WO2024257417A1 - 減衰力制御装置 - Google Patents

減衰力制御装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2024257417A1
WO2024257417A1 PCT/JP2024/008123 JP2024008123W WO2024257417A1 WO 2024257417 A1 WO2024257417 A1 WO 2024257417A1 JP 2024008123 W JP2024008123 W JP 2024008123W WO 2024257417 A1 WO2024257417 A1 WO 2024257417A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
vehicle
wheel
damping force
wheels
shock absorber
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2024/008123
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
学 中村
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Aisin Corp
Original Assignee
Aisin Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Aisin Corp filed Critical Aisin Corp
Priority to CN202480033918.8A priority Critical patent/CN121175204A/zh
Publication of WO2024257417A1 publication Critical patent/WO2024257417A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G17/00—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load
    • B60G17/015—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G17/00—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load
    • B60G17/015—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements
    • B60G17/018—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements characterised by the use of a specific signal treatment or control method

Definitions

  • An embodiment of the present invention relates to a damping force control device.
  • damping force control device that is installed in a vehicle and controls the damping force of the shock absorbers of the suspension, thereby improving ride comfort and driving stability.
  • this type of damping force control device is one that calculates the ratio between mid-frequency and low-frequency components in the vehicle's vertical vibrations based on the output value of a vertical acceleration sensor mounted on the vehicle, and controls the damping force of the shock absorbers based on this ratio (see, for example, Patent Document 1).
  • the above-mentioned conventional technology has the problem that the vehicle structure becomes complicated because a dedicated vertical acceleration sensor is installed in the vehicle to control the damping force of the shock absorber.
  • One of the problems that the embodiments of the present invention aim to solve is to obtain a damping force control device that can prevent the vehicle structure from becoming complicated when controlling the damping force of a shock absorber.
  • the damping force control device of an embodiment of the present invention is a damping force control device that controls a shock absorber interposed between a wheel of a vehicle and a body of the vehicle, and includes a calculation unit that utilizes a trained model that inputs a first physical quantity related to the motion of the vehicle other than the vertical acceleration of the vehicle and outputs a second physical quantity related to the vertical motion of the vehicle, estimates the second physical quantity from an actual measurement value of the first physical quantity, and calculates a target damping coefficient of the shock absorber based on the estimated second physical quantity, and a damping force control unit that controls the damping force of the shock absorber based on the calculated target damping coefficient.
  • the calculation unit uses the learned model to calculate the target damping coefficient of the shock absorber from the actual measured value of the first physical quantity related to the vehicle motion other than the vehicle's vertical acceleration, so there is no need to provide the vehicle with a dedicated vertical acceleration sensor for controlling the damping force of the shock absorber. This makes it possible to prevent the structure of the vehicle from becoming complicated when controlling the damping force of the shock absorber.
  • FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a schematic configuration of an example of a vehicle according to a first embodiment.
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing a schematic configuration of an example of a suspension device in a vehicle according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a functional block diagram of an example control device for a vehicle according to the first embodiment.
  • FIG. 4A is an explanatory diagram for explaining deformation of a wheel of the vehicle according to the first embodiment.
  • FIG. 4B is an explanatory diagram for explaining deformation of the wheel of the vehicle according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a flowchart illustrating an example of a damping force control process executed by the control device according to the first embodiment.
  • FIG. 6 is a flowchart showing an example of a process for calculating an index value (tilt vibration index value) indicating the degree of tilt vibration in the damping force control process according to the first embodiment.
  • FIG. 7 is a flowchart showing an example of a process for calculating an index value (rough vibration index value) indicating the degree of rough vibration in the damping force control process according to the first embodiment.
  • FIG. 8 is a diagram illustrating an example of a map showing the relationship between the ratio of the thud vibration index value to the tilt vibration index value and the correction coefficient according to the first embodiment.
  • FIG. 9 is a diagram showing another example of the map showing the relationship between the ratio of the thud vibration index value to the tilt vibration index value and the correction coefficient according to the first embodiment.
  • FIG. 10 is a diagram showing an example of a map showing the relationship between the relative speed in the vertical direction of the vehicle body and the wheels, the target damping force, and the control stage of the shock absorber according to the first embodiment.
  • FIG. 11 is a flowchart illustrating an example of a damping force control process executed by the control device according to the second embodiment.
  • FIG. 12 is a flowchart illustrating an example of a damping force control process executed by the control device according to the third embodiment.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a schematic configuration of an example of a vehicle 1 according to the first embodiment.
  • the vehicle 1 may be, for example, an automobile (internal combustion engine automobile) using an internal combustion engine (engine, not shown) as a driving source, an automobile (electric automobile, fuel cell automobile, etc.) using an electric motor (motor, not shown) as a driving source, or an automobile (hybrid automobile) using both of them as a driving source.
  • the vehicle 1 may be equipped with various transmissions, and may be equipped with various devices (systems, parts, etc.) required to drive the internal combustion engine and the electric motor.
  • the vehicle 1 is a four-wheeled vehicle (four-wheeled automobile) and has two front wheels 3F on the left and right and two rear wheels 3R on the left and right.
  • the front (direction Fr) in the vehicle longitudinal direction is the left side.
  • the vehicle control system 100 of the vehicle 1 includes a control device 10, a steering device 11, a steering sensor 12, a detection sensor 13, etc.
  • the vehicle control system 100 also includes a suspension device 4, a rotation sensor 5, a torque sensor 6, etc. corresponding to each of the two front wheels 3F, and a suspension device 4, a rotation sensor 5, a torque sensor 6, etc. corresponding to each of the two rear wheels 3R.
  • Fig. 2 is a schematic diagram showing the general configuration of an example of the suspension device 4 in the vehicle 1 according to the first embodiment.
  • the part of the vehicle 1 on the vehicle body 2 side relative to the suspension device 4 is the sprung part 2a (Fig. 2)
  • the part of the vehicle 1 on the wheel 3 side relative to the suspension device 4 is the unsprung part 2b (Fig. 2).
  • vehicle 1 includes basic components other than those shown in Figures 1 and 2, but only the configuration related to vehicle control system 100 and the control related to that configuration will be described here.
  • Wheels 3 are used as a general term for the two front wheels 3F and the two rear wheels 3R.
  • the vertical relative speed which is the vertical speed of the wheels 3 of vehicle 1 relative to the body 2 of vehicle 1, is also referred to as stroke speed.
  • the stroke speed is also the relative speed between the sprung portion 2a and the unsprung portion 2b.
  • the control device 10 receives signals and data from each part of the vehicle control system 100 via a network such as a CAN (Controller Area Network), and controls each part of the vehicle control system 100 and executes various calculations.
  • the control device 10 is an example of a damping force control device.
  • the control device 10 is configured as a computer and includes an arithmetic processing unit (microcomputer, ECU (Electronic Control Unit), etc., not shown) and a memory unit 10d (e.g., ROM (Read Only Memory), RAM (Random Access Memory), flash memory, etc., see FIG. 3).
  • the arithmetic processing unit reads out a program stored (installed) in the non-volatile memory unit 10d (e.g., ROM, flash memory, etc.), executes arithmetic processing according to the program, and functions (operates) as each part shown in FIG. 3.
  • the memory unit 10d can store data (tables (data groups), functions, etc.) used in various calculations related to control, calculation results (including values during calculation), etc.
  • the memory unit 10d also stores a trained model 121. Details of the trained model 121 will be described later.
  • the steering device 11 includes, for example, a steering wheel, and steers (turns) the two front wheels 3F.
  • the steering sensor 12 detects the steering angle (steering angle, turning angle, steering angle) of the front wheels 3F, and outputs steering angle data indicating the detected steering angle.
  • the detection sensors 13 include a yaw rate sensor that detects the yaw rate of the vehicle 1 (body 2) and outputs the detected yaw rate, a longitudinal acceleration sensor that detects longitudinal acceleration, which is the acceleration of the vehicle 1 (body 2) in the longitudinal direction, and outputs the detected longitudinal acceleration, and a lateral acceleration sensor that detects lateral acceleration, which is the acceleration of the vehicle 1 (body 2) in the lateral direction (width direction), and outputs the detected lateral acceleration.
  • a yaw rate sensor that detects the yaw rate of the vehicle 1 (body 2) and outputs the detected yaw rate
  • a longitudinal acceleration sensor that detects longitudinal acceleration, which is the acceleration of the vehicle 1 (body 2) in the longitudinal direction, and outputs the detected longitudinal acceleration
  • a lateral acceleration sensor that detects lateral acceleration, which is the acceleration of the vehicle 1 (body 2) in the lateral direction (width direction), and outputs the detected lateral acceleration.
  • the rotation sensor 5 can output a signal corresponding to the speed (rotational speed, angular velocity, number of rotations, rotation state) of the rotation of each of the four wheels 3 in response to the rotation of each of the wheels.
  • the control device 10 can calculate the speed of the vehicle 1 from the detection results of the rotation sensor 5. Note that a rotation sensor (not shown) that detects the rotation of the crankshaft, axles, etc. may be provided in addition to the rotation sensor 5 for the wheels 3, and the control device 10 may obtain the speed of the vehicle 1 from the detection results of this rotation sensor.
  • the torque sensors 6 are provided for each of the four wheels 3 and detect the rotational torque input to each wheel 3.
  • each of the above sensors is also used for operations (processing) performed by the vehicle 1 other than the damping force control processing described below.
  • each sensor is not dedicated to the damping force control processing.
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing a schematic configuration of an example of a suspension device 4 in a vehicle according to the first embodiment.
  • the suspension device 4 is interposed between the wheels 3 and the vehicle body 2, and suppresses the transmission of vibrations and shocks from the road surface to the vehicle body.
  • the suspension device 4 has a coil spring 4a and a shock absorber 4b.
  • the shock absorber 4b can electrically control (adjust) the damping force (damping characteristics).
  • the shock absorber 4b has an actuator 4bb that operates based on an input current.
  • the actuator 4bb can change the opening degree of an orifice provided in the piston of the shock absorber 4b, or change the opening degree between the valve body and the valve seat.
  • the suspension device 4 is provided on each of the four wheels 3 (two front wheels 3F and two rear wheels 3R), and the control device 10 can control the damping force of each of the four wheels 3.
  • the control device 10 can control the four wheels 3 so that they have different damping forces.
  • the damping coefficient is controlled. More specifically, the damping coefficient is controlled by controlling the current flowing through the actuator 4bb of the shock absorber 4b.
  • Each shock absorber 4b has multiple control stages.
  • the multiple control stages are multiple stages ranging from the control stage (soft) with the smallest damping coefficient of the shock absorber 4b to the control stage (hard) with the largest damping coefficient Ci.
  • vehicle control system 100 is merely an example, and can be modified in various ways.
  • Publicly known devices can be used as the individual devices that make up the vehicle control system 100.
  • each component of the vehicle control system 100 can be shared with other components.
  • control device 10 can function (operate) as an acquisition unit 10a, a calculation unit 10b, a damping force control unit 10c, etc., as shown in FIG. 3, through the cooperation of hardware and software (programs).
  • programs can include modules corresponding to each block shown in FIG. 3, except for the memory unit 10d.
  • the acquisition unit 10a acquires a first physical quantity related to the motion of the vehicle 1 other than the acceleration in the vertical direction of the vehicle 1.
  • the first physical quantity includes at least one of the following: the speed of the wheels 3 according to the rotation of the wheels 3, the acceleration in the longitudinal direction of the vehicle 1, the acceleration in the lateral direction of the vehicle 1, the yaw rate of the vehicle 1, the steering angle of the wheels 3, the steering angular velocity of the wheels 3, the rotational torque of the wheels 3, and the value of the current input to the shock absorber 4b according to the target damping coefficient.
  • the speed of the wheels 3 includes at least one of the rotational speed of each of the multiple wheels 3, the difference between the rotational speeds of two wheels 3 arranged diagonally among the multiple wheels 3, and the difference between the rotational speeds of two wheels 3 arranged in the longitudinal direction of the vehicle 1.
  • the acquisition unit 10a receives (acquires) the rotational speed of each wheel 3 from the rotation sensor 5.
  • the acquisition unit 10a also calculates, or acquires, from the rotational speeds of the wheels 3, the difference between the rotational speeds of two wheels 3 arranged diagonally among the wheels 3 and the difference between the rotational speeds of two wheels 3 arranged in the longitudinal direction of the vehicle 1.
  • the pair of two wheels 3 arranged diagonally is, for example, a pair of a right front wheel 3F and a left rear wheel 3R, and a pair of a left front wheel 3F and a right rear wheel 3R.
  • the pair of two wheels 3 arranged in the longitudinal direction of the vehicle 1 is, for example, a pair of a right front wheel 3F and a right rear wheel 3R, and a pair of a left front wheel 3F and a left rear wheel 3R.
  • the acquisition unit 10a also receives (acquires) the longitudinal acceleration of the vehicle 1 from the detection sensor 13.
  • the acquisition unit 10a also acquires the lateral acceleration of the vehicle 1 from the detection sensor 13.
  • the acquisition unit 10a also receives (acquires) the yaw rate of the vehicle 1 from the detection sensor 13.
  • the acquisition unit 10a also receives (acquires) the steering angle of the wheels 3 and the steering angular speed of the wheels 3 from the steering sensor 12.
  • the acquisition unit 10a also acquires the rotational torque of the wheels 3 from the torque sensor 6.
  • the acquisition unit 10a also receives (acquires) the value of the current input to the shock absorber 4b according to the target damping coefficient from a current detection sensor (not shown).
  • the calculation unit 10b receives as input predetermined data (hereinafter also referred to as input data) acquired by the acquisition unit 10a.
  • the calculation unit 10b estimates (determines) a second physical quantity (output value) from the actual measurement value (input data) of the first physical quantity using a trained model 121 that inputs a first physical quantity related to the motion of the vehicle 1 other than the acceleration in the vertical direction of the vehicle 1 and outputs a second physical quantity related to the motion in the vertical direction of the vehicle 1.
  • the calculation unit 10b calculates a target damping coefficient (damping coefficient) of the shock absorber 4b based on the estimated second physical quantity.
  • the second physical quantity is, for example, a vertical relative speed (i.e., stroke speed) that is the relative speed in the vertical direction between the vehicle body 2 and the vehicle 1.
  • the trained model 121 is configured, for example, by a neural network.
  • the trained model 121 is configured to have been trained in advance to input a first physical quantity related to the motion of the vehicle 1 other than the acceleration in the vertical direction of the vehicle 1, and output (estimate) a second physical quantity related to the motion in the vertical direction of the vehicle 1.
  • the neural network of the trained model 121 is configured by LSTM (Long short-term memory).
  • the input data is the first physical quantity.
  • the output data as teacher data is, for example, the actual measured value (true value) of the relative speed in the vertical direction of the wheels 3 of the vehicle body 2 and the vehicle 1, i.e., the stroke speed, measured by a stroke speed sensor (not shown).
  • the damping force control unit 10c controls the damping force of the shock absorber 4b based on the calculated target damping coefficient. Specifically, the damping force control unit 10c determines the current value to be input to the shock absorber 4b based on the calculated target damping coefficient, and inputs the current value to the shock absorber 4b.
  • Figs. 4A and 4B are explanatory diagrams for explaining the deformation of the wheel 3 of the vehicle 1 according to the first embodiment.
  • Fig. 4A shows the vehicle 1 running on a road surface with an elevation difference.
  • Fig. 4B shows the deformation of the wheel 3 of the vehicle 1 according to the shape of the road surface.
  • the wheel 3 deforms according to the shape of the road surface, and thus the radius r of the wheel 3 deforms.
  • Fig. 4B shows the deformation of the radius r of the wheel 3 from radius ra to radius rb via radius rb.
  • the control device 10 controls the damping force of the shock absorber 4b by using the rotational speed of the wheel 3, as an example.
  • FIG. 6 is a flowchart showing an example of the calculation process of an index value (sideways vibration index value) indicating the degree of sideways vibration in the damping force control process according to the first embodiment.
  • FIG. 7 is a flowchart showing an example of the calculation process of an index value (thumping vibration index value) indicating the degree of thumping vibration in the damping force control process according to the first embodiment.
  • FIG. 8 is a diagram showing an example of a map representing the relationship between the ratio of the thumping vibration index value to the sideways vibration index value and the correction coefficient according to the first embodiment.
  • FIG. 9 is a diagram showing another example of a map representing the relationship between the ratio of the thumping vibration index value to the sideways vibration index value and the correction coefficient according to the first embodiment.
  • FIG. 10 is a diagram showing an example of a map representing the relationship between the relative speed of the vehicle body and the wheels in the vertical direction, the target damping force, and the control stage of the shock absorber according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a flowchart showing an example of the damping force control process executed by the control device 10 according to the first embodiment.
  • the damping force control process shown in FIG. 5 is executed repeatedly at predetermined time intervals in a predetermined order, for example, for a plurality of wheels 3, when an ignition switch (not shown) is on.
  • the control of the damping force may be simply referred to as control.
  • the acquisition unit 10a acquires input data to be input to the trained model 121 (S101).
  • the calculation unit 10b inputs the input data to the trained model 121 and calculates the vertical relative velocity Vrei, which is the vertical relative velocity between the vehicle body 2 and the vehicle 1, for each wheel 3 (S102). Specifically, the calculation unit 10b inputs the rotational speed of each wheel 3, the longitudinal acceleration of the vehicle 1, the lateral acceleration of the vehicle 1, the yaw rate of the vehicle 1, the steering angle of the wheel 3, the steering angular velocity of the wheel 3, the rotational torque of the wheel 3, and the value of the current input to the shock absorber 4b according to the target damping coefficient, into the trained model 121 and calculates each vertical relative velocity Vrei.
  • the calculation unit 10b calculates the target damping force Fti of each shock absorber 4b based on the calculated vertical relative speed Vrei.
  • the target damping force Fti is calculated based on the following formula (1).
  • Csf in formula (1) is, for example, a damping coefficient of skyhook control.
  • Csf may be a damping coefficient of any damping force control (for example, H ⁇ control) that improves the ride comfort of the vehicle 1 by damping vibration of the car body 2.
  • Fti Csf ⁇ Vrei...(1)
  • the calculation unit 10b calculates the tailgate vibration index value (I1i), which is an index value indicating the degree of tailgate vibration (first vibration) (S104).
  • the tailgate vibration is, for example, a vibration in a frequency range in which the occupants of the vehicle 1 can feel a bouncy vibration of the vehicle body 18.
  • the tailgate vibration is in the resonant frequency range of the vehicle body 2 in the sprung portion 2a.
  • the resonant vibration frequency range of the vehicle body 2 is, for example, 1 to 2 Hz.
  • the calculation unit 10b extracts the tilt component from the rotational speed of the wheel 3 acquired by the acquisition unit 10a (S201).
  • the rotational speed of the wheel 3 includes at least one of (for example, all of) the rotational speed of each wheel 3, the difference between the rotational speeds of two wheels 3 arranged diagonally from the plurality of wheels 3, and the difference between the rotational speeds of two wheels 3 arranged in the front-rear direction of the vehicle 1.
  • the rotational speed of the wheel 3 includes at least one of (for example, all of) the rotational speed of the wheel 3 (hereinafter also referred to as the first wheel 3) corresponding to the shock absorber 4b to be controlled, the difference between the rotational speeds of the wheel 3 arranged diagonally from the first wheel 3 and the first wheel 3, and the difference between the rotational speeds of the wheel 3 arranged in the front-rear direction of the vehicle 1 and the first wheel 3.
  • the rotational speed of the wheel 3 is not limited to all of the above, and may be a part of it.
  • the calculation unit 10b extracts the tilt component for each of the above rotational speeds (rotational speed, difference).
  • the calculation unit 10b processes the signal indicating the wheel rotational speed with a high-pass filter having a predetermined cutoff frequency (e.g., 1 Hz), and further processes it with a low-pass filter having a predetermined cutoff frequency (e.g., 2 Hz).
  • a tilt component Gz1i in a frequency range of, for example, 0.5 to 2 Hz is extracted as a first vibration component from the signal indicating the wheel rotational speed.
  • the first vibration component is not limited to 0.5 to 2 Hz, and may be in another frequency range.
  • the rotational speed of the wheel 3 is not limited to the above, and may be, for example, the difference between the rotational speeds of two wheels 3 arranged laterally.
  • the calculation unit 10b converts the tilt component into an absolute value by full-wave rectifying the tilt component signal (S202). This converts the negative value of the tilt component signal into a positive value with the same absolute value.
  • the calculation unit 10b removes a predetermined noise from the tilt component signal using a filter (S203).
  • the calculation unit 10b calculates the maximum value of the tilt component converted into an absolute value within a preset time Tc (positive constant) up to the present as the tilt vibration index value (I1i) (S204). In this way, the calculation unit 10b calculates the tilt vibration index value (I1i) for each speed (rotation speed, difference) related to each rotation.
  • the calculation unit 10b calculates a rugged vibration index value (I2i), which is an index value indicating the degree of rugged vibration (second vibration).
  • Rugged vibration is vibration in a frequency range where occupants of the vehicle 1 feel a rugged ride.
  • Rugged vibration is, for example, vibration in a frequency range (e.g., 6 to 10 Hz) between the resonant frequency range of the vehicle body 2 of the sprung portion 2a and the resonant frequency range of the wheels 3 and wheel carriers (not shown) of the unsprung portion 2b.
  • a frequency range e.g., 6 to 10 Hz
  • the above frequency range is not limited to the above.
  • the lower limit of the above frequency range may be a value lower than 6 Hz as long as it is higher than the resonant frequency range of the unsprung portion 2b.
  • the calculation unit 10b extracts the bumpy component from the speed related to the rotation of the wheel 3 acquired by the acquisition unit 10a (S301).
  • the speed related to the rotation of the wheel 3 includes at least one of (for example, all of) the rotation speed of each wheel 3, the difference between the rotation speeds of two wheels 3 arranged diagonally among the multiple wheels 3, and the difference between the rotation speeds of two wheels 3 arranged in the front-rear direction of the vehicle 1, as in the case of extracting the tailwheel component.
  • the speed related to the rotation of the wheel 3 includes at least one of (for example, all of) the rotation speed of the wheel 3 (hereinafter also referred to as the first wheel 3) corresponding to the shock absorber 4b to be controlled, the difference between the rotation speeds of the wheel 3 arranged diagonally to the first wheel 3 and the first wheel 3, and the difference between the rotation speeds of the wheel 3 arranged in the front-rear direction of the vehicle 1 to the first wheel 3 and the first wheel 3.
  • the speed of the rotation of the wheel 3 is not limited to all of the above, and may be only a part of them.
  • the calculation unit 10b extracts the roughness component for each of the above rotational speeds (rotational speed, difference).
  • the calculation unit 10b processes the signal indicating the speed of the rotation of the wheel 3 with a high-pass filter having a predetermined cutoff frequency (6 Hz as an example), and further processes it with a low-pass filter having a predetermined cutoff frequency (10 Hz as an example).
  • a roughness component (Gz2i) in a frequency range of, for example, 4 to 10 Hz is extracted as a second vibration component from the signal indicating the speed of the rotation of the wheel.
  • the second frequency range is not limited to the above, and may be another frequency range.
  • the speed of the rotation of the wheel 3 is not limited to the above, and may be, for example, the difference between the rotational speeds of two wheels 3 arranged laterally.
  • the calculation unit 10b converts the rugged component into an absolute value by full-wave rectifying the signal of the rugged component (S302). As a result, the negative value of the signal of the rugged component is converted into a positive value with the same absolute value.
  • the calculation unit 10b processes the absolute-valued signal of the rugged component with a low-pass filter having a cutoff frequency (e.g., 2 Hz) for removing high-frequency noise, and removes noise with frequencies higher than the frequency of the rugged component (S303).
  • a cutoff frequency e.g. 2 Hz
  • the calculation unit 10b calculates the maximum value of the ruggedness component, which has been converted to an absolute value and noise removed within a preset time Tc up to the present, as the ruggedness vibration index value (I2i) (S304). In this way, the calculation unit 10b calculates the ruggedness vibration index value (I2i) for each speed related to each rotation (rotation speed, difference). Please refer to JP-A-8-216646 for the calculation of the maximum values of the tilt component and ruggedness component.
  • the calculation unit 10b calculates the correction coefficient (Kri) (S106). Specifically, the calculation unit 10b calculates the ratio (I2i/I1i) of the rough vibration index value (I2i) to the tilt vibration index value (I1i) for each rotation speed (rotation speed, difference). Then, the calculation unit 10b determines the ratio (I2i/I1i) with the largest value among the calculated ratios (I2i/I1i) as the ratio (I2i/I1i) of the rough vibration index value (I2i) to the final tilt vibration index value (I1i). Next, the calculation unit 10b calculates the correction coefficient (Kri) from the determined ratio I2i/I1i and the map shown in FIG. 8 or FIG. 9. FIG.
  • the correction coefficient includes multiple stages.
  • the calculation unit 10b sets the tilt vibration index value (I1i) to a preset constant greater than 0 and calculates the ratio (I2i/I1i).
  • the preset constant is, for example, a positive value close to 0.
  • the calculation unit 10b corrects the correction coefficient Kri (S107). Specifically, the calculation unit 10b applies low-pass filtering to the correction coefficient (Kri) to correct the correction coefficient (Kri) so that the rate of change of the correction coefficient (Kri) is limited.
  • the limit on the rate of change of the correction coefficient (Kri) is not limited to the above, and may be realized by other means. Examples of other means include guarding the magnitude of the amount of change in the correction coefficient per unit time, performing moving average processing on the correction coefficient, and holding the correction coefficient at a constant value for a preset holding time.
  • the means for limiting the rate of change of the correction coefficient Kri are similar to those for the correction coefficient in other embodiments described below.
  • the calculation unit 10b calculates the target damping coefficient (Cti) of each shock absorber 4b (S109). Specifically, the calculation unit 10b determines the target control stage of each shock absorber 4b from the calculated vertical relative velocity (Vrei) and the calculated target damping force (Fti) and the map shown in FIG. 10. That is, the target damping coefficient (Cti) of each shock absorber 4b is calculated.
  • the damping force control unit 10c controls the control stage of each shock absorber 4b so that the control stage becomes the target control stage calculated in step 210, thereby controlling the damping force.
  • the damping force control unit 10c controls the damping coefficient (Ci) of each shock absorber 4b to the target damping coefficient (Cti), thereby controlling the damping force Fi to become the final target damping force Ffti.
  • the vertical relative speed Vrei between each wheel 3 and the vehicle body 2 is calculated for each wheel 3 using the trained model 121.
  • the target damping force Fti of each shock absorber 4b is generated based on the vertical relative speed Vrei.
  • the sideways vibration index value I1i and the thumping vibration index value I2i are calculated based on the speed related to the rotation of the wheel 3. Note that the calculation of the sideways vibration index value I1i and the thumping vibration index value I2i is not limited to the above.
  • the trained model 121 may be configured to output the vertical acceleration of the sprung portion 2a (vehicle body 2) in addition to the above output data based on the input of input data, and the sideways vibration index value I1i and the thumping vibration index value I2i may be extracted in a known direction from the vertical acceleration.
  • a correction coefficient (Kri) is calculated based on the ratio (I2i/I1i) of the rough vibration index value (I2i) to the sideways vibration index value (I1i).
  • the correction coefficient (Kri) is calculated so that it becomes smaller as the ratio (I2i/I1i) increases and becomes larger as the vehicle speed increases.
  • the correction coefficient (Kri) is modified so that the rate of change is limited.
  • the final target damping force (Ffti) is calculated as the product of the corrected correction coefficient (Kri) and the vertical relative velocity (Vrei).
  • the damping force (Fi) of each shock absorber 4b is controlled to become the final target damping force (Ffti).
  • the processes performed by the control device 10 include the following.
  • the control device 10 estimates (calculates) the vertical relative velocity Vrei using the learned model 121.
  • the control device 10 calculates the target damping force (Fti) from the vertical relative velocity (Vrei) and the damping coefficient (Csf).
  • the control device 10 calculates the thudding vibration index value (I2i) and the sideways vibration index value (I1i) using the rotational speed of each wheel 3, the difference between the rotational speeds of the two diagonal wheels 3, and the difference between the rotational speeds of the two front-rear wheels 3.
  • the control device 10 calculates the ratio (I2i/I1i) between the calculated rough vibration index value (I2i) and the tilt vibration index value (I1i). (e) The control device 10 selects the maximum value of the ratio between the determined rough vibration index value (I2i) and the determined swing vibration index value (I1i). (f) The control device 10 performs a hold process on the maximum value of the obtained ratio for a predetermined fixed period of time. (g) The control device 10 determines the correction coefficient (Kri) from the relationship between the held value and the vehicle speed.
  • the control device 10 When the amount of change in the obtained correction coefficient (Kri) is equal to or greater than a threshold value, the control device 10 performs a change amount guard process (correction coefficient modification) to obtain a maximum amount of change. (i) The control device 10 calculates the final target damping force (Ftfi) from the obtained target damping force (Fti) and the maximum change amount. (j) The control device 10 calculates the target damping coefficient (Cti) from the determined final target damping force (Ftfi) and executes damping force control.
  • a change amount guard process correction coefficient modification
  • the control device 10 determines whether or not the road surface has a larger rugged vibration index value (I2i) compared to the sideways vibration index value (I1i), and if it determines that the road surface has a larger rugged vibration index value (I2i) compared to the sideways vibration index value (I1i), it can perform control to reduce the damping force.
  • the control device 10 controls the shock absorber 4b interposed between the wheel 3 of the vehicle 1 and the body 2 of the vehicle 1.
  • the control device 10 includes a calculation unit 10b and a damping force control unit 10c.
  • the calculation unit 10b estimates a second physical quantity from an actual measurement value of the first physical quantity using a trained model 121 that inputs a first physical quantity related to the motion of the vehicle 1 other than the acceleration in the vertical direction of the vehicle 1 and outputs a second physical quantity related to the motion in the vertical direction of the vehicle 1, and calculates a target damping coefficient of the shock absorber 4b based on the estimated second physical quantity.
  • the damping force control unit 10c controls the damping force of the shock absorber 4b based on the calculated target damping coefficient.
  • the calculation unit 10b uses the trained model 121 to calculate the target damping coefficient of the shock absorber 4b from the actual measured value of the first physical quantity related to the motion of the vehicle 1 other than the vertical acceleration of the vehicle 1, so there is no need to provide the vehicle 1 with a dedicated vertical acceleration sensor for controlling the damping force of the shock absorber 4b. Therefore, it is possible to prevent the structure of the vehicle 1 from becoming complicated in order to control the damping force of the shock absorber 4b.
  • the first physical quantity also includes at least one of the following: the speed of the wheel 3 according to the rotation of the wheel 3, the longitudinal acceleration of the vehicle 1, the lateral acceleration of the vehicle 1, the yaw rate of the vehicle 1, the steering angle of the wheel 3, the steering angular velocity of the wheel 3, the rotational torque of the wheel 3, and the value of the current input to the shock absorber 4b according to the target damping coefficient.
  • the target damping coefficient can be calculated from at least one of the speed of the wheel 3, the longitudinal acceleration of the vehicle 1, the lateral acceleration of the vehicle 1, the yaw rate of the vehicle 1, the steering angle of the wheel 3, the steering angular velocity of the wheel 3, the rotational torque of the wheel 3, and the value of the current input to the shock absorber 4b according to the target damping coefficient.
  • the calculation unit 10b also calculates the target damping coefficient of the shock absorber 4b based on the estimated second physical quantity and the speed of the wheels 3.
  • the speed of the wheels 3 includes at least one of the rotational speeds of each of the multiple wheels 3, the difference between the rotational speeds of two wheels 3 arranged diagonally among the multiple wheels 3, and the difference between the rotational speeds of two wheels arranged in the front-rear direction of the vehicle 1.
  • a more appropriate target damping coefficient can be calculated when the speed of the wheels 3 includes at least one of the difference in the rotational speeds of two wheels 3 arranged diagonally on the wheel 3 and the difference in the rotational speeds of two wheels 3 arranged in the front-rear direction of the vehicle 1.
  • FIG. 11 is a flowchart illustrating an example of a damping force control process executed by the control device according to the second embodiment.
  • This embodiment differs from the first embodiment in that the second physical quantity related to the vertical movement of the vehicle 1 output by the trained model 121 is the sprung velocity, which is the velocity of the sprung part 2a (vehicle body 2), and in the damping force control process executed by the control device 10.
  • the calculation unit 10b inputs the input data to the trained model 121 and calculates the sprung velocity Vz, which is the velocity of the sprung portion 2a (vehicle body 2), for each wheel 3. Specifically, the calculation unit 10b inputs the rotational speed of each wheel 3, the longitudinal acceleration of the vehicle 1, the lateral acceleration of the vehicle 1, the yaw rate of the vehicle 1, the steering angle of the wheel 3, the steering angular velocity of the wheel 3, the rotational torque of the wheel 3, and the value of the current input to the shock absorber 4b according to the target damping coefficient, to the trained model 121 to calculate the sprung velocity Vz.
  • the calculation unit 10b calculates the target damping force Fti of each shock absorber 4b based on the calculated sprung velocity Vz.
  • the target damping force Fti is calculated based on the following formula (3).
  • Fti Csf ⁇ Vz...(3)
  • FIG. 12 is a flowchart illustrating an example of a damping force control process executed by the control device according to the third embodiment.
  • the damping force control process executed by the control device 10 differs from that of the first embodiment.
  • the damping force control process of this embodiment is performed alternately for, for example, the two front wheels 3 and the two rear wheels 3 according to the flowchart shown in FIG. 12.
  • S501 to S505, S509, and S510 are similar to S101 to S105, S109, and S110 in the first embodiment. Then, instead of S106 to S108 in the first embodiment, S506 to S508 are executed, respectively.
  • the larger of the sideways vibration index values I1FL, I1FR corresponding to the two front wheels 3 is set as the sideways vibration index value I1fr of the vehicle body 2 at the position corresponding to the two front wheels 3.
  • the larger of the sideways vibration index values I1RL and I1RR corresponding to the two rear wheels 3 is set as the sideways vibration index value I1re of the vehicle body 2 at the position corresponding to the two rear wheels 3.
  • the larger of the thumping vibration index values I2FL and I2FR corresponding to the two front wheels 3 is set as the thumping vibration index value I2fr of the vehicle body 18 at the position corresponding to the two front wheels 3.
  • the larger of the thumping vibration index values I2RL and I2RR corresponding to the two rear wheels 3 is set as the thumping vibration index value I2re of the vehicle body 18 at the position corresponding to the two rear wheels 3.
  • the ratios I2fr/I1fr and I2re/I1re of the thumping vibration index values I2fr and I2re to the sideways vibration index values I1fr and I1re, respectively, are calculated. Furthermore, based on the ratios I2fr/I1fr and I2re/I1re, the maps shown in FIG. 8 or FIG. 9 are referenced to calculate the correction coefficients Krfr and Krre for the two front wheels 3 and the two rear wheels 3, respectively.
  • the correction coefficients Krfr and Krre are low-pass filtered to modify the correction coefficients Krfr and Krre so that the rate of change is limited.
  • the final target damping force Ffti of each shock absorber 4b is calculated using the revised correction coefficients Krfr and Krre according to the following equations (4) to (7).
  • FftFL Krfr ⁇ FtFL...(4)
  • FftFR Krfr ⁇ FtFR...(5)
  • FftRL Krre ⁇ FtRL...(6)
  • FftRR Krre ⁇ FtRR...(7)
  • the programs for implementing the functions of the above-described embodiments on a computer may be provided by recording them in an installable or executable format on a computer-readable recording medium such as a CD-ROM, a flexible disk (FD), a CD-R, or a digital versatile disk (DVD).
  • a computer-readable recording medium such as a CD-ROM, a flexible disk (FD), a CD-R, or a digital versatile disk (DVD).
  • the program may also be configured to be stored on a computer connected to a network such as the Internet and provided by being downloaded via the network.
  • the program may also be configured to be provided or distributed via a network such as the Internet.
  • the second physical quantity output by the trained model 121 is not limited to those described in the above embodiment.
  • the second physical quantity may be the roll angular velocity of the vehicle 1 (body 2), the pitch angular velocity of the vehicle 1 (body 2), the heave velocity of the vehicle 1 (body 2), etc.
  • the damping force control device (10) of the present embodiment has at least the following configuration. That is, the damping force control device (10) is a damping force control device (10) that controls a shock absorber (4b) interposed between the wheels (3) of a vehicle (1) and the body (2) of the vehicle (1), and includes a calculation unit (10b) that utilizes a learned model (121) that inputs a first physical quantity related to the movement of the vehicle (1) other than the vertical acceleration of the vehicle (1) and outputs a second physical quantity related to the vertical movement of the vehicle (1) to estimate a second physical quantity from an actual measured value of the first physical quantity and calculates a target damping coefficient of the shock absorber (4b) based on the estimated second physical quantity, and a damping force control unit (10c) that controls the damping force of the shock absorber (4b) based on the calculated target damping coefficient.
  • a learned model (121) that inputs a first physical quantity related to the movement of the vehicle (1) other than the vertical acceleration of the vehicle (1) and outputs a second physical quantity related to the vertical movement
  • the calculation unit (10b) uses the trained model (121) to calculate the target damping coefficient of the shock absorber (4b) from the actual measured value of the first physical quantity related to the motion of the vehicle (1) other than the vertical acceleration of the vehicle (1), so there is no need to provide the vehicle (1) with a dedicated vertical acceleration sensor for controlling the damping force of the shock absorber (4b). Therefore, it is possible to prevent the structure of the vehicle (1) from becoming complicated in order to control the damping force of the shock absorber (4b).
  • the first physical quantity includes at least one of the following: a speed of the wheel (3) according to the rotation of the wheel (3), a longitudinal acceleration of the vehicle (1), a lateral acceleration of the vehicle (1), a yaw rate of the vehicle (1), a steering angle of the wheel (3), a steering angular velocity of the wheel (3), a rotational torque of the wheel (3), and a value of a current input to the shock absorber (4b) according to the target damping coefficient.
  • the target damping coefficient can be calculated from at least one of the speed of the wheel (3), the longitudinal acceleration of the vehicle (1), the lateral acceleration of the vehicle (1), the yaw rate of the vehicle (1), the steering angle of the wheel (3), the steering angular velocity of the wheel (3), the rotational torque of the wheel (3), and the value of the current input to the shock absorber (4b) according to the target damping coefficient.
  • the calculation unit (10b) also calculates a target damping coefficient for the shock absorber (4b) based on the estimated second physical quantity and the speed of the wheels (3), and it is preferable that the speed of the wheels (3) includes at least one of the rotational speeds of each of the multiple wheels (3), the difference between the rotational speeds of two wheels (3) arranged diagonally among the multiple wheels (3), and the difference between the rotational speeds of two wheels (3) arranged in the fore-and-aft direction of the vehicle (1).
  • a more appropriate target damping coefficient can be calculated when the speed of the wheels (3) includes at least one of the following: the difference between the rotational speeds of two wheels (3) arranged diagonally around the wheels (3) and the difference between the rotational speeds of two wheels (3) arranged in the fore-and-aft direction of the vehicle (1).

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Vehicle Body Suspensions (AREA)

Abstract

減衰力制御装置は、車両の上下方向の加速度以外の車両の運動に関する第１の物理量を入力して車両の上下方向の運動に関わる第２の物理量を出力する学習済みモデルを利用して、第１の物理量の実測値から第２の物理量を推定し、推定した第２の物理量に基づいて、ショックアブソーバの目標減衰係数を算出する算出部と、算出された目標減衰係数に基づいて、ショックアブソーバの減衰力を制御する減衰力制御部と、を備える。

Description

減衰力制御装置
　本発明の実施形態は、減衰力制御装置に関する。
　車両に設けられ、サスペンションのショックアブソーバの減衰力を制御し、乗り心地の向上や走行安定性の向上を図ることができる減衰力制御装置がある。この種の減衰力制御装置として、例えば、車両に搭載された上下加速度センサの出力値に基づいて、車両の上下方向の振動における中周波成分と低周波成分との比率を算出し、当該比率に基づいてショックアブソーバの減衰力を制御する減衰力制御装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。
特許第６４７８０６３号公報
　上記従来技術では、ショックアブソーバの減衰力の制御のための専用の上下加速度センサを車両に設けるため、車両の構造が複雑化するという問題がある。
　本発明の実施形態が解決しようとする課題の一つは、ショックアブソーバの減衰力を制御する上で車両の構造が複雑化するのを抑制することが可能な減衰力制御装置を得ることである。
　本発明の実施形態の減衰力制御装置は、車両の車輪と前記車両の車体との間に介在するショックアブソーバを制御する減衰力制御装置であって、前記車両の上下方向の加速度以外の前記車両の運動に関する第１の物理量を入力して前記車両の上下方向の運動に関わる第２の物理量を出力する学習済みモデルを利用して、前記第１の物理量の実測値から前記第２の物理量を推定し、推定した前記第２の物理量に基づいて、前記ショックアブソーバの目標減衰係数を算出する算出部と、算出された前記目標減衰係数に基づいて、前記ショックアブソーバの減衰力を制御する減衰力制御部と、を備える。
　本発明の実施形態の減衰力制御装置によれば、算出部が、学習済みモデルを利用して、車両の上下方向の加速度以外の車両の運動に関する第１の物理量の実測値からショックアブソーバの目標減衰係数を算出するので、ショックアブソーバの減衰力の制御のための専用の上下加速度センサを車両に設ける必要がない。よって、ショックアブソーバの減衰力を制御する上で車両の構造が複雑化するのを抑制することができる。
図１は、第１の実施形態にかかる車両の一例の概略構成を示す模式図である。 図２は、第１の実施形態にかかる車両における懸架装置の一例の概略構成を示す模式図である。 図３は、第１の実施形態にかかる車両の一例の制御装置の機能ブロック図である。 図４Ａは、第１の実施形態にかかる車両の車輪の変形を説明するための説明図である。 図４Ｂは、第１の実施形態にかかる車両の車輪の変形を説明するための説明図である。 図５は、第１の実施形態にかかる制御装置が実行する減衰力制御処理の一例を示すフローチャートである。 図６は、第１の実施形態にかかる減衰力制御処理におけるあおり振動の度合いを示す指標値（あおり振動指標値）の算出処理の一例を示すフローチャートである。 図７は、第１の実施形態にかかる減衰力制御処理におけるゴツゴツ振動の度合いを示す指標値（ゴツゴツ振動指標値）の算出処理の一例を示すフローチャートである。 図８は、第１の実施形態にかかるあおり振動指標値に対するゴツゴツ振動指標値の比と、補正係数との関係を表すマップの一例を示す図である。 図９は、第１の実施形態にかかるあおり振動指標値に対するゴツゴツ振動指標値の比と、補正係数との関係を表すマップの別の一例を示す図である。 図１０は、第１の実施形態にかかる車体および車輪の上下方向の相対速度と、目標減衰力と、ショックアブソーバの制御段との関係を表すマップの一例を示す図である。 図１１は、第２の実施形態にかかる制御装置が実行する減衰力制御処理の一例を示すフローチャートである。 図１２は、第３の実施形態にかかる制御装置が実行する減衰力制御処理の一例を示すフローチャートである。
　以下に図面を参照して実施形態について詳細に説明する。なお、この実施形態により本発明が限定されるものではない。以下の複数の実施形態には、同様の構成要素が含まれている。それら同様の構成要素には共通の符号が付与されるとともに、重複する説明が省略される。
＜第１の実施形態＞
　図１は、第１の実施形態にかかる車両１の一例の概略構成を示す模式図である。本実施形態では、車両１は、例えば、内燃機関（エンジン、図示されず）を駆動源とする自動車（内燃機関自動車）であってもよいし、電動機（モータ、図示されず）を駆動源とする自動車（電気自動車、燃料電池自動車等）であってもよいし、それらの双方を駆動源とする自動車（ハイブリッド自動車）であってもよい。また、車両１は、種々の変速装置を搭載することができるし、内燃機関や電動機を駆動するのに必要な種々の装置（システム、部品等）を搭載することができる。また、車両１における車輪３の駆動に関わる装置の方式や、数、レイアウト等は、種々に設定することができる。また、本実施形態では、一例として、車両１は、四輪車（四輪自動車）であり、左右二つの前輪３Ｆと、左右二つの後輪３Ｒとを有する。なお、図１では、車両前後方向の前方（方向Ｆｒ）は、左側である。
　本実施形態では、一例として、車両１の車両制御システム１００は、制御装置１０や、操舵装置１１、操舵センサ１２、検出センサ１３、等を備える。また、車両制御システム１００は、二つの前輪３Ｆのそれぞれに対応して、懸架装置４や、回転センサ５、トルクセンサ６等を備えるとともに、二つの後輪３Ｒのそれぞれに対応して、懸架装置４、回転センサ５、トルクセンサ６等を備えている。
　図２は、第１の実施形態にかかる車両１における懸架装置４の一例の概略構成を示す模式図である。図２に示されるように、懸架装置４に対して車体２側の車両１の部分は、ばね上部２ａ（図２）であり、懸架装置４に対して車輪３側の車両１の部分は、ばね下部２ｂ（図２）である。
　なお、車両１は、図１および図２の他にも車両１としての基本的な構成要素を備えているが、ここでは、車両制御システム１００に関わる構成ならびに当該構成に関わる制御についてのみ、説明される。また、二つの前輪３Ｆと二つの後輪３Ｒとの総称として、車輪３を用いる。また、車両１の車体２に対する車両１の車輪３の上下方向の相対速度である上下方向相対速度をストローク速度とも称する。当該ストローク速度は、ばね上部２ａとばね下部２ｂとの相対速度でもある。
　制御装置１０は、車両制御システム１００の各部からＣＡＮ（Controller　Area　Network）等のネットワークを介して信号やデータ等を受け取るとともに、車両制御システム１００の各部の制御や各種の演算を実行する。本実施形態では、制御装置１０は、減衰力制御装置の一例である。また、制御装置１０は、コンピュータとして構成されており、演算処理部（マイクロコンピュータ、ＥＣＵ（Electronic　Control　Unit）等、図示されず）や記憶部１０ｄ（例えば、ＲＯＭ（Read　Only　Memory）、ＲＡＭ（Random　Access　Memory）、フラッシュメモリ等、図３参照）等を備えている。演算処理部は、不揮発性の記憶部１０ｄ（例えばＲＯＭや、フラッシュメモリ等）に記憶された（インストールされた）プログラムを読み出し、当該プログラムにしたがって演算処理を実行し、図３に示された各部として機能（動作）することができる。また、記憶部１０ｄには、制御に関わる各種演算で用いられるデータ（テーブル（データ群）や、関数等）、演算結果（演算途中の値も含む）等が記憶されうる。また、記憶部１０ｄには、学習済みモデル１２１が記憶されている。学習済みモデル１２１の詳細は、後述する。
　操舵装置１１は、例えば、ハンドルを含み、二つの前輪３Ｆを操舵（転舵）する。操舵センサ１２は、前輪３Ｆの操舵角度（舵角、切れ角、転舵角）を検出して、検出した操舵角度を示す操舵角度データを出力する。
　検出センサ１３は、車両１（車体２）のヨーレートを検出し、検出したヨーレートを出力するヨーレートセンサ、車両１（車体２）の前後方向の加速度である前後方向加速度を検出し、検出した前後方向加速度を出力する前後方向加速度センサ、および車両１（車体２）の横方向（幅方向）の加速度である横方向加速度を検出し、検出した横方向加速度を出力する横方向加速度センサを含む。
　回転センサ５は、四つの車輪３のそれぞれの回転に応じて各車輪の回転に関する速度（回転速度、角速度、回転数、回転状態）に応じた信号を出力することができる。制御装置１０は、回転センサ５の検出結果から、車両１の速度を算出することができる。なお、車輪３用の回転センサ５とは別に、クランクシャフトや車軸等の回転を検出する回転センサ（図示されず）が設けられてもよく、制御装置１０は、この回転センサの検出結果から車両１の速度を取得してもよい。
　トルクセンサ６は、四つの車輪３のそれぞれに対応して設けられ、各車輪３に入力される回転トルクを検出する。
　上記の各センサの出力は、車両１が実行する動作（処理）のうち後述する減衰力制御処理以外の他の動作にも利用される。すなわち、各センサは、減衰力制御処理専用のものではない。
　図２は、第１の実施形態にかかる車両における懸架装置４の一例の概略構成が示された模式図である。図２に示されるように、懸架装置４は、車輪３と車体２との間に介在され、路面からの振動や衝撃が車体に伝達されるのを抑制する。懸架装置４は、コイルばね４ａと、ショックアブソーバ４ｂと、を有する。ショックアブソーバ４ｂは、減衰力（減衰特性）を電気的に制御（調整）可能である。具体的には、ショックアブソーバ４ｂは、入力される電流に基づいて動作するアクチュエータ４ｂｂを有する。アクチュエータ４ｂｂは、ショックアブソーバ４ｂのピストンに設けられるオリフィスの開口度を変更したり、弁体と弁座との間の開口度を変更したりすることができる。これにより、ショックアブソーバ４ｂ内でピストンにより仕切られた２つの油室の間を流通する潤滑油の流通量を制御して、ショックアブソーバ４ｂの減衰力が調整される。懸架装置４は、四つの車輪３（二つの前輪３Ｆおよび二つの後輪３Ｒ）のそれぞれに設けられており、制御装置１０は、四つの車輪３のそれぞれの減衰力を制御することができる。制御装置１０は、四つの車輪３を、互いに減衰力が異なる状態に制御することができる。詳細には、各ショックアブソーバ４ｂの減衰力（＝減衰係数×ストローク速度）を制御するためには、減衰係数を制御することとなる。より詳細には、ショックアブソーバ４ｂのアクチュエータ４ｂｂに流す電流を制御することで減衰係数を制御する。
　各ショックアブソーバ４ｂは、複数の制御段を有している。複数の制御段は、ショックアブソーバ４ｂの減衰係数が最も小さい制御段（ソフト）から減衰係数Ｃiが最も大きい制御段（ハード）までの複数の段階の制御段である。
　なお、上述した車両制御システム１００の構成はあくまで一例であって、種々に変更して実施することができる。車両制御システム１００を構成する個々の装置としては、公知の装置を用いることができる。また、車両制御システム１００の各構成は、他の構成と共用することができる。
　制御装置１０は、具体的には、一例として、ハードウエアとソフトウエア（プログラム）との協働により、図３に示されるような、取得部１０ａや、算出部１０ｂ、減衰力制御部１０ｃ等として機能（動作）することができる。すなわち、プログラムには、一例としては、図３に示される記憶部１０ｄを除く各ブロックに対応したモジュールが含まれうる。
　取得部１０ａは、車両１の上下方向の加速度以外の車両１の運動に関する第１の物理量を取得する。例えば、第１の物理量は、車輪３の回転に応じた車輪３に関する速度と、車両１の前後方向の加速度と、車両１の横方向の加速度と、車両１のヨーレートと、車輪３の舵角と、車輪３の舵角速度と、車輪３の回転トルクと、目標減衰係数に応じてショックアブソーバ４ｂに入力される電流の値とのうちの少なくとも一つを含む。また、車輪３に関する速度は、複数の車輪３のそれぞれの回転速度と、複数の車輪３の対角方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分と、車両１の前後方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分とのうちの少なくとも一つを含む。
　具体的には、取得部１０ａは、各車輪３のそれぞれの回転速度を回転センサ５から受信（取得）する。また、取得部１０ａは、複数の車輪３のそれぞれの回転速度から、複数の車輪３の対角方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分と、車両１の前後方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分とを算出すなわち取得する。対角方向に並ぶ二つの車輪３の組は、例えば、右側の前輪３Ｆおよび左側の後輪３Ｒの組みと、左側の前輪３Ｆおよび右側の後輪３Ｒの組みとである。また、車両１の前後方向に並ぶ二つの車輪３の組は、例えば、右側の前輪３Ｆおよび右側の後輪３Ｒの組みと、左側の前輪３Ｆおよび左側の後輪３Ｒの組みとである。また、取得部１０ａは、車両１の前後方向の加速度を検出センサ１３から受信（取得）する。また、取得部１０ａは、車両１の横方向の加速度を検出センサ１３から取得する。また、取得部１０ａは、車両１のヨーレートを検出センサ１３から受信（取得）する。また、取得部１０ａは、車輪３の舵角および車輪３の舵角速度を操舵センサ１２から受信（取得）する。また、取得部１０ａは、車輪３の回転トルクをトルクセンサ６から取得する。また、取得部１０ａは、目標減衰係数に応じてショックアブソーバ４ｂに入力される電流の値を電流検出センサ（不図示）から受信（取得）する。
　算出部１０ｂは、一例として、取得部１０ａによって取得された所定のデータ（以後、入力データとも称する）が入力される。算出部１０ｂは、車両１の上下方向の加速度以外の車両１の運動に関する第１の物理量を入力して車両１の上下方向の運動に関わる第２の物理量を出力する学習済みモデル１２１を利用して、第１の物理量の実測値（入力データ）から第２の物理量（出力値）を推定する（求める）。算出部１０ｂは、推定した第２の物理量に基づいて、ショックアブソーバ４ｂの目標減衰係数（減衰係数）を算出する。第２の物理量は、例えば、車体２と車両１との上下方向の相対速度である上下相対速度（すなわちストローク速度）である。
　学習済みモデル１２１は、例えば、ニューラルネットワークによって構成されている。学習済みモデル１２１は、車両１の上下方向の加速度以外の車両１の運動に関する第１の物理量を入力して車両１の上下方向の運動に関わる第２の物理量を出力（推定）するようにうに予め学習を行った構成である。例えば、学習済みモデル１２１のニューラルネットワークは、ＬＳＴＭ（Long　short‐term　memory）によって構成される。学習済みモデル１２１の学習時において、入力データは、第１の物理量である。教師データとしての出力データは、例えば、ストローク速度センサ（不図示）で計測された車体２と車両１との車輪３の上下方向の相対速度すなわちストローク速度の実測値（真値）である。
　減衰力制御部１０ｃは、算出された目標減衰係数に基づいて、ショックアブソーバ４ｂの減衰力を制御する。具体的には、減衰力制御部１０ｃは、算出された目標減衰係数に基づいて、ショックアブソーバ４ｂに入力する電流値を決定し、該電流値をショックアブソーバ４ｂに入力する。
　ここで、図４Ａ、図４Ｂは、第１の実施形態にかかる車両１の車輪３の変形を説明するための説明図である。図４Ａには、車両１が高低差のある路面上を走行する様子が示されている。図４Ｂには、上記路面の形状に応じて車両１の車輪３が変形する様子が示されている。図４Ａ、図４Ｂに示されるように、路面の形状に応じて車輪３が変形することにより、車輪３の半径ｒが変形する。一例として、図４Ｂには、車輪３の半径ｒが、半径ｒａから半径ｒｂを経て半径ｒｂに変形する様子が示されている。このように車輪３の半径が変形することで、車輪３の回転速度が変化する。本実施形態では、制御装置１０は、一例として、車輪３の回転速度を用いて、ショックアブソーバ４ｂの減衰力を制御する。
　次に、制御装置１０が実行する減衰力制御処理の一例を説明する。図６は、第１の実施形態にかかる減衰力制御処理におけるあおり振動の度合いを示す指標値（あおり振動指標値）の算出処理の一例を示すフローチャートである。図７は、第１の実施形態にかかる減衰力制御処理におけるゴツゴツ振動の度合いを示す指標値（ゴツゴツ振動指標値）の算出処理の一例を示すフローチャートである。図８は、第１の実施形態にかかるあおり振動指標値に対するゴツゴツ振動指標値の比と、補正係数との関係を表すマップの一例を示す図である。図９は、第１の実施形態にかかるあおり振動指標値に対するゴツゴツ振動指標値の比と、補正係数との関係を表すマップの別の一例を示す図である。図１０は、第１の実施形態にかかる車体および車輪の上下方向の相対速度と、目標減衰力と、ショックアブソーバの制御段との関係を表すマップの一例を示す図である。
　図５は、第１の実施形態にかかる制御装置１０が実行する減衰力制御処理の一例を示すフローチャートである。図５に示される減衰力制御処理は、イグニッションスイッチ（不図示）がオンであるときに、例えば複数の車輪３に対して所定の順に所定の時間毎に繰返し実行される。なお、以下の説明においては、減衰力の制御を単に制御と称する場合がある。
　まず、取得部１０ａが、学習済みモデル１２１に入力する入力データを取得する（Ｓ１０１）。
　次に、算出部１０ｂが、入力データを学習済みモデル１２１に入力して、車体２と車両１との上下方向の相対速度である上下相対速度Ｖreiを各車輪３ごとに算出する（Ｓ１０２）。具体的には、算出部１０ｂは、各車輪３の回転速度と、車両１の前後方向の加速度と、車両１の横方向の加速度と、車両１のヨーレートと、車輪３の舵角と、車輪３の舵角速度と、車輪３の回転トルクと、目標減衰係数に応じてショックアブソーバ４ｂに入力される電流の値とを、学習済みモデル１２１に入力して、上下相対速度Ｖreiごとに算出する。
　次に、算出部１０ｂは、算出した上下相対速度Ｖreiに基づいて、各ショックアブソーバ４ｂのそれぞれの目標減衰力Ｆtiを算出する。目標減衰力Ｆtiは、下記の式（１）に基づいて算出される。式（１）のＣsfは、例えば、スカイフック制御の減衰係数である。なお、Ｃsfは、車体２の振動を減衰させて車両１の乗り心地性を向上させる任意の減衰力制御（例えばＨ∞制御）の減衰係数であってよい。
　Ｆti＝Ｃsf×Ｖrei　　　・・・（１）
　次に、算出部１０ｂは、あおり振動（第１の振動）の度合を示す指標値であるあおり振動指標値（I1i）を算出する（Ｓ１０４）。あおり振動は、例えば、車両１の乗員が車体１８のフワフワとした振動を感じ得る周波数域の振動である。一例として、あおり振動は、ばね上部２ａにおける車体２の共振周波数域である。車体２の共振振動周波数域は、例えば、１～２Ｈzである。
　Ｓ１０４の処理について、図６に示されるフローチャートを参照して詳しく説明する。図６に示されるように、算出部１０ｂは、取得部１０ａによって取得された車輪３の回転に関する速度に対してあおり成分の抽出を行う（Ｓ２０１）。詳細には、車輪３の回転に関する速度は、例えば、各車輪３のそれぞれの回転速度と、複数の車輪３の対角方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分と、車両１の前後方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分との少なくとも一つ（一例として全部）を含む。より詳細には、車輪３の回転に関する速度は、制御対象のショックアブソーバ４ｂに対応する車輪３（以後、第１の車輪３とも称する）の回転速度と、第１の車輪３に対して対角方向に並ぶ車輪３と第１の車輪３との回転速度の差分と、第１の車輪３に対して車両１の前後方向に並ぶ車輪３と、第１の車輪３との回転速度の差分と、の少なくとも一つ（一例として全部）を含む。なお、車輪３の回転に関する速度は、上記のうち全部に限られず一部であってもよい。算出部１０ｂは、上記の各回転に関する速度（回転速度、差分）について、それぞれ、あおり成分の抽出を行う。具体的には、算出部１０ｂは、車輪の回転に関する速度を示す信号を、所定（例えば１Ｈz）のカットオフ周波数を有するハイパスフィルタによって処理し、更に所定（例えば２Ｈz）のカットオフ周波数を有するローパスフィルタにて処理する。これにより、車輪の回転に関する速度を示す信号から第１の振動の成分として例えば０．５～２Ｈzの周波数域のあおり成分Ｇz1iが抽出される。なお、上記第１の振動の成分は、０．５～２Ｈzに限定されず、他の周波数域であってもよい。また、車輪３の回転に関する速度は、上記に限定されず、例えば、車輪３の横方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分であってもよい。
　次に、算出部１０ｂは、あおり成分の信号を全波整流することにより、あおり成分を絶対値化する（Ｓ２０２）。これにより、あおり成分の信号の負の値が、絶対値が同一で正の値に転換される。次に、算出部１０ｂは、フィルタによってあおり成分の信号の所定のノイズを除去する（Ｓ２０３）。次に、算出部１０ｂは、現在までの予め設定された時間Ｔc（正の定数）内に絶対値化されたあおり成分の最大値を、あおり振動指標値（Ｉ1i）として算出する（Ｓ２０４）。このようにして、算出部１０ｂは、各回転に関する速度（回転速度、差分）について、それぞれ、あおり振動指標値（Ｉ1i）を算出する。
　図５に戻って、算出部１０ｂは、ゴツゴツ振動（第２の振動）の度合を示す指標値であるゴツゴツ振動指標値（I2i）を算出する。ゴツゴツ振動は、車両１の乗員がゴツゴツとした乗り心地を感じる周波数域の振動である。ゴツゴツ振動は、例えば、ばね上部２ａの車体２の共振周波数域と、ばね下部２ｂの車輪３および車輪キャリア（不図示）等の共振周波数域との間の周波数域（例えば、６～１０Ｈz）の振動である。なお、上記周波数域は、上記に限定されない。例えば、上記周波数域の下限は、ばね下部２ｂの共振周波数域よりも高ければ、６Ｈzよりも低い値であってもよい。
　Ｓ１０５の処理について、図７に示されるフローチャートを参照して詳しく説明する。図７に示されるように、算出部１０ｂは、取得部１０ａによって取得された車輪３の回転に関する速度に対してゴツゴツ成分の抽出を行う（Ｓ３０１）。詳細には、車輪３の回転に関する速度は、あおり成分の抽出の場合と同様に、例えば、各車輪３のそれぞれの回転速度と、複数の車輪３の対角方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分と、車両１の前後方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分との少なくとも一つ（一例として全部）を含む。より詳細には、車輪３の回転に関する速度は、制御対象のショックアブソーバ４ｂに対応する車輪３（以後、第１の車輪３とも称する）の回転速度と、第１の車輪３に対して対角方向に並ぶ車輪３と第１の車輪３との回転速度の差分と、第１の車輪３に対して車両１の前後方向に並ぶ車輪３と、第１の車輪３との回転速度の差分と、の少なくとも一つ（一例として全部）を含む。なお、車輪３の回転に関する速度は、上記のうち全部に限られず一部であってもよい。算出部１０ｂは、上記の各回転に関する速度（回転速度、差分）に対して、それぞれ、ゴツゴツ成分の抽出を行う。具体的には、算出部１０ｂは、車輪３の回転に関する速度を示す信号を、所定（一例として６Ｈz）のカットオフ周波数を有するハイパスフィルタにて処理し、更に所定（一例として１０Ｈz）のカットオフ周波数を有するローパスフィルタにて処理する。これにより、車輪の回転に関する速度を示す信号からから第２の振動の成分として例えば４～１０Ｈzの周波数域のゴツゴツ成分（Ｇz2i）が抽出される。なお、上記第２の周波数域は上記に限定されず、他の周波数域であってもよい。また、車輪３の回転に関する速度は、上記に限定されず、例えば、車輪３の横方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分であってもよい。
　次に算出部１０ｂは、ゴツゴツ成分の信号を全波整流することにより、ゴツゴツ成分を絶対値化する（Ｓ３０２）。これにより、ゴツゴツ成分の信号の負の値が、絶対値が同一で正の値に転換される。
　次に、算出部１０ｂは、絶対値化されたゴツゴツ成分の信号を、高周波ノイズを除去するためのカットオフ周波数（例えば２Ｈz）を有するローパスフィルタにて処理し、ゴツゴツ成分の周波数よりも高い周波数のノイズを除去する（Ｓ３０３）。
　次に、算出部１０ｂは、現在までの予め設定された時間Ｔc内に絶対値化されノイズが除去されたゴツゴツ成分の最大値を、ゴツゴツ振動指標値（I2i）として算出する（Ｓ３０４）。このようにして、算出部１０ｂは、各回転に関する速度（回転速度、差分）について、それぞれ、ゴツゴツ振動指標値（I2i）を算出する。なお、以上のあおり成分およびゴツゴツ成分の最大値の算出については、特開平８－２１６６４６号公報を参照することができる。
　次に、算出部１０ｂは、補正係数（Ｋri）を算出する（Ｓ１０６）。具体的には、算出部１０ｂは、各回転に関する速度（回転速度、差分）について、それぞれ、あおり振動指標値（I1i）に対するゴツゴツ振動指標値（I2i）の比（I2i／I1i）を算出する。そして、算出部１０ｂは、算出した複数の比（I2i／I1i）のうち値が最も大きい比（I2i／I1i）を、最終的なあおり振動指標値（I1i）に対するゴツゴツ振動指標値（I2i）の比（I2i／I1i）として決定する。次に、算出部１０ｂは、上記決定した比I2i／I1iと、図８または図９に示されるマップとから、補正係数（Ｋri）を算出する。図９は、補正係数が複数の段階を含む例である。なお、算出部１０ｂは、あおり振動指標値I1iが０である場合には、あおり振動指標値（I1i）を、予め設定された０よりも大きい定数に設定して、比（I2i／I１i）を算出する。予め設定された定数は、例えば、０近傍の正の値である。
　次に、算出部１０ｂは、補正係数Ｋriの修正を行う（Ｓ１０７）。具体的には、算出部１０ｂは、補正係数（Ｋri）にローパスフィルタ処理を施して、補正係数（Ｋri）の変化率が制限されるよう補正係数（Ｋri）を修正する。なお、補正係数（Ｋri）の変化率の制限は、上記に限定されず、他の手段によってよって実現されてもよい。他の手段は、例えば、単位時間当たりの補正係数の変化量の大きさがガード処理されること、補正係数が移動平均処理されること、補正係数が予め設定された保持時間の間一定の値に保持されること等を例示することができる。なお、補正係数Ｋriの変化率の制限の手段は、後述の他の実施形態における補正係数についても同様である。
　次に、算出部１０ｂは、各ショックアブソーバ４ｂの最終目標減衰力（Ｆfti）を算出する（Ｓ１０８）。具体的には、算出部１０ｂは、修正後の補正係数（Ｋri）と、下記の式（２）とに基づいて算出される。式（２）中のＫriは、修正後の補正係数（Ｋri）である。
　Ｆfti＝Ｋri×Ｆti　　　・・・（２）
　次に、算出部１０ｂは、各ショックアブソーバ４ｂの目標減衰係数（Ｃti）を算出する（Ｓ１０９）。具体的には、算出部１０ｂは、算出された上下相対速度（Ｖrei）および算出された目標減衰力（Ｆti）と、図１０に示されるマップとから、各ショックアブソーバ４ｂの目標制御段を決定する。すなわち、各ショックアブソーバ４ｂの目標減衰係数（Ｃti）が算出される。
　次に、減衰力制御部１０ｃが、各ショックアブソーバ４ｂの制御段がステップ２１０において演算された目標制御段になるように制御段を制御することにより、減衰力の制御を実行する。換言すると、減衰力制御部１０ｃは、各ショックアブソーバ４ｂの減衰係数（Ｃi）を目標減衰係数（Ｃti）に制御することにより、減衰力Ｆiを最終目標減衰力Ｆftiになるよう制御する。
　以上の説明から解るように、Ｓ１０２において、学習済みモデル１２１を利用して、各車輪３と車体２との間の上下相対速度Ｖreiが車輪３ごとに算出される。Ｓ１０３において、上下相対速度Ｖreiに基づいて、各ショックアブソーバ４ｂの目標減衰力Ｆtiが産出される。Ｓ１０４およびＳ１０５において、車輪３の回転に関する速度に基づいて、それぞれあおり振動指標値I1iおよびゴツゴツ振動指標値I2iが算出される。なお、あおり振動指標値I1iおよびゴツゴツ振動指標値I2iの算出は上記に限定されない。例えば、学習済みモデル１２１を、入力データの入力に基づいて、上記の出力データの他に、ばね上部２ａ（車体２）の上下方向の加速度を出力するように構成し、当該上下方向の加速度から既知の方向であおり振動指標値I1iおよびゴツゴツ振動指標値I2iを抽出してもよい。
　Ｓ１０６において、あおり振動指標値（I1i）に対するゴツゴツ振動指標値（I2i）の比（I2i／I1i）に基づいて、補正係数（Ｋri）が算出される。補正係数（Ｋri）は、比（I2i／I1i）が大きいほど小さくなり、車速が速いほど大きくなるよう算出される。Ｓ１０７において、変化率が制限されるよう補正係数（Ｋri）が修正される。
　Ｓ１０８において、修正後の補正係数（Ｋri）および上下相対速度（Ｖrei）の積として最終目標減衰力（Ｆfti）が算出される。Ｓ１０９およびＳ１１０において、各ショックアブソーバ４ｂの減衰力（Ｆi）が最終目標減衰力（Ｆfti）になるよう制御される。
　すなわち、制御装置１０が行う処理には以下が含まれる。
（ａ）制御装置１０は、学習済みモデル１２１を利用して、上下相対速度Vreiを推定（算出）する。
（ｂ）制御装置１０は、上下相対速度（Vrei）と減衰係数（Csf）とから目標減衰力（Fti）を算出する。
（ｃ）制御装置１０は、各車輪３の回転速度と、対角方向の二つの車輪３の回転速度の差分と、前後方向の二つの車輪３の回転速度の差分とを用いて、ゴツゴツ振動指標値(I2i)とあおり振動指標値(I1i)とを求める。
（ｄ）制御装置１０は、求めたゴツゴツ振動指標値(I2i)とあおり振動指標値(I1i)との比率（I2i／I1i）を求める。
（ｅ）制御装置１０は、求めたゴツゴツ振動指標値(I2i)とあおり振動指標値(I1i)との比率の最大値を選択する。
（ｆ）制御装置１０は、求めた比率の最大値に対して所定の一定時間内のホールド処理を行う。
（ｇ）制御装置１０は、ホールド処理を行った値と車体速度の関係から補正係数（Kri）を求める。
（ｈ）制御装置１０は、求めた補正係数（Kri）に対して、変化量が閾値以上の場合は変化量ガード処理(補正係数修正)を行い変化量最大値を求める。
（ｉ）制御装置１０は、求めた目標減衰力（Fti）と変化量最大値から最終目標減衰力（Ftfi）演算を行う。
（ｊ）制御装置１０は、求めた最終目標減衰力（Ftfi）から目標減衰係数（Cti）を演算し、減衰力制御を実行する。
　上記処理によれば、制御装置１０は、あおり振動指標値（I1i）と比較しゴツゴツ振動指標値（I2i）が大きい路面か否かを判定し、あおり振動指標値（I1i）と比較しゴツゴツ振動指標値（I2i）が大きい路面と判定した場合に、減衰力を下げる制御を行うことができる。
　以上のように、本実施形態では、制御装置１０（減衰力制御装置）は、車両１の車輪３と車両１の車体２との間に介在するショックアブソーバ４ｂを制御する。制御装置１０は、算出部１０ｂと、減衰力制御部１０ｃと、を備える。算出部１０ｂは、車両１の上下方向の加速度以外の車両１の運動に関する第１の物理量を入力して車両１の上下方向の運動に関わる第２の物理量を出力する学習済みモデル１２１を利用して、第１の物理量の実測値から第２の物理量を推定し、推定した第２の物理量に基づいて、ショックアブソーバ４ｂの目標減衰係数を算出する。減衰力制御部１０ｃは、算出された目標減衰係数に基づいて、ショックアブソーバ４ｂの減衰力を制御する。
　上記構成によれば、算出部１０ｂが、学習済みモデル１２１を利用して、車両１の上下方向の加速度以外の車両１の運動に関する第１の物理量の実測値からショックアブソーバ４ｂの目標減衰係数を算出するので、ショックアブソーバ４ｂの減衰力の制御のための専用の上下加速度センサを車両１に設ける必要がない。よって、ショックアブソーバ４ｂの減衰力を制御する上で車両１の構造が複雑化するのを抑制することができる。
　また、第１の物理量は、車輪３の回転に応じた車輪３に関する速度と、車両１の前後方向の加速度と、車両１の横方向の加速度と、車両１のヨーレートと、車輪３の舵角と、車輪３の舵角速度と、車輪３の回転トルクと、目標減衰係数に応じてショックアブソーバ４ｂに入力される電流の値とのうちの少なくとも一つを含む。
　このような構成によれば、車輪３に関する速度と、車両１の前後方向の加速度と、車両１の横方向の加速度と、車両１のヨーレートと、車輪３の舵角と、車輪３の舵角速度と、車輪３の回転トルクと、目標減衰係数に応じてショックアブソーバ４ｂに入力される電流の値とのうちの少なくとも一つから、目標減衰係数を算出することができる。
　また、算出部１０ｂは、推定した第２の物理量と、車輪３に関する速度とに基づいて、ショックアブソーバ４ｂの目標減衰係数を算出する。車輪３に関する速度は、複数の車輪３のそれぞれの回転速度と、複数の車輪３の対角方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分と、車両１の前後方向に並ぶ二つの車輪の回転速度の差分とのうちの少なくとも一つを含む。
　ここで、例えば、コンクリート板が連続して敷設されコンクリート板間の繋ぎ目が間隔をあけて形成された道路、所謂チョッピー路を車両１が走行している場合でも、チョッピー路の凹凸の状態が対角方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分と、車両１の横方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分とに反映されやすい。よって、上記の構成によれば、車輪３に関する速度に、車輪３に関する速度に車輪３の対角方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分と、車両１の前後方向に並ぶ二つの車輪３の回転速度の差分とのうちの少なくとも一つが含まれる場合に、より適切な目標減衰係数を算出することができる。
＜第２の実施形態＞
　図１１は、第２の実施形態にかかる制御装置が実行する減衰力制御処理の一例を示すフローチャートである。
　本実施形態は、学習済みモデル１２１が出力する車両１の上下方向の運動に関わる第２の物理量が、ばね上部２ａ（車体２）の速度であるばね上速度である点と、制御装置１０が実行する減衰力制御処理とが、第１の実施形態と異なる。
　本実施形態の減衰力制御処理では、図１１に示されるように、図５のＳ１０２，１０３に替えてＳ４０２，Ｓ４０３が行われ、他のＳ４０１，Ｓ４０４～Ｓ４１０は、図５のＳ１０１，Ｓ１０４～１１０と同様に行われる。
　Ｓ４０２において、算出部１０ｂは、入力データを学習済みモデル１２１に入力して、ばね上部２ａ（車体２）の速度であるばね上速度Ｖｚを各車輪３ごとに算出する。具体的には、算出部１０ｂは、各車輪３の回転速度と、車両１の前後方向の加速度と、車両１の横方向の加速度と、車両１のヨーレートと、車輪３の舵角と、車輪３の舵角速度と、車輪３の回転トルクと、目標減衰係数に応じてショックアブソーバ４ｂに入力される電流の値とを、学習済みモデル１２１に入力して、ばね上速度Ｖｚを算出する。
　Ｓ４０３において、算出部１０ｂは、算出したばね上速度Ｖｚに基づいて、各ショックアブソーバ４ｂのそれぞれの目標減衰力Ｆtiを算出する。目標減衰力Ｆtiは、下記の式（３）に基づいて算出される。
　Ｆti＝Ｃsf×Ｖｚ　　　・・・（３）
＜第３の実施形態＞
　図１２は、第３の実施形態にかかる制御装置が実行する減衰力制御処理の一例を示すフローチャートである。
　本実施形態は、制御装置１０が実行する減衰力制御処理が、第１の実施形態と異なる。
　本実施形態の減衰力制御処理は、図１２に示されるフローチャートに従って、例えば前側の二つの車輪３および後側の二つの車輪３について交互に行われる。Ｓ５０１～Ｓ５０５、Ｓ５０９およびＳ５１０は第１の実施形態のＳ１０１～Ｓ１０５、Ｓ１０９およびＳ１１０と同様である。そして、第１の実施形態におけるＳ１０６～Ｓ１０８に替えて、それぞれＳ５０６～Ｓ５０８が実行される。
　本実施形態では、前側の二つの車輪３に対応するあおり振動指標値I1FL，I1FRのうちの大きい方の値が、前側の二つの車輪３に対応する位置における車体２のあおり振動指標値I1frとされる。また、後側の二つの車輪３に対応するあおり振動指標値I1RLおよびI1RRのうちの大きい方の値が、後ろ側の二つの車輪３に対応する位置における車体２のあおり振動指標値I1reとされる。同様に、前側の二つの車輪３に対応するゴツゴツ振動指標値I2FLおよびI2FRのうちの大きい方の値が、前側の二つの車輪３に対応する位置における車体１８のゴツゴツ振動指標値I2frとされる。後ろ側の二つの車輪３に対応するゴツゴツ振動指標値I2RLおよびI2RRのうちの大きい方の値が、後ろ側の二つの車輪３に対応する位置における車体１８のゴツゴツ振動指標値I2reとされる。
　Ｓ５０６において、それぞれあおり振動指標値I1frおよびI1reに対するゴツゴツ振動指標値I2frおよびI2reの比I2fr／I1frおよびI2re／I1reが算出される。更に、比I2fr／I1frおよびI2re／I1reに基づいて、図８または図９に示されるマップが参照されることにより、それぞれ前側の二つの車輪３および後側の二つの車輪３用の補正係数ＫrfrおよびＫrreが算出される。
　Ｓ５０７おいては、補正係数ＫrfrおよびＫrreがローパスフィルタ処理されることにより、変化率が制限されるよう補正係数ＫrfrおよびＫrreが修正される。
　Ｓ５０８においては、修正後の補正係数ＫrfrおよびＫrreを使用して、下記の式（４）～（７）に従って各ショックアブソーバ４ｂの最終目標減衰力Ｆftiが演算される。
　ＦftFL＝Ｋrfr×ＦtFL　　　・・・（４）
　ＦftFR＝Ｋrfr×ＦtFR　　　・・・（５）
　ＦftRL＝Ｋrre×ＦtRL　　　・・・（６）
　ＦftRR＝Ｋrre×ＦtRR　　　・・・（７）
　上記実施形態の各機能をコンピュータ（例えば制御装置１０等）に実現させるためのプログラムは、インストール可能な形式又は実行可能な形式のファイルでＣＤ－ＲＯＭ、フレキシブルディスク（ＦＤ）、ＣＤ－Ｒ、ＤＶＤ（Ｄｉｇｉｔａｌ　Ｖｅｒｓａｔｉｌｅ　Ｄｉｓｋ）等のコンピュータで読み取り可能な記録媒体に記録して提供するように構成してもよい。
　また、当該プログラムをインターネット等のネットワークに接続されたコンピュータ上に格納し、ネットワーク経由でダウンロードさせることにより提供するように構成してもよい。また、当該プログラムをインターネット等のネットワーク経由で提供又は配布するように構成してもよい。
　なお、学習済みモデル１２１が出力する第２の物理量は、上記実施形態で説明されたものに限定されない。例えば、第２の物理量は、車両１（車体２）のロール角速度や、車両１（車体２）のピッチ角速度、車両１（車体２）のヒーブ速度等であってもよい。
〔本実施形態のまとめ〕
　本実施形態の減衰力制御装置（１０）は、以下の構成を少なくとも備える。
　すなわち、減衰力制御装置（１０）は、車両（１）の車輪（３）と車両（１）の車体（２）との間に介在するショックアブソーバ（４ｂ）を制御する減衰力制御装置（１０）であって、車両（１）の上下方向の加速度以外の車両（１）の運動に関する第１の物理量を入力して車両（１）の上下方向の運動に関わる第２の物理量を出力する学習済みモデル（１２１）を利用して、第１の物理量の実測値から第２の物理量を推定し、推定した第２の物理量に基づいて、ショックアブソーバ（４ｂ）の目標減衰係数を算出する算出部（１０ｂ）と、算出された目標減衰係数に基づいて、ショックアブソーバ（４ｂ）の減衰力を制御する減衰力制御部（１０ｃ）と、を備える。
　この構成によれば、算出部（１０ｂ）が、学習済みモデル（１２１）を利用して、車両（１）の上下方向の加速度以外の車両（１）の運動に関する第１の物理量の実測値からショックアブソーバ（４ｂ）の目標減衰係数を算出するので、ショックアブソーバ（４ｂ）の減衰力の制御のための専用の上下加速度センサを車両（１）に設ける必要がない。よって、ショックアブソーバ（４ｂ）の減衰力を制御する上で車両（１）の構造が複雑化するのを抑制することができる。
　また、第１の物理量は、車輪（３）の回転に応じた車輪（３）に関する速度と、車両（１）の前後方向の加速度と、車両（１）の横方向の加速度と、車両（１）のヨーレートと、車輪（３）の舵角と、車輪（３）の舵角速度と、車輪（３）の回転トルクと、目標減衰係数に応じてショックアブソーバ（４ｂ）に入力される電流の値とのうちの少なくとも一つを含むと好適である。
　このような構成によれば、車輪（３）に関する速度と、車両（１）の前後方向の加速度と、車両（１）の横方向の加速度と、車両（１）のヨーレートと、車輪（３）の舵角と、車輪（３）の舵角速度と、車輪（３）の回転トルクと、目標減衰係数に応じてショックアブソーバ（４ｂ）に入力される電流の値とのうちの少なくとも一つから、目標減衰係数を算出することができる。
　また、算出部（１０ｂ）は、推定した第２の物理量と、車輪（３）に関する速度とに基づいて、ショックアブソーバ（４ｂ）の目標減衰係数を算出し、車輪（３）に関する速度は、複数の車輪（３）のそれぞれの回転速度と、複数の車輪（３）の対角方向に並ぶ二つの車輪（３）の回転速度の差分と、車両（１）の前後方向に並ぶ二つの車輪（３）の回転速度の差分とのうちの少なくとも一つを含むと好適である。
　この構成によれば、車輪（３）に関する速度に、車輪（３）に関する速度に車輪（３）の対角方向に並ぶ二つの車輪（３）の回転速度の差分と、車両（１）の前後方向に並ぶ二つの車輪（３）の回転速度の差分とのうちの少なくとも一つが含まれる場合に、より適切な目標減衰係数を算出することができる。
　本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら新規な実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれるとともに、請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。
　１…車両
　２…車体
　３…車輪
　４ｂ…ショックアブソーバ
　１０…制御装置（減衰力制御装置）
　１０ａ…取得部
　１０ｂ…算出部
　１０ｃ…減衰力制御部
　１２１…学習済みモデル

Claims (3)

  1. 　車両の車輪と前記車両の車体との間に介在するショックアブソーバを制御する減衰力制御装置であって、
    　前記車両の上下方向の加速度以外の前記車両の運動に関する第１の物理量を入力して前記車両の上下方向の運動に関わる第２の物理量を出力する学習済みモデルを利用して、前記第１の物理量の実測値から前記第２の物理量を推定し、推定した前記第２の物理量に基づいて、前記ショックアブソーバの目標減衰係数を算出する算出部と、
    　算出された前記目標減衰係数に基づいて、前記ショックアブソーバの減衰力を制御する減衰力制御部と、
    　を備えた減衰力制御装置。
  2. 　前記第１の物理量は、前記車輪の回転に応じた前記車輪に関する速度と、前記車両の前後方向の加速度と、前記車両の横方向の加速度と、前記車両のヨーレートと、前記車輪の舵角と、前記車輪の舵角速度と、前記車輪の回転トルクと、前記目標減衰係数に応じて前記ショックアブソーバに入力される電流の値とのうちの少なくとも一つを含む、
    　請求項１に記載の減衰力制御装置。
  3. 　前記算出部は、推定した前記第２の物理量と、前記車輪に関する速度とに基づいて、前記ショックアブソーバの目標減衰係数を算出し、
    　前記車輪に関する速度は、複数の前記車輪のそれぞれの回転速度と、前記複数の前記車輪の対角方向に並ぶ二つの前記車輪の前記回転速度の差分と、前記車両の前後方向に並ぶ二つの前記車輪の前記回転速度の差分とのうちの少なくとも一つを含む、
    　請求項１に記載の減衰力制御装置。
PCT/JP2024/008123 2023-06-16 2024-03-04 減衰力制御装置 Ceased WO2024257417A1 (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202480033918.8A CN121175204A (zh) 2023-06-16 2024-03-04 衰减力控制装置

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2023-099366 2023-06-16
JP2023099366A JP2024179982A (ja) 2023-06-16 2023-06-16 減衰力制御装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2024257417A1 true WO2024257417A1 (ja) 2024-12-19

Family

ID=93851796

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2024/008123 Ceased WO2024257417A1 (ja) 2023-06-16 2024-03-04 減衰力制御装置

Country Status (3)

Country Link
JP (1) JP2024179982A (ja)
CN (1) CN121175204A (ja)
WO (1) WO2024257417A1 (ja)

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH08216641A (ja) * 1995-02-09 1996-08-27 Nippondenso Co Ltd サスペンションの減衰力制御装置
JP2011084204A (ja) * 2009-10-16 2011-04-28 Toyota Motor Corp ショックアブソーバ装置
JP2020026189A (ja) * 2018-08-10 2020-02-20 日産自動車株式会社 走行支援方法及び走行支援装置
JP2022191913A (ja) * 2021-06-16 2022-12-28 日立Astemo株式会社 サスペンション制御装置、サスペンション制御方法、およびサスペンション制御システム

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH08216641A (ja) * 1995-02-09 1996-08-27 Nippondenso Co Ltd サスペンションの減衰力制御装置
JP2011084204A (ja) * 2009-10-16 2011-04-28 Toyota Motor Corp ショックアブソーバ装置
JP2020026189A (ja) * 2018-08-10 2020-02-20 日産自動車株式会社 走行支援方法及び走行支援装置
JP2022191913A (ja) * 2021-06-16 2022-12-28 日立Astemo株式会社 サスペンション制御装置、サスペンション制御方法、およびサスペンション制御システム

Also Published As

Publication number Publication date
JP2024179982A (ja) 2024-12-26
CN121175204A (zh) 2025-12-19

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US9375990B2 (en) Suspension control device
US11203243B2 (en) Control system for variable damping force damper
US7788011B2 (en) Braking and drive force control apparatus for a vehicle
US8718872B2 (en) Vehicle attitude controller
JP4972440B2 (ja) 減衰力可変ダンパの制御装置
US20110208391A1 (en) Stabilizer control device for vehicle
US20150032332A1 (en) Control apparatus for vehicle
JP6478063B2 (ja) 車両用減衰力制御装置
WO2022168683A1 (ja) 車両状態量推定装置
WO2011070634A1 (ja) 車両制御装置
AU2021291797B2 (en) Control device, vehicle, and control method
JP5144289B2 (ja) 減衰力可変ダンパの制御装置
JP6627829B2 (ja) 車両の制振制御装置
JP2024179982A (ja) 減衰力制御装置
JP5162283B2 (ja) 減衰力可変ダンパの制御装置および制御方法
JP2009179293A (ja) 減衰力可変ダンパの制御装置
JP7507105B2 (ja) サスペンション制御装置
JP2006232023A (ja) 車輌の車輪接地荷重推定装置
JPH1178466A (ja) 減衰力制御装置及び路面推定方法
JP2000211337A (ja) 車輌の制御装置
JP7831133B2 (ja) 車両制御装置
JP5090977B2 (ja) 減衰力可変ダンパの制御装置
CN119768290A (zh) 控制装置
WO2012029183A1 (ja) 車両制御システム及び制御装置
JP2009137342A (ja) 減衰力可変ダンパの制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 24823040

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: CN2024800339188

Country of ref document: CN

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE