (s) the attenuation characteristics on the low pass side and the high pass side substantially match, and the torsional resonance frequency f p of the drive system is on the logarithmic axis (log scale) at the center of the passband It is set to be in the vicinity.
  • the band pass filter H (s) is configured by a first order high pass filter and a first order low pass filter
  • the band pass filter H (s) is configured as the following equation (28).
  • ⁇ L 1 / (2 ⁇ f HC )
  • f HC k ⁇ f p
  • ⁇ H 1 / (2 ⁇ f LC )
  • f LC f p / k.
  • the frequency f p is a torsional resonance frequency of the drive system
  • k is an arbitrary value forming a band pass.
  • F / B compensator 802 first estimates the motor rotational angular velocity with respect to the first torque command value calculated by vehicle model 906 of F / F compensator 801 and the second before the gain K is multiplied.
  • the final motor rotational angular velocity estimated value is calculated by adding the motor rotational angular velocity estimated value to the second torque command value calculated by inputting the above torque command value into the transfer characteristic Gp (s).
  • the deviation between the final motor rotational angular velocity estimated value and the motor rotational angular velocity detection value detected by the rotation sensor 6 is calculated, and the calculated value is subjected to the filter H (s) / Gp (s),
  • a second torque command value before being multiplied by the gain K is calculated.
  • a second torque command value is calculated by multiplying this by a gain K.
  • the drive shaft torque relative to the target torque command value in the dead zone Therefore, the dead zone can be significantly shortened compared to the prior art, as in the control result by the control device of the electric vehicle according to the first embodiment.
  • the drive shaft torsional angular velocity is a drive shaft torsional angular velocity estimated value estimated using the vehicle model 906 from the target torque command value.
  • the drive shaft twist angle estimated value is calculated from the target torque command value, and the final based on the target torque command value, the drive shaft twist angle estimated value, and the drive shaft twist angular velocity estimated value multiplied by the feedback gain.
  • the torque command value Tmf * is set.
  • the first torque command value (feedforward compensation value) is calculated from the drive shaft torsion angle estimated value calculated by the vehicle model 906 of the feedforward compensator 801 and the drive shaft torsional angular velocity estimated value. The responsiveness of the drive shaft torque can be increased without losing the stability of the control system.
  • the dead zone is estimated using the dead zone estimation unit 907 included in the vehicle model 906, and the drive shaft torsional angular velocity estimated value ⁇ ⁇ d is the vehicle model 906. It estimates using the dead zone area estimation part 907 which these have.
  • a vehicle model (502, 502) that simulates the drive force transmission system of the vehicle for the estimation of the dead zone and the estimation of the drive shaft torsional angular velocity. Since the calculation can be performed using the common part of 906), the calculation load can be reduced compared to calculating the drive shaft torsional angular velocity based on another vehicle model or based on the detected value. .
  • the control device for an electrically powered vehicle is the same as the second embodiment described above in the configuration of the F / F compensator 801 used in the damping control calculation process executed in step S203. It is different. More specifically, the F / F compensator 801 of the present embodiment differs from the second embodiment in that the F / F compensator 801 further includes a control system delay time adjuster 1109. In the third embodiment, by providing this control system delay time adjuster 1109, control based on the control system delay element with respect to the motor rotational speed estimated value for the first torque command value output from the vehicle model 1106. Time delays can be taken into account.
  • FIG. 11 is a block diagram showing the details of the F / F compensator 801 of the third embodiment.
  • the F / F compensator 801 according to the present embodiment includes a drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 1101, a vehicle model 1106, and a control system delay time adjuster 1109.
  • the vehicle model 1106 is configured by a dead zone model simulating vehicle parameters and gear backlash by applying the equations (1) to (18).
  • the vehicle model 1106 also includes a dead zone interval estimation unit 1107 corresponding to the dead zone interval estimation unit 907 of the second embodiment.
  • the drive shaft torque Td in which the dead zone model indicated by the dead zone block 1108 is taken into consideration is calculated by applying the equation (27).
  • the control system delay time adjuster 1109 includes a control calculation time delay element, a control calculation sensor detection time e- L1s as a sensor detection time delay element, and a motor response delay Ga (s), and is output from the vehicle model 1106
  • the motor rotational angular velocity estimated value with respect to the first torque command value is delayed by a predetermined time, and is output to the F / B compensator 802.
  • the motor response delay Ga (s) is expressed by the following equation (29).
  • ⁇ a is a motor response time constant.
  • Control system delay time adjuster 1109 is a sensor detection time delay involved in detecting a vehicle state and performing predetermined processing, and control required for calculation until final torque command value Tmf * is calculated from a target torque command value. It may be configured to include at least one time delay of the operation time delay and the motor response delay until the motor torque is actually generated with respect to the final torque command value Tmf * .
  • the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 1101 is configured in the same manner as the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 901 of the second embodiment, and a feedback gain 1102 (F / B gain k 1 ) and a feedback gain 1103 (F / B gain k 2 ), a gain switching unit 1104 and a subtractor 1105.
  • the drive shaft torsional angular velocity F / B calculator 901 receives the target torque command value, the drive shaft torsional angular velocity estimated value ⁇ ⁇ d, and the drive shaft torsional angle estimated value ⁇ ⁇ d as input, and performs the first torque command. Print a value.
  • the calculation result of feedback gain 1102 is subtractor 1105 Output to If the drive shaft torsion angle estimated value is 0, it is determined that the vehicle state is in the dead zone, and the calculation result of the feedback gain 1103 is output to the subtractor 905.
  • the subtractor 905 subtracts the output value of the gain switch 1104 from the target torque command value to calculate a first torque command value.
  • the F / F compensator 801 according to the third embodiment.
  • the first torque command value which is the output of the F / F compensator 801 is added to the second torque target value output from the F / B compensator 802 in the adder 803.
  • the final torque command value Tmf * is calculated.
  • the drive shaft torque relative to the target torque command value in the dead zone Therefore, the dead zone can be significantly shortened as compared with the prior art, as in the control result by the control device of the electric vehicle according to the first and second embodiments.
  • the delay element of the control system is added to the vehicle model.
  • the delay element of the control system is a time delay associated with detection of the vehicle state and application of a predetermined process, a time delay required for calculation of the final torque command value Tmf * from the target torque command value, and At least one time delay of the time until the motor torque is actually generated with respect to the final torque command value Tmf * is included.
  • the control device for an electric vehicle according to the fourth embodiment to be described below roughly estimates disturbance torque acting on the motor 4 as a slope resistance, and converges the motor torque to the disturbance torque estimated value as the motor rotation speed decreases.
  • This embodiment is different from the first to third embodiments in that control for causing the motor rotation speed to converge to 0 (hereinafter referred to as stop control processing) is executed immediately before the vehicle stops.
  • stop control processing control for causing the motor rotation speed to converge to 0
  • the control device for an electric-powered vehicle of the fourth embodiment will be described focusing on differences from the first to third embodiments.
  • FIG. 13 is a flow chart showing a flow of processing programmed to be executed by the motor controller 2 of the fourth embodiment.
  • the processes according to steps S1301 to S1306 are constantly executed at constant intervals while the vehicle system is activated.
  • step S1301 a signal indicating the vehicle state is input to the motor controller 2 as in step S201 described in the first embodiment.
  • step S1302 the motor controller 2 calculates a first torque target value Tm1 * as a basic target torque.
  • the motor controller 2 refers to the accelerator opening degree-torque table shown in FIG. 14 based on the accelerator opening degree ⁇ and the vehicle speed V input in step S1301, and thus the first torque target value Tm1.
  • Set * the accelerator opening degree-torque table is an example, and is not limited to the one shown in FIG.
  • step S1303 the motor controller 2 performs stop control processing. Specifically, it is determined that the electric vehicle is about to stop, and before the stop, the first torque target value Tm1 * calculated in step S1302 is set to the third torque target value Tm3 * . After the vehicle is stopped, the second torque target value Tm2 * that converges on the disturbance torque estimated value Td with the decrease of the speed parameter proportional to the traveling speed of the vehicle is set to the third torque target value Tm3 * and the stop control determination Set the flag FLG to 1.
  • the second torque target value Tm2 * is positive torque on the uphill road, negative torque on the downhill road, and substantially zero on the flat road. Thereby, as will be described later, it is possible to maintain the stopped state regardless of the slope of the road surface. Details of the stop control process will be described later.
  • the motor rotational speed ⁇ m is detected as the above-mentioned speed parameter.
  • step S1304 the motor controller 2 performs damping control processing. Specifically, based on the third torque target value Tm3 * calculated in step S1303 and the motor rotational speed ⁇ m, the vibration suppression control process described in the first to third embodiments (FIGS.
  • the final torque command value Tmf * is calculated by implementing one of the control blocks shown by 11).
  • the stop control determination flag FLG set in step S1303 is 1
  • the feedback gain of the dead zone in the damping control process is a region other than the dead zone calculated from the attenuation coefficient ⁇ r1 described above.
  • Set the F / B gain k 1 in That is, in the present embodiment, even if the vehicle state is in the dead zone and the drive shaft twist angle estimated value is 0, the F / B gain of the dead zone during the stop control process is F in a region other than the dead zone. The same value as / B gain is set. Then, based on the value obtained by multiplying the F / B gain k 1 the torsion drive axis angular velocity, final torque command value Tmf * is calculated.
  • step S1305 and the current control calculation process performed in step S1306 are similar to the current command value calculation process in step S204 described above and the current control calculation process in step S205. Therefore, it is omitted in the description of the present embodiment.
  • the transfer characteristic Gp (s) shown in the equation (31) can be regarded as Gr (s) shown in the following equation (32) by the transfer characteristic Gp (s) and the damping control algorithm.
  • FIG. 15 is a control block diagram for realizing the stop control process.
  • the stop control process is performed using a motor rotational speed F / B torque setting unit 1501, a disturbance torque estimating unit 1502, an adder 1503, and a torque comparator 1504. The details of each configuration will be described below.
  • the motor rotation speed F / B torque setting unit 1501 calculates a motor rotation speed feedback torque (hereinafter referred to as a motor rotation speed F / B torque) T ⁇ based on the detected motor rotation speed ⁇ m. The details will be described with reference to FIG.
  • FIG. 16 is a diagram for describing a method of calculating the motor rotation speed F / B torque T ⁇ based on the motor rotation speed ⁇ m.
  • the motor rotational speed F / B torque setting unit 1501 includes a multiplier 1601 and calculates the motor rotational speed F / B torque T ⁇ by multiplying the motor rotational speed ⁇ m by the gain Kvref.
  • Kvref is a negative value necessary to smoothly decelerate the electric vehicle while suppressing the braking distance, and is appropriately set, for example, by experimental data or the like.
  • the motor rotation speed F / B torque T ⁇ is set as a torque at which a larger braking force can be obtained as the motor rotation speed ⁇ m is larger.
  • the motor rotation speed F / B torque setting unit 1501 is described as calculating the motor rotation speed F / B torque T ⁇ by multiplying the motor rotation speed ⁇ m by the gain Kvref, but the regenerative torque for the motor rotation speed ⁇ m
  • the motor rotation speed F / B torque T ⁇ may be calculated using a regenerative torque table that defines the above, an attenuation rate table in which the attenuation rate of the motor rotation speed ⁇ m is stored in advance, or the like.
  • the disturbance torque estimator 1502 calculates the disturbance torque estimated value Td based on the detected motor rotational speed ⁇ m and the motor torque command value Tm * . Details of the disturbance torque estimator 1502 will be described with reference to FIG.
  • FIG. 17 illustrates a method of calculating the disturbance torque estimated value Td based on the motor rotation speed ⁇ m, the third torque target value Tm3 *, and the motor rotation speed ⁇ m as a speed parameter proportional to the vehicle speed V. It is a block diagram for doing.
  • Disturbance torque estimator 1502 includes control block 1701, control block 1702, and adder / subtractor 1703.
  • the control block 1701 has a function as a filter having a transfer characteristic of H1 (s) / Gr (s), and the first motor torque estimated value is obtained by performing the filtering process by inputting the motor rotational speed ⁇ m.
  • Calculate Gr (s) is a model of the transfer characteristic of the torque input to the vehicle and the rotational speed of the motor, and is expressed by equation (32).
  • H1 (s) is a low pass filter having a transfer characteristic in which the difference between the denominator order and the numerator order is equal to or greater than the difference between the denominator order of the model Gr (s) and the numerator order.
  • the control block 1702 has a function as a low pass filter having a transfer characteristic H1 (s), and calculates the second motor torque estimated value by performing the filtering process by inputting the motor torque command value Tm *. Do.
  • the disturbance torque estimated value is calculated by the adder / subtractor 1703 subtracting the first motor torque estimated value from the second motor torque estimated value.
  • the disturbance torque is estimated using the disturbance observer shown in FIG. 17, but may be estimated using a measuring instrument such as a vehicle longitudinal G sensor.
  • the disturbance may be air resistance, a modeling error due to a change in the vehicle mass due to the number of occupants or the load, a rolling resistance of a tire, a slope resistance of a road surface, etc.
  • the factor is the slope resistance.
  • Disturbance factors differ depending on the operating conditions, but in the disturbance torque estimator 1502, the third torque target value Tm3 * , the motor rotational speed ⁇ m, the damping control algorithm, and the transfer characteristics derived from the vehicle model Gp (s) Since the disturbance torque estimated value Td is calculated based on Gr (s), the above-mentioned disturbance factors can be collectively estimated. Thereby, a smooth stop from deceleration can be stably realized under any driving condition.
  • the adder 1503 adds the motor rotation speed F / B torque T ⁇ calculated by the motor rotation speed F / B torque setting unit 1501 and the disturbance torque estimated value Td calculated by the disturbance torque estimator 1502, A second torque target value Tm2 * is calculated.
  • the torque comparator 1504 compares the magnitudes of the first torque target value Tm1 * and the second torque target value Tm2 * , and sets the larger torque target value as the third torque target value Tm3 * . . While the vehicle is traveling, the second torque target value Tm2 * is smaller than the first torque target value Tm1 * , and when the vehicle decelerates and the vehicle is about to stop (the speed parameter proportional to the vehicle speed becomes a predetermined value or less), the first Becomes larger than the torque target value Tm1 * . Therefore, if the first torque target value Tm1 * is larger than the second torque target value Tm2 * , the torque comparator 1004 determines that the vehicle is about to stop before the third torque target value Tm3 * becomes the first torque.
  • the torque comparator 1004 determines that the vehicle is near a stop, and the third torque target value Tm3 * becomes the first torque target value.
  • the stop control process is executed by switching from the torque target value Tm1 * to the second torque target value Tm2 * .
  • the second torque target value Tm2 * converges to a positive torque on an uphill road, a negative torque on a downhill road, and substantially zero on a flat road.
  • FIG. 18 is a flowchart showing a flow of processing (stop control determination processing) related to setting of the stop control determination flag FLG.
  • the stop control determination process is constantly executed by the motor controller 2 at constant intervals while the vehicle system is activated.
  • step S1801 the motor controller 2 compares the first torque target value Tm1 * with the second torque target value Tm2 * to determine whether the vehicle is under stop control. If the second torque target value Tm2 * is less than or equal to the first torque target value Tm1 * , it is determined that the vehicle is not under stop control, and the process of step S1802 is executed. If the second torque target value Tm2 * is larger than the first torque target value Tm1 * , it is determined that the vehicle is under stop control, and the process of step S1804 is performed to set the stop control determination flag FLG to 1. Run.
  • step S1802 the motor controller 2 determines whether the absolute value of the motor rotational speed ⁇ m is larger than the specified motor rotational speed ⁇ 1.
  • the motor rotational speed ⁇ 1 is a value defined in advance, and is a low value so that the vehicle can be determined to be just before stopping. If the absolute value of the motor rotational speed ⁇ m is larger than the motor rotational speed ⁇ 1, it is determined that the vehicle is not under stop control, and the process of step S1803 for setting the stop control determination flag FLG to 0 is executed. If the motor rotation speed ⁇ m is equal to or less than the motor rotation speed ⁇ 1, it is determined that the vehicle is under stop control, and the process of step S1804 is executed.
  • step S1803 the motor controller 2 sets the stop control determination flag FLG to 0 according to the determination that the vehicle is not under stop control, and the stop control determination process is ended.
  • step S1804 the motor controller 2 sets the stop control determination flag FLG to 1 according to the determination that the vehicle is under stop control, and the stop control determination process is ended.
  • the F / B gain k2 of the dead zone in the damping control process of step S1304 described with reference to FIG. 13 is the same as the F / B gain k1 other than the dead zone. Set to a value.
  • the vehicle is smoothly stopped with only the motor torque while the vehicle is prevented from vibrating or control becoming unstable due to feedback control being performed in the dead zone region during stop control, and the vehicle is stopped Can be held.
  • step S1801 and step S1802 are not necessarily required, and the stop control determination flag FLG is set to 1 only by the NO determination of step S1802. May be That is, if the absolute value of the motor rotational speed is smaller than the prescribed motor rotational speed ⁇ 1, it may be determined that the vehicle is under stop control. Although not shown, the motor torque is adjusted as the motor rotational speed decreases, and it is determined whether control for causing the motor torque to converge on the disturbance torque estimated value is performed, and the control is performed. During this time, it may be determined that stop control is in progress.
  • FIG. 19 is a diagram comparing an example of the control result by the control device for the electrically powered vehicle in the present embodiment and the control result by the conventional control.
  • FIG. 19 is a time chart when stop control processing is performed on a flat road. The target torque command value, the motor rotational speed, and the vehicle longitudinal acceleration are shown in order from the top, the solid line is the control result according to the present embodiment, and the dotted line is the control result according to the conventional control.
  • the stop control process is started, and the stop control determination flag FLG is set to 1 in step S1804 in FIG.
  • the F / B gain in the dead zone is set to a smaller value than the F / B gain in the region other than the dead zone in the damping control process, so the final torque command value for the target torque command value is It becomes high response. Therefore, high response feedback control is performed even in a region crossing the dead zone, and a continuous vibration occurs in the target torque command value. As a result, the motor rotational speed vibrates in accordance with the target torque command value, and vibration that is felt by the driver is generated in the vehicle body.
  • the values of F / B gain in the dead zone and the other regions are set to the same value.
  • the final torque command value does not increase in response to the target torque command value.
  • the control device for the electric vehicle of the fourth embodiment it is determined whether or not the vehicle is just stopping, and when the vehicle is just stopping, the dead zone and the motor torque are transmitted to the drive shaft torque of the vehicle
  • the feedback gains k 1 and k 2 in the section are set to the same value.
  • the first torque target value Tm1 * as the target torque command value is calculated, and the second torque target value converges to the disturbance torque estimated value as the motor rotation speed decreases.
  • the torque target value is calculated, the magnitudes of the first torque target value and the second torque target value are compared, and when the second torque target value becomes larger than the first torque target value, the second torque target is calculated.
  • a value obtained by applying damping control processing to the value is set as the final torque command value Tmf * , and it is determined that the vehicle is just before stopping.
  • the value of the feedback gain can be set based on the timing of shifting to the stop control processing. Therefore, it is possible to set the motor torque only in control to converge to the disturbance torque estimated value, the feedback gain k 1 in the region other than the dead zone interval to the same value as the feedback gain k 2 of the dead zone interval.
  • the disturbance torque acting on the motor is estimated, and a speed parameter (motor rotation speed in the present embodiment) proportional to the traveling speed of the electric vehicle is detected.
  • a speed parameter motor rotation speed in the present embodiment
  • the motor torque converges to the disturbance torque as the speed parameter decreases, it may be determined that the vehicle is just before stopping.
  • the stop control is being performed in the dead zone section across the backlash while the feedback control to converge the motor torque command value to the disturbance torque estimated value is being performed. Therefore, during the stop control, it is possible to prevent the vehicle from becoming vibrational and the feedback control from becoming unstable during the stop control.
  • the speed parameter proportional to the traveling speed of the electric vehicle is detected, and when the absolute value of the speed parameter becomes equal to or less than the predetermined value, it is determined that the vehicle is just stopping You may As a result, the amount of calculation relating to the determination as to whether or not the stop control process is being performed can be reduced, so that the calculation load of software can be reduced.
  • the drive shaft torsion angle estimated value which is the output value of the dead zone model (dead zone blocks 503, 908, 1108) It calculated as a dead zone zone judgment value which is a standard. Then, when the drive shaft torsion angle estimated value is 0, it is determined that the vehicle state is in the dead zone.
  • the drive shaft torsion angle estimated value does not necessarily have to be used as the dead zone determination value, and the input value of the dead zone model, ⁇ d (drive shaft twist angle), may be used as the dead zone determination value.
  • the driving force transmission system of the vehicle is in the dead zone based on whether or not the drive shaft torsion angle ⁇ d is within the range of a predetermined threshold.
  • the threshold may be, for example, ⁇ dead / 2 ⁇ d ⁇ dead / 2 with reference to equation (27).
  • the position where the feedback gains k 1 and k 2 are applied to the drive shaft torsional angular velocity estimated value, and the gain Before and after the position where the applied drive shaft torsional angular velocity estimated value is input to the gain switching device may be switched.
  • the motion axis torsional angular velocity estimated value is first input to the gain switching device.
  • the gain switching machine outputs the drive shaft torsional angular velocity estimated value to the feedback gain k 1 when the dead zone interval determination value is other than 0, and when the dead zone interval determination value is 0, the drive shaft torsional angular velocity estimate and outputs it to the feedback gain k 2.
  • the outputs of the feedback gains k 1 and k 2 are output to a subtractor and subtracted from the target torque command value.
  • the motor rotational speed converges to 0 during stop control
  • the convergent value is not necessarily limited to 0, and may be any positive or negative value if it is a fixed value. It may be.

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Abstract

車両情報に基づいて設定される目標トルク指令値に対して、車両の駆動力伝達系の振動を抑制する制振制御を施すことにより最終トルク指令値を算出し、当該最終トルク指令値に基づいてモータのトルクを制御する電動車両の制御方法であって、目標トルク指令値と、駆動軸ねじり角速度にフィードバックゲインを乗じた値とに基づいて最終トルク指令値を算出し、駆動力伝達系をモデル化した車両モデルを用いて、モータから出力されるモータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達されない不感帯区間を推定する。そして、フィードバックゲインの値を、不感帯区間と、モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達される区間とで別個に設定する。

Description

電動車両の制御方法、及び、電動車両の制御装置
　本発明は、電動車両の制御方法、及び、電動車両の制御装置に関する。
　従来、電動モータからのトルクを用いて駆動可能な電気自動車において、モータの回転速度と駆動輪の回転速度とを用いたフィードバック制御により、車両の振動を抑制する電気自動車用制御装置が知られている（ＪＰ２００２－１５２９１６Ａ参照）。この電気自動車用制御装置では、駆動輪の平均回転速度と、モータの回転速度を駆動輪の回転速度に相当させた相当回転速度との偏差に所定のゲインを乗じて補正値を算出し、該補正値をモータのトルク指令値から減じた値に従ってモータトルクを制御することにより、車両のトルク変化などに伴う振動を抑制している。
　ところで、車両がコーストや減速から加速する場面では、ギヤのバックラッシュの影響により、駆動モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達されない不感帯区間が発生する。
　これに対して、ＪＰ２００２－１５２９１６Ａに開示された技術では、上述の不感帯区間では駆動モータトルクをゼロとし、再びギヤが噛み合うタイミングで駆動モータトルクを増加させることで、ギヤが再び噛み合う際のショックを抑制している。
　しかしながら、コーストや減速から緩やかに加速するような場面では、モータのトルク指令値の増加傾きが小さくなるため、ギヤが再び噛み合うタイミングが遅くなり、不感帯区間が長くなる。そのため、ギヤが噛み合うタイミングで駆動モータトルクを増加させる特許文献１に開示された技術では、ギヤが噛み合うタイミングが遅れるのに応じてトルクが立ち上がるタイミングも遅くなるため、駆動モータトルク指令に対する駆動軸トルクの応答が遅れるという問題がある。
　本発明は、車両がコーストや減速から緩やかに加速するような場面でも、ギヤバックラッシュ区間における駆動軸トルクの応答を速めることができる技術を提供することを目的とする。
　本発明による電動車両の制御方法は、車両情報に基づいて設定される目標トルク指令値に対して、車両の駆動力伝達系の振動を抑制する制振制御を施すことにより最終トルク指令値を算出し、当該最終トルク指令値に基づいてモータのトルクを制御する電動車両の制御方法であって、目標トルク指令値と、駆動軸ねじり角速度にフィードバックゲインを乗じた値とに基づいて最終トルク指令値を算出し、駆動力伝達系をモデル化した車両モデルを用いて、モータから出力されるモータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達されない不感帯区間を推定する。そして、フィードバックゲインの値を、不感帯区間と、モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達される区間とで別個に設定する。
図１は、第１実施形態における電動車両の制御装置を備えた電動車両の主要構成を示すブロック図である。 図２は、モータコントローラによって行われる処理の流れを示すフローチャートである。 図３は、アクセル開度－トルクテーブルの一例を示す図である。 図４は、第１実施形態における制振制御演算処理を実現する制御ブロック図である。 図５は、図４で示した車両モデル・不感帯区間推定器の詳細を説明するための制御ブロック図である。 図６は、車両の駆動力伝達系をモデル化した図である。 図７は、図４で示した駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器の詳細を説明するための制御ブロック図である 図８は、第２実施形態における制振制御演算処理を実現する制御ブロック図である。 図９は、図８で示したＦ／Ｆ補償器の詳細を説明するための図である。 図１０は、図８で示したＦ／Ｂ補償器の詳細を説明するための図である。 図１１は、第３実施形態におけるＦ／Ｆ補償器の詳細を説明するための図である。 図１２は、第１から第３実施形態の電動車両の制御装置による制御結果を説明するための図である。 図１３は、モータコントローラによって行われる処理の流れを示すフローチャートである。 図１４は、アクセル開度－トルクテーブルの一例を示す図である。 図１５は、停止制御処理を実現するための制御ブロック図である。 図１６は、モータ回転速度Ｆ／Ｂトルク設定器の詳細を説明するための制御ブロック図である。 図１７は、外乱トルク推定器の詳細を説明するための制御ブロック図である。 図１８は、停止制御判定フラグＦＬＧの設定のためのフローチャートである。 図１９は、第４実施形態の電動車両の制御装置による制御結果を説明するためのタイムチャートである。
　－第１実施形態－
　図１は、第1実施形態における電動車両の制御装置を備えた電動車両の主要構成を示すブロック図である。電動車両とは、車両の駆動源の一部または全部として電動モータを備え、電動モータの駆動力により走行可能な自動車のことであり、電気自動車や、ハイブリッド自動車が含まれる。
　モータコントローラ２には、車速Ｖ、アクセル開度θ、電動モータ４の回転子位相α、駆動輪９ａ、９ｂの駆動輪回転角度、電動モータ４の電流ｉｕ、ｉｖ、ｉｗ等の車両状態を示す信号がデジタル信号として入力される。モータコントローラ２は、入力された信号に基づいて電動モータ４を制御するためのＰＷＭ信号を生成する。また、生成したＰＷＭ信号に応じてインバータ３の駆動信号を生成する。なお、モータコントローラ２は、後述する最終トルク指令値を算出する最終トルク指令値算出部や、不感帯区間を推定する不感帯区間推定部としても機能する。
　インバータ３は、相毎に備えられた２個のスイッチング素子（例えば、ＩＧＢＴやＭＯＳ－ＦＥＴ等のパワー半導体素子）をオン／オフすることにより、バッテリ１から供給される直流の電流を交流に変換し、電動モータ４に所望の電流を流す。
　電動モータ（三相交流モータ）４（以下、単にモータ４と称する）は、インバータ３から供給される交流電流により駆動力を発生し、減速機５および駆動軸８を介して、左右の駆動輪９ａ、９ｂに駆動力を伝達する。また、電動モータ４は、車両の走行時に駆動輪９ａ、９ｂに連れ回されて回転するときに、回生駆動力を発生させることで、車両の運動エネルギーを電気エネルギーとして回収する。この場合、インバータ３は、モータ４の回生運転時に発生する交流電流を直流電流に変換して、バッテリ１に供給する。
　電流センサ７は、モータ４に流れる３相交流電流ｉｕ、ｉｖ、ｉｗを検出する。ただし、３相交流電流ｉｕ、ｉｖ、ｉｗの和は０であるため、任意の２相の電流を検出して、残りの１相の電流は演算により求めてもよい。
　回転センサ６は、例えばレゾルバやエンコーダであり、モータ４の回転子位相αを検出する。
　車輪回転センサ１０ａ、１０ｂは、例えばエンコーダであり、左右の駆動輪９ａ、９ｂにそれぞれ取り付けられて、駆動輪９ａ、９ｂの回転角度を検出する。
　図２は、モータコントローラ２が実行するようにプログラムされた処理の流れを示すフローチャートである。ステップＳ２０１からステップＳ２０５に係る処理は、車両システムが起動している間、一定間隔で常時実行される。
　ステップＳ２０１では、車両状態を示す信号がモータコントローラ２に入力される。ここでは、車速Ｖ（ｋｍ／ｈ）、アクセル開度θ（％）、モータ４の回転子位相α（ｒａｄ）、駆動輪９ａ、９ｂの駆動輪回転角度（ｒａｄ）、モータ４の回転速度Ｎｍ（ｒｐｍ）、モータ４に流れる三相交流電流ｉｕ、ｉｖ、ｉｗ、および、バッテリ１の直流電圧値Ｖｄｃ（Ｖ）が入力される。
　車速Ｖ（ｋｍ／ｈ）は、図示しない車速センサや、他のコントローラより通信にて取得される。または、モータコントローラ２は、回転子機械角速度ωｍにタイヤ動半径ｒを乗算し、ファイナルギヤのギヤ比で除算することにより車速ｖ（ｍ／ｓ）を求め、３６００／１０００を乗算することで単位変換して、車速Ｖ（ｋｍ／ｈ）を求める。
　アクセル開度θ（％）は、図示しないアクセル開度センサから取得されるか、図示しない車両コントローラ等の他のコントローラから通信にて取得される。
　電動モータ４の回転子位相α（ｒａｄ）は、回転センサ６から取得される。モータ４の回転速度Ｎｍ（ｒｐｍ）は、回転子角速度ω（電気角）をモータ４の極対数ｐで除算して、モータ４の機械的な角速度であるモータ回転角速度検出値ωｍ（ｒａｄ／ｓ）を求め、求めたモータ回転角速度検出値ωｍに６０／（２π）を乗算することによって求められる。回転子角速度ωは、回転子位相αを微分することによって求められる。
　駆動輪９ａ、９ｂの駆動輪回転角度（ｒａｄ）は、車輪回転センサ１０ａ、１０ｂから取得される。後述する制振制御演算処理で用いられる駆動輪回転角度θw（ｒａｄ）は、左右の駆動輪９ａ、９ｂに取り付けられた車輪回転センサ１０ａ、１０ｂにより検出された値の平均値により求められる。また、モータコントローラ２は、駆動輪回転角度θwを微分して、駆動輪回転角速度ωw（ｒａｄ／ｓ）を算出する。
　モータ４に流れる電流ｉｕ、ｉｖ、ｉｗ（Ａ）は、電流センサ７から取得される。
　直流電圧値Ｖdc（Ｖ）は、バッテリ１とインバータ３間の直流電源ラインに設けられた電圧センサ（不図示）により検出する。なお、直流電圧値Ｖdc（Ｖ）は、バッテリコントローラ（不図示）から送信される信号により検出するようにしてもよい。
　ステップＳ２０２では、モータコントローラ２が基本目標トルクとしての目標トルク指令値Ｔｍ*を設定する。具体的には、モータコントローラ２は、ステップＳ２０１で入力されたアクセル開度θ及び車速Ｖに基づいて、図３に示すアクセル開度－トルクテーブルを参照することにより、目標トルク指令値Ｔｍ*を設定する。ただし、アクセル開度－トルクテーブルは一例であり、図３に示すものに限定されるものではない。
　ステップＳ２０３では、制振制御演算処理を行う。具体的には、ステップＳ２０２で設定された目標トルク指令値Ｔｍ*と、駆動軸ねじり角速度と、不感帯区間判定値としての駆動軸ねじり角度推定値とに基づいて、駆動軸トルクの応答を犠牲にすることなく、駆動力伝達系振動（駆動軸８のねじり振動など）を抑制する最終トルク指令値Ｔｍｆ*を設定する。最終トルク指令値Ｔｍｆ*を設定する制振制御演算処理の詳細については、後述する。
　ステップＳ２０４では、ステップＳ２０３で算出した最終トルク指令値Ｔｍｆ*、モータ回転速度検出値ωｍ、および、直流電圧値Ｖdcに基づいて、ｄ軸電流目標値ｉｄ*、ｑ軸電流目標値ｉｑ*を求める。例えば、モータトルク指令値、モータ回転速度、および直流電圧値と、ｄ軸電流目標値およびｑ軸電流目標値との関係を定めたテーブルを予め用意しておいて、このテーブルを参照することにより、ｄ軸電流目標値ｉｄ*、ｑ軸電流目標値ｉｑ*を求める。
　ステップＳ２０５では、ｄ軸電流ｉｄおよびｑ軸電流ｉｑをそれぞれ、ステップＳ２０４で求めたｄ軸電流目標値ｉｄ*およびｑ軸電流目標値ｉｑ*と一致させるための電流制御を行う。このため、まず初めに、ステップＳ２０１で入力された三相交流電流値ｉｕ、ｉｖ、ｉｗと、モータ４の回転子位相αとに基づいて、ｄ軸電流ｉｄおよびｑ軸電流ｉｑを求める。続いて、ｄ軸、ｑ軸電流指令値ｉｄ*、ｉｑ*と、ｄ軸、ｑ軸電流ｉｄ、ｉｑとの偏差から、ｄ軸、ｑ軸電圧指令値ｖｄ、ｖｑを算出する。なお、算出したｄ軸、ｑ軸電圧指令値ｖｄ、ｖｑに対して、ｄ－ｑ直交座標軸間の干渉電圧を相殺するために必要な非干渉電圧を加算するようにしてもよい。
　次に、ｄ軸、ｑ軸電圧指令値ｖｄ、ｖｑと、モータ４の回転子位相αから、三相交流電圧指令値ｖｕ、ｖｖ、ｖｗを求める。そして、求めた三相交流電圧指令値ｖｕ、ｖｖ、ｖｗと直流電圧値Ｖdcから、ＰＷＭ信号ｔｕ（％）、ｔｖ（％）、ｔｗ（％）を求める。このようにして求めたＰＷＭ信号ｔｕ、ｔｖ、ｔｗにより、インバータ３のスイッチング素子を開閉することによって、モータ４をトルク指令値で指示された所望のトルクで駆動させることができる。
　以下、第１実施形態の電動車両の制御装置において、ステップＳ２０３で実行される制振制御演算処理の詳細について説明する。
　図４は、第１実施形態における制振制御演算処理を説明するためのブロック図である。目標トルク指令値Ｔｍ*に当該制振制御演算処理を施すことによって、最終トルク指令値Ｔｍｆ*が設定される。最終トルク指令値Ｔｍｆ*は、車両モデル・不感帯区間推定器４０１と、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器４０２とを用いて算出される。
　車両モデル・不感帯区間推定器４０１は、目標トルク指令値Ｔｍ*を入力とし、車両の駆動力伝達系が不感帯区間にあるか否かを判定するための指標となる不感帯区間判定値としての駆動軸ねじり角度推定値を算出し、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器４０２に出力する。
　駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器４０２は、目標トルク指令値Ｔｍ*と、駆動軸ねじり角度推定値と、駆動輪回転角速度とモータ回転角速度の駆動軸換算値との差分から算出される駆動軸ねじり角速度とに基づいて、最終トルク指令値Ｔｍｆ*を算出する。
　ここで、駆動軸換算値は、モータ回転角速度をオーバーオールギヤ比Ｎ（以下、単にギヤ比という）で割ることにより算出される。なお、モータ回転角速度（ｒａｄ／ｓ）は、回転子位相α（電気角）（ｒａｄ）を電動モータの極対数で割ることにより求められるモータ回転角度（ｒａｄ）を微分することにより算出される。
　図５は、図４で示した車両モデル・不感帯区間推定器４０１の詳細を説明するためのブロック図である。車両モデル・不感帯区間推定器４０１は、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器５０１と車両モデル５０２とから構成される。車両モデル・不感帯区間推定器４０１では、目標トルク指令値が、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器５０１に入力され、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器５０１の出力値が、車両モデル５０２に入力される。これにより、不感帯区間判定値としての駆動軸ねじり角度推定値θ＾ｄが算出される。
　まず、車両モデル５０２について、図６を用いて具体的に説明する。
　図６は、車両の駆動力伝達系をモデル化した図であり、同図における各パラメータは以下に示すとおりである。
Ｊm：モータイナーシャ
Ｊw：駆動輪イナーシャ（１軸分）
Ｍ：車体重量
Ｋd：駆動系のねじり剛性
Ｋt：タイヤと路面の摩擦に関する係数
Ｎ：オーバーオールギヤ比
ｒ：タイヤ荷重半径
ωm：モータ回転角速度
θm：モータ回転角度
ωw：駆動輪回転角速度
θw：駆動輪回転角度
Ｔm：モータトルク
Ｔd：駆動軸トルク
Ｆ：駆動力（２軸分）
Ｖ：車体速度
θd：駆動軸ねじり角度
　図６より、車両の運動方程式は、次式（１）～（６）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　上記式（１）～（６）をラプラス変換して、モータトルクＴmからモータ回転速度ωmまでの伝達特性を求めると、次式（７）、（８）で表せる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
　ただし、式（８）中のａ3、ａ2、ａ1、ａ0、ｂ3、ｂ2、ｂ1、ｂ0、は、それぞれ次式（９）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
　また、モータトルクＴmから駆動軸トルクＴdまでの伝達特性は、次式（１０）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
　ただし、式（１０）中のｃ1、ｃ2は、次式（１１）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
　式（２）、（４）、（５）、（６）より、モータ回転速度ωmから駆動輪回転角速度ωwまでの伝達特性を求めると、次式（１２）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000012
　式（７）、（８）、（１２）より、モータトルクＴmから駆動輪回転角速度ωwまでの伝達特性は、次式（１３）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000013
　式（１０）、（１３）より、駆動軸トルクＴdから駆動軸回転角速度ωwまでの伝達特性は、次式（１４）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000014
　ここで、式（１）を変形すると、次式（１５）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000015
　従って、式（１４）、（１５）より、駆動軸ねじり角速度ωdは、次式（１６）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000016
　ただし、式（１６）中のＨw（ｓ）は、次式（１７）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000017
　式（１７）中のｖ1、ｖ0、ｗ1．ｗ0は、次式（１８）のとおりである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000018
　また、式（１０）は、次式（１９）のとおりに変形することができる。
　ここで、式（１９）中のζpは駆動軸トルク伝達系の減衰係数、ωpは駆動軸トルク伝達系の固有振動周波数である。
　さらに、式（１９）の極と零点を調べると、α≒ｃ0／ｃ1となるため、極零相殺すると、次式（２０）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000020
　ただし、式（２０）中のｇtは、次式（２１）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000021
　ここで、最終トルク指令値Ｔｍｆ*は、次式（２２）で表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000022
　そうすると、最終トルク指令値Ｔｍｆ*は、式（４）、（６）より、次式（２３）のとおりに置き換えることができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000023
　そして、モータトルクＴｍ＝最終トルク指令値Ｔｍｆ*（Ｔｍ＝Ｔｍｆ*）として、式（２３）を式（２０）に代入すると、次式（２４）のように整理することができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000024
　モータトルクから駆動軸トルクまでの規範応答は、次式（２５）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000025
　規範応答を式（２５）とすると、最終トルク指令値Ｔｍｆ*から駆動軸トルクＴdまでの伝達特性（式（２４））と、規範応答とが一致する条件は、次式（２６）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000026
　ここで、ζr1は、モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達される区間（不感帯区間以外の領域）における規範応答の減衰係数であり、ζr2は、モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達されない不感帯区間における規範応答の減衰係数である。各減衰係数は、不感帯区間における駆動軸トルクの応答を、不感帯区間以外の領域における駆動軸トルクの応答よりも早めるために、ζr2＜ζr1となるように設定される。
　そして、車両モデル５０２によれば、式（１）から式（１８）を適用して、車両パラメータと、モータ４から駆動軸８までのギヤバックラッシュを模擬した不感帯モデルにより構成される。不感帯モデルが考慮された駆動軸トルクＴｄは、次式（２７）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000027
　ここで、θdeadは、モータから駆動軸までのオーバーオールのギヤバックラッシュ量である。
　以上の通り構成された車両モデル５０２は、目標トルク指令値に基づいて、車両の駆動力伝達系が不感帯区間にあるか否かを判定可能な不感帯区間判定値としての駆動軸ねじり角度推定値θ＾ｄを算出することができる。
　より具体的には、まず、上述の不感帯モデルに相当する不感帯ブロック５０３に、目標トルク指令値に基づいて算出される駆動軸ねじり角度θｄが入力される。不感帯ブロック５０３は、式（２７）で示したθｄの定義域（θｄ≧θdead、－θdead／２＜θｄ＜θdead／２、および、θｄ≦－θdead／２）に基づいて、入力される駆動軸ねじり角度θｄの値に応じて算出される不感帯区間判定値としての駆動軸ねじり角度推定値θ＾ｄを出力する。なお、本実施形態において不感帯ブロック５０３から出力される駆動軸ねじり角度推定値θ＾ｄの値は、式（２７）に基づいて算出されるので、θｄ－θdead／２、０、および、θｄ＋θdead／２のいずれかとなる。
　そして、本実施形態においては、駆動軸ねじり角度推定値が０であれば、車両状態が不感帯区間にあると判定され、駆動軸ねじり角度推定値が０以外であれば、車両状態が不感帯区間以外の領域にあると判定される。算出された駆動軸ねじり角度推定値は、図４で示す駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器４０２に出力される。
　以上が車両モデル５０２の詳細である。続いて、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器５０１について説明する。
　駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器５０１は、フィードバックゲイン５０４（以下Ｆ／Ｂゲインｋ1ともいう）、フィードバックゲイン５０５（以下、Ｆ／Ｂゲインｋ2ともいう）、ゲイン切替器５０６、および、減算器５０７を備える。駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器５０１は、目標トルク指令値と、駆動軸ねじり角度推定値と、駆動軸ねじり角速度推定値とを入力とし、算出値を車両モデル５０２へ出力する。
　フィードバックゲイン５０４は、駆動軸ねじり角速度推定値を入力とし、上記式（２６）において、不感帯区間以外の領域での規範応答に係る減衰係数ζr1より算出されるＦ／Ｂゲインｋ1を乗じることにより算出される値をゲイン切替器５０６に出力する。
　フィードバックゲイン５０５は、駆動軸ねじり角速度推定値を入力とし、上記式（２６）において、不感帯区間での規範応答に係る減衰係数数ζr2より算出されるＦ／Ｂゲインｋ2を乗じることにより算出される値をゲイン切替器５０６に出力する。
　ゲイン切替器５０６には、不感帯区間判定値としての駆動軸ねじり角度推定値と、フィードバックゲイン５０４および５０５からの各出力とがそれぞれ入力される。そして、駆動軸ねじり角度推定値に基づいて、フィードバックゲイン５０４および５０５からの各出力のいずれか一方を減算器５０７に出力する。
　ここで、本実施形態においては、駆動軸ねじり角度推定値が０であれば、車両状態が不感帯区間にあると判定され、駆動軸ねじり角度推定値が０以外であれば、車両状態が不感帯区間以外の領域にあると判定される。したがって、ゲイン切替器５０６は、駆動軸ねじり角度推定値が０以外の時は、フィードバックゲイン５０４の演算結果を減算器５０７に出力し、駆動軸ねじり角度推定値が０の時は、フィードバックゲイン５０５の演算結果を減算器５０７に出力する。
　減算器５０７は、目標トルク指令値から、ゲイン切替器５０６の出力値を減算して、算出した値を車両モデル５０２へ出力する。これにより、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器５０１にフィードバックされる駆動軸ねじり角速度推定値に対して、不感帯区間と、不感帯区間以外の領域とにおける減衰係数ζr1、ζr2を別個に設定したゲインが乗算された値が、目標トルク指令値から減算されて、車両モデル５０２へ出力される。
　以上のとおり構成された車両モデル・不感帯区間推定器４０１において、車両の駆動力伝達系が不感帯区間であるか否かを判定可能な駆動軸ねじり角度推定値が算出される。車両モデル５０２において算出された駆動軸ねじり角度推定値は、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器４０２に出力される。
　図７は、第１実施形態の駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器４０２の詳細を説明する制御ブロック図である。駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器４０２は、フィードバックゲイン７０１（以下Ｆ／Ｂゲインｋ1ともいう）、フィードバックゲイン７０２（以下、Ｆ／Ｂゲインｋ2ともいう）、ゲイン切替器７０３、および、減算器７０４を備える。駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器４０２は、目標トルク指令値と、駆動軸ねじり角度推定値と、駆動軸ねじり角速度とを入力とし、最終トルク指令値Ｔｍｆ*を出力する。
　フィードバックゲイン７０１は、駆動軸ねじり角速度を入力とし、上記式（２６）において、不感帯区間以外の領域での規範応答に係る減衰係数ζr1より算出されるＦ／Ｂゲインｋ1を乗じることにより算出される値をゲイン切替器７０３に出力する。
　フィードバックゲイン７０２は、駆動軸ねじり角速度を入力とし、上記式（２６）において、不感帯区間での規範応答に係る減衰係数数ζr2より算出されるＦ／Ｂゲインｋ2を乗じることにより算出される値をゲイン切替器７０３に出力する。
　ゲイン切替器７０３には、不感帯区間判定値としての駆動軸ねじり角度推定値と、フィードバックゲイン７０１および７０２からの各出力がそれぞれ入力される。そして、駆動軸ねじり角度推定値に基づいて、フィードバックゲイン７０１および７０２からの各出力のいずれか一方を減算器７０４に出力する。
　ここで、本実施形態においては、車両モデル・不感帯区間推定器４０１の説明で上述したとおり、駆動軸ねじり角度推定値が０であれば、車両状態が不感帯区間にあると判定され、駆動軸ねじり角度推定値が０以外であれば、車両状態が不感帯区間以外の領域にあると判定される。したがって、ゲイン切替器７０３は、駆動軸ねじり角度推定値が０以外の時は、フィードバックゲイン７０１の演算結果を減算器７０４に出力し、駆動軸ねじり角度推定値が０の時は、フィードバックゲイン７０２の演算結果を減算器７０４に出力する。
　減算器７０４は、目標トルク指令値から、ゲイン切替器７０３の出力値を減算して、最終トルク指令値Ｔｍｆ*を算出する。
　以上の構成により、車両の駆動力伝達系が不感帯区間にあるか否かを推定し、制振制御演算に用いられるフィードバック制御系におけるフィードバックゲインを、車両状態が不感帯区間にある場合と、不感帯区間以外の領域にある場合とで別個に調整することができるので、ギヤバックラッシュ区間における駆動軸トルクの応答のみを早めることができる。
　より具体的には、第１実施形態の電動車両の制御装置によれば、車両状態が不感帯区間にあるか否かを推定し、不感帯区間と、不感帯区間以外の領域とにおける減衰係数ζr1、ζr2を別個に設定することができる。そして、不感帯区間のフィードバックゲイン（Ｋ2）を、不感帯区間以外の領域におけるフィードバックゲイン（Ｋ1）よりも小さく設定することで、不感帯区間におけるモータトルク指令値に対する駆動軸トルクの応答を早めることができる。
　ここで、第１実施形態の電動車両の制御装置による制振制御演算結果について、図１２を参照して説明する。
　図１２は、第１実施形態、および、後述する第２、第３実施形態の電動車両の制御装置による制御結果と、従来技術による制御結果との比較図である。図中、上から順に、目標トルク指令値、最終トルク指令値、車両前後加速度をそれぞれ表している。なお、各図中の実線は、第１から第３実施形態による制御結果を示し、一点鎖線は従来技術による制御結果を示す。
　図１２で示されるのは、車両が、回生トルクにより減速している状態から目標トルク指令値を緩やかな傾きで増加させて加速するシーンにおける制御結果である。
　従来技術（一点鎖線）では、目標トルク指令値を緩やかな傾きで増加させた場合、時刻ｔ１においてギヤバックラッシュの影響により前後加速度が０となってから、時刻ｔ３で再び増加しており、前後加速度が０となる不感帯区間が長い。これは、従来技術では、ギヤが噛み合うタイミングで最終トルク指令値を増加させるように制御しているためである。
　第１実施形態の電動車両の制御装置による制御結果（実線）をみると、時刻ｔ１において前後加速度が０となってから、時刻ｔ２で再び増加しており、不感帯区間が大幅に短縮されている。これは、上述の制振制御演算処理において、車両状態が不感帯区間にあるか否かを推定し、不感帯区間において駆動軸ねじり角速度に乗算するフィードバックゲインｋ2を不感帯区間以外の領域において乗算されるフィードバックゲインｋ1よりも小さい値に設定しているからである。その結果、不感帯区間においての目標トルク指令値に対する駆動トルクの応答が早まるため、不感帯区間が従来技術に対して大幅に短縮される。
　以上、第１実施形態の電動車両の制御装置は、車両情報に基づいて設定される目標トルク指令値に対して、車両の駆動力伝達系の振動を抑制する制振制御を施すことにより最終トルク指令値Ｔｍｆ*を算出し、最終トルク指令値Ｔｍｆ*に基づいてモータのトルクを制御する電動車両の制御方法を実現する電動車両の制御装置であって、目標トルク指令値Ｔｍ*と、駆動軸ねじり角速度にフィードバックゲインを乗じた値とに基づいて最終トルク指令値Ｔｍｆ*を算出し、駆動力伝達系をモデル化した車両モデル５０２を用いて、モータ４から出力されるモータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達されない不感帯区間を推定する。そして、フィードバックゲインの値ｋ1、ｋ2を、不感帯区間と、モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達される区間とで別個に設定する。これにより、フィードバックゲインｋ1、ｋ2を、車両状態が不感帯区間にある場合と、不感帯区間以外の領域にある場合とで別個に設定することができる。その結果、不感帯区間における駆動軸トルクの応答を任意に調整することができるので、不感帯区間における駆動軸トルクの応答を、不感帯区間以外の領域よりも早めることにより、不感帯区間を短縮することができる。
　また、第１実施形態の電動車両の制御装置によれば、駆動軸ねじり角速度は、駆動輪回転角速度とモータ回転角速度の駆動軸換算値との偏差から算出される。これにより、駆動輪回転角速度と、モータ回転角速度との検出値に基づく駆動軸ねじり角速度のフィードバック制御系を構成することができる。
　また、第１実施形態の電動車両の制御装置によれば、不感帯区間におけるフィードバックゲインｋ2は、モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達される区間におけるフィードバックゲインｋ1よりも小さい値に設定される。これにより、不感帯区間においての目標トルク指令値に対する駆動トルクの応答が早まるため、不感帯区間が従来技術に対して大幅に短縮される。
　さらに、第１実施形態の電動車両の制御装置によれば、車両モデルに、制御系の持つ遅れ要素が加味される。制御系の持つ遅れ要素には、車両状態を検出して所定の処理を施すのに伴う時間遅れ、目標トルク指令値から最終トルク指令値Ｔｍｆ*を算出するまでの演算に要する時間遅れ、および、最終トルク指令値Ｔｍｆ*に対して実際にモータトルクが発生するまでの時間遅れのうちの少なくとも一つの時間遅れが含まれる。これにより、制振制御演算処理において、制御演算時間、センサ信号処理時間、および、モータ応答遅れに起因する時間遅れの影響を補償することができる。
　－第２実施形態－
　以下に説明する第２実施形態の電動車両の制御装置は、これまで説明した第１実施形態とは、ステップＳ２０３で実行される制振制御演算の処理方法が異なる。
　図８は、第２実施形態の制振制御演算処理を説明するための制御ブロック図である。本実施形態の制振制御演算処理は、Ｆ／Ｆ補償器８０１と、Ｆ／Ｂ補償器８０２と、加算器８０３とを用いて実行される。
　Ｆ／Ｆ補償器８０１は、目標トルク指令値Ｔｍ*を入力とし、第１のトルク指令値Ｔｍ１*と、第１のトルク指令値Ｔｍ１*に対するモータ回転角速度推定値ω＾mとを算出する。
　Ｆ／Ｂ補償器８０２は、第１のトルク指令値Ｔｍ１*に対するモータ回転角速度推定値ω＾mと、モータ回転速度検出値ωmとを入力とし、第２のトルク指令値Ｔｍ２*を算出する。
　加算器８０３は、第１のトルク指令値Ｔｍ１*と第２のトルク指令値Ｔｍ２*とを加算して、最終トルク指令値Ｔｍｆ*を出力する。
　図９は、図８で示したＦ／Ｆ補償器８０１の詳細を示す制御ブロック図である。Ｆ／Ｆ補償器８０１は、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器９０１と、車両モデル９０６とから構成される。
　車両モデル９０６は、式（１）から式（１８）を適用して、車両パラメータと、モータ４から駆動軸８までのギヤバックラッシュを模擬した不感帯モデルにより構成される。なお、車両モデル９０６のうち、駆動軸ねじり角速度推定値、および、不感帯区間判定値としての駆動軸ねじり角度推定値の算出に係る不感帯区間推定部９０７の制御ブロック構成は、第１実施形態の説明で述べた車両モデル５０２と同等である。不感帯ブロック９０８で示す不感帯モデルが考慮された駆動軸トルクＴｄは、上記式（２７）が適用されて算出される。
　本実施形態では、車両モデル９０６に第１のトルク指令値Ｔｍ１*が入力されることで、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄと、第１のトルク指令値Ｔｍ１*に対するモータ回転角速度推定値とが算出され、更に、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄの積分値である駆動軸ねじり角度θｄを不感帯ブロック９０８に入力することで、駆動軸ねじり角度推定値θ＾ｄが算出される。駆動軸ねじり角度推定値θ＾ｄは、第１実施形態と同様に、車両状態が不感帯区間にあるか否かの判定指標となる不感帯区間判定値として用いられる。
　そして、車両モデル９０６から出力された第１のトルク指令値Ｔｍ１*に対するモータ回転角速度推定値は、Ｆ／Ｂ補償器８０２に入力され（図８参照）、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄ、および、駆動軸ねじり角度推定値θ＾ｄは、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器９０１に入力される。
　駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器９０１は、フィードバックゲイン９０２（Ｆ／Ｂゲインｋ1）と、フィードバックゲイン９０３（Ｆ／Ｂゲインｋ2）と、ゲイン切替器９０４と、減算器９０５とを備える。そして、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器９０１は、目標トルク指令値と、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄと、駆動軸ねじり角度推定値θ＾ｄとを入力とし、第１のトルク指令値を出力する。
　フィードバックゲイン９０２は、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄを入力とし、上記式（２６）を適用して、不感帯区間以外の領域での規範応答に係る減衰係数ζr1に基づいて算出されるＦ／Ｂゲインｋ1を乗じることにより算出される値をゲイン切替器９０４に出力する。
　フィードバックゲイン９０３は、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄを入力とし、上記式（２６）を適用して、不感帯区間での規範応答に係る減衰係数数ζr2に基づいて算出されるＦ／Ｂゲインｋ2を乗じることにより算出される値をゲイン切替器９０４に出力する。
　ゲイン切替器９０４には、駆動軸ねじり角度推定値と、フィードバックゲイン９０２および９０３からの各出力がそれぞれ入力される。そして、不感帯区間判定値としての駆動軸ねじり角度推定値に基づいて、フィードバックゲイン９０２および９０３からの各出力のいずれか一方を減算器９０５に出力する。
　なお、第１実施形態の説明において述べたとおり、駆動軸ねじり角度推定値が０であれば、車両状態が不感帯区間にあると判定され、駆動軸ねじり角度推定値が０以外であれば、車両状態が不感帯区間以外の領域にあると判定される。したがって、ゲイン切替器９０４は、駆動軸ねじり角度推定値が０以外の時は、フィードバックゲイン９０２の演算結果を減算器９０５に出力し、駆動軸ねじり角度推定値が０の時は、フィードバックゲイン９０３の演算結果を減算器９０５に出力する。
　減算器９０５は、目標トルク指令値から、ゲイン切替器９０４の出力値を減算して、第1のトルク指令値を算出する。第１のトルク指令値は、図８で示す加算器８０３に出力される。
　図１０は、図８で示したＦ／Ｂ補償器８０２の詳細を示す制御ブロック図である。Ｆ／Ｂ補償器８０２は、ゲイン１００１（ゲインＫ）と、フィルタ１００２と、フィルタ１００３とから構成される。
　ゲインＫは、フィードバック制御系の安定余裕（ゲイン余裕、位相余裕）を調整するために配置され、１以下の値に設定される。
　フィルタ１００２は、モータトルクＴｍからモータ回転速度ωｍまでの伝達特性を模擬した伝達特性Ｇｐ（ｓ）なるフィルタである。伝達特性Ｇｐ（ｓ）には、式（８）が適用される。
　フィルタ１００３は、伝達特性Ｇｐ（ｓ）の逆系と、バンドパスフィルタＨ（ｓ）とから構成されるＨ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）なるフィルタである。バンドパスフィルタＨ（ｓ）は、ローパス側、および、ハイパス側の減衰特性が略一致し、かつ、駆動系のねじり共振周波数ｆpが、対数軸（ｌｏｇスケール）上で、通過帯域の中央部近傍となるように設定される。
　例えば、バンドパスフィルタＨ（ｓ）を一次のハイパスフィルタと一次のローパスフィルタとで構成する場合は、バンドパスフィルタＨ（ｓ）は、次式（２８）のように構成される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000028
　ただし、τL＝１／（２πｆHC）、ｆHC＝ｋ・ｆp、τH＝１／（２πｆLC）、ｆLC＝ｆp／ｋである。また、周波数ｆpは駆動系のねじり共振周波数とし、ｋはバンドパスを構成する任意の値とする。
　これにより、Ｆ／Ｂ補償器８０２は、まず、Ｆ／Ｆ補償器８０１の車両モデル９０６により算出された第１のトルク指令値に対するモータ回転角速度推定値と、ゲインＫが乗じられる前の第２のトルク指令値を伝達特性Ｇｐ（ｓ）に入力して算出された第２のトルク指令値に対するモータ回転角速度推定値とを加算して、最終モータ回転角速度推定値を算出する。そして、最終モータ回転角速度推定値と、回転センサ６により検出されたモータ回転角速度検出値との偏差を算出し、算出した値にフィルタＨ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）が施されることにより、ゲインＫが乗じられる前の第２のトルク指令値が算出される。これに、ゲインＫが乗算されることで、第２のトルク指令値が算出される。
　そして、図８で示す通り、Ｆ／Ｆ補償器８０１から出力される第１のトルク指令値と、Ｆ／Ｂ補償器８０２から出力される第２のトルク指令値とが、加算器８０３において足し合わされることにより、最終トルク指令値Ｔｍｆ*が算出される。
　このように算出された最終トルク指令値Ｔｍｆ*によっても、上述の図１２で示した制御結果が示すとおり（図中の第２実施形態参照）、不感帯領域においての目標トルク指令値に対する駆動軸トルクの応答を早めることができるので、第１実施形態の電動車両の制御装置による制御結果と同等に、不感帯区間を従来技術に対して大幅に短縮することができる。
　以上、第２実施形態の電動車両の制御装置によれば、駆動軸ねじり角速度は、目標トルク指令値から車両モデル９０６を用いて推定される駆動軸ねじり角速度推定値であって、車両モデル９０６を用いて、目標トルク指令値から駆動軸ねじり角度推定値を算出し、目標トルク指令値と、駆動軸ねじり角度推定値と、駆動軸ねじり角速度推定値にフィードバックゲインを乗じた値とに基づいて最終トルク指令値Ｔｍｆ*を設定する。これにより、フィードフォワード補償器８０１が有する車両モデル９０６により算出された駆動軸ねじり角度推定値と駆動軸ねじり角速度推定値から第１のトルク指令値（フィードフォワード補償値）が演算されるので、フィードバック制御系の安定性を損なうことなく、駆動軸トルクの応答性を速めることができる。
　また、第２実施形態の電動車両の制御装置によれば、不感帯区間は、車両モデル９０６が有する不感帯区間推定部９０７を用いて推定され、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄは、車両モデル９０６が有する不感帯区間推定部９０７を用いて推定される。これにより、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄを用いてねじり振動を抑制する際、不感帯区間の推定と、駆動軸ねじり角速度の推定を、車両の駆動力伝達系を模擬した車両モデル（５０２、９０６）の共通部分を用いて算出することができるので、他の車両モデルに基づいて、あるいは、検出値に基づいて駆動軸ねじり角速度を算出するのに比べて、演算負荷を低減することができる。
　－第３実施形態－
　以下に説明する第３実施形態の電動車両の制御装置は、これまで説明した第２実施形態とは、ステップＳ２０３で実行される制振制御演算処理において用いられるＦ／Ｆ補償器８０１の構成が異なる。より具体的には、本実施形態のＦ／Ｆ補償器８０１は、制御系遅れ時間調整器１１０９をさらに備える点が第２実施形態と異なる。第３実施形態では、この制御系遅れ時間調整器１１０９を備えることにより、車両モデル１１０６から出力される第１のトルク指令値に対するモータ回転速度推定値に対して、制御系遅れ要素に起因する制御時間遅れを考慮することができる。
　図１１は、第３実施形態のＦ／Ｆ補償器８０１の詳細を示すブロック図である。本実施形態のＦ／Ｆ補償器８０１は、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器１１０１と、車両モデル１１０６と、制御系遅れ時間調整器１１０９とから構成される。
　車両モデル１１０６は、第２実施形態において説明した車両モデル９０６と同様に、式（１）～（１８）を適用して、車両パラメータとギヤバックラッシュを模擬した不感帯モデルにより構成される。また、車両モデル１１０６も、第２実施形態の不感帯区間推定部９０７に相当する不感帯区間推定部１１０７を有する。不感帯ブロック１１０８で示す不感帯モデルが考慮された駆動軸トルクＴｄは、上記式（２７）が適用されて算出される。
　制御系遅れ時間調整器１１０９は、制御演算時間遅れ要素とセンサ検出時間遅れ要素としての制御演算センサ検出時間ｅ-L1sと、モータ応答遅れＧａ（ｓ）とを含み、車両モデル１１０６から出力される第１のトルク指令値に対するモータ回転角速度推定値を所定の時間だけ遅らせて、Ｆ／Ｂ補償器８０２に出力する。モータ応答遅れＧａ（ｓ）は、次式（２９）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000029
　ここで、τａは、モータ応答時定数である。
　なお、制御系遅れ時間調整器１１０９は、車両状態を検出して所定の処理を施すのに伴うセンサ検出時間遅れ、目標トルク指令値から最終トルク指令値Ｔｍｆ*を算出するまでの演算に要する制御演算時間遅れ、および、最終トルク指令値Ｔｍｆ*に対して実際にモータトルクが発生するまでのモータ応答遅れのうちの少なくとも一つの時間遅れが含まれる構成であっても良い。
　駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器１１０１は、第２実施形態の駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器９０１と同様に構成されており、フィードバックゲイン１１０２（Ｆ／Ｂゲインｋ1）と、フィードバックゲイン１１０３（Ｆ／Ｂゲインｋ2）と、ゲイン切替器１１０４と、減算器１１０５とを備える。そして、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器９０１は、目標トルク指令値と、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄと、駆動軸ねじり角度推定値θ＾ｄとを入力とし、第１のトルク指令値を出力する。
　そして、第２実施形態の説明において述べたとおり、駆動軸ねじり角度推定値が０以外であれば、車両状態が不感帯区間以外の領域にあると判定され、フィードバックゲイン１１０２の演算結果が減算器１１０５に出力される。駆動軸ねじり角度推定値が０であれば、車両状態が不感帯区間にあると判定され、フィードバックゲイン１１０３の演算結果が減算器９０５に出力される。減算器９０５は、目標トルク指令値から、ゲイン切替器１１０４の出力値を減算して、第１のトルク指令値を算出する。
　以上が第３実施形態に係るＦ／Ｆ補償器８０１の構成である。第２実施形態と同様に、Ｆ／Ｆ補償器８０１の出力である第１のトルク指令値は、加算器８０３においてＦ／Ｂ補償器８０２から出力される第２のトルク目標値と足し合わされることにより、最終トルク指令値Ｔｍｆ*が算出される。このように算出された最終トルク指令値Ｔｍｆ*によっても、上述の図１２で示した制御結果が示すとおり（図中の第３実施形態参照）、不感帯領域においての目標トルク指令値に対する駆動軸トルクの応答を早めることができるので、第１、第２実施形態の電動車両の制御装置による制御結果と同等に、不感帯区間を従来技術に対して大幅に短縮することができる。
　以上、第３実施形態の電動車両の制御装置によれば、車両モデルに、制御系の持つ遅れ要素が加味される。制御系の持つ遅れ要素には、車両状態を検出して所定の処理を施すのに伴う時間遅れ、目標トルク指令値から最終トルク指令値Ｔｍｆ*を算出するまでの演算に要する時間遅れ、および、最終トルク指令値Ｔｍｆ*に対して実際にモータトルクが発生するまでの時間遅れのうちの少なくとも一つの時間遅れが含まれる。これにより、制振制御演算処理において、制御演算時間、センサ信号処理時間、および、モータ応答遅れに起因する時間遅れの影響を補償することができる。
　－第４実施形態－
　以下に説明する第４実施形態の電動車両の制御装置は、概ね勾配抵抗としてモータ４に作用する外乱トルクを推定し、モータ回転速度の低下とともにモータトルクを外乱トルク推定値に収束させ、且つ、モータ回転速度を０に収束させる制御（以下、停止制御処理という）を車両の停車間際において実行する点が、第１～第３実施形態と異なる。以下、第４実施形態の電動車両の制御装置について、第１から第３実施形態と異なる点を中心に説明する。
　図１３は、第４実施形態のモータコントローラ２が実行するようにプログラムされた処理の流れを示すフローチャートである。ステップＳ１３０１からステップＳ１３０６に係る処理は、車両システムが起動している間、一定間隔で常時実行される。
　ステップＳ１３０１では、第１実施形態において説明したステップＳ２０１と同様に、車両状態を示す信号がモータコントローラ２に入力される。
　ステップＳ１３０２では、モータコントローラ２が、基本目標トルクとしての第１のトルク目標値Ｔｍ１*を算出する。具体的には、モータコントローラ２は、ステップＳ１３０１で入力されたアクセル開度θ及び車速Ｖに基づいて、図１４に示すアクセル開度－トルクテーブルを参照することにより、第１のトルク目標値Ｔｍ１*を設定する。ただし、アクセル開度－トルクテーブルは一例であり、図１４に示すものに限定されるものではない。
　ステップＳ１３０３では、モータコントローラ２が、停止制御処理を行う。具体的には、電動車両の停車間際を判断し、停車間際以前は、ステップＳ１３０２で算出した第１のトルク目標値Ｔｍ１*を第３のトルク目標値Ｔｍ３*に設定する。停車間際以降は、車両の走行速度に比例する速度パラメータの低下とともに外乱トルク推定値Ｔｄに収束する第２のトルク目標値Ｔｍ２*を第３のトルク目標値Ｔｍ３*に設定するとともに、停止制御判定フラグＦＬＧを１に設定する。この第２のトルク目標値Ｔｍ２*は、登坂路では正トルク、降坂路では負トルク、平坦路では概ねゼロである。これにより、後述するように、路面の勾配に関わらず、停車状態を維持することができる。停止制御処理の詳細については、後述する。なお、本実施形態では、上記の速度パラメータとしてモータ回転速度ωｍを検出する。
　ステップＳ１３０４では、モータコントローラ２が、制振制御処理を行う。具体的には、ステップＳ１３０３で算出した第３のトルク目標値Ｔｍ３*とモータ回転速度ωｍとに基づいて、第１～第３実施形態の説明で述べた制振制御処理（図５、９、１１で示す制御ブロック）のいずれかを実施して、最終トルク指令値Ｔｍｆ*を算出する。
　ただし、本実施形態では、ステップＳ１３０３で設定した停止制御判定フラグＦＬＧが１の時は、制振制御処理における不感帯区間のフィードバックゲインを、上述した減衰係数ζr1より算出される不感帯区間以外の領域でのＦ／Ｂゲインｋ1に設定する。すなわち、本実施形態では、車両状態が不感帯区間にあり、駆動軸ねじり角度推定値が０であっても、停止制御処理中における不感帯区間のＦ／Ｂゲインは、不感帯区間以外の領域でのＦ／Ｂゲインと同一の値が設定される。そして、Ｆ／Ｂゲインｋ1を駆動軸ねじり角速度に乗算して得た値に基づいて、最終トルク指令値Ｔｍｆ*が算出される。
　ステップＳ１３０５で実行される電流指令値算出処理、及び、ステップＳ１３０６で実行される電流制御演算処理は、上述したステップＳ２０４における電流指令値算出処理、及び、ステップＳ２０５における電流制御演算処理と同様であるため、本実施形態の説明においては省略する。
　ここで、ステップＳ１３０３で行われる停止制御処理について説明する前に、本実施形態において、モータトルクＴｍからモータ回転速度ωｍまでの伝達特性Ｇｐ（ｓ）について説明する。
　上述の式（８）に示す伝達関数の極と零点を調べると、次式（３０）で示す伝達関数に近似することができ、１つの極と一つの零点は極めて近い値を示す。これは、次式（３０）のαとβが極めて近い値を示すことに相当する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000030
　従って、式（８）における極零相殺（α＝βと近似する）を行うことにより、次式（３１）に示すように、Ｇｐ（ｓ）は、（２次）／（３次）の伝達特性を構成する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000031
　この伝達特性Ｇｐ（ｓ）と制振制御のアルゴリズムにより、式（３１）に示した伝達特性Ｇｐ（ｓ）は、次式（３２）に示すＧｒ（ｓ）と見なすことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000032
　＜停止制御処理＞
　停止制御処理の詳細について、図１５を参照して説明する。図１５は、停止制御処理を実現するための制御ブロック図である。停止制御処理は、モータ回転速度Ｆ／Ｂトルク設定器１５０１と、外乱トルク推定器１５０２と、加算器１５０３と、トルク比較器１５０４とを用いて行われる。以下、それぞれの構成について詳細を説明する。
　モータ回転速度Ｆ／Ｂトルク設定器１５０１は、検出されたモータ回転速度ωｍに基づいて、モータ回転速度フィードバックトルク（以下、モータ回転速度Ｆ／Ｂトルクと呼ぶ）Ｔωを算出する。詳細は図１６を用いて説明する。
　図１６は、モータ回転速度ωｍに基づいて、モータ回転速度Ｆ／ＢトルクＴωを算出する方法を説明するための図である。モータ回転速度Ｆ／Ｂトルク設定器１５０１は、乗算器１６０１を備え、モータ回転速度ωｍにゲインＫｖｒｅｆを乗算することにより、モータ回転速度Ｆ／ＢトルクＴωを算出する。ただし、Ｋｖｒｅｆは、制動距離を抑えつつ、電動車両を滑らかに減速させるために必要な負（マイナス）の値であり、例えば、実験データ等により適宜設定される。モータ回転速度Ｆ／ＢトルクＴωは、モータ回転速度ωｍが大きいほど、大きい制動力が得られるトルクとして設定される。
　なお、モータ回転速度Ｆ／Ｂトルク設定器１５０１は、モータ回転速度ωｍにゲインＫｖｒｅｆを乗算することによりモータ回転速度Ｆ／ＢトルクＴωを算出するものとして説明したが、モータ回転速度ωｍに対する回生トルクを定めた回生トルクテーブルや、モータ回転速度ωｍの減衰率を予め記憶した減衰率テーブル等を用いて、モータ回転速度Ｆ／ＢトルクＴωを算出してもよい。
　図１５に戻って説明を続ける。外乱トルク推定器１５０２は、検出されたモータ回転速度ωｍと、モータトルク指令値Ｔｍ*とに基づいて、外乱トルク推定値Ｔdを算出する。外乱トルク推定器１５０２の詳細は図１７を用いて説明する。
　図１７は、モータ回転速度ωｍと、第３のトルク目標値Ｔｍ３*と、車速Ｖに比例する速度パラメータとしてのモータ回転速度ωｍとに基づいて、外乱トルク推定値Ｔdを算出する方法を説明するためのブロック図である。外乱トルク推定器１５０２は、制御ブロック１７０１と、制御ブロック１７０２と、加減算器１７０３とを備える。
　制御ブロック１７０１は、Ｈ１（ｓ）／Ｇｒ（ｓ）なる伝達特性を有するフィルタとしての機能を担っており、モータ回転速度ωｍを入力してフィルタリング処理を行う事により、第１のモータトルク推定値を算出する。Ｇｒ（ｓ）は、車両へのトルク入力とモータの回転速度の伝達特性のモデルであり、式（３２）で表される。Ｈ１（ｓ）は、分母次数と分子次数との差分が、モデルＧｒ（ｓ）の分母次数と分子次数との差分以上となる伝達特性を有するローパスフィルタである。
　制御ブロック１７０２は、Ｈ１（ｓ）なる伝達特性を有するローパスフィルタとしての機能を担っており、モータトルク指令値Ｔｍ*を入力してフィルタリング処理を行うことにより、第２のモータトルク推定値を算出する。
　そして、加減算器１７０３が第２のモータトルク推定値から第１のモータトルク推定値を減算することにより、外乱トルク推定値が算出される。
　なお、本実施形態では、外乱トルクを図１７に示す外乱オブザーバを用いて推定するが、車両前後Ｇセンサ等の計測器を使って推定してもよい。
　ここで、外乱としては、空気抵抗、乗員数や積載量に起因する車両質量の変動によるモデル化誤差、タイヤの転がり抵抗、路面の勾配抵抗等が考えられるが、停車間際で支配的となる外乱要因は勾配抵抗である。外乱要因は運転条件により異なるが、外乱トルク推定器１５０２では、第３のトルク目標値Ｔｍ３*と、モータ回転速度ωｍと、制振制御のアルゴリズムと、車両モデルＧｐ（ｓ）から導かれる伝達特性Ｇｒ（ｓ）とに基づいて、外乱トルク推定値Ｔｄを算出するので、上述した外乱要因を一括して推定することができる。これにより、いかなる運転条件においても、減速からの滑らかな停車を安定して実現することができる。
　図１５に戻って説明を続ける。加算器１５０３は、モータ回転速度Ｆ／Ｂトルク設定器１５０１によって算出されたモータ回転速度Ｆ／ＢトルクＴωと、外乱トルク推定器１５０２によって算出された外乱トルク推定値Ｔｄとを加算することによって、第２のトルク目標値Ｔｍ２*を算出する。
　トルク比較器１５０４は、第１のトルク目標値Ｔｍ１*と第２のトルク目標値Ｔｍ２*の大きさを比較し、値が大きい方のトルク目標値を第３のトルク目標値Ｔｍ３*に設定する。車両の走行中、第２のトルク目標値Ｔｍ２*は第１のトルク目標値Ｔｍ１*よりも小さく、車両が減速して停車間際（車速に比例する速度パラメータが所定値以下）になると、第１のトルク目標値Ｔｍ１*よりも大きくなる。従って、トルク比較器１００４は、第１のトルク目標値Ｔｍ１*が第２のトルク目標値Ｔｍ２*より大きければ、停車間際以前と判断して、第３のトルク目標値Ｔｍ３*を第１のトルク目標値Ｔｍ１*に設定する。また、トルク比較器１００４は、第２のトルク目標値Ｔｍ２*が第１のトルク目標値Ｔｍ１*より大きくなると、車両が停車間際と判断して、第３のトルク目標値Ｔｍ３*を第１のトルク目標値Ｔｍ１*から第２のトルク目標値Ｔｍ２*に切り替えることで停止制御処理を実行する。なお、停車状態を維持するため、第２のトルク目標値Ｔｍ２*は、登坂路では正トルク、降坂路では負トルク、平坦路では概ねゼロに収束する。
　次に、停止制御判定フラグＦＬＧの設定について、図１８を参照して説明する。図１８は、停止制御判定フラグＦＬＧの設定に係る処理（停止制御判定処理）の流れを示すフローチャートである。停止制御判定処理は、車両システムが起動している間、モータコントローラ２によって一定間隔で常時実行される。
　ステップＳ１８０１では、モータコントローラ２が、車両が停止制御中であるか否かを判定するために第１のトルク目標値Ｔｍ１*と第２のトルク目標値Ｔｍ２*とを比較する。第２のトルク目標値Ｔｍ２*が第１のトルク目標値Ｔｍ１*以下の場合は、車両は停止制御中ではないと判定して、続くステップＳ１８０２の処理を実行する。第２のトルク目標値Ｔｍ２*が第１のトルク目標値Ｔｍ１*よりも大きい場合は、車両が停止制御中であると判定して、停止制御判定フラグＦＬＧを１に設定するステップＳ１８０４の処理を実行する。
　ステップＳ１８０２では、モータコントローラ２が、モータ回転速度ωｍの絶対値が、規定のモータ回転速度ω１に対して大きいか否かを判定する。モータ回転速度ω１は、予め規定される値であって、車両が停止間際と判断し得るほど低速な値である。モータ回転速度ωｍの絶対値がモータ回転速度ω１に対して大きい場合は、車両は停止制御中ではないと判定して、停止制御判定フラグＦＬＧを０に設定するステップＳ１８０３の処理を実行する。モータ回転速度ωｍがモータ回転速度ω１以下の場合は、車両が停止制御中であると判定して、ステップＳ１８０４の処理を実行する。
　ステップＳ１８０３では、モータコントローラ２が、車両が停止制御中ではないと判定したのに応じて停止制御判定フラグＦＬＧを０に設定し、停止制御判定処理を終了する。
　ステップＳ１８０４では、モータコントローラ２が、車両が停止制御中であると判定したのに応じて停止制御判定フラグＦＬＧを１に設定し、停止制御判定処理を終了する。
　そして、停止制御判定フラグＦＬＧが１の時は、図１３を用いて説明したステップＳ１３０４の制振制御処理における不感帯区間のＦ／Ｂゲインｋ２と、不感帯区間以外のＦ／Ｂゲインｋ１とが同じ値に設定される。
　これにより、停止制御中における不感帯領域でフィードバック制御が行われることに起因して車両が振動的あるいは制御が不安定になることを抑止しながら、モータトルクのみで滑らかに停車して、停車状態を保持することができる。
　なお、停止制御判定フラグＦＬＧを１に設定するに際して、ステップＳ１８０１とステップＳ１８０２との両ステップの判定を必ずしも要する必要はなく、ステップＳ１８０２のＮＯ判定のみにより、停止制御判定フラグＦＬＧを１に設定してもよい。すなわち、モータ回転速度の絶対値が規定のモータ回転速度ω１より小さければ、車両が停止制御中であると判定しても良い。また、図示していないが、モータ回転速度の低下とともにモータトルクを調整して、当該モータトルクを外乱トルク推定値に収束させる制御が実行されている否かを判定して、当該制御が行われている際は停止制御中であると判定してもよい。
　以下では、第４実施形態に係る電動車両の制御装置を電動車両に適用した際の効果について、図１９を参照して説明する。
　図１９は、本実施形態における電動車両の制御装置による制御結果の一例と従来制御による制御結果とを比較する図である。図１９で表されるのは、平坦路において停止制御処理が実施された場合のタイムチャートである。上から順に、目標トルク指令値、モータ回転速度、車両前後加速度が示されており、実線は本実施形態による制御結果、点線は従来制御による制御結果である。
　時刻ｔ１では、停止制御処理が開始されるとともに、図１８のステップＳ１８０４において停止制御判定フラグＦＬＧが１に設定される。
　時刻ｔ１からｔ２にかけて、停止制御処理が実行されることにより、モータ回転速度が漸近的に０に収束している。そして、時刻ｔ２以降で、モータ回転速度が０を跨ぐことで不感帯区間が発生する。
　この時、従来制御では、制振制御処理において不感帯区間におけるＦ／Ｂゲインが不感帯区間以外の領域におけるＦ／Ｂゲインよりも小さい値に設定されるので、目標トルク指令値に対する最終トルク指令値が高応答となる。そのため、不感帯区間を跨ぐ領域でも高応答なフィードバック制御がなされて目標トルク指令値に持続的な振動が発生する。その結果、目標トルク指令値に応じてモータ回転速度が振動し、ドライバが感じるほどの振動が車体に発生してしまう。
　一方、本実施形態の電動車両の制御装置によれば、時刻ｔ２以降で不感帯区間が発生しても、不感帯区間とそれ以外の領域でのＦ／Ｂゲインの値を同じ値に設定するので、目標トルク指令値に対する最終トルク指令値が高応答化することはない。その結果、図示する通り、平坦路における停車間際に発生する持続振動が抑制されるので、目標トルク指令値およびモータ回転速度の振動が抑制され、車体にドライバが感じるほどの振動が発生するのを抑止することができる。
　以上、第４実施形態の電動車両の制御装置によれば、車両が停車間際か否かを判定し、車両が停車間際になると、不感帯区間と、モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達される区間とにおけるフィードバックゲインｋ1、およびｋ2の値を同一の値に設定する。これにより、車両が停止間際以降に、モータトルク指令値に対するモータトルクの応答が高応答になることにより車体に発生し得る振動を抑制することができる。
　また、第４実施形態の電動車両の制御装置によれば、目標トルク指令値としての第１のトルク目標値Ｔｍ１*を算出し、モータ回転速度の低下とともに外乱トルク推定値に収束する第２のトルク目標値を算出し、第１のトルク目標値と第２のトルク目標値の大きさを比較し、第２のトルク目標値が第１のトルク目標値より大きくなると、当該第２のトルク目標値に対して制振制御処理を施した値を最終トルク指令値Ｔｍｆ*に設定するとともに、車両が停車間際であると判定する。これにより、停止制御処理に移行するタイミングに基づき、フィードバックゲインの値を設定することができる。したがって、モータトルクを外乱トルク推定値に収束させる制御中のみ、不感帯区間以外の領域におけるフィードバックゲインｋ1を不感帯区間のフィードバックゲインｋ2と同じ値に設定することができる。
　また、第４実施形態の電動車両の制御装置によれば、モータに作用する外乱トルクを推定し、電動車両の走行速度に比例する速度パラメータ（本実施形態においてはモータ回転速度）を検出し、モータトルクが速度パラメータの低下とともに外乱トルクに収束する際は、車両が停車間際であると判定してもよい。これにより、モータトルク指令値を外乱トルク推定値に収束させるフィードバック制御中であって、かつ、バックラッシュを跨ぐ不感帯区間において停止制御中であることを検出することができる。したがって、停止制御中において、車両が振動的になること、および、停止制御中におけるフィードバック制御が不安定になることを防止することができる。
　また、第４実施形態の電動車両の制御装置によれば、電動車両の走行速度に比例する速度パラメータを検出し、速度パラメータの絶対値が所定値以下になると、車両が停車間際であると判定してもよい。これにより、停止制御処理を実行中か否かの判定に係る演算量を低減することができるので、ソフトウェアの演算負荷を低減することができる。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　例えば、第１～第３実施形態では、不感帯モデル（不感帯ブロック５０３、９０８、１１０８）の出力値である駆動軸ねじり角度推定値を車両の駆動力伝達系が不感帯区間にあるか否かの判定基準である不感帯区間判定値として算出した。そして、駆動軸ねじり角度推定値が０の場合に、車両状態が不感帯区間にあると判定した。しかしながら、必ずしも駆動軸ねじり角度推定値を不感帯区間判定値として用いる必要はなく、不感帯モデルの入力値であるθｄ（駆動軸ねじり角度）を不感帯区間判定値として用いる構成としてもよい。その場合は、駆動軸ねじり角度θｄが所定の閾値の範囲内にあるか否かに基づいて、車両の駆動力伝達系が不感帯区間にあるか否かを判定することができる。当該閾値は、例えば、式（２７）を参照して、－θdead／２＜θｄ＜θdead／２としてもよい。
　また、図５、７、９、１１を用いて説明した駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器において、駆動軸ねじり角速度推定値に対してフィードバックゲインｋ1、ｋ2を施す位置と、当該ゲインが施された駆動軸ねじり角速度推定値がゲイン切替機に入力される位置の前後は入れ替えてもよい。その場合は、動軸ねじり角速度推定値は、始めにゲイン切替機に入力される。そして、ゲイン切替機は、不感帯区間判定値が０以外の時は、駆動軸ねじり角速度推定値をフィードバックゲインｋ1に出力し、不感帯区間判定値が０の時は、駆動軸ねじり角速度推定値をフィードバックゲインｋ2に出力する。なお、フィードバックゲインｋ1、ｋ2の各出力は、減算器に出力されて、目標トルク指令値から減算される。駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器がこのように構成されることにより、モータコントローラ２内における演算負荷を低減することができる。
　また、上述した第４実施形態においては、停止制御中においてモータ回転速度を０に収束させる旨説明したが、収束させる値は必ずしも０に限らず、一定値であれば正負のいずれかの値であってもよい。
　本願は、２０１６年４月１９日に日本国特許庁に出願された特願２０１６－０８３８２０に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (12)

  1. 　車両情報に基づいて設定される目標トルク指令値に対して、車両の駆動力伝達系の振動を抑制する制振制御を施すことにより最終トルク指令値を算出し、当該最終トルク指令値に基づいてモータのトルクを制御する電動車両の制御方法において、
    　前記目標トルク指令値と、駆動軸ねじり角速度にフィードバックゲインを乗じた値とに基づいて前記最終トルク指令値を算出し、
    　前記駆動力伝達系をモデル化した車両モデルを用いて、前記モータから出力されるモータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達されない不感帯区間を推定し、
    　前記フィードバックゲインの値を、前記不感帯区間と、前記モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達される区間とで別個に設定する、
    ことを特徴とする電動車両の制御方法。
  2. 　請求項１に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記駆動軸ねじり角速度は、駆動輪回転角速度とモータ回転角速度の駆動軸換算値との偏差から算出される、
    電動車両の制御方法。
  3. 　請求項１に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記駆動軸ねじり角速度は、前記目標トルク指令値から前記車両モデルを用いて推定される駆動軸ねじり角速度推定値であって、
    　前記車両モデルを用いて、前記目標トルク指令値から駆動軸ねじり角度推定値を算出し、
    　前記目標トルク指令値と、前記駆動軸ねじり角度推定値と、前記駆動軸ねじり角速度推定値に前記フィードバックゲインを乗じた値とに基づいて前記最終トルク指令値を設定する、
    電動車両の制御方法。
  4. 　請求項３に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記不感帯区間は、前記車両モデルが有する不感帯区間推定部を用いて推定され、
    　前記駆動軸ねじり角速度推定値は、前記車両モデルが有する前記不感帯区間推定部を用いて推定される、
    電動車両の制御方法。
  5. 　請求項１から４のいずれか一項に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記不感帯区間における前記フィードバックゲインは、前記モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達される区間における前記フィードバックゲインよりも小さい値に設定される、
    電動車両の制御方法。
  6. 　請求項１から５のいずれか一項に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記車両モデルには、制御系の持つ遅れ要素が加味される、
    電動車両の制御方法。
  7. 　請求項６に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記制御系の持つ遅れ要素には、車両状態を検出して所定の処理を施すのに伴う時間遅れ、前記目標トルク指令値から最終トルク指令値を算出するまでの演算に要する時間遅れ、および、前記最終トルク指令値に対して実際に前記モータトルクが発生するまでの時間遅れのうちの少なくとも一つの時間遅れが含まれる、
    電動車両の制御方法。
  8. 　請求項１から７のいずれか一項に記載の電動車両の制御方法において、
    　車両が停車間際か否かを判定し、
    　車両が停車間際になると、前記不感帯区間と、前記モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達される区間とにおける前記フィードバックゲインの値を同一の値に設定する、
    電動車両の制御方法。
  9. 　請求項８に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記モータに作用する外乱トルクを推定し、
    　電動車両の走行速度に比例する速度パラメータを検出し、
    　前記目標トルク指令値としての第１のトルク目標値を算出し、
    　前記速度パラメータの低下とともに前記外乱トルクに収束する第２のトルク目標値を算出し、
    　前記第１のトルク目標値と前記第２のトルク目標値の大きさを比較し、
    　前記第２のトルク目標値が前記第１のトルク目標値より大きくなると、当該第２のトルク目標値に対して前記制振制御を施した値を前記最終トルク指令値に設定するとともに、車両が停車間際であると判定する、
    電動車両の制御方法。
  10. 　請求項８に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記モータに作用する外乱トルクを推定し、
    　電動車両の走行速度に比例する速度パラメータを検出し、
    　前記モータトルクが前記速度パラメータの低下とともに前記外乱トルクに収束する際は、車両が停車間際であると判定する、
    電動車両の制御方法。
  11. 　請求項８に記載の電動車両の制御方法において、
    　電動車両の走行速度に比例する速度パラメータを検出し、
    　前記速度パラメータの絶対値が所定値以下になると、車両が停車間際であると判定する、
    電動車両の制御方法。
  12. 　車両情報に基づいて設定される目標トルク指令値に対して、車両の駆動力伝達系の振動を抑制する制振制御を施すことにより最終トルク指令値を算出し、当該最終トルク指令値に基づいてモータのトルクを制御する電動車両の制御装置において、
    　前記目標トルク指令値と、駆動軸ねじり角速度にフィードバックゲインを乗じた値とに基づいて前記最終トルク指令値を算出する最終トルク指令値算出部と、
    　前記駆動力伝達系をモデル化した車両モデルを用いて、前記モータから出力されるモータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達されない不感帯区間を推定する不感帯区間推定部とを備え、
    　前記フィードバックゲインの値は、前記不感帯区間と、前記モータトルクが車両の駆動軸トルクに伝達される区間とで別個に設定される、
    ことを特徴とする電動車両の制御装置。
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