WO2018220805A1 - 電動車両の制御方法、及び、制御装置 - Google Patents

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torque
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澤田　彰
伊藤　健
藤原　健吾
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日産自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to an electric vehicle control method and a control device.
  • the motor rotation angular velocity is estimated using a vehicle model that models the transfer characteristic from the motor torque to the motor rotation angular velocity to be controlled.
  • the feedback torque is calculated based on the deviation between the estimated value of the rotational angular velocity and the detected value.
  • the vehicle model is designed on the premise of a two-wheel drive vehicle, when a braking / driving force (braking / driving torque) is input from another driving wheel, the motor rotation calculated by the vehicle model is calculated. The estimated angular velocity value and the actual motor rotation angular velocity are deviated. For this reason, in order to compensate for the deviation, a vibration suppression compensation value more than necessary is output from the above-described F / B compensator, and the acceleration / deceleration intended by the driver may not be obtained.
  • the estimated motor rotation angular velocity matches the actual motor rotation angular velocity, and an extra vibration suppression compensation value is output from the F / B compensator. It aims at suppressing being done.
  • a motor torque command value is set based on vehicle information, and one of the front drive wheels and the rear drive wheels is used as the first drive wheel and connected to the first drive wheel. It is the control method of the electric vehicle which controls the torque of a 1st motor.
  • the electric vehicle control method calculates a first torque command value by feedforward calculation based on a motor torque command value, detects a rotational angular velocity of the first motor, and based on the first torque command value,
  • the rotational angular velocity of the first motor is estimated using a vehicle model Gp (s) that simulates the transmission characteristics from torque input to the drive wheels to the rotational angular velocity of the first motor.
  • a filter Hf (s) / Gp (s) composed of a reverse characteristic of the vehicle model Gp (s) and a bandpass filter Hf (s) whose center frequency is a frequency near the torsional vibration frequency of the vehicle is used.
  • calculating the second torque command value from the deviation between the detected value and the estimated value of the rotational angular velocity of the first motor, and adding the first torque command value and the second torque command value.
  • the torque of the first motor is controlled according to the torque command value.
  • FIG. 1 is a block diagram showing a system configuration (system configuration 1) of an electric vehicle to which the control device of the present invention is applied.
  • FIG. 2 is a flowchart showing a flow of processing performed by the electric motor controller.
  • FIG. 3 is a diagram showing an example of an accelerator opening-torque table.
  • FIG. 4 is a block diagram showing a system configuration (system configuration 2) of an electric vehicle to which the control device of the present invention is applied.
  • FIG. 5 is a flowchart showing a flow of processing performed by the electric motor controller.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining the front-rear driving force distribution process.
  • FIG. 7 is a diagram illustrating an equation of motion of a 4WD vehicle.
  • FIG. 8 is a block configuration diagram for realizing the vibration suppression control calculation processing of the first embodiment.
  • FIG. 9 is a time chart showing an example of a control result when the control devices of the first, second, and fourth embodiments are applied to an electric vehicle and a control result according to a conventional example.
  • FIG. 10 is a block configuration diagram for realizing the vibration suppression control calculation processing of the second embodiment.
  • FIG. 11 is a block diagram showing a 4WD vehicle model of the second embodiment.
  • FIG. 12 is a block diagram showing a front F / F compensator according to the second embodiment.
  • FIG. 13 is a block diagram showing a front / rear F / F compensator according to the second embodiment.
  • FIG. 14 is a block diagram showing a rear F / F compensator according to the second embodiment.
  • FIG. 15 is a diagram illustrating an equation of motion of a 2WD vehicle.
  • FIG. 16 is a block configuration diagram for realizing the vibration suppression control calculation processing of the third embodiment.
  • FIG. 17 is a block diagram showing the F / F compensator of the third embodiment.
  • FIG. 18 is a block diagram showing the F / B compensator of the third embodiment.
  • FIG. 19 is a time chart showing an example of a control result when the control device of the third embodiment is applied to an electric vehicle and a control result according to a conventional example.
  • FIG. 20 is a block configuration diagram that realizes the vibration suppression control calculation processing of the fourth embodiment.
  • FIG. 21 is a block diagram showing the F / F compensator of the fourth embodiment.
  • system configuration 1, system configuration 2 a system configuration of a vehicle to which the control device for an electric vehicle according to the present invention is applied will be described.
  • FIG. 1 is a block diagram showing a main system configuration (system configuration 1) of an electric vehicle to which the control device of the present invention is applied.
  • an electric vehicle is an automobile that includes at least one electric motor (hereinafter also simply referred to as a motor) as a part or all of a drive source of the vehicle and that can be driven by the driving force of the electric motor.
  • a motor electric motor
  • hybrid vehicles hybrid vehicles.
  • the battery 1 discharges the driving power of the electric motor 4 and charges the regenerative power of the electric motor 4.
  • the electric motor controller 2 includes, for example, a central processing unit (CPU), a read only memory (ROM), a random access memory (RAM), and an input / output interface (I / O interface).
  • the electric motor controller 2 includes a vehicle speed V, an accelerator opening ⁇ , a rotor phase ⁇ of the electric motor 4, a current of the electric motor 4 (iu, iv, iw in the case of three-phase AC), a braking / driving force command value, and the like. Signals of various vehicle variables indicating the vehicle state are input as digital signals.
  • the electric motor controller 2 generates a PWM signal for controlling the electric motor 4 based on the input signal. Further, a drive signal for the inverter 3 is generated according to the generated PWM signal.
  • the braking / driving force command value described above is a braking / driving force command value for instructing a braking / driving force (braking / driving torque) acting on the vehicle other than the motor 4 of the system configuration 1 such as a brake or an engine output.
  • a measurement value detected by a sensor such as a pressure sensor may be used.
  • the inverter 3 converts the direct current supplied from the battery 1 into alternating current by turning on / off two switching elements (for example, power semiconductor elements such as IGBT and MOS-FET) provided for each phase. Alternatively, reverse conversion is performed, and a desired current is passed through the electric motor 4.
  • switching elements for example, power semiconductor elements such as IGBT and MOS-FET
  • the electric motor (three-phase AC motor) 4 generates a driving force by the AC current supplied from the inverter 3 and transmits the driving force to the left and right driving wheels 9 via the speed reducer 5 and the driving shaft 8.
  • the electric motor 4 collects the kinetic energy of the vehicle as electric energy by generating a regenerative driving force when the electric motor 4 rotates with the drive wheels 9a and 9b and rotates when the vehicle is traveling.
  • the inverter 3 converts an alternating current generated during the regenerative operation of the electric motor 4 into a direct current and supplies the direct current to the battery 1.
  • the current sensor 7 detects the three-phase alternating currents iu, iv, iw flowing through the electric motor 4. However, since the sum of the three-phase alternating currents iu, iv, and iw is 0, any two-phase current may be detected, and the remaining one-phase current may be obtained by calculation.
  • the rotation sensor 6 is, for example, a resolver or an encoder, and detects the rotor phase ⁇ of the electric motor 4.
  • FIG. 2 is a flowchart showing a flow of processing performed by the electric motor controller 2.
  • the processing from step S201 to step S205 is programmed to be executed at regular intervals while the vehicle system is activated.
  • step S201 a signal indicating the vehicle state is input to the electric motor controller 2.
  • the vehicle speed V (km / h), the accelerator opening ⁇ (%), the rotor phase ⁇ (rad) of the electric motor 4, the rotational speed Nm (rpm) of the electric motor 4, and the three-phase AC flowing through the electric motor 4 The currents iu, iv, iw, the DC voltage value Vdc (V) of the battery 1, and the braking / driving force command value are input.
  • the vehicle speed V (km / h) is acquired by communication from a vehicle speed sensor (not shown) or another controller.
  • the electric 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 multiplies by 3600/1000. Unit conversion is performed to determine the vehicle speed V (km / h).
  • the electric motor controller 2 acquires the accelerator opening ⁇ (%) from an accelerator opening sensor (not shown).
  • the accelerator opening degree ⁇ (%) may be acquired from another controller such as a vehicle controller (not shown).
  • the rotor phase ⁇ (rad) of the electric motor 4 is acquired from the rotation sensor 6.
  • the rotational speed Nm (rpm) of the electric motor 4 is obtained by dividing the rotor angular speed ⁇ (electrical angle) by the pole pair number p of the electric motor, and the motor rotational speed ⁇ m (rad / s) that is the mechanical angular speed of the electric motor 4. ) And the obtained motor rotation speed ⁇ m is multiplied by 60 / (2 ⁇ ).
  • the rotor angular velocity ⁇ is obtained by differentiating the rotor phase ⁇ .
  • the DC current value V dc (V) is detected by a voltage sensor (not shown) provided on the DC power supply line between the battery 1 and the inverter 3.
  • the DC voltage value V dc (V) may be detected by a signal transmitted from a battery controller (not shown).
  • the braking / driving force command value is obtained from a braking torque obtained from a hydraulic pressure sensor value attached to a brake system (not shown) or from another controller (not shown) that inputs braking / driving force to the vehicle other than the motor 4 of the system configuration 1. You may acquire by communication.
  • step S202 the electric motor controller 2 sets a torque command value Tm * as a basic target torque requested by the driver based on the vehicle information. Specifically, the electric motor controller 2 refers to the accelerator opening-torque table shown in FIG. 3 on the basis of the accelerator opening ⁇ and the vehicle speed V input in step S201, thereby obtaining the torque command value Tm * . Set.
  • step S203 the electric motor controller 2 performs vibration suppression control calculation processing. Specifically, the electric motor controller 2 drives the driving force transmission system vibration (without using the driving shaft torque based on the target torque command value Tm * set in step S202 and the motor rotation speed ⁇ m. A final torque command value Tmf * after vibration damping control that suppresses torsional vibration of the drive shaft 8 is calculated. Details of the vibration suppression control calculation process will be described later.
  • step S204 the electric motor controller 2 performs a current command value calculation process. Specifically, the electric motor controller 2 determines the d-axis current target value id * , q-axis based on the motor rotation speed ⁇ m and the DC voltage value V dc in addition to the final torque command value Tmf * calculated in step S203.
  • the current target value iq * is obtained. For example, by preparing in advance a table that defines the relationship between the torque command value, motor rotation speed, DC voltage value, d-axis current target value, and q-axis current target value, and referring to this table D-axis current target value id * and 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. For this reason, 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 electric motor 4.
  • d-axis and q-axis voltage command values vd and vq are calculated from a deviation between the d-axis and q-axis current command values id * and iq * and the d-axis and q-axis current id and iq.
  • non-interference control may be applied to the calculated d-axis and q-axis voltage command values vd and vq.
  • three-phase AC voltage command values vu, vv, vw are obtained from the d-axis and q-axis voltage command values vd, vq and the rotor phase ⁇ of the electric motor 4.
  • PWM signals tu (%), tv (%), and tw (%) are obtained from the obtained three-phase AC voltage command values vu, vv, and vw and the current voltage value Vdc.
  • the electric motor 4 can be driven with a desired torque indicated by the target torque command value Tm * by opening and closing the switching element of the inverter 3 by the PWM signals tu, tv, and tw thus obtained.
  • FIG. 4 is a block diagram illustrating a required system configuration (system configuration 2) of an electric vehicle to which the control device according to the present invention is applied, which is different from the electric vehicle including the system configuration 1 described above. .
  • Battery 1fr discharges drive power to front drive motor 4f and rear drive motor 4r, and is charged by regenerative power from front drive motor 4f and rear drive motor 4r.
  • the electric motor controller 2fr includes the vehicle speed V, the accelerator opening ⁇ , the rotor phase ⁇ f of the front drive motor 4f, the rotor phase ⁇ r of the rear drive motor 4r, the current of the front drive motor 4f (in the case of three-phase AC, iu , Iv, iw), signals of various vehicle variables such as currents of the rear drive motor 4r (in the case of three-phase alternating current, iu, iv, iw) are input as digital signals.
  • the electric motor controller 2fr generates PWM signals for controlling the front drive motor 4f and the rear drive motor 4r based on the input signals. Further, drive signals for the front inverter 3f and the rear inverter 3r are generated in accordance with the generated PWM signals.
  • the front inverter 3f and the rear inverter 3r include two switching elements (for example, power semiconductor elements such as IGBT and MOS-FET) provided for each phase. ) Is turned on / off, the direct current supplied from the battery 1fr is converted into an alternating current or reversely converted, and a desired current is supplied to the front drive motor 4f and the rear drive motor 4r.
  • switching elements for example, power semiconductor elements such as IGBT and MOS-FET
  • Front drive motor 4f three-phase AC motor
  • rear drive motor 4r three-phase AC motor
  • front / rear drive motors 4f and 4r are supplied from front / rear inverters 3f and 3r.
  • the driving force is generated by the alternating current, and the front drive wheel 9f and the rear drive wheel 9r (hereinafter collectively) are transmitted via the front reduction gear 5fr, the rear reduction gear 5r, the front drive shaft 8f, and the rear drive shaft 8r.
  • Driving force is transmitted to the front / rear driving wheels 9f and 9r).
  • the front / rear drive motors 4f, 4r generate regenerative drive force when they are rotated by the front / rear drive wheels 9f, 9r when the vehicle is running, thereby converting the kinetic energy of the vehicle into electric energy.
  • the front / rear inverters 3f and 3r convert the alternating current generated during the regenerative operation into a direct current and supply it to the battery 1fr.
  • front drive wheels 9f described in this specification indicate left and right drive wheels in front of the vehicle
  • rear drive wheels 9r indicate left and right drive wheels in the rear of the vehicle.
  • the front rotation sensor 6f and the rear rotation sensor 6r are, for example, resolvers and encoders, and detect the rotor phases ⁇ f and ⁇ r of the front / rear drive motors 4f and 4r, respectively.
  • FIG. 5 is a flowchart showing a flow of processing performed by the electric motor controller 2fr.
  • the processing from step S501 to step S505 is programmed to be executed constantly at regular intervals while the vehicle system is activated.
  • step S501 similarly to the system configuration 1 described above, signals for each of the front / rear components necessary for the vibration suppression control calculation described below are acquired by sensor input or communication from another controller.
  • step S502 the electric motor controller 2fr sets a torque command value Tm * as a basic target torque requested by the driver based on the vehicle information. Specifically, first, the electric motor controller 2fr refers to the accelerator opening-torque table shown in FIG. 3 on the basis of the accelerator opening ⁇ and the vehicle speed V input in step S501, whereby the torque command value Tm Set *. Next, the electric motor controller 2fr executes front / rear driving force distribution processing to calculate a front target torque command value Tm1 * and a rear target torque command value Tmr1 *.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining the front-rear driving force distribution process.
  • Kf in the figure is a value for distributing the driving force output according to the torque command value Tm * as the driver request torque to the front drive motor 4f and the rear drive motor 4r, and is between 0 and 1 Is set to the value of
  • the electric motor controller 2fr calculates the front target torque command value Tm1 * for the front drive system by multiplying the torque command value Tm * by Kf set to a value between 0 and 1.
  • the electric motor controller 2fr calculates the rear target torque command value Tmr1 of the rear drive system by multiplying the torque command value Tm * by 1-Kf.
  • step S503 the electric motor controller 2fr performs vibration suppression control calculation processing.
  • the front drive system of the system configuration 2 receives the front target torque command value Tm1 * calculated in step S502 as an input, and the front final torque that suppresses drive force transmission system vibration (such as torsional vibration of the front drive shaft 8f).
  • Command value Tmf * is calculated.
  • the rear drive system receives the rear target torque command value Tmr1 calculated in step S502, and calculates a rear final torque command value Tmrf * that suppresses drive force transmission system vibration (such as torsional vibration of the rear drive shaft 8r). To do. Details of the vibration suppression control calculation process, which is a feature of the present invention, will be described later.
  • step S504 as in the system configuration 1, the electric motor controller 2fr performs a current command value calculation process. Specifically, the electric motor controller 2fr is based on the front / rear motor rotational angular velocities ⁇ mf and ⁇ mr and the DC voltage value V dc in addition to the front / rear final torque command values Tmf * and Tmrf * calculated in step S503. The d-axis current target value id * and the q-axis current target value iq * of each of the front / rear drive motors 4f and 4r are obtained.
  • step S505 like the system configuration 1, the electric motor controller 2fr performs current control. More specifically, the electric motor controller 2fr switches the switching elements of the front / rear inverters 3f and 3r according to the respective PWM signals to the front / rear drive system obtained in the same manner as described in the system configuration 1. By opening and closing, the front / rear drive motors 4f, 4r can be driven with a desired torque indicated by the front / rear final torque command values Tmf *, Tmrf *.
  • the control apparatus for an electric vehicle according to the present embodiment is premised on being applied to the system configuration 2 described above. Below, the detail of the vibration suppression control process which the control apparatus of the electric vehicle of 1st Embodiment performs in above-mentioned step S503 is demonstrated.
  • the vibration suppression control process is executed for the purpose of removing (suppressing) vibrations caused mainly by torsion of the drive shaft in the driving force transmission system of the vehicle.
  • FIG. 7 is a diagram in which a driving force transmission system of a vehicle (hereinafter also referred to as a 4WD vehicle) according to the system configuration 2 is modeled, and parameters in the figure are as follows.
  • the auxiliary symbol f indicates the front, and r indicates the rear.
  • the equation of motion of the 4WD vehicle can be approximated to a vehicle model Gp (s) in which the transfer characteristic from the front motor torque to the front motor rotational angular velocity is expressed by a quadratic / cubic equation (hereinafter referred to as 4WD).
  • Vehicle model Gp (s)) Vehicle model Gp (s)).
  • the vehicle model Gp (s) has a feed-forward compensator (front) that suppresses torsional vibration of the front drive system when the standard response for suppressing torsional vibration caused by the front drive shaft 8f is expressed by the following equation (20).
  • the F / F compensator 801 (see FIG. 8) can be expressed by the following equation (21).
  • the vehicle model Gpr (s) is an F / F compensator that suppresses the torsional vibration of the rear drive system when the standard response for suppressing the torsional vibration caused by the rear drive shaft 8r is expressed by the following equation (23).
  • the rear F / F compensator 805 (see FIG. 8) can be expressed by the following equation (24).
  • equation (26) can be approximated to a transfer function represented by the following equation (27).
  • Equation (30) the transfer characteristic from the front final torque command value Tmf to the rear motor rotational angular velocity ⁇ mr is expressed by Equation (30).
  • equation (30) can be approximated to a transfer function represented by the following equation (31).
  • the transfer function of equation (32) is defined as the transfer function of the following equation (33).
  • FIG. 8 is an example of a block configuration diagram for realizing the vibration suppression control calculation process of the first embodiment.
  • the front final torque command value Tmf * is calculated from the front target torque command value Tm1 *, the front motor rotational angular velocity ⁇ mf, and the rear target torque command value Tmr1 *.
  • the rear final torque command value Tmrf * is calculated from the rear target torque command value Tmr1 *, the rear motor rotational angular velocity ⁇ mr, and the front target torque command value Tm1 *.
  • the front F / F compensator 801 includes a filter Gr (s) / Gp (s) represented by the above formula (21).
  • the front F / F compensator 801 receives the front target torque command value Tm1 * and calculates the first torque command value by performing the F / F compensation processing according to the above equation (21).
  • the adder 809 calculates a front final torque command value Tmf * by adding a first torque command value and a second torque command value described later.
  • the control block 802 is configured by a vehicle model Gp (s) represented by the above formula (12).
  • the control block 802 receives the front final torque command value Tmf * and calculates a front motor rotational angular velocity estimated value using the vehicle model Gp (s).
  • the control block 803 is configured by a vehicle model Gprf (s) represented by the above equation (25).
  • the control block 803 receives the rear target torque command value Tmr1 * as the braking / driving torque of the rear driving wheel, and uses the vehicle model Gprf (s) to calculate a corrected front motor rotational angular velocity estimated value as a motor rotational angular velocity correction amount. calculate.
  • the vehicle model Gprf (s) may use any one of the equations (26) to (28), which is an approximation of the equation (25), in order to reduce the software calculation load of the electric motor controller 2fr.
  • the adder 810 considers the braking / driving force of the rear drive wheels by adding the corrected front motor rotational angular velocity estimated value output from the control block 803 to the estimated front motor rotational angular velocity estimated value output from the control block 802.
  • the corrected front motor rotational angular velocity estimated value corrected in this way is calculated. As a result, the estimated value and the detected value of the front motor rotation angular velocity can be matched.
  • the subtractor 811 subtracts the motor rotational angular velocity ⁇ mf (detected value) from the corrected front motor rotational angular velocity estimated value to calculate a deviation between the estimated value of the motor rotational angular velocity and the detected value, and the calculated value is used in the control block 804. Output to.
  • the control block 804 includes a band-pass filter Hf (s) and an inverse characteristic of the vehicle model Gp (s) expressed by the above equation (19).
  • the control block 804 receives the deviation between the estimated value and the detected value of the motor rotation angular velocity and multiplies Hf (s) / Gp (s) to calculate the second torque command value. Details of the bandpass filter Hf (s) will be described later.
  • the adder 809 adds the first torque command value and the second torque command value to calculate the front final torque command value Tmf *.
  • the rear F / F compensator 805 includes a filter represented by the above formula (24).
  • the rear F / F compensator 805 receives the rear target torque command value Tmr1 * and calculates the third torque command value by performing the F / F compensation processing according to the above equation (24).
  • the adder 812 calculates a rear final torque command value Tmrf * by adding a third torque command value and a fourth torque command value described later.
  • the control block 806 is configured by a vehicle model Gpr (s) represented by the above equation (22).
  • the control block 806 receives the rear final torque command value Tmrf * as an input, and calculates a rear motor rotational angular velocity estimated value using the vehicle model Gpr (s).
  • the control block 807 is configured by a vehicle model Gpfr (s) represented by the above formula (30).
  • the control block 807 receives the front target torque command value Tm1 * as an input, and calculates a corrected rear motor rotational angular velocity estimated value using the vehicle model Gpfr (s).
  • the vehicle model Gpfr (s) may use any one of the equations (31) to (33), which is an approximation of the equation (30), in order to reduce the software calculation load of the electric motor controller 2fr.
  • the adder 813 adds the corrected rear motor rotational angular velocity estimation value output from the control block 807 to the rear motor rotational angular velocity estimation value output from the control block 806, and corrects the braking / driving force of the front drive wheels in consideration.
  • the corrected rear motor rotational angular velocity estimated value is calculated. As a result, the estimated value and the detected value of the rear motor rotational angular velocity can be matched.
  • the subtractor 814 subtracts the rear motor rotational angular velocity ⁇ mr (detected value) from the corrected rear motor rotational angular velocity estimated value, calculates a deviation between the estimated value of the rear motor rotational angular velocity and the detected value, and outputs the calculated value to the control block 808. Output.
  • the control block 808 is composed of a bandpass filter Hr (s) and an inverse characteristic of the vehicle model Gpr (s) represented by the above equation (22).
  • the control block 808 calculates the fourth torque command value by taking the deviation between the estimated value and the detected value of the motor rotational angular velocity as input and multiplying by Hr (s) / Gpr (s). Details of the bandpass filter Hr (s) will be described later.
  • the adder 812 adds the first torque command value and the second torque command value to calculate the rear final torque command value Tmrf *.
  • bandpass filter Hf (s), Hr (s ) is a low-pass side, and substantially matches the attenuation characteristics of the high-pass side, and the torsional resonance frequency f p of the drive system, on the logarithmic axis (log scale), It is set to be near the center of the passband.
  • the band-pass filter Hf (s) and Hr (s) are configured by a primary high-pass filter and a primary low-pass filter
  • the band-pass filter Hf (s) is configured as in the following equation (34).
  • the band pass filter Hr is configured as in the following equation (35).
  • ⁇ Lf 1 / (2 ⁇ f HCf )
  • f HCf kf ⁇ f pf
  • ⁇ Hf 1 / (2 ⁇ f LCf )
  • f LCf f pf / kf.
  • the frequency f pf is the torsional resonance frequency of the drive system of the front drive system
  • kf is an arbitrary value constituting the band pass.
  • ⁇ Lr 1 / (2 ⁇ f HCr )
  • f HCr kr ⁇ f pr
  • ⁇ Hr 1 / (2 ⁇ f LCr )
  • f LCr f pr / kr.
  • the frequency f pr is a torsional resonance frequency of the drive system of the rear drive system
  • kr is an arbitrary value constituting a band pass.
  • FIG. 9 is a time chart for comparing the vibration suppression results by the control device for the electric vehicle according to the first embodiment and the second and fourth embodiments described later and the control results by the conventional technology.
  • the front final torque command value Tmf *, the rear final torque command value Tmrf *, the second torque command value that is the front damping F / B torque, and the rear damping F / B torque are shown.
  • the continuous line in each figure shows the control result by 1st, 2nd, 4th embodiment, and a broken line shows the control result by a prior art.
  • FIG. 9 shows a front target torque command value and a rear target in a 4WD electric vehicle that has an electric motor not only for the front but also for the power source of the rear drive wheels. This is a control state of the vehicle when the vehicle accelerates when the torque command value increases stepwise.
  • the extra vibration suppression compensation is output from the F / B compensator for vibration suppression control, so that acceleration of the vehicle is hindered and the driver intends based on the accelerator operation or the brake operation by the driver. Since acceleration / deceleration cannot be obtained, the driver feels uncomfortable.
  • the acceleration intended by the driver can be obtained even during acceleration using the front and rear drive wheels.
  • This is an effect of correcting the estimated motor rotational angular velocity using a filter configured based on the transfer function of the rear motor rotational angular velocity with respect to the front drive wheels (or the front motor rotational angular velocity with respect to the rear drive wheels).
  • the control result on the drive side of the 4WD electric vehicle has been described, the control result at the time of regeneration is also the same. That is, in the prior art, when the 4WD electric vehicle decelerates, the second torque command value and the fourth torque command value are corrected to the positive torque side by extra vibration suppression compensation. The driver's intended deceleration cannot be obtained.
  • the control apparatus for an electric vehicle according to the first embodiment as in the drive-side control described above, extra vibration suppression compensation (positive torque) from the F / B compensator for vibration suppression control is provided. Since the output can be suppressed, the deceleration intended by the driver can be realized.
  • the control device for the electric vehicle sets the motor torque command value based on the vehicle information, and sets one of the front drive wheels and the rear drive wheels as the first drive wheel (in this embodiment).
  • This is a device that realizes a control method for an electric vehicle that controls the torque of a first motor (motor 4f) connected to the first drive wheel as a front drive wheel.
  • the control device for the electric vehicle calculates a first torque command value by feedforward calculation based on the motor torque command value, detects a rotational angular velocity of the first motor, and based on the first torque command value,
  • the rotational angular velocity of the first motor is estimated using a vehicle model Gp (s) that simulates the transmission characteristics from torque input to the drive wheels to the rotational angular velocity of the first motor.
  • a filter Hf (s) / Gp (s) composed of a reverse characteristic of the vehicle model Gp (s) and a bandpass filter Hf (s) whose center frequency is a frequency near the torsional vibration frequency of the vehicle is used.
  • a motor rotation angular velocity correction amount is calculated using a transfer function of the rotation angular velocity of the first motor with respect to the second drive wheel modeled in advance, and the rotation angular velocity of the first motor is calculated based on the motor rotation angular velocity correction amount.
  • the estimated value of is corrected.
  • the estimated value and detected value of the front motor rotational angular velocity can be matched, so that the estimated value and detected value of the front motor rotational angular velocity are used in the feedback control system.
  • the torque component based on the difference between the F / B compensator and the F / B compensator, it is possible to suppress the output of excessive vibration suppression compensation.
  • FIG. 10 is an example of a block configuration diagram for realizing the vibration suppression control calculation process of the second embodiment.
  • the control block shown in FIG. 10 includes a front F / F compensator 901, a rear F / F compensator 902, a 4WD vehicle model 903, a control block 904, a control block 905, adders 908 and 909, and subtraction. And 906 and 907.
  • the front F / F compensator 901 is a filter that suppresses front drive shaft torsional vibration, and includes a filter Gr (s) / Gp (s) represented by the above formula (21).
  • the front F / F compensator 901 receives the front target torque command value Tm1 * and calculates the first torque command value by performing the F / F compensation processing according to the above equation (21).
  • the rear F / F compensator 902 is a filter that suppresses rear drive shaft torsional vibration, and includes a filter Grr (s) / Gpr (s) represented by the above formula (24).
  • the rear F / F compensator 902 receives the rear target torque command value Tmr1 * and calculates the third torque command value by performing F / F compensation processing according to the above equation (24).
  • the 4WD vehicle model 903 receives the first torque command value and the third torque command value as inputs, and uses the vehicle model shown in FIG. 11 to estimate the front motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ mf and the rear motor rotational angular velocity.
  • the estimated value ⁇ ⁇ mr is calculated.
  • the vehicle model used here is a driving force transmission system of a four-wheel drive vehicle (4WD vehicle) having front drive wheels and rear drive wheels, that is, torque to the front drive wheels and rear drive wheels. This is a vehicle model that simulates the transmission characteristics from the input to the motor rotational angular velocities of the front drive motor and rear drive motor.
  • a 4WD vehicle model 903 shown in FIG. 11 is a block diagram equivalent to the equations of motion (1) to (11) of a 4WD vehicle.
  • the rear drive wheel calculated based on the third torque command value is used in the system for calculating the estimated front motor rotational angular velocity value ⁇ ⁇ mf based on the first torque command value.
  • Driving force Fr is added.
  • the estimated front motor rotational angular velocity value calculated based on the first torque command value can be corrected based on the third torque command value representing the braking / driving torque of the rear drive wheels. .
  • the subtractor 906 shown in FIG. 10 subtracts the motor rotational angular velocity ⁇ mf (detected value) from the front motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ mf to calculate a deviation between the estimated value and detected value of the motor rotational angular velocity. Is output to the control block 904.
  • the control block 904 includes a bandpass filter Hf (s) expressed by the above equation (34) and an inverse characteristic of the vehicle model Gp (s) expressed by the above equation (19).
  • the control block 804 receives the deviation between the estimated value and the detected value of the motor rotation angular velocity and multiplies Hf (s) / Gp (s) to calculate the second torque command value.
  • the adder 908 calculates the front final torque command value Tmf * by adding the first torque command value and the second torque command value.
  • the subtracter 907 subtracts the motor rotational angular velocity ⁇ mr (detected value) from the rear motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ mr to calculate the deviation between the estimated value of the motor rotational angular velocity and the detected value, and the calculated value is a control block. Output to 905.
  • the control block 905 includes a bandpass filter Hr (s) expressed by the above equation (35) and an inverse characteristic of the vehicle model Gp (s) expressed by the above equation (19).
  • the control block 804 receives the deviation between the estimated value and the detected value of the motor rotation angular velocity and multiplies Hr (s) / Gpr (s) to calculate the fourth torque command value.
  • the adder 909 calculates the rear final torque command value Tmrf * by adding the first torque command value and the second torque command value.
  • the drive force responses of the front drive wheel and the rear drive wheel are made uniform.
  • the reference responses of the F / F compensation process performed by the front F / F compensator 901 and the F / F compensation process performed by the rear F / F compensator 902 may be matched. That is, as shown in FIG. 12, by considering the control block 1101 in the configuration of the front F / F compensator 901, the F / F compensation processing performed by the front F / F compensator 901 and the rear F / F compensation are performed. The normative response of the F / F compensation processing performed by the device 902 can be matched.
  • control system of the outer loop for vibration suppression control the control system can be easily designed by aligning the normative responses of the plurality of drive wheels.
  • the control block 1101 includes a filter Gr (s) / Gp (s) expressed by the following equation (36).
  • a front F / F compensator 901 and a rear F / F compensator 902 are arranged as shown in FIG. 13 in order to make the driving force responses of the front driving wheel and the rear driving wheel uniform. It is good also as a structure. That is, the front F / F compensator 901 and the rear F / F compensator 902 respectively perform the filter Gr (s) / Gp (s) for suppressing the front drive shaft torsional vibration and the rear drive shaft torsional vibration. It may be configured by both filters Grr (s) / Gpr (s) to be suppressed. Even with such a configuration, it is possible to match the reference responses of the F / F compensation processing performed by the front F / F compensator 901 and the F / F compensation processing performed by the rear F / F compensator 902.
  • the reference response of the front / rear drive wheels is set to the low frequency side characteristic.
  • the F / F compensation processing of the rear F / F compensator 902 on the high frequency side may be considered on the F / F compensation processing side of the front F / F compensator 901. That is, as shown in FIG. 14, by considering the control block 1201 in the configuration of the rear F / F compensator 902, the driving force response of the front / rear driving wheels can be matched to the characteristics on the lower frequency side. it can.
  • the control block 1201 has a filter Gr (s) / Grr (s) expressed by the inverse characteristic of the vehicle model Grr (s) expressed by the above equation (23) and the vehicle model Gr (s) expressed by the above equation (20). ).
  • the normative response of the plurality of drive wheels is matched to the low frequency side.
  • the vibration damping is also performed by the rear final torque command value Tmrf * and the front final torque command value Tmf * calculated as described above. Since it is possible to suppress the output of excessive vibration suppression compensation from the control F / B compensator, the acceleration intended by the driver can be obtained even during acceleration using the front and rear drive wheels. .
  • the vehicle model Gp (s) is A 4WD vehicle model simulating the transmission characteristics from the torque input to the first drive wheel and the second drive wheel to the motor rotational angular velocities of the first motor and the second motor, and by feedforward calculation based on the motor torque command value The third torque command value is calculated, the rotational angular velocity of the second motor is detected, and the vehicle model Gpr (s) simulating the transfer characteristic from the torque input to the second drive wheel to the motor rotational angular velocity of the second motor.
  • a second final torque command value obtained by calculating a fourth torque command value from the deviation between the detected value and the estimated value of the rotation angular velocity of the motor and adding the third torque command value and the fourth torque command value To control the torque of the second motor. Then, the first torque command value and the third torque command value are input, and using the 4WD vehicle model, the estimated rotational angular velocity value of the first motor and the estimated rotational angular velocity value of the second motor are calculated. The estimated rotational angular velocity value of the first motor is corrected based on the 3 torque command value.
  • the estimated value and the detected value of the front motor rotational angular velocity can be matched using a 4WD vehicle model designed for a plurality of drive wheels. Therefore, in the feedback control system, it is possible to suppress the output of excessive vibration suppression compensation from the F / B compensator in order to compensate the torque component based on the difference between the estimated value and the detected value of the front motor rotational angular velocity. it can.
  • the drive shaft torsional vibration frequency of the first drive wheel (front drive wheel) and the drive shaft torsional vibration frequency of the second drive wheel (rear drive wheel) are If they are different, the normative response used in the feedforward calculation for calculating the first torque command value is matched with the normative response used in the feedforward calculation for calculating the third torque command value. This makes it possible to unify the front and rear torque rise and fall when the driver turns the accelerator on and off, so two-stage acceleration is possible due to the difference in response speed of the driving force of the front and rear drive wheels. It is possible to suppress the feeling.
  • the first torque is obtained by feedforward calculation using a filter having a transfer characteristic that attenuates the drive shaft torsional vibration frequency of the first drive wheel (front drive wheel).
  • the command value may be calculated
  • the third torque command value may be calculated by feedforward calculation using a filter having a transfer characteristic that attenuates the drive shaft torsional vibration frequency of the second drive wheel (rear drive wheel).
  • the control method of the electric vehicle of the second embodiment when the drive shaft torsional vibration frequency of the second drive wheel (rear drive wheel) is smaller than the drive shaft torsional vibration frequency of the first drive wheel (front drive wheel). Matches the normative response used in the feedforward calculation for calculating the first torque command value with the normative response used in the feedforward calculation for calculating the third torque command value.
  • the normative response used in the feedforward calculation for calculating the third torque command value is It is made to correspond to the normative response used in the feed forward calculation for calculating the torque command value.
  • FIG. 15 is a diagram in which a driving force transmission system of a vehicle having the system configuration 1 is modeled, and parameters in the figure are as follows.
  • J m Motor inertia
  • J w Drive wheel inertia (for one axis)
  • M body weight
  • K d torsional rigidity
  • K t of drive system coefficient relating to friction between tire and road surface
  • N overall gear ratio
  • r tire load radius
  • ⁇ m motor rotation angular velocity
  • ⁇ m motor rotation angle
  • ⁇ w drive wheel rotation angular velocity
  • theta w drive wheel rotation angle
  • T m motor torque
  • T d drive shaft torque
  • F driving force (two axes)
  • V Vehicle body speed
  • ⁇ d Drive shaft torsion angle
  • H w (s) in the formula (52) is represented by the following formula (53).
  • V 1 , v 0 , w 1 . w 0 is as shown in the following equation (54).
  • equation (54) can be transformed as the following equation (55).
  • Equation (55) ⁇ p is a damping coefficient of the drive shaft torque transmission system, and ⁇ p is a natural vibration frequency of the drive shaft torque transmission system.
  • the final torque command value Tmf * can be expressed by the following equation (58).
  • ⁇ dead is an overall gear backlash amount from the motor to the drive shaft.
  • FIG. 16 is a control block diagram for explaining the vibration suppression control calculation process executed in step S203.
  • the vibration suppression control calculation process of the present embodiment is executed using an F / F compensator 1501, an F / B compensator 1502, and an adder 1503.
  • F / F compensator 1501 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 *.
  • the F / B compensator 1502 receives the estimated motor rotational angular velocity value ⁇ ⁇ m , the detected motor rotational velocity value ⁇ m, and the braking / driving force command value Tmr1 *, and calculates a second torque command value Tm2 * .
  • Adder 1503 adds first torque command value Tm1 * and second torque command value Tm2 *, and outputs final torque command value Tmf * .
  • FIG. 17 is a control block diagram showing details of the F / F compensator 1501 shown in FIG.
  • the F / F compensator 1501 includes a drive shaft torsion angular velocity F / B calculator 1601 and a vehicle model 1602.
  • the F / F compensator 1501 shown here is the same as the F / F compensator disclosed in International Publication No. WO2013 / 157315.
  • the vehicle model 1602 is composed of vehicle parameters (see FIG. 15) and a dead zone model that simulates gear backlash from the motor 4 to the drive shaft 8 by applying the equations (37) to (48).
  • the drive shaft torque Td in which the dead zone characteristic (dead zone model) indicated by the dead zone block 1603 is considered is calculated by applying the above equation (63).
  • the drive motor torque is substantially zero in the dead zone and increases at the timing when the gear meshes. Be controlled. Therefore, when the gear is separated due to the influence of the gear backlash, it is possible to suppress a shock when the gear meshes again.
  • the drive shaft torsion angular velocity estimated value ⁇ ⁇ d and the motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ m are calculated.
  • the estimated motor rotational angular velocity value output from the vehicle model 1602 is input to the F / B compensator 1502 (see FIG. 16), and the estimated drive shaft torsion angular velocity ⁇ ⁇ d is calculated as the drive shaft torsion angular velocity F / B. Input to the device 1601.
  • the drive shaft torsion angular velocity F / B calculator 1601 includes a feedback gain 1604 (F / B gain k 1 ) and a subtractor 1605.
  • Drive shaft torsion angular velocity F / B calculator 901 receives target torque command value Tm1 * and drive shaft torsion angular velocity estimated value ⁇ ⁇ d as inputs, and calculates a first torque command value.
  • the feedback gain 1604 receives the drive shaft torsional angular velocity estimated value ⁇ ⁇ d as an input, applies the above equation (62), and is calculated based on the attenuation coefficient ⁇ r1 related to the norm response in the region other than the dead zone. A value calculated by multiplying / B gain k 1 is output to the subtracter 1605.
  • the subtracter 1605 calculates the first torque command value by subtracting the output value of the feedback gain 1604 from the target torque command value.
  • the first torque command value is output to the vehicle model 1602 and to the adder 1503 shown in FIG.
  • FIG. 18 is a control block diagram showing details of the F / B compensator 1502 shown in FIG.
  • the F / B compensator 1502 includes a gain 1701 (gain K), a control block 1702, adders 1703 and 1705, a control block 1704, a subtractor 1706, and a control block 1707.
  • the gain K is arranged 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 control block 1702 is a filter constituted by a transfer characteristic Gp (s) to which the above equation (44) is applied.
  • the control block 1702 receives the second torque command value before the gain adjustment using the filter gain K as an input, and calculates the estimated motor rotational angular velocity value ⁇ ⁇ m1 using the transfer characteristic Gp (s).
  • the adder 1703 is obtained by adding the estimated motor rotational angular velocity value ⁇ ⁇ m calculated by the vehicle model 1602 of the F / F compensator 1501 and the estimated motor rotational angular velocity value ⁇ ⁇ m1 output from the control block 1702. The obtained value is output to the adder 1705.
  • the control block 1704 is a filter constituted by a transfer characteristic Gprf (s) to which the above equation (26) is applied.
  • the control block 1704 receives the braking / driving force command value Tmr1 * as an input, and calculates the estimated motor rotational angular velocity value ⁇ ⁇ m2 calculated using the transfer characteristic Gprf (s).
  • the adder 1705 the value obtained by adding the motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ m and the motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ m1 and the motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ m2 are added together.
  • the estimated front motor rotational angular velocity value calculated based on the first torque command value is corrected based on the braking / driving force command value representing the braking / driving torque of the rear drive wheel.
  • ⁇ M3 is calculated.
  • the subtracter 1706 outputs to the control block 1707 the deviation between the estimated value and detected value of the motor rotational angular velocity obtained by subtracting the motor rotational angular velocity ⁇ m from the final motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ m3.
  • the control block 1707 is a filter of Hf (s) / Gp (s) composed of an inverse system of the transfer characteristic Gp (s) to be controlled and a bandpass filter Hf (s).
  • the bandpass filter Hf (s) is configured by applying the above equation (34) as in the first embodiment.
  • the control block 1707 receives the estimated difference between the motor rotational angular velocity and the detected value output from the subtractor 1706 as input, and calculates the second torque command value using the filter Hf (s) / Gp (s). .
  • the transfer characteristic Gprf (s) to be controlled used in the control block 1704 is configured by applying the following equation (64) in consideration that the torsional vibration frequency of the front driving wheel and the rear driving wheel becomes the cutoff frequency. May be approximated by a filter. By approximating with such a filter, the calculation load can be reduced.
  • the following equation (64) considers the torsional vibration frequency of both the front drive wheel and the rear drive wheel, but may be approximated by a filter that takes into account only the torsional vibration frequency of at least one of the drive wheels.
  • the transfer characteristic Gprf (s) to be controlled used in the control block 1704 is approximated by a filter configured by applying the following equation (65), which considers only the element characteristic (static characteristic) in the steady state. May be.
  • the motor rotation angle estimated value ⁇ ⁇ m2 can be calculated by gain adjustment without using the vehicle model, the software calculation load of the electric motor controller 2 can be reduced.
  • the transfer characteristic Grrf represented by the above formula (29) in which the damping coefficient ⁇ ( ⁇ pr, ⁇ pf) is approximated to 1.
  • (S) may be used instead of the transfer characteristic Gprf (s). That is, when the damping coefficient due to the torsional vibration frequency has a characteristic of less than 1, the damping coefficient ⁇ ( ⁇ pr, ⁇ pf) may be set to 1 or more.
  • the motor rotational angular velocity correction amount (motor)
  • the estimated rotational angular velocity value ⁇ ⁇ m2) is oscillatory.
  • the vibration characteristic of the motor rotational angular velocity correction amount can be suppressed by setting the attenuation coefficient to a value of 1 or more.
  • the transfer characteristic Gp (s) used in the control block 1702 and the control block 1707 is configured based on the 2WD vehicle model represented by the above formula (44) in the third embodiment. did.
  • the above formula (12) based on the 4WD vehicle model considering the front / rear driving force characteristics may be applied.
  • the motor rotation angular velocity can be estimated more accurately.
  • FIG. 19 is a time chart for comparing the vibration suppression result by the control apparatus for the electric vehicle according to the third embodiment with the control result by the conventional technique.
  • the final torque command value Tmf *, the braking / driving force command value Tmr1, the second torque command value, and the longitudinal acceleration of the vehicle are shown in order from the top.
  • the continuous line in each figure shows the control result by 3rd Embodiment, and a broken line shows the control result by a prior art.
  • the braking / driving force command value Tm1 * is indicated by a broken line because there is no difference between the conventional and this embodiment.
  • FIG. 19 shows a control result in a 2WD electric motor vehicle in which braking / driving force (for example, brake torque, engine output, etc.) is input to a drive wheel different from the drive wheel connected to the electric motor. It is. Specifically, the control result in a scene where the front target torque command value and the braking / driving force command value of another driving wheel are increased by the driver steeply depressing the accelerator from the stopped state and the vehicle is accelerated is shown.
  • braking / driving force for example, brake torque, engine output, etc.
  • the extra vibration suppression compensation is output from the F / B compensator for vibration suppression control, so that acceleration of the vehicle is hindered and the driver intends based on the accelerator operation or the brake operation by the driver.
  • the acceleration / deceleration cannot be obtained, and the driver feels uncomfortable.
  • the control device for the electric vehicle according to the third embodiment even if the front final torque command value changes in steps at time t1, the second torque command at times t1 to t3. The value is 0. Therefore, the control device for the electric vehicle according to the third embodiment also prevents the output of excessive vibration suppression compensation (negative torque) from the F / B compensator for vibration suppression control as in the prior art (broken line). can do. Therefore, from time t1 to time t3, the front final torque command value Tmf * can output the torque command value as intended by the driver.
  • the control result on the drive side of the 2WD electric vehicle has been described, the same applies to the regeneration. That is, in the conventional technology, when the 2WD electric vehicle decelerates, the second torque command value is corrected to the positive torque side by the extra vibration suppression compensation, so that the deceleration is prevented and the deceleration intended by the driver is obtained. I can't.
  • the control apparatus for an electric vehicle according to the third embodiment as in the drive-side control described above, extra vibration suppression compensation (positive torque) from the F / B compensator for vibration suppression control is provided. The output can be suppressed, and the deceleration intended by the driver can be realized.
  • the dead zone vehicle model (vehicle model 1602) having the dead zone in which the torque of the first motor (front drive motor) is not transmitted to the drive shaft torque in the feedforward calculation.
  • the first torque command value is calculated by calculating the drive shaft torsion angular velocity from the motor torque command value and feeding back the calculated drive shaft torsion angular velocity to the motor torque command value.
  • the motor torque is controlled to be substantially 0 in the dead zone and to increase at the timing when the gears are engaged. As a result, when the gear is separated due to the influence of the gear backlash, it is possible to suppress a shock when the gear meshes again.
  • the filter of the transfer function of the rotational angular velocity of the first motor (front drive motor) with respect to the second drive wheel (rear drive wheel) is the first drive wheel (front drive wheel). It is approximated by a filter in which the torsional vibration frequency of at least one of the driving wheel and the second driving wheel is set to a cutoff frequency.
  • the software calculation load can be reduced as in the electric motor controller 2.
  • the filter of the transfer function of the rotational angular velocity of the first motor (front drive motor) with respect to the second drive wheel (rear drive wheel) is the second filter with respect to the second drive wheel. It is approximated to constitute a gain component of the transfer characteristic of the rotational angular velocity of one motor.
  • the filter of the transfer function of the rotational angular velocity of the first motor (front drive motor) with respect to the second drive wheel (rear drive wheel) has a torsional vibration frequency in the denominator.
  • the attenuation coefficient is caused and the attenuation coefficient is less than 1, the attenuation coefficient is set to a value of 1 or more. Thereby, the vibration characteristic of the motor rotation angular velocity correction amount can be suppressed.
  • the control device for an electric vehicle of the third embodiment from the torque input to the first drive wheel and the second drive wheel to the motor rotational angular velocities of the first motor and the second motor as the vehicle model Gp (s).
  • a 4WD vehicle model simulating the transfer characteristics of the above may be used.
  • FIG. 20 is an example of a block configuration diagram for realizing the vibration suppression control calculation process of the fourth embodiment.
  • the control block shown in FIG. 20 includes an F / F compensator 1801, a control block 1802, a control block 1803, adders 1804 and 1805, and subtracters 1806 and 1807.
  • F / F compensator 1801 receives front target torque command value Tm1 * and rear target torque command value Tmr1 * as input, and performs F / F compensation processing using a 4WD vehicle model. Thereby, the F / F compensator 1801 calculates the first torque command value and the second torque command value, and also calculates the front motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ mf and the rear motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ mr. Is calculated. Details of the F / F compensator 1801 will be described with reference to FIG.
  • FIG. 21 is an example of a control block configuration for realizing the F / F compensation processing executed in the F / F compensator 1801.
  • the F / F compensator 1801 includes a 4WD vehicle model 1900, a front drive shaft torsion angular velocity F / B calculator 1901, and a rear drive shaft torsion angular velocity F / B calculator 1902.
  • the 4WD vehicle model 1900 is configured by adding a front dead zone model 1903 and a rear dead zone model 1904 to the 4WD vehicle model 903 shown in FIG. 10 configured equivalent to the equations of motion (1) to (11) of the 4WD vehicle.
  • the front dead zone model 1903 is a dead zone model that simulates vehicle parameters (see FIG. 7) and gear backlash characteristics from the front drive motor 2f to the front drive wheels 9f, and is represented by the above-described equation (63).
  • the rear dead zone model 1904 is a dead zone model that simulates vehicle parameters (see FIG. 7) and gear backlash characteristics from the rear drive motor 2r to the front drive wheels 9r. 53) is applied and expressed by the following equation (66).
  • the 4WD vehicle model 1900 configured as described above receives the first torque command value and the third torque command value as inputs, and estimates the front drive shaft torsion angular velocity estimation value, rear drive shaft torsion angular velocity estimation value, and front motor.
  • a rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ mf and a rear motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ mr are calculated.
  • the rear drive wheel calculated based on the third torque command value is used in the system for calculating the estimated front motor rotational angular velocity value ⁇ ⁇ mf based on the first torque command value.
  • Driving force Fr is added.
  • the estimated front motor rotational angular velocity value calculated based on the first torque command value can be corrected based on the rear target torque command value representing the braking / driving torque of the rear drive wheels. .
  • the front drive shaft torsion angular velocity F / B calculator 1901 is used to match the transfer characteristic from the front final torque command value to the front drive shaft torque and the normative response to the input front drive shaft torsion angular velocity estimation value. Multiply by gain k1. Then, the first torque command value is calculated by subtracting a value obtained by multiplying the front drive shaft torsion angular velocity estimated value by the gain k1 from the front target torque command value Tm1 *. The above equation (62) is applied to the gain k1.
  • the rear drive shaft torsion angular velocity F / B calculator 1902 first matches the input rear drive shaft torsion angular velocity estimated value with the transfer characteristic from the rear final torque command value to the rear drive shaft torque and the normative response. Multiply by gain k2. Then, a third torque command value is calculated by subtracting a value obtained by multiplying the rear drive shaft torsion angular velocity estimated value by the gain k2 from the rear target torque command value Tmr1 *.
  • the gain k2 is expressed by the following equation (67).
  • the adder 1806 subtracts the front motor rotational angular velocity ⁇ mf from the front motor rotational angular velocity estimated value ⁇ ⁇ mf, thereby calculating the deviation between the estimated value of the front motor rotational angular velocity and the detected value, and the calculated value is obtained from the control block 1802. Output to.
  • the control block 1802 includes a bandpass filter Hf (s) expressed by the above equation (34) and an inverse characteristic of the vehicle model Gp (s) expressed by the above equation (19).
  • the control block 1802 calculates a second torque command value by multiplying Hf (s) / Gp (s) by using the deviation between the estimated value and the detected value of the front motor rotation angular velocity as input.
  • the adder 1804 adds the first torque command value and the second torque command value to calculate the front final torque command value Tmf *.
  • the adder 1807 calculates the deviation between the estimated value of the rear motor rotational angular velocity and the detected value by subtracting the rear motor rotational angular velocity ⁇ mr from the estimated rear motor rotational angular velocity value ⁇ ⁇ mr. Output to.
  • the control block 1802 includes a bandpass filter Hr (s) expressed by the above equation (35) and an inverse characteristic of the vehicle model Gp (s) expressed by the above equation (19).
  • the control block 1803 calculates the fourth torque command value by multiplying Hr (s) / Gp (s) by using the deviation between the estimated value of the rear motor rotation angular velocity and the detected value as input.
  • the adder 1805 adds the third torque command value and the fourth torque command value to calculate the rear final torque command value Tmrf *.
  • the vibration damping control is also performed by the rear final torque command value Tmrf * and the front final torque command value Tmf * thus calculated. Since it is possible to suppress the output of excessive vibration suppression compensation from the F / B compensator, the acceleration intended by the driver can be obtained even during acceleration using the front and rear drive wheels.
  • the vehicle model Gp (s ) Is a 4WD vehicle model simulating the torque input to the first drive wheel and the second drive wheel and the transmission characteristics up to the motor rotational angular velocity of the first motor (front drive motor) and the second motor
  • a third torque command value is calculated by feedforward calculation based on the torque command value, a rotational angular velocity of the second motor is detected, and a fourth torque command is calculated from a deviation between the detected value of the rotational angular velocity of the second motor and the estimated value.
  • a value is calculated, and the torque of the second motor is controlled in accordance with a second final torque command value obtained by adding the third torque command value and the fourth torque command value.
  • the motor torque command value is set to a first target torque command value (front target torque command value) for the first drive wheel and a second target torque command value (rear target torque command value for the second drive wheel).
  • the estimated rotational angular velocity value of the first motor and the estimated rotational angular velocity value of the second motor A drive shaft torsional angular velocity estimated value of the first drive wheel and a drive shaft torsional angular velocity estimated value of the second drive wheel are calculated, and the rotational angular velocity estimated value of the first motor is corrected based on the second target torque command value. .
  • the first torque command value is calculated by subtracting a value obtained by multiplying the estimated value of the drive shaft torsion angular velocity of the first drive wheel by a predetermined gain from the first target torque command value, and from the second target torque command value,
  • a third torque command value is calculated by subtracting a value obtained by multiplying the estimated value of the drive shaft torsion angular velocity of the second drive wheel by a predetermined gain.
  • control apparatus of the electric vehicle of one Embodiment which concerns on this invention was demonstrated, this invention is not limited to embodiment mentioned above, Various deformation
  • the control device for the electric vehicle according to the first embodiment has been described on the premise that the control device is applied to a 4WD vehicle having the system configuration 2, but the control device can also be applied to a vehicle having the system configuration 1.
  • the rear target torque command value Tmr1 * (see FIG. 6) is input to the F / B compensator 1502 (see FIG. 16) and the control block 1704 (see FIG. 18) of the system configuration 1 for braking / driving. Treat as force command value.
  • the corrected motor rotation angular velocity estimated value is calculated from the braking / driving force command value as the rear target torque command value, and the same effect as that of the vehicle having the system configuration 2 can be obtained. .
  • the driving wheel on the front side of the vehicle is the front driving wheel (first driving wheel), and the driving wheel on the rear side of the vehicle is the rear driving wheel (second driving wheel).
  • first driving wheel the driving wheel on the rear side of the vehicle
  • second driving wheel the driving wheel on the rear side of the vehicle
  • the driving wheel on the rear side of the vehicle is a front driving wheel (first driving wheel)
  • the driving wheel on the front side of the vehicle is a rear driving wheel (second driving wheel). It is good.

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Abstract

電動車両の制御方法は、モータトルク指令値に基づくフィードフォワード演算により第１のトルク指令値を算出し、第１モータの回転角速度を検出し、第１のトルク指令値に基づいて、第１駆動輪へのトルク入力から第１モータの回転角速度までの伝達特性を模擬した車両モデルＧｐ（ｓ）を用いて第１モータの回転角速度を推定する。そして、車両モデルＧｐ（ｓ）の逆特性と、車両のねじり振動周波数近傍の周波数を中心周波数とするバンドパスフィルタＨｆ（ｓ）とで構成されるフィルタＨｆ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）を用いて、第１モータの回転角速度の検出値と推定値との偏差から第２のトルク指令値を算出し、第１のトルク指令値と第２のトルク指令値とを加算して得られるフロント最終トルク指令値に従って第１モータのトルクを制御する。第１駆動輪とは別の駆動輪である第２駆動輪の制駆動トルクが入力される際には、当該制駆動トルクに基づいて前記第１モータの回転角速度の推定値を補正する。

Description

電動車両の制御方法、及び、制御装置
　本発明は、電動車両の制御方法、及び、制御装置に関する。
　従来、フィードフォワード（Ｆ／Ｆ）補償器とフィードバック（Ｆ／Ｂ）補償器とを用いたフィードフォワード、フィードバック制御系によりモータトルク指令値を算出することで、ドライブシャフトのねじりに起因した振動を除去する機能を有する電動車両の制振制御装置が知られている（ＪＰ２００３－９５６６Ａ参照）。
　ここで、ＪＰ２００３－９５６６Ａに開示された制振制御装置のフィードバック制御系では、モータトルクから制御対象のモータ回転角速度への伝達特性をモデル化した車両モデルを用いてモータ回転角速度を推定し、モータ回転角速度の推定値と検出値の偏差に基づいてフィードバックトルクを算出している。
　しかしながら、上記車両モデルは、２輪駆動の車両を前提として設計されているため、別の駆動輪から制駆動力（制駆動トルク）が入力された際は、上記車両モデルにより算出されたモータ回転角速度推定値と実際のモータ回転角速度とが乖離してしまう。このため、当該乖離を補償するために、上述のＦ／Ｂ補償器から必要以上の振動抑制補償値が出力されてしまい、ドライバの意図した加減速を得ることができない場合がある。
　本発明は、別の駆動輪から制駆動力が入力された場合でも、モータ回転角速度推定値と実際のモータ回転角速度とを一致させて、Ｆ／Ｂ補償器から余分な振動抑制補償値が出力されるのを抑制することを目的とする。
　本発明の一態様における車両の制御方法は、車両情報に基づいてモータトルク指令値を設定し、フロント駆動輪およびリア駆動輪の一方の駆動輪を第１駆動輪として当該第1駆動輪につながる第１モータのトルクを制御する電動車両の制御方法である。当該電動車両の制御方法は、モータトルク指令値に基づくフィードフォワード演算により第１のトルク指令値を算出し、第１モータの回転角速度を検出し、第１のトルク指令値に基づいて、第１駆動輪へのトルク入力から第１モータの回転角速度までの伝達特性を模擬した車両モデルＧｐ（ｓ）を用いて第１モータの回転角速度を推定する。そして、車両モデルＧｐ（ｓ）の逆特性と、車両のねじり振動周波数近傍の周波数を中心周波数とするバンドパスフィルタＨｆ（ｓ）とで構成されるフィルタＨｆ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）を用いて、第１モータの回転角速度の検出値と推定値との偏差から第２のトルク指令値を算出し、第１のトルク指令値と第２のトルク指令値とを加算して得られるフロント最終トルク指令値に従って第１モータのトルクを制御する。第１駆動輪とは別の駆動輪である第２駆動輪の制駆動トルクが入力される際には、当該制駆動トルクに基づいて前記第１モータの回転角速度の推定値を補正する。
　本発明の実施形態については、添付された図面とともに以下に詳細に説明する。
図１は、本発明の制御装置が適用される電動車両のシステム構成（システム構成１）を示すブロック図である。 図２は、電動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、本発明の制御装置が適用される電動車両のシステム構成（システム構成２）を示すブロック図である。 図５は、電動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６は、前後駆動力分配処理を説明するための図である。 図７は、４ＷＤ車両の運動方程式を説明する図である。 図８は、第１実施形態の制振制御演算処理を実現するブロック構成図である。 図９は、第１、第２、第４実施形態の制御装置を電動車両に適用した際の制御結果の一例と、従来例に係る制御結果とを示したタイムチャートである。 図１０は、第２実施形態の制振制御演算処理を実現するブロック構成図である。 図１１は、第２実施形態の４ＷＤ車両モデルを示すブロック構成図である。 図１２は、第２実施形態のフロントＦ／Ｆ補償器を示すブロック構成図である。 図１３は、第２実施形態のフロント／リアＦ／Ｆ補償器を示すブロック構成図である。 図１４は、第２実施形態のリアＦ／Ｆ補償器を示すブロック構成図である。 図１５は、２ＷＤ車両の運動方程式を説明する図である。 図１６は、第３実施形態の制振制御演算処理を実現するブロック構成図である。 図１７は、第３実施形態のＦ／Ｆ補償器を示すブロック構成図である。 図１８は、第３実施形態のＦ／Ｂ補償器を示すブロック構成図である。 図１９は、第３実施形態の制御装置を電動車両に適用した際の制御結果の一例と、従来例に係る制御結果とを示したタイムチャートである。 図２０は、第４実施形態の制振制御演算処理を実現するブロック構成図である。 図２１は、第４実施形態のＦ／Ｆ補償器を示すブロック構成図である。
　最初に、本発明にかかる電動車両の制御装置が適用される車両のシステム構成（システム構成１、システム構成２）について説明する。
　〈システム構成１〉
　図１は、本発明の制御装置が適用される電動車両の主要なシステム構成（システム構成１）を示すブロック図である。なお、電動車両とは、車両の駆動源の一部または全部として、少なくとも一つの電動モータ（以下単にモータともいう）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。
　バッテリ１は、電動モータ４の駆動電力の放電、および、電動モータ４の回生電力の充電を行う。
　電動モータコントローラ２は、例えば、中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）、および、入出力インタフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）から構成される。電動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、電動モータ４の電流（三相交流の場合は、ｉｕ、ｉｖ、ｉｗ）、制駆動力指令値等の車両状態を示す各種車両変数の信号がデジタル信号として入力される。電動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、前述の制駆動力指令値は、ブレーキやエンジン出力など、システム構成１のモータ４以外に車両に作用する制駆動力（制駆動トルク）を指示する制駆動力指令値、または、例えばブレーキ圧センサなどのセンサにより検出される計測値等が使用されても良い。
　インバータ３は、相ごとに備えられた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あるいは逆変換し、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９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、電動モータ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、電動モータ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、電動モータ４の回転子位相αを検出する。
　図２は、電動モータコントローラ２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。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、一定の間隔で常時実行されるようにプログラムされている。
　ステップＳ２０１では、車両状態を示す信号が電動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（%）、電動モータ４の回転子位相α（ｒａｄ）、電動モータ４の回転速度Ｎｍ（ｒｐｍ）、電動モータ４に流れる三相交流電流ｉｕ、ｉｖ、ｉｗ、バッテリ１の直流電圧値Ｖｄｃ（Ｖ）、制駆動力指令値が入力される。
　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、電動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。
　電動モータコントローラ２は、アクセル開度θ（%）を、図示しないアクセル開度センサから取得する。なお、アクセル開度θ（%）は、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取得するようにしても良い。
　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。電動モータ４の回転速度Ｎｍ（ｒｐｍ）は、回転子角速度ω（電気角）を電動モータの極対数ｐで除算して、電動モータ４の機械的な角速度であるモータ回転速度ωｍ（ｒａｄ／ｓ）を求め、求めたモータ回転速度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。
　電動モータ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。
　直流電流値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。
　制駆動力指令値は、図示しないブレーキシステムに取り付けられた液圧センサ値から求まる制動トルク、または、システム構成１のモータ４以外に車両へ制駆動力を入力する他のコントローラ（不図示）から、通信にて取得しても良い。
　ステップＳ２０２では、電動モータコントローラ２が、車両情報に基づいて、ドライバが要求する基本目標トルクとしてのトルク指令値Ｔｍ*を設定する。具体的には、電動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、トルク指令値Ｔｍ*を設定する。
　ステップＳ２０３では、電動モータコントローラ２が制振制御演算処理を行う。具体的には、電動モータコントローラ２は、ステップＳ２０２で設定された目標トルク指令値Ｔｍ*と、モータ回転速度ωｍとに基づいて、駆動軸トルクを無駄にすることなく、駆動力伝達系振動（駆動軸８のねじり振動など）を抑制する制振制御後の最終トルク指令値Ｔｍｆ*を算出する。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、電動モータコントローラ２が電流指令値算出処理を行う。具体的には、電動モータコントローラ２は、ステップＳ２０３で算出された最終トルク指令値Ｔｍｆ*に加え、モータ回転速度ωｍや直流電圧値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、トルク指令値、モータ回転速度、及び、直流電圧値と、ｄ軸電流目標値及び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*及びｑ軸電流目標値ｉｑ*が求められる。
　ステップＳ２０５では、ｄ軸電流ｉｄ及び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*及び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、電動モータ４の回転子位相αに基づいて、ｄ軸電流ｉｄ及び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、ここでは、算出したｄ軸、ｑ軸電圧指令値ｖｄ、ｖｑに対して非干渉制御を加える場合もある。
　次に、ｄ軸、ｑ軸電圧指令値ｖｄ、ｖｑと、電動モータ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、電流電圧値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、電動モータ４を目標トルク指令値Ｔｍ*で指示された所望のトルクで駆動することができる。
　〈システム構成２〉
　図４は、本発明にかかる制御装置が適用される電動車両であって、前述のシステム構成１を備える電動車両とは異なる電動車両の所要なシステム構成（システム構成２）を示すブロック図である。
　バッテリ１ｆｒは、フロント駆動モータ４ｆおよびリア駆動モータ４ｒへ駆動電力を放電し、フロント駆動モータ４ｆおよびリア駆動モータ４ｒからの回生電力により充電される。
　電動モータコントローラ２ｆｒには、車速Ｖ、アクセル開度θ、フロント駆動モータ４ｆの回転子位相αｆ、リア駆動モータ４ｒの回転子位相αｒ、フロント駆動モータ４ｆの電流（三相交流の場合は、ｉｕ、ｉｖ、ｉｗ）、リア駆動モータ４ｒの電流（三相交流の場合は、ｉｕ、ｉｖ、ｉｗ）等の車両状態を示す各種車両変数の信号がデジタル信号として入力される。電動モータコントローラ２ｆｒは、入力された信号に基づいてフロント駆動モータ４ｆおよびリア駆動モータ４ｒを制御するためのＰＷＭ信号をそれぞれ生成する。また、生成したそれぞれのＰＷＭ信号に応じてフロントインバータ３ｆおよびリアインバータ３ｒの駆動信号を生成する。
　フロントインバータ３ｆ、および、リアインバータ３ｒ（以下、まとめてフロント／リアインバータ３ｆ、３ｒともいう）は、相ごとに備えられた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１ｆｒから供給される直流の電流を交流に変換あるいは逆変換し、フロント駆動モータ４ｆおよびリア駆動モータ４ｒに所望の電流を流す。
　フロント駆動モータ４ｆ（三相交流モータ）、および、リア駆動モータ４ｒ（三相交流モータ）は（以下、まとめてフロント／リア駆動モータ４ｆ、４ｒともいう）、フロント／リアインバータ３ｆ、３ｒから供給される交流電流により駆動力を発生し、フロント減速機５ｆｒ、リア減速機５ｒ、および、フロントドライブシャフト８ｆ、リアドライブシャフト８ｒを介して、フロント駆動輪９ｆおよびリア駆動輪９ｒ（以下、まとめてフロント／リア駆動輪９ｆ、９ｒともいう）に駆動力を伝達する。また、フロント／リア駆動モータ４ｆ、４ｒは、車両の走行時にフロント／リア駆動輪９ｆ、９ｒ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、フロント／リアインバータ３ｆ、３ｒは、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１ｆｒに供給する。
　なお、本明細書において記載するフロント駆動輪９ｆは、車両前方の左右の駆動輪を示し、リア駆動輪９ｒは、車両後方の左右の駆動輪を示すものとする。
　フロント回転センサ６ｆ、および、リア回転センサ６ｒは、例えば、レゾルバやエンコーダであり、フロント／リア駆動モータ４ｆ、４ｒの回転子位相αｆ、αｒをそれぞれ検出する。
　図５は、電動モータコントローラ２ｆｒ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。ステップＳ５０１からステップＳ５０５に係る処理は、車両システムが起動している間、一定の間隔で常時実行されるようにプログラムされている。
　ステップＳ５０１では、上述したシステム構成１と同様に、以下で説明する制振制御演算に必要なフロント／リアの各構成それぞれの信号を、センサ入力、または、他のコントローラより通信にて取得する。
　ステップＳ５０２では、電動モータコントローラ２ｆｒが、車両情報に基づいてドライバが要求する基本目標トルクとしてのトルク指令値Ｔｍ＊を設定する。具体的には、まず、電動モータコントローラ２ｆｒは、ステップＳ５０１で入力されたアクセル開度θおよび車速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、トルク指令値Ｔｍ＊を設定する。次に、電動モータコントローラ２ｆｒは、前後駆動力配分処理を実行して、フロント目標トルク指令値Ｔｍ１＊、および、リア目標トルク指令値Ｔｍｒ１＊を算出する。
　図６は、前後駆動力配分処理を説明するための図である。図中のＫｆは、ドライバ要求トルクとしてのトルク指令値Ｔｍ＊に応じて出力する駆動力を、フロント駆動モータ４ｆとリア駆動モータ４ｒとに分配するための値であって、０～１の間の値に設定される。電動モータコントローラ２ｆｒは、トルク指令値Ｔｍ＊に、０～１の間の値に設定されるＫｆを乗じることにより、フロント駆動システムへのフロント目標トルク指令値Ｔｍ１＊を算出する。同時に、電動モータコントローラ２ｆｒは、トルク指令値Ｔｍ＊に、１－Ｋｆを乗じることで、リア駆動システムのリア目標トルク指令値Ｔｍｒ１を算出する。
　ステップＳ５０３では、電動モータコントローラ２ｆｒが制振制御演算処理を行う。本ステップにおいて、システム構成２のフロント駆動システムは、ステップＳ５０２で算出したフロント目標トルク指令値Ｔｍ１＊を入力とし、駆動力伝達系振動（フロントドライブシャフト８ｆのねじり振動など）を抑制するフロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊を算出する。
　同様に、リア駆動システムは、ステップＳ５０２で算出したリア目標トルク指令値Ｔｍｒ１を入力とし、駆動力伝達系振動（リアドライブシャフト８ｒのねじり振動など）を抑制するリア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊を算出する。本発明の特徴であ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Ｓ５０４では、システム構成１と同様に、電動モータコントローラ２ｆｒが電流指令値算出処理を行う。具体的には、電動モータコントローラ２ｆｒは、ステップＳ５０３で算出されたフロント／リア最終トルク指令値Ｔｍｆ＊、Ｔｍｒｆ＊に加え、フロント／リアモータ回転角速度ωｍｆ、ωｍｒや直流電圧値Ｖdcに基づいて、フロント／リア駆動モータ４ｆ、４ｒそれぞれのｄ軸電流目標値ｉｄ*、ｑ軸電流目標値ｉｑ*を求める。
　ステップＳ５０５では、システム構成１と同様に、電動モータコントローラ２ｆｒが電流制御を行う。より具体的には、電動モータコントローラ２ｆｒは、システム構成１で説明したのと同様に求めたフロント／リア駆動システムへのそれぞれのＰＷＭ信号に応じて、フロント／リアインバータ３ｆ、３ｒのスイッチング素子を開閉することによって、フロント／リア駆動モータ４ｆ、４ｒをフロント／リア最終トルク指令値Ｔｍｆ＊、Ｔｍｒｆ＊で指示された所望のトルクで駆動することができる。
　以上が、本発明の電動車両の制御装置が適用される電動車両のシステム構成、および、各システムが備えるコントローラ（電動モータコントローラ２、電動モータコントローラ２ｆｒ）が実行する処理の概要である。以下では、本発明の実施形態について、本発明の特徴である制振制御演算処理の詳細を中心に説明する。
　－第１実施形態－
　本実施形態の電動車両の制御装置は、上述したシステム構成２に適用されることを前提とする。以下に、第１実施形態の電動車両の制御装置が上述のステップＳ５０３にて実行する制振制御処理の詳細を説明する。なお、制振制御処理は、車両の駆動力伝達系において、主にドライブシャフトのねじりに起因した振動を除去（抑制）することを目的として実行される。
　まず初めに、フロント／リア駆動輪にそれぞれ駆動モータを有する車両（システム構成２、図４参照）のフロントトルク指令値からフロントモータ回転角速度の運動方程式について、図７を参照して説明する。
　図７は、システム構成２にかかる車両（以下、４ＷＤ車両とも称する）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のとおりである。なお、補助記号のｆはフロントを、ｒはリアを示している。
Ｊmf、Ｊmr：モータイナーシャ
Ｊwf、Ｊwr：駆動輪イナーシャ（１軸分）
Ｋdf、Ｋdr：駆動系のねじり剛性
Ｋtf、Ｋtr：タイヤと路面の摩擦に関する係数
Ｎf、Ｎr：オーバーオールギヤ比
ｒf、ｒr：タイヤ荷重半径
ωmf、ωmr：モータ回転角速度
θmf、θmr：モータ回転角度
ωwf、ωwr：駆動輪回転角速度
θwf、θwr：駆動輪回転角度
Ｔmf、Ｔmr：モータトルク
Ｔdf、Ｔdr：駆動軸トルク
Ｆf、Ｆr：駆動力（２軸分）
θdf、θdr：駆動軸ねじり角度
Ｖ：車体速度
Ｍ：車体重量
　図７より、４ＷＤ車両の運動方程式は、次式（１）～（１１）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
　上記式（１）～（１１）をラプラス変換して、フロントモータトルクＴｍｆからフロントモータ回転角速度ωｍｆまでの伝達特性を求めると、次式（１２）で表せる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000012
　ただし、式（１２）中の各パラメータは、それぞれ以下式（１３）～（１７）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000013
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000014
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000015
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000016
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000017
　式（１２）に示す伝達関数の極と零点を調べると、次式（１８）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000018
　式（１８）のαとα´、βとβ´、ζｐｒとζｐｒ´、ωｐｒとωｐｒ´が極めて近い値を示すため、極零相殺（α＝α´、β＝β´、ζｐｒ＝ζｐｒ´、ωｐｒ＝ωｐｒ´と近似する）することにより、次式（１９）に示すような（２次）／（３次）の伝達特性Ｇｐ（ｓ）を構成することができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000019
　結果として、４ＷＤ車両の運動方程式は、フロントのモータトルクからフロントのモータ回転角速度までの伝達特性を２次／３次式で表した車両モデルＧｐ（ｓ）に近似することができる（以下では４ＷＤ車両モデルＧｐ（ｓ）ともいう）。
　ここで、車両モデルＧｐ（ｓ）は、フロントドライブシャフト８ｆに起因するねじり振動を抑止する規範応答を次式（２０）とする場合、フロント駆動システムのねじり振動を抑止するフィードフォワード補償器（フロントＦ／Ｆ補償器８０１、図８参照）は、以下式（２１）で表せる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000020
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000021
　同様に、リアモータトルクＴｍｒからリアモータ回転角速度ωｍｒまでの伝達特性を求めると、次式（２２）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000022
　ここで、車両モデルＧｐｒ（ｓ）は、リアドライブシャフト８ｒに起因するねじり振動を抑止する規範応答を次式（２３）とする場合、リア駆動システムのねじり振動を抑止するＦ／Ｆ補償器（リアＦ／Ｆ補償器８０５、図８参照）は、以下式（２４）で表せる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000023
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000024
　続いて、４ＷＤ車両のリア最終トルク指令値Ｔｍｆからフロントモータ回転角速度ωｍｆまでの運動方程式について、図７を用いて具体的に説明する。
　上記式（１）～（１１）をラプラス変換して、リア駆動輪の制駆動トルクとしてのリアモータトルク指令値からフロントのモータ回転角速度までの伝達特性を求めると、次式（２５）で表せる。なお、式（２２）中の各パラメータは、それぞれ上記式（１３）～（１７）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000025
　式（２５）に示す伝達関数の極を調べると、次式（２６）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000026
　ただし、式（２６）の極のαとβは、原点と支配的な極から遠い位置にあるため、Ｇｐｒｆ（ｓ）で表される車両モデルへの影響は少ない。したがって、式（２６）は、次式（２７）で表す伝達関数に近似することができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000027
　さらに、車両モデルＧｐｒｆ（ｓ）にリアの制振制御アルゴリズムを考慮すると、次式（２８）で示す伝達関数となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000028
　次に、フロント駆動システムのモータ回転角速度推定値の規範応答からフロント駆動システムのねじり振動を抑止するために、式（２８）の伝達関数を次式（２９）の伝達関数とする。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000029
　同様に、フロント最終トルク指令値Ｔｍｆからリアモータ回転角速度ωｍｒまでの伝達特性は、式（３０）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000030
　ただし、式（３０）の極のαとβは、原点と支配的な極から遠い位置にあるため、Ｇｐｆｒ（ｓ）で表される車両モデルへの影響は少ない。したがって、式（３０）は、次式（３１）で表す伝達関数に近似することができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000031
　さらに、車両モデルＧｐｆｒ（ｓ）にフロントの制振制御のアルゴリズムを考慮すると、次式（３２）で示す伝達関数となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000032
　次に、リア駆動システムのモータ回転角速度推定値の規範応答からリア駆動システムのねじり振動を抑止するために、式（３２）式の伝達関数を次式（３３）の伝達関数とする。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000033
　以上説明した車両モデル（伝達関数）を用いて実行される制振制御演算処理を、図８を参照して説明する。
　図８は、第１実施形態の制振制御演算処理を実現するブロック構成図の一例である。図８で示す制御ブロックでは、フロント目標トルク指令値Ｔｍ１＊と、フロントモータ回転角速度ωｍｆと、リア目標トルク指令値Ｔｍｒ１＊とから、フロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊が算出される。また、リア目標トルク指令値Ｔｍｒ１＊と、リアモータ回転角速度ωｍｒと、フロント目標トルク指令値Ｔｍ１＊とから、リア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊が算出される。以下、図８で図示する各制御ブロックの詳細を説明する。
　フロントＦ／Ｆ補償器８０１は、上記式（２１）で表されるフィルタＧｒ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）から構成される。フロントＦ／Ｆ補償器８０１は、フロント目標トルク指令値Ｔｍ１＊を入力とし、上記式（２１）によるＦ／Ｆ補償処理を行うことにより、第１のトルク指令値を算出する。
　加算器８０９は第１のトルク指令値と、後述する第２のトルク指令値とを加算することによりフロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊を算出する。
　制御ブロック８０２は、上記式（１２）で表される車両モデルＧｐ（ｓ）により構成される。制御ブロック８０２は、フロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊を入力とし、車両モデルＧｐ（ｓ）を用いて、フロントモータ回転角速度推定値を算出する。
　制御ブロック８０３は、上記式（２５）で表される車両モデルＧｐｒｆ（ｓ）により構成される。制御ブロック８０３は、リア駆動輪の制駆動トルクとしてのリア目標トルク指令値Ｔｍｒ１＊を入力とし、車両モデルＧｐｒｆ（ｓ）を用いて、モータ回転角速度補正量としての補正フロントモータ回転角速度推定値を算出する。なお、車両モデルＧｐｒｆ（ｓ）は、電動モータコントローラ２ｆｒのソフト演算負荷低減のため、上記式（２５）の近似式である式（２６）～（２８）のいずれの式を用いても良い。
　加算器８１０は、制御ブロック８０２の出力であるフロントモータ回転角速度推定値に、制御ブロック８０３の出力である補正フロントモータ回転角速度推定値を加算することにより、リア駆動輪の制駆動力を考慮して補正された、補正後のフロントモータ回転角速度推定値を算出する。これにより、フロントモータ回転角速度の推定値と検出値とを一致させることができる。
　減算器８１１は、補正後のフロントモータ回転角速度推定値からモータ回転角速度ωｍｆ（検出値）を減算して、モータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を算出し、算出した値を制御ブロック８０４に出力する。
　制御ブロック８０４は、バンドパスフィルタＨｆ（ｓ）と、上記式（１９）で表す車両モデルＧｐ（ｓ）の逆特性とから構成される。制御ブロック８０４は、モータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を入力とし、Ｈｆ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）を乗算することにより、第２のトルク指令値を算出する。バンドパスフィルタＨｆ（ｓ）の詳細は後述する。
　そして、加算器８０９において、第１のトルク指令値と第２のトルク指令値とが足し合わされて、フロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊が算出される。
　次にリア最終トルク指令値Ｔｍｒｆの算出について説明する。リアＦ／Ｆ補償器８０５は、上記式（２４）で表されるフィルタから構成される。リアＦ／Ｆ補償器８０５は、リア目標トルク指令値Ｔｍｒ１＊を入力とし、上記式（２４）によるＦ／Ｆ補償処理を行うことにより、第３のトルク指令値を算出する。
　加算器８１２は第３のトルク指令値と、後述する第４のトルク指令値とを加算することによりリア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊を算出する。
　制御ブロック８０６は、上記式（２２）で表される車両モデルＧｐｒ（ｓ）により構成される。制御ブロック８０６は、リア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊を入力とし、車両モデルＧｐｒ（ｓ）を用いて、リアモータ回転角速度推定値を算出する。
　制御ブロック８０７は、上記式（３０）で表される車両モデルＧｐｆｒ（ｓ）により構成される。制御ブロック８０７は、フロント目標トルク指令値Ｔｍ１＊を入力とし、車両モデルＧｐｆｒ（ｓ）を用いて、補正リアモータ回転角速度推定値を算出する。なお、車両モデルＧｐｆｒ（ｓ）は、電動モータコントローラ２ｆｒのソフト演算負荷低減のため、上記式（３０）の近似式である式（３１）～（３３）のいずれの式を用いても良い。
　加算器８１３は、制御ブロック８０６の出力であるリアモータ回転角速度推定値に、制御ブロック８０７の出力である補正リアモータ回転角速度推定値を加算することにより、フロント駆動輪の制駆動力を考慮して補正された、補正後のリアモータ回転角速度推定値を算出する。これにより、リアモータ回転角速度の推定値と検出値とを一致させることができる。
　減算器８１４は、補正後のリアモータ回転角速度推定値からリアモータ回転角速度ωｍｒ（検出値）を減算して、リアモータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を算出し、算出した値を制御ブロック８０８に出力する。
　制御ブロック８０８は、バンドパスフィルタＨｒ（ｓ）と、上記式（２２）で表す車両モデルＧｐｒ（ｓ）の逆特性とから構成される。制御ブロック８０８は、モータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を入力とし、Ｈｒ（ｓ）／Ｇｐｒ（ｓ）を乗算することにより、第４のトルク指令値を算出する。バンドパスフィルタＨｒ（ｓ）の詳細は後述する。
　そして、加算器８１２において、第１のトルク指令値と第２のトルク指令値とが足し合わされて、リア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊が算出される。
　ここで、フロント／リアのバンドパスフィルタＨｆ（ｓ）、Ｈｒ（ｓ）について説明する。バンドパスフィルタＨｆ（ｓ）、Ｈｒ（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Ｈｆ（ｓ）、Ｈｒ（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Ｈｆ（ｓ）は、次式（３４）のように構成され、バンドパスフィルタＨｒは、次式（３５）のように構成される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000034
　ただし、τLf＝１／（２πｆHCf）、ｆHCf＝ｋｆ・ｆpf、τHf＝１／（２πｆLCf）、ｆLCf＝ｆpf／ｋｆである。また、周波数ｆpfはフロント駆動システムの駆動系のねじり共振周波数とし、ｋｆはバンドパスを構成する任意の値とする。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000035
　ただし、τLr＝１／（２πｆHCr）、ｆHCr＝ｋｒ・ｆpr、τHr＝１／（２πｆLCr）、ｆLCr＝ｆpr／ｋｒである。また、周波数ｆprはリア駆動システムの駆動系のねじり共振周波数とし、ｋｒはバンドパスを構成する任意の値とする。
　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９を参照して説明する。
　図９は、第１実施形態、および、後述する第２、第４実施形態の電動車両の制御装置による制振結果と、従来技術による制御結果とを比較するタイムチャートである。図中、上から順に、フロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊、リア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊、フロントの制振Ｆ／Ｂトルクである第２のトルク指令値、リアの制振Ｆ／Ｂトルクである第４のトルク指令値、車両の前後加速度、および、該前後加速度の拡大図をそれぞれ表している。なお、各図中の実線は、第１、第２、第４実施形態による制御結果を示し、破線は、従来技術による制御結果を示す。
　図９で示されるのは、フロントだけでなく、リア駆動輪の動力源にも電動モータを有する４ＷＤ電動車両において、停車状態からドライバがアクセルを急峻に踏み込むことによりフロント目標トルク指令値とリア目標トルク指令値とがステップ的に増加した場合に、車両が加速する場面での該車両の制御状態である。
　まず、時刻ｔ１において、ドライバがアクセルペダルを踏み込むことにより、フロント目標トルク指令値とリア目標トルク指令値とがステップで変化する。
　そうすると、従来技術（破線）では、フロント／リアの一方の制駆動力しか考慮されていないので、他方の駆動輪による駆動力が加味される分、フィードバック制御系で算出されるフロント／リアのモータ回転速度推定値の値よりも実際の検出値が大きくなる。そうすると、想定よりも大きく検出されたモータ回転速度分のトルクを補償するため、時刻ｔ１からｔ３にかけて、加速を妨げる負トルク側（モータトルクを小さくする方向）にトルク指令値を補正してしまう（第２、第４のトルク指令値参照）。そのため、フロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊とリア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊もドライバの要求するトルク指令値を出力することができなくなる。結果として、時刻ｔ３に比べて、時刻ｔ２付近の車両の前後加速度（加速度）がより制限されていることが分かる（特に前後加速度（拡大図）参照）。
　このように、従来技術では、制振制御のＦ／Ｂ補償器から余分な振動抑制補償が出力されることにより、車両の加速が妨げられ、ドライバによるアクセル操作あるいはブレーキ操作に基づくドライバの意図する加減速度を得ることができないので、ドライバに違和感を与えてしまう。
　これに対して、第１実施形態の電動車両の制御装置（実線）によれば、時刻ｔ１にてフロント／リアの目標トルク指令値がステップで変化した場合でも、時刻ｔ１～ｔ３での第２のトルク指令値および第４のトルク指令値は０である。これは、モータ回転角速度の推定値と検出値が一致した状態といえる。したがって、第１実施形態の電動車両の制御装置によれば、従来技術（破線）のように、フィードバック制御系においてフロントモータ回転角速度の推定値と検出値との差分に基づくトルク成分を補償するためにＦ／Ｂ補償器から余分な振動抑制補償（負トルク）が出力されるのを抑止することができる。そのため、時刻ｔ１～ｔ３では、フロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊、リア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊はともに、ドライバの意図通りのトルク指令値を出力できている。
　この結果、フロントとリアの駆動輪を使用する加速時でも、ドライバの意図する加速度を得ることができる。これは、フロント駆動輪に対するリアのモータ回転角速度（あるいは、リア駆動輪に対するフロントのモータ回転角速度）の伝達関数に基づいて構成されたフィルタを用いてモータ回転角速度推定値を補正した効果である。
　なお、４ＷＤ電動車両の駆動側の制御結果について説明したが、回生時の制御結果も同様である。すなわち、従来技術では、４ＷＤ電動車両が減速する際、第２のトルク指令値と第４のトルク指令値とが余分な振動抑制補償により正トルク側に補正されることにより減速が妨げられるので、ドライバの意図する減速度を得ることができない。これに対して、第１実施形態の電動車両の制御装置によれば、上述の駆動側の制御と同様に、制振制御のＦ／Ｂ補償器からの余分な振動抑制補償（正トルク）が出力されることを抑止することができるので、ドライバの意図する減速を実現することができる。
　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モータトルク指令値を設定し、フロント駆動輪およびリア駆動輪の一方の駆動輪を第１駆動輪（本実施形態においてはフロント駆動輪とする）として当該第１駆動輪につながる第１モータ（モータ４ｆ）のトルクを制御する電動車両の制御方法を実現する装置である。当該電動車両の制御装置は、モータトルク指令値に基づくフィードフォワード演算により第１のトルク指令値を算出し、第１モータの回転角速度を検出し、第１のトルク指令値に基づいて、第１駆動輪へのトルク入力から第１モータの回転角速度までの伝達特性を模擬した車両モデルＧｐ（ｓ）を用いて第１モータの回転角速度を推定する。そして、車両モデルＧｐ（ｓ）の逆特性と、車両のねじり振動周波数近傍の周波数を中心周波数とするバンドパスフィルタＨｆ（ｓ）とで構成されるフィルタＨｆ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）を用いて、第１モータの回転角速度の検出値と推定値との偏差から第２のトルク指令値を算出し、第１のトルク指令値と第２のトルク指令値とを加算して得られるフロント最終トルク指令値に従って第１モータのトルクを制御し、第１駆動輪とは別の駆動輪である第２駆動輪の制駆動トルクが入力される際には、当該制駆動トルクに基づいて前記第１モータの回転角速度の推定値を補正する。当該補正は、予めモデル化された第２駆動輪に対する第１モータの回転角速度の伝達関数を用いてモータ回転角速度補正量を算出し、当該モータ回転角速度補正量に基づいて第１モータの回転角速度の推定値を補正する。
　これにより、リア駆動輪から制駆動トルクが入力された場合でも、フロントモータ回転角速度の推定値と検出値とを一致させることができるので、フィードバック制御系においてフロントモータ回転角速度の推定値と検出値との乖離分に基づくトルク成分を補償するためにＦ／Ｂ補償器から余分な振動抑制補償が出力されるのを抑止することができる。
　－第２実施形態－
　本実施形態の電動車両の制御装置は、上述したシステム構成２に適用されることを前提とする。以下、第２実施形態の電動車両の制御装置が上述したステップＳ５０３にて実行する制振制御演算処理について、図１０を参照して説明する。
　図１０は、第２実施形態の制振制御演算処理を実現するブロック構成図の一例である。図１０に示す制御ブロックは、フロントＦ／Ｆ補償器９０１と、リアＦ／Ｆ補償器９０２と、４ＷＤ車両モデル９０３と、制御ブロック９０４と、制御ブロック９０５と、加算器９０８、９０９と、減算器９０６、９０７とから構成される。
　フロントＦ／Ｆ補償器９０１は、フロントの駆動軸ねじり振動を抑止するフィルタであって、上記式（２１）で表されるフィルタＧｒ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）から構成される。フロントＦ／Ｆ補償器９０１は、フロント目標トルク指令値Ｔｍ１＊を入力とし、上記式（２１）によるＦ／Ｆ補償処理を行うことにより、第１のトルク指令値を算出する。
　リアＦ／Ｆ補償器９０２は、リアの駆動軸ねじり振動を抑止するフィルタであって、上記式（２４）で表されるフィルタＧｒｒ（ｓ）／Ｇｐｒ（ｓ）から構成される。リアＦ／Ｆ補償器９０２は、リア目標トルク指令値Ｔｍｒ１＊を入力とし、上記式（２４）によるＦ／Ｆ補償処理を行うことにより、第３のトルク指令値を算出する。
　４ＷＤ車両モデル９０３は、第１のトルク指令値と第３のトルク指令値とを入力とし、図１１で表される車両モデルを用いて、フロントモータ回転角速度推定値ω＾ｍｆと、リアモータ回転角速度推定値ω＾ｍｒとを算出する。ここで用いられる車両モデルは、図１１で示すとおり、フロント駆動輪とリア駆動輪とを有する四輪駆動車（４ＷＤ車両）の駆動力伝達系、すなわち、フロント駆動輪およびリア駆動輪へのトルク入力からフロント駆動モータおよびリア駆動モータのモータ回転角速度までの伝達特性を模擬した車両モデルである。図１１で示す４ＷＤ車両モデル９０３は、４ＷＤ車両の運動方程式（１）～（１１）と等価に構成されたブロック構成図である。
　ここで、図示する４ＷＤ車両モデル９０３において、第１のトルク指令値に基づいてフロントモータ回転角速度推定値ω＾ｍｆを算出する系に、第３のトルク指令値に基づいて算出されたリア駆動輪の駆動力Ｆｒが加算されている。これにより、４ＷＤ車両モデルにおいて、第１のトルク指令値に基づいて算出されるフロントモータ回転角速度推定値を、リア駆動輪の制駆動トルクを表す第３トルク指令値に基づいて補正することができる。
　図１０で示す減算器９０６は、フロントモータ回転角速度推定値ω＾ｍｆからモータ回転角速度ωｍｆ（検出値）を減算して、モータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を算出し、算出した値を制御ブロック９０４に出力する。
　制御ブロック９０４は、上記式（３４）で表すバンドパスフィルタＨｆ（ｓ）と、上記式（１９）で表す車両モデルＧｐ（ｓ）の逆特性とから構成される。制御ブロック８０４は、モータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を入力とし、Ｈｆ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）を乗算することにより、第２のトルク指令値を算出する。
　加算器９０８は、第１のトルク指令値と第２のトルク指令値とを足し合わせて、フロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊を算出する。
　一方、減算器９０７は、リアモータ回転角速度推定値ω＾ｍｒからモータ回転角速度ωｍｒ（検出値）を減算して、モータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を算出し、算出した値を制御ブロック９０５に出力する。
　制御ブロック９０５は、上記式（３５）で表すバンドパスフィルタＨｒ（ｓ）と、上記式（１９）で表す車両モデルＧｐ（ｓ）の逆特性とから構成される。制御ブロック８０４は、モータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を入力とし、Ｈｒ（ｓ）／Ｇｐｒ（ｓ）を乗算することにより、第４のトルク指令値を算出する。
　加算器９０９は、第１のトルク指令値と第２のトルク指令値とを足し合わせて、リア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊を算出する。
　ここで、フロント駆動システムの駆動軸ねじり共振周波数ｆｐｆと、リア駆動システムの駆動軸ねじり共振周波数ｆｐｒとが異なる場合（ｆｐｆ≠ｆｐｒ）は、フロント駆動輪とリア駆動輪の駆動力応答を揃えるために、フロントＦ／Ｆ補償器９０１が行うＦ／Ｆ補償処理と、リアＦ／Ｆ補償器９０２が行うＦ／Ｆ補償処理の規範応答を一致させても良い。すなわち、図１２で示すように、フロントＦ／Ｆ補償器９０１の構成に、制御ブロック１１０１を考慮することにより、フロントＦ／Ｆ補償器９０１が行うＦ／Ｆ補償処理と、リアＦ／Ｆ補償器９０２が行うＦ／Ｆ補償処理の規範応答を一致させることができる。
　これにより、ドライバがアクセルをＯＮ／ＯＦＦ操作した際のフロント／リアのトルクの立上りと立下りをそれぞれ統一させることができるので、フロント／リア駆動輪の駆動力の応答スピードの違いにより２段加速感が生じることを抑止することができる。また、制振制御のアウターループの制御系を設計する際、複数駆動輪の規範応答を揃えることにより、制御系の設計を容易にすることができる。
　制御ブロック１１０１は、次式（３６）で表されるフィルタＧｒ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）から構成される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000036
　また、ｆｐｆ≠ｆｐｒの場合には、フロント駆動輪とリア駆動輪の駆動力応答を揃えるために、フロントＦ／Ｆ補償器９０１とリアＦ／Ｆ補償器９０２とを、図１３で示すような構成としてもよい。すなわち、フロントＦ／Ｆ補償器９０１とリアＦ／Ｆ補償器９０２とが、それぞれ、フロントの駆動軸ねじり振動を抑止するフィルタＧｒ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）と、リアの駆動軸ねじり振動を抑止するフィルタＧｒｒ（ｓ）／Ｇｐｒ（ｓ）の両方のフィルタにより構成されても良い。このような構成によっても、フロントＦ／Ｆ補償器９０１が行うＦ／Ｆ補償処理と、リアＦ／Ｆ補償器９０２が行うＦ／Ｆ補償処理の規範応答を一致させることができる。
　このような構成によれば、複数駆動輪のねじり振動周波数が全て減衰されるので、フロント／リアのＦ／Ｆ補償器９０１、９０２のみで、全ての駆動軸ねじり振動を抑制することができる。
　なお、フロント駆動システムの駆動軸ねじり共振周波数ｆｐｆが、リア駆動システムの駆動軸ねじり共振周波数ｆｐｒより小さい場合（ｆｐｆ＜ｆｐｒ）は、フロント／リアの駆動輪の規範応答を低周波側の特性に合わせるために、高周波側のリアＦ／Ｆ補償器９０２のＦ／Ｆ補償処理を、フロントＦ／Ｆ補償器９０１のＦ／Ｆ補償処理側に考慮しても良い。すなわち、図１４で示すように、リアＦ／Ｆ補償器９０２の構成に、制御ブロック１２０１を考慮することにより、フロント／リア駆動輪の駆動力応答を、より低周波側の特性に合わせることができる。制御ブロック１２０１は、上記式（２３）で表す車両モデルＧｒｒ（ｓ）の逆特性と、上記式（２０）で表す車両モデルＧｒ（ｓ）とで表されるフィルタＧｒ（ｓ）／Ｇｒｒ（ｓ）により構成される。
　ここで、複数駆動輪の規範応答を高周波側に合わせると、低周波側の駆動軸ねじり振動周波数特性を持つ駆動輪に対して進み補償が必要となるので、当該駆動輪に対して、ドライバの要求するトルク以上のトルクを指示するトルク指令値を設定することになる。しかしながら、全開加速時等はトルクの上下限制限等があるため、進み補償を行うと規範応答通りのトルクを出力できない場合がある。したがって、本実施形態では、複数駆動輪の規範応答を低周波側に合わせている。
　以上のように算出されたリア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊とフロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊によっても、上述の図９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）、制振制御のＦ／Ｂ補償器からの余分な振動抑制補償が出力されることを抑止することができるので、フロントとリアの駆動輪を使用する加速時でも、ドライバの意図する加速度を得ることができる。
　以上、第２実施形態の電動車両の制御装置は、電動車両が第２駆動輪（リア駆動輪）の動力源として第２モータ（リア駆動モータ）を備える場合は、車両モデルＧｐ（ｓ）は、第１駆動輪および第２駆動輪へのトルク入力から第１モータおよび第２モータのモータ回転角速度への伝達特性を模擬した４ＷＤ車両モデルであって、モータトルク指令値に基づくフィードフォワード演算により第３のトルク指令値を算出し、第２モータの回転角速度を検出し、第２駆動輪へのトルク入力から第２モータのモータ回転角速度までの伝達特性を模擬した車両モデルＧｐｒ（ｓ）の逆特性と、車両のねじり振動周波数近傍の周波数を中心周波数とするバンドパスフィルタＨｒ（ｓ）とで構成されるフィルタＨｒ（ｓ）／Ｇｐｒ（ｓ）を用いて、第２モータの回転角速度の検出値と推定値との偏差から第４のトルク指令値を算出し、第３のトルク指令値と第４のトルク指令値とを加算して得られる第２最終トルク指令値に従って第２モータのトルクを制御する。そして、第１のトルク指令値と第３のトルク指令値とを入力とし、４ＷＤ車両モデルを用いて、第１モータの回転角速度推定値と第２モータの回転角速度推定値を算出するとともに、第３トルク指令値に基づいて第１モータの回転角速度推定値を補正する。
　これにより、リア駆動輪から制駆動トルクが入力された場合でも、複数駆動輪を対象として設計された４ＷＤ車両モデルを用いてフロントモータ回転角速度の推定値と検出値とを一致させることができる。したがって、フィードバック制御系においてフロントモータ回転角速度の推定値と検出値との乖離分に基づくトルク成分を補償するためにＦ／Ｂ補償器から余分な振動抑制補償が出力されるのを抑止することができる。
　また、第２実施形態の電動車両の制御装置によれば、第１駆動輪（フロント駆動輪）の駆動軸ねじり振動周波数と、第２駆動輪（リア駆動輪）の駆動軸ねじり振動周波数とが異なる場合は、第１のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答と、第３のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答とを一致させる。これにより、ドライバがアクセルをＯＮ／ＯＦＦ操作した際のフロント／リアのトルクの立上りと立下りをそれぞれ統一させることができるので、フロント／リア駆動輪の駆動力の応答スピードの違いにより２段加速感が生じることを抑止することができる。
　また、第２実施形態の電動車両の制御装置によれば、第１駆動輪（フロント駆動輪）の駆動軸ねじり振動周波数を減衰させる伝達特性を有するフィルタを用いたフィードフォワード演算により第１のトルク指令値を算出し、第２駆動輪(リア駆動輪)の駆動軸ねじり振動周波数を減衰させる伝達特性を有するフィルタを用いたフィードフォワード演算により第３のトルク指令値を算出してもよい。これにより、複数駆動輪のねじり振動周波数が全て減衰されるので、フロント／リアのＦ／Ｆ補償器のみで、全ての駆動軸ねじり振動を抑制することができる。
　また、第２実施形態の電動車両の制御方法によれば、第１駆動輪（フロント駆動輪）の駆動軸ねじり振動周波数より第２駆動輪（リア駆動輪）の駆動軸ねじり振動周波数が小さい場合は、第１のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答を、第３のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答に一致させる。また、第２駆動輪の駆動軸ねじり振動周波数より第１駆動輪の駆動軸ねじり振動周波数が小さい場合は、第３のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答を、第１のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答に一致させる。これにより、進み補償を必要とせずに、ドライバがアクセルをＯＮ／ＯＦＦ操作した際のフロント／リアのトルクの立上りと立下りをそれぞれ統一させることができるので、フロント／リア駆動輪の駆動力の応答スピードの違いにより２段加速感が生じることを抑止することができる。
　－第３実施形態－
　本実施形態の電動車両の制御装置は、上述したシステム構成１に適用されることを前提とする。以下、第３実施形態の電動車両の制御装置が上述したステップＳ２０３にて実行する制振制御演算処理について、図面等を参照して説明する。
　最初に、本実施形態における制振制御演算処理で用いられる車両モデルについて説明する。
　図１５は、システム構成１の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１４より、２輪駆動の車両（２ＷＤ車両）の運動方程式は、次式（３７）～（４２）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000037
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000038
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000039
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000040
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000041
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000042
　上記式（３７）～（４２）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（４３）、（４４）で表せる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000043
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000044
　ただし、式（４４）中のａ3、ａ2、ａ1、ａ0、ｂ3、ｂ2、ｂ1、ｂ0、は、それぞれ次式（４５）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000045
　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（４６）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000046
　ただし、式（４６）中のｃ1、ｃ2は、次式（４７）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000047
　式（３８）、（４０）、（４１）、（４２）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（４８）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000048
　式（４３）、（４４）、（４８）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（４９）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000049
　式（４６）、（４９）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（５０）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000050
　ここで、式（５０）を変形すると、次式（５１）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000051
　従って、式（５０）、（５１）より、駆動軸ねじり角速度ωdは、次式（５２）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000052
　ただし、式（５２）中のＨw（ｓ）は、次式（５３）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000053
　式（５３）中のｖ1、ｖ0、ｗ1．ｗ0は、次式（５４）のとおりである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000054
　また、式（５４）は、次式（５５）のとおりに変形することができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000055
　ここで、式（５５）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（５５）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（５６）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000056
　ただし、式（５６）中のｇtは、次式（５７）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000057
　ここで、最終トルク指令値Ｔｍｆ*は、次式（５８）で表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000058
　そうすると、最終トルク指令値Ｔｍｆ*は、次式（５９）のとおりに置き換えることができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000059
　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（５９）を式（５６）に代入すると、次式（６０）のように整理することができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000060
　モータトルクから駆動軸トルクまでの規範応答は、次式（６１）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000061
　規範応答を式（６１）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（６０））と、規範応答とが一致する条件は、次式（６２）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000062
　次に、上記式（３７）から（５３）を適用して、モータから駆動軸までのギヤのバックラッシュ特性を模擬した不感帯をモデル化（不感帯モデル）する。そうすると、不感帯モデルを考慮した駆動軸トルクＴｄを、次式（６３）で表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000063
　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。
　図１６は、ステップＳ２０３で実行される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１５０１と、Ｆ／Ｂ補償器１５０２と、加算器１５０３とを用いて実行される。
　Ｆ／Ｆ補償器１５０１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１５０２は、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、制駆動力指令値Ｔｍｒ１＊を入力とし、第２のトルク指令値Ｔｍ２*を算出する。
　加算器１５０３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１７は、図１６で示したＦ／Ｆ補償器１５０１の詳細を示す制御ブロック図である。Ｆ／Ｆ補償器１５０１は、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器１６０１と、車両モデル１６０２とから構成される。なお、ここで示すＦ／Ｆ補償器１５０１は、国際公開番号ＷＯ２０１３／１５７３１５に開示するＦ／Ｆ補償器と同一である。
　車両モデル１６０２は、式（３７）から式（４８）を適用して、車両パラメータ（図１５参照）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１６０２のうち、不感帯ブロック１６０３で示す不感帯特性（不感帯モデル）が考慮された駆動軸トルクＴｄは、上記式（６３）が適用されて算出される。
　ここで、車両がコーストや減速から加速するようなシーンでは、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駆動軸に伝達されない不感帯区間が発生する。これに対して、不感帯区間が考慮された車両モデル１６０２を用いて第１のトルク指令値を算出することにより、駆動モータトルクは、不感帯区間では概ね０となり、ギヤが噛み合うタイミングで増加するように制御される。そのため、ギヤバックラッシュの影響によりギヤが離れた場合に、ギヤが再び噛み合う際のショックを抑制することができる。
　車両モデル１６０２に第１のトルク指令値が入力されることで、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄと、モータ回転角速度推定値ω＾ｍとが算出される。
　そして、車両モデル１６０２から出力されたモータ回転角速度推定値は、Ｆ／Ｂ補償器１５０２に入力され（図１６参照）、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄは、駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器１６０１に入力される。
　駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器１６０１は、フィードバックゲイン１６０４（Ｆ／Ｂゲインｋ1）と、減算器１６０５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Ｔｍ１＊と、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄとを入力とし、第１のトルク指令値を算出する。
　フィードバックゲイン１６０４は、駆動軸ねじり角速度推定値ω＾ｄを入力とし、上記式（６２）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減算器１６０５に出力する。
　そして、減算器１６０５において、目標トルク指令値から、フィードバックゲイン１６０４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、車両モデル１６０２に出力されるとともに、図１６で示す加算器１５０３に出力される。
　図１８は、図１６で示したＦ／Ｂ補償器１５０２の詳細を示す制御ブロック図である。Ｆ／Ｂ補償器１５０２は、ゲイン１７０１（ゲインＫ）と、制御ブロック１７０２と、加算器１７０３、１７０５と、制御ブロック１７０４と、減算器１７０６と、制御ブロック１７０７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。
　制御ブロック１７０２は、上記式（４４）を適用した伝達特性Ｇｐ（ｓ）により構成されるフィルタである。制御ブロック１７０２は、フィルタゲインＫによるゲイン調整がなされる前の第２のトルク指令値を入力とし、伝達特性Ｇｐ（ｓ）を用いて、モータ回転角速度推定値ω＾ｍ１を算出する。
　加算器１７０３は、Ｆ／Ｆ補償器１５０１が有する車両モデル１６０２により算出されたモータ回転角速度推定値ω＾ｍと、制御ブロック１７０２の出力であるモータ回転角速度推定値ω＾ｍ１を加算して得た値を加算器１７０５に出力する。
　制御ブロック１７０４は、上記式（２６）を適用した伝達特性Ｇｐｒｆ（ｓ）により構成されるフィルタである。制御ブロック１７０４は、制駆動力指令値Ｔｍｒ１＊を入力とし、伝達特性Ｇｐｒｆ（ｓ）を用いて算出したモータ回転角速度推定値ω＾ｍ２を算出する。
　そして、加算器１７０５において、モータ回転角速度推定値ω＾ｍとモータ回転角速度推定値ω＾ｍ１を加算して得た値と、モータ回転角速度推定値ω＾ｍ２とが足し合わされる。これにより、第１のトルク指令値に基づいて算出されるフロントモータ回転角速度推定値を、リア駆動輪の制駆動トルクを表す制駆動力指令値に基づいて補正された最終モータ回転角速度推定値ω＾ｍ３が算出される。
　減算器１７０６は、最終モータ回転角速度推定値ω＾ｍ３から、モータ回転角速度ωｍを減算する事により得たモータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を制御ブロック１７０７に出力する。
　制御ブロック１７０７は、制御対象の伝達特性Ｇｐ（ｓ）の逆系と、バンドパスフィルタＨｆ（ｓ）とから構成されるＨｆ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）なるフィルタである。バンドパスフィルタＨｆ（ｓ）は、第１実施形態と同様に上記式（３４）が適用されて構成される。制御ブロック１７０７は、減算器１７０６の出力であるモータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を入力とし、フィルタＨｆ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）を用いて、第２のトルク指令値を算出する。
　なお、制御ブロック１７０４で使用する制御対象の伝達特性Ｇｐｒｆ（ｓ）は、フロント駆動輪とリア駆動輪のねじり振動周波数がカットオフ周波数となるように考慮した次式（６４）を適用して構成されるフィルタで近似してもよい。このようなフィルタで近似することにより、演算負荷を低減することができる。なお、次式（６４）は、フロント駆動輪とリア駆動輪の双方のねじり振動周波数を考慮しているが、少なくとも一方の駆動輪のねじり振動周波数のみを考慮したフィルタで近似しても良い。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000064
　また、制御ブロック１７０４で使用する制御対象の伝達特性Ｇｐｒｆ（ｓ）は、定常状態における要素の特性（静特性）のみを考慮した、次式（６５）を適用して構成されるフィルタで近似してもよい。これにより、車両モデルを用いずに、ゲイン調整によりモータ回転角度推定値ω＾ｍ２を算出できるので、演電動モータコントローラ２のソフト演算負荷を低減することができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000065
　またさらに、制御ブロック１７０４は、ねじり振動周波数に起因する減衰係数が１未満となる特性を有する場合は、減衰係数ζ（ζｐｒ、ζｐｆ）を１に近似した上記式（２９）で表す伝達特性Ｇｒｒｆ（ｓ）を、伝達特性Ｇｐｒｆ（ｓ）に代えて使用しても良い。すなわち、ねじり振動周波数に起因する減衰係数が１未満となる特性を有する場合は、減衰係数ζ（ζｐｒ、ζｐｆ）を１以上の値に設定してもよい。リア駆動輪からフロント駆動モータのモータ回転角速度の伝達関数において、分母のねじり振動周波数に起因する減衰係数が１未満の特性を有する場合、制駆動力の変化に応じてモータ回転角速度補正量（モータ回転角速度推定値ω＾ｍ２）が振動的となる特性がある。この場合、該減衰係数を１以上の値に設定することで、モータ回転角速度補正量の振動的な特性を抑止することができる。
　加えて、制御ブロック１７０２および制御ブロック１７０７にて使用される伝達特性Ｇｐ（ｓ）は、第３実施形態においては、上記式（４４）で表される２ＷＤ車両モデルに基づいて構成される旨説明した。しかしながら、第１実施形態で使用したのと同様に、フロント／リアの駆動力特性を考慮した４ＷＤ車両モデルに基づく上記式（１２）が適用されて構成されてもよい。フロント駆動輪だけでなく、リア駆動輪も考慮した４ＷＤ車両モデルを用いることで、より正確にモータ回転角速度を推定することができる。
　ここで、第３実施形態の電動車両の制御装置による制振制御結果について、図１９を参照して説明する。
　図１９は、第３実施形態の電動車両の制御装置による制振結果と、従来技術による制御結果とを比較するタイムチャートである。図中、上から順に、最終トルク指令値Ｔｍｆ＊、制駆動力指令値Ｔｍｒ１、第２のトルク指令値、車両の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３実施形態による制御結果を示し、破線は、従来技術による制御結果を示す。ただし、制駆動力指令値Ｔｍ１＊は、従来と本実施形態において差異はないので、破線で示す。
　図１９で示されるのは、２ＷＤ電動モータ車両で該電動モータが繋がる駆動輪とは別の駆動輪にも制駆動力（例えば、ブレーキトルクやエンジン出力等）が入力される車両での制御結果である。具体的には、停車状態からドライバがアクセルを急峻に踏み込むことによりフロント目標トルク指令値と別駆動輪の制駆動力指令値が増加して、車両が加速する場面における制御結果を示す。
　まず、時刻ｔ１において、ドライバがアクセルペダルを踏み込むことにより、フロント最終トルク指令値がステップで変化する。
　そうすると、従来技術（破線）では、フロント／リア双方の制駆動力が考慮されていないので、別の駆動輪による駆動力が加わる分、フィードバック制御系で想定されるフロントのモータ回転速度の検出値が大きくなる。そうすると、想定よりも大きく検出されたモータ回転速度分のトルクを補償するため、時刻ｔ１からｔ３にかけて、加速を妨げる負トルク側（モータトルクを小さくする方向）にトルク指令値を補正してしまう（第２のトルク指令値参照）。そのため、フロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊もドライバの要求するトルク指令値を出力することができなくなる。結果として、時刻ｔ３に比べて、時刻ｔ２付近の車両の前後加速度がより制限されていることが分かる。
　このように、従来技術では、制振制御のＦ／Ｂ補償器から余分な振動抑制補償が出力されることにより、車両の加速が妨げられ、ドライバによるアクセル操作あるいはブレーキ操作に基づくドライバの意図する加減速度を得ることができず、ドライバに違和感を与えてしまう。
　これに対して、第３実施形態の電動車両の制御装置（実線）によれば、時刻ｔ１にてフロント最終トルク指令値がステップで変化した場合でも、時刻ｔ１～ｔ３での第２のトルク指令値は０である。したがって、第３実施形態の電動車両の制御装置によっても、従来技術（破線）のような制振制御のＦ／Ｂ補償器からの余分な振動抑制補償（負トルク）が出力されることを抑止することができる。そのため、時刻ｔ１～ｔ３において、フロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊は、ドライバの意図通りのトルク指令値を出力できている。
　この結果、別駆動輪に制駆動力が発生した場合でも、ドライバの意図する加速度を得ることができる。これは、別の駆動輪の制駆動力指令値に応じた駆動輪のモータ回転角速度の伝達関数に基づいて構成されたフィルタを用いて、モータ回転角速度推定値を補正した効果である。
　なお、２ＷＤ電動車両の駆動側の制御結果について説明したが、回生時も同様である。すなわち、従来技術では、２ＷＤ電動車両が減速する際、第２のトルク指令値が余分な振動抑制補償により正トルク側に補正されることにより減速が妨げられ、ドライバの意図する減速度を得ることができない。これに対して、第３実施形態の電動車両の制御装置によれば、上述の駆動側の制御と同様に、制振制御のＦ／Ｂ補償器からの余分な振動抑制補償（正トルク）が出力されることを抑止することができ、ドライバの意図する減速を実現することができる。
　以上、第３実施形態の電動車両の制御装置によれば、フィードフォワード演算において、第１モータ(フロント駆動モータ）のトルクが駆動軸トルクに伝達されない不感帯を有する不感帯車両モデル（車両モデル１６０２）を用いて、モータトルク指令値から駆動軸ねじり角速度を算出し、算出した駆動軸ねじり角速度をモータトルク指令値にフィードバックさせることによって、第１のトルク指令値を算出する。これにより、モータトルクは、不感帯区間では概ね０となり、ギヤが噛み合うタイミングで増加するように制御される。その結果、ギヤバックラッシュの影響によりギヤが離れた場合に、ギヤが再び噛み合う際のショックを抑制することができる。
　また、第３実施形態の電動車両の制御装置によれば、第２駆動輪(リア駆動輪)に対する第１モータ（フロント駆動モータ）の回転角速度の伝達関数のフィルタは、第１駆動輪（フロント駆動輪）および第２駆動輪の少なくとも一方のねじり振動周波数をカットオフ周波数に設定したフィルタで近似される。これにより、電動モータコントローラ２にようソフト演算負荷を低減することができる。
　また、第３実施形態の電動車両の制御装置によれば、第２駆動輪(リア駆動輪)に対する第１モータ（フロント駆動モータ）の回転角速度の伝達関数のフィルタは、第２駆動輪に対する第１モータの回転角速度の伝達特性のゲイン成分を構成するように近似される。これにより、車両モデルを用いずに、ゲイン調整によりモータ回転角度推定値ω＾ｍ２を算出できるので、演電動モータコントローラ２のソフト演算負荷を低減することができる。
　また、第３実施形態の電動車両の制御装置によれば、第２駆動輪(リア駆動輪)に対する第１モータ（フロント駆動モータ）の回転角速度の伝達関数のフィルタは、分母にねじり振動周波数に起因する減衰係数を有し、減衰係数が１未満となる特性を有する場合は、当該減衰係数を１以上の値に設定する。これにより、モータ回転角速度補正量の振動的な特性を抑止することができる。
　また、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Ｇｐ（ｓ）として、第１駆動輪および第２駆動輪へのトルク入力から第１モータおよび第２モータのモータ回転角速度までの伝達特性を模擬した４ＷＤ車両モデルを用いてよい。フロント駆動輪だけでなく、リア駆動輪も考慮された車両モデルを用いることで、より正確にモータ回転角速度を推定することができる。
　－第４実施形態－
　本実施形態の電動車両の制御装置は、上述したシステム構成２に適用されることを前提とする。以下、第４実施形態の電動車両の制御装置が上述したステップＳ５０３にて実行する制振制御演算処理について、図２０、２１を参照して説明する。
　図２０は、第４実施形態の制振制御演算処理を実現するブロック構成図の一例である。図２０で示す制御ブロックは、Ｆ／Ｆ補償器１８０１と、制御ブロック１８０２と、制御ブロック１８０３と、加算器１８０４、１８０５と、減算器１８０６、１８０７とから構成される。
　Ｆ／Ｆ補償器１８０１は、フロント目標トルク指令値Ｔｍ１＊と、リア目標トルク指令値Ｔｍｒ１＊とを入力とし、４ＷＤ車両モデルを使用したＦ／Ｆ補償処理を行う。これにより、Ｆ／Ｆ補償器１８０１は、第１のトルク指令値と第２のトルク指令値とを算出するとともに、フロントモータ回転角速度推定値ω＾ｍｆと、リアモータ回転角速度推定値ω＾ｍｒとを算出する。Ｆ／Ｆ補償器１８０１の詳細を図２１を用いて説明する。
　図２１は、Ｆ／Ｆ補償器１８０１において実行されるＦ／Ｆ補償処理を実現する制御ブロック構成の一例である。
　図示するとおり、Ｆ／Ｆ補償器１８０１は、４ＷＤ車両モデル１９００と、フロント駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器１９０１と、リア駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器１９０２と、から構成される。
　４ＷＤ車両モデル１９００は、４ＷＤ車両の運動方程式（１）～（１１）と等価に構成された図１０で示す４ＷＤ車両モデル９０３に、フロント不感帯モデル１９０３と、リア不感帯モデル１９０４とを加えて構成される。
　フロント不感帯モデル１９０３は、車両パラメータ（図７参照）とフロント駆動モータ２ｆからフロント駆動輪９ｆまでのギヤバックラッシュ特性を模擬した不感帯モデルであって、前述の式（６３）で表される。
　リア不感帯モデル１９０４は、フロントと同様に、車両パラメータ（図７参照）とリア駆動モータ２ｒからフロント駆動輪９ｒまでのギヤバックラッシュ特性を模擬した不感帯モデルであって、上記式（３７）から（５３）を適用して、次式（６６）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000066
　このように構成された４ＷＤ車両モデル１９００は、第１のトルク指令値と第３のトルク指令値とを入力とし、フロント駆動軸ねじり角速度推定値と、リア駆動軸ねじり角速度推定値と、フロントモータ回転角速度推定値ω＾ｍｆと、リアモータ回転角速度推定値ω＾ｍｒとを算出する。
　ここで、図示する４ＷＤ車両モデル１９００において、第１のトルク指令値に基づいてフロントモータ回転角速度推定値ω＾ｍｆを算出する系に、第３のトルク指令値に基づいて算出されたリア駆動輪の駆動力Ｆｒが加算されている。これにより、４ＷＤ車両モデルにおいて、第１のトルク指令値に基づいて算出されるフロントモータ回転角速度推定値を、リア駆動輪の制駆動トルクを表すリア目標トルク指令値に基づいて補正することができる。
　フロント駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器１９０１は、まず、入力されるフロント駆動軸ねじり角速度推定値に、フロント最終トルク指令値からフロント駆動軸トルクまでの伝達特性と規範応答とを一致させるためのゲインｋ１を乗じる。そして、フロント目標トルク指令値Ｔｍ１＊からフロント駆動軸ねじり角速度推定値にゲインｋ１を乗じた値を減じて、第１のトルク指令値を算出する。ゲインｋ１は、上記式（６２）が適用される。
　リア駆動軸ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器１９０２は、まず、入力されるリア駆動軸ねじり角速度推定値に、リア最終トルク指令値からリア駆動軸トルクまでの伝達特性と規範応答とを一致させるためのゲインｋ２を乗じる。そして、リア目標トルク指令値Ｔｍｒ１＊からリア駆動軸ねじり角速度推定値にゲインｋ２を乗じた値を減じて、第３のトルク指令値を算出する。ゲインｋ２は、次式（６７）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000067
　図２０に戻って説明を続ける。加算器１８０６は、フロントモータ回転角速度推定値ω＾ｍｆから、フロントモータ回転角速度ωｍｆを減算することで、フロントモータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を算出して、算出値を制御ブロック１８０２に出力する。
　制御ブロック１８０２は、上記式（３４）で表すバンドパスフィルタＨｆ（ｓ）と、上記式（１９）で表す車両モデルＧｐ（ｓ）の逆特性とから構成される。制御ブロック１８０２は、フロントモータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を入力とし、Ｈｆ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）を乗算することにより、第２のトルク指令値を算出する。
　そして、加算器１８０４において第１のトルク指令値と第２のトルク指令値とが足し合わされることにより、フロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊が算出される。
　同様に、加算器１８０７は、リアモータ回転角速度推定値ω＾ｍｒから、リアモータ回転角速度ωｍｒを減算することで、リアモータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を算出して、算出値を制御ブロック１８０３に出力する。
　制御ブロック１８０２は、上記式（３５）で表すバンドパスフィルタＨｒ（ｓ）と、上記式（１９）で表す車両モデルＧｐ（ｓ）の逆特性とから構成される。制御ブロック１８０３は、リアモータ回転角速度の推定値と検出値の偏差を入力とし、Ｈｒ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）を乗算することにより、第４のトルク指令値を算出する。
　そして、加算器１８０５において第３のトルク指令値と第４のトルク指令値とが足し合わされることにより、リア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊が算出される。
　ここで、複数駆動輪を有する車両において、フロントとリアの駆動輪の駆動軸ねじり振動共振周波数が異なる場合、一方の駆動輪は、他方の駆動輪のトルク外乱の影響により駆動軸ねじり振動が誘起されてしまう。しかしながら、上述したように、複数駆動輪を対象とする車両モデル１９００と、複数駆動輪それぞれに配置された駆動ねじり角速度Ｆ／Ｂ演算器１９０１、１９０２を用いることにより、上記の駆動軸ねじり振動を抑制することができる。なお、制御系の遅れや外乱が無い場合には、Ｆ／Ｆ補償器１８０１のみでフロント／リアの駆動輪の駆動軸ねじり振動を抑制することも可能である。
　このように算出されたリア最終トルク指令値Ｔｍｒｆ＊とフロント最終トルク指令値Ｔｍｆ＊によっても、上述の図９で示した制御結果が示すとおり（図中の第４実施形態参照）、制振制御のＦ／Ｂ補償器からの余分な振動抑制補償が出力されることを抑止することができるので、フロントとリアの駆動輪を使用する加速時でも、ドライバの意図する加速度を得ることができる。
　以上、第４実施形態の電動車両の制御装置によれば、電動車両が第２駆動輪（リア駆動輪）の動力源として第２モータ（リア駆動モータ）を備える場合は、車両モデルＧｐ（ｓ）は、前記第１駆動輪および前記第２駆動輪へのトルク入力と第１モータ（フロント駆動モータ）および第２モータのモータ回転角速度までの伝達特性を模擬した４ＷＤ車両モデルであって、モータトルク指令値に基づくフィードフォワード演算により第３のトルク指令値を算出し、第２モータの回転角速度を検出し、第２モータの回転角速度の検出値と推定値との偏差から第４のトルク指令値を算出し、第３のトルク指令値と第４のトルク指令値とを加算して得られる第２最終トルク指令値に従って第２モータのトルクを制御する。そして、フィードフォワード演算では、モータトルク指令値を第１駆動輪への第１目標トルク指令値（フロント目標トルク指令値）と第２駆動輪への第２目標トルク指令値（リア目標トルク指令値）とに分配し、第１目標トルク指令値と第２目標トルク指令値とを入力とし、４ＷＤ車両モデル１９００を用いて、第１モータの回転角速度推定値と第２モータの回転角速度推定値と第１駆動輪の駆動軸ねじり角速度推定値と第２駆動輪の駆動軸ねじり角速度推定値とを算出するとともに、第２目標トルク指令値に基づいて前記第１モータの回転角速度推定値を補正する。また、第１目標トルク指令値から第１駆動輪の駆動軸ねじり角速度推定値に所定のゲインを乗じた値を減算することにより第１のトルク指令値を算出し、第２目標トルク指令値から第２駆動輪の駆動軸ねじり角速度推定値に所定のゲインを乗じた値を減算することにより第３のトルク指令値を算出する。
　これにより、制振制御のＦ／Ｂ補償器からの余分な振動抑制補償が出力されることを抑止することができるので、フロントとリアの駆動輪を使用する加速時でも、ドライバの意図する加速度を得ることができるとともに、フロント／リアの駆動輪の駆動軸ねじり振動を抑制することができる。
　以上、本発明に係る一実施形態の電動車両の制御装置について説明したが、本発明は、上述した実施形態に限定されることはなく、様々な変形や応用が可能である。例えば、第１実施形態の電動車両の制御装置は、システム構成２の４ＷＤ車両に適用されることを前提とする旨説明したが、システム構成１の車両に適用することもできる。その場合は、リア目標トルク指令値Ｔｍｒ１＊（図６参照）を、システム構成１のＦ／Ｂ補償器１５０２（図１６参照）、および、制御ブロック１７０４（図１８参照）に入力される制駆動力指令値として扱う。これにより、システム構成１の車両においても、リア目標トルク指令値としての制駆動力指令値から、補正モータ回転角速度推定値を算出して、システム構成２の車両と同等の効果を得ることができる。
　また、上述した実施形態の説明においては、車両の前方側の駆動輪をフロント駆動輪（第１駆動輪）とし、車両の後方側の駆動輪をリア駆動輪（第２駆動輪）として説明したが、車両の前後方向と一致させる必要は必ずしもなく、車両の後方側の駆動輪をフロント駆動輪（第１駆動輪）とし、車両の前方側の駆動輪をリア駆動輪（第２駆動輪）としてもよい。

Claims (13)

  1. 　車両情報に基づいてモータトルク指令値を設定し、フロント駆動輪およびリア駆動輪の一方の駆動輪を第１駆動輪として当該第１駆動輪につながる第１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、
    　前記モータトルク指令値に基づくフィードフォワード演算により第１のトルク指令値を算出し、
    　前記第１モータの回転角速度を検出し、
    　前記第１のトルク指令値に基づいて、前記第１駆動輪へのトルク入力から前記第１モータの回転角速度までの伝達特性を模擬した車両モデルＧｐ（ｓ）を用いて前記第１モータの回転角速度を推定し、
    　前記車両モデルＧｐ（ｓ）の逆特性と、車両のねじり振動周波数近傍の周波数を中心周波数とするバンドパスフィルタＨ（ｓ）とで構成されるフィルタＨ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）を用いて、前記第１モータの回転角速度の検出値と推定値との偏差から第２のトルク指令値を算出し、
    　前記第１のトルク指令値と前記第２のトルク指令値とを加算して得られる第１最終トルク指令値に従って前記第１モータのトルクを制御し、
    　前記第１駆動輪とは別の駆動輪である第２駆動輪の制駆動トルクが入力される際には、当該制駆動トルクに基づいて前記第１モータの回転角速度の推定値を補正する、
    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、
    　前記第１駆動輪とは別の駆動輪である第２駆動輪の制駆動トルクが入力される際には、当該制駆動トルクを入力とし、予めモデル化された前記第２駆動輪に対する前記第１モータの回転角速度の伝達関数を用いてモータ回転角速度補正量を算出し、
    　前記モータ回転角速度補正量に基づいて前記第１モータの回転角速度の推定値を補正する、
    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、
    　前記電動車両が前記第２駆動輪の動力源として第２モータを備える場合は、
    　前記車両モデルＧｐ（ｓ）は、前記第１駆動輪および前記第２駆動輪へのトルク入力から前記第１モータおよび前記第２モータのモータ回転角速度への伝達特性を模擬した４ＷＤ車両モデルであって、
    　前記モータトルク指令値に基づくフィードフォワード演算により第３のトルク指令値を算出し、
    　前記第２モータの回転角速度を検出し、
    　前記第２駆動輪へのトルク入力から前記第２モータのモータ回転角速度までの伝達特性を模擬した車両モデルＧｐｒ（ｓ）の逆特性と、車両のねじり振動周波数近傍の周波数を中心周波数とするバンドパスフィルタＨ（ｓ）とで構成されるフィルタＨ（ｓ）／Ｇｐｒ（ｓ）を用いて、前記第２モータの回転角速度の検出値と推定値との偏差から第４のトルク指令値を算出し、
    　前記第３のトルク指令値と前記第４のトルク指令値とを加算して得られる第２最終トルク指令値に従って前記第２モータのトルクを制御し、
    　前記第１のトルク指令値と前記第３のトルク指令値とを入力とし、前記４ＷＤ車両モデルを用いて、前記第１モータの回転角速度推定値と前記第２モータの回転角速度推定値を算出するとともに、前記第３のトルク指令値に基づいて前記第１モータの回転角速度推定値を補正する、
    電動車両の制御方法。
  4. 　請求項１に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記電動車両が前記第２駆動輪の動力源として第２モータを備える場合は、
    　前記車両モデルＧｐ（ｓ）は、前記第１駆動輪および前記第２駆動輪へのトルク入力と前記第１モータおよび前記第２モータのモータ回転角速度までの伝達特性を模擬した４ＷＤ車両モデルであって、
    　前記モータトルク指令値に基づくフィードフォワード演算により第３のトルク指令値を算出し、
    　前記第２モータの回転角速度を検出し、
    　前記第２モータの回転角速度の検出値と推定値との偏差から第４のトルク指令値を算出し、
    　前記第３のトルク指令値と前記第４のトルク指令値とを加算して得られる第２最終トルク指令値に従って前記第２モータのトルクを制御し、
    　前記フィードフォワード演算では、
    　前記モータトルク指令値を前記第１駆動輪への第１目標トルク指令値と前記第２駆動輪への第２目標トルク指令値とに分配し、
    　前記第１目標トルク指令値と前記第２目標トルク指令値とを入力とし、前記４ＷＤ車両モデルを用いて、前記第１モータの回転角速度推定値と前記第２モータの回転角速度推定値と前記第１駆動輪の駆動軸ねじり角速度推定値と前記第２駆動輪の駆動軸ねじり角速度推定値とを算出するとともに、前記第２目標トルク指令値に基づいて前記第１モータの回転角速度推定値を補正し、
    　前記第１目標トルク指令値から前記第１駆動輪の駆動軸ねじり角速度推定値に所定のゲインを乗じた値を減算することにより前記第１のトルク指令値を算出し、
    　前記第２目標トルク指令値から前記第２駆動輪の駆動軸ねじり角速度推定値に所定のゲインを乗じた値を減算することにより前記第３のトルク指令値を算出する、
    電動車両の制御方法。
  5. 請求項３または４に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記第１駆動輪の駆動軸ねじり振動周波数と、前記第２駆動輪の駆動軸ねじり振動周波数とが異なる場合は、前記第１のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答と、前記第３のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答とを一致させる、
    電動車両の制御方法。
  6. 　請求項５に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記第１駆動輪の駆動軸ねじり振動周波数より前記第２駆動輪の駆動軸ねじり振動周波数が小さい場合は、前記第１のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答を、前記第３のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答に一致させ、
    　前記第２駆動輪の駆動軸ねじり振動周波数より前記第１駆動輪の駆動軸ねじり振動周波数が小さい場合は、前記第３のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答を、前記第１のトルク指令値を算出するフィードフォワード演算において使用する規範応答に一致させる、
    電動車両の制御方法。
  7. 　請求項５に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記第１駆動輪の駆動軸ねじり振動周波数を減衰させる伝達特性を有するフィルタを用いたフィードフォワード演算により前記第１のトルク指令値を算出し、
    　前記第２駆動輪の駆動軸ねじり振動周波数を減衰させる伝達特性を有するフィルタを用いたフィードフォワード演算により前記第３のトルク指令値を算出する、
    電動車両の制御方法。
  8. 　請求項２に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記第２駆動輪に対する前記第１モータの回転角速度の伝達関数のフィルタは、前記第１駆動輪および前記第２駆動輪の少なくとも一方のねじり振動周波数をカットオフ周波数に設定したフィルタで近似される、
    電動車両の制御方法。
  9. 　請求項２に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記第２駆動輪に対する前記第１モータの回転角速度の伝達関数のフィルタは、前記第２駆動輪に対する前記第１モータの回転角速度の伝達特性のゲイン成分を構成するように近似される、
    電動車両の制御方法。
  10. 　請求項２に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記第２駆動輪に対する前記第１モータの回転角速度の伝達関数のフィルタは、分母にねじり振動周波数に起因する減衰係数を有し、
    　前記減衰係数が１未満となる特性を有する場合は、当該減衰係数を１以上の値に設定する、
    電動車両の制御方法。
  11. 　請求項２に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記フィードフォワード演算では、前記第１モータのトルクが駆動軸トルクに伝達されない不感帯を有する不感帯車両モデルを用いて、前記モータトルク指令値から駆動軸ねじり角速度を算出し、算出した前記駆動軸ねじり角速度を前記モータトルク指令値にフィードバックさせることによって、前記第１のトルク指令値を算出する、
    電動車両の制御方法。
  12. 　請求項２に記載の電動車両の制御方法において、
    　前記車両モデルＧｐ（ｓ）は、前記第１駆動輪および前記第２駆動輪へのトルク入力から前記第１モータおよび前記第２駆動輪の動力源としての第２モータのモータ回転角速度までの伝達特性を模擬した４ＷＤ車両モデルである、
    電動車両の制御方法。
  13. 　車両情報に基づいてモータトルク指令値を設定し、フロント駆動輪およびリア駆動輪の一方の第１駆動輪につながる第１モータのトルクを制御するコントローラを備える電動車両の制御装置であって、
    　前記コントローラは、
    　前記モータトルク指令値に基づくフィードフォワード演算により第１のトルク指令値を算出し、
    　前記第１モータの回転角速度を検出し、
    　前記第１のトルク指令値に基づいて、前記第１駆動輪へのトルク入力から前記第１モータの回転角速度までの伝達特性を模擬した車両モデルＧｐ（ｓ）を用いて前記第１モータの回転角速度を推定し、
    　前記車両モデルＧｐ（ｓ）の逆特性と、車両のねじり振動周波数近傍の周波数を中心周波数とするバンドパスフィルタＨ（ｓ）とで構成されるフィルタＨ（ｓ）／Ｇｐ（ｓ）を用いて、前記第１モータの回転角速度の検出値と推定値との偏差から第２のトルク指令値を算出し、
    　前記第１のトルク指令値と前記第２のトルク指令値とを加算して得られる第１最終トルク指令値に従って前記第１モータのトルクを制御し、
    　前記第１駆動輪とは別の駆動輪である第２駆動輪の制駆動トルクが入力される際には、当該制駆動トルクに基づいて前記第１モータの回転角速度の推定値を補正する、
    電動車両の制御装置。
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