CN105984462A - 振动控制装置和振动控制系统 - Google Patents

Abstract

本发明涉及振动控制装置和振动控制系统。减振控制装置控制车辆的驱动输出以便抑制车辆的俯仰/弹跳振动，该减振控制装置包括：减振控制单元，所述减振控制单元控制所述车辆的驱动转矩以便基于施加到所述车辆的车轮的车轮转矩来减小所述俯仰/弹跳振动的振幅，所述车轮转矩在所述车轮与路面接触的位置处产生；以及补偿分量调节单元，随着所述车辆的转向角速度的大小增大，所述补偿分量调节单元减小校正所述车轮转矩的补偿分量的振幅，所述车轮转矩由所述减振控制单元计算出来，以便抑制所述俯仰/弹跳振动。

Description

振动控制装置和振动控制系统

技术领域

本发明涉及一种车辆诸如汽车的减振控制装置。更具体地，本发明涉及一种通过控制具有作为驱动单元的发动机的车辆的驱动输出(驱动力或驱动转矩)来抑制车身振动的减振控制装置。

背景技术

在车辆行驶期间由于在车辆的加速或减速期间作用在车身上的制动力或驱动力(或惯性力)或作用在车身上的其它外力产生振动诸如俯仰振动和弹跳振动。此时，这些力由车轮施加到路面的“车轮转矩”(施加在车轮与车轮所接触的路面之间的转矩)来反应。因此，在车辆减振控制领域，已经提出通过车辆的发动机或其它驱动单元的驱动输出控制来调节车轮转矩，以便抑制车辆行驶期间车身的振动(参见例如日本专利申请公开第2004-168148号(JP 2004-168148 A)、日本专利申请公开第2006-69472号(JP 2006-69472 A)、日本专利申请公开第2008-105471号(JP 2008-105471 A)、日本专利申请公开第2008-105472号(JP 2008-105472 A)和日本专利申请公开号第2009-40163号(JP2009-40163 A))。在使用上述驱动输出控制的减振控制中，使用基于车身的所谓簧上质量振动或簧上质量和簧下质量振动的动态模型构建的运动模型，来预期当需要车辆加速/减速时或当外力(干扰)作用在车身上并造成车轮转矩的波动时车身中产生的俯仰/弹跳振动，并调节车辆的驱动单元的驱动输出以抑制预期振动。该类型的减振控制的有利之处在于减振操作相对快速地进行，并且能量效率良好。这是因为振动能的产生可以通过调节产生振动的力源被遏制或抑制，而不是通过使用例如悬架的减振控制吸收振动能来抑制产生的振动能。此外，在上述减振控制中，所要控制的对象限于车轮转矩或车轮的制动或驱动力；因此，可相对容易地调节该控制。

同时，在车辆转弯期间，转弯力、转弯拖拽等作用在每个车轮的轮胎上。此外，车轮转矩由于转弯期间在离心力的作用下地面或路面接触负载的变化而变化。因此，优选的是以与车辆直行时不同的方式，通过上述驱动输出控制调整在减振控制中反馈的车轮转矩输入。更具体地，如果车辆转弯期间给定轮胎的转向角，则产生在与车辆行驶方向相反的方向上的转弯阻力，并且在与转动方向相反的方向上产生转弯拖拽和转弯力在车轮的转动方向上的分量的总和(滚动阻力)。在该方向上施加产生的力，从而降低车轮转矩，以减慢车轮的转动。因此，在JP 2008-105471 A中，已经提出增大减振控制的控制量，以便在车辆转弯期间弥补车轮转矩的减小。另一方面，如果在车辆转弯开始时车轮转矩开始在减小方向上变化，并且驱动转矩增大，以便响应于车轮转矩的减小在减振控制下增大车轮转矩，如果转向角快速变化且车辆快速转弯，则驱动转矩快速增大。结果，驾驶员可能感到不安全。因此，在JP 2008-105472 A中，已经提出当转向角速度大于预定值时基于车轮转矩停止驱动力控制。

将更详细地描述通过控制驱动输出在执行用于抑制车身振动的减振控制期间车辆转弯的情况下车辆的运动。最初，一般而言，当驾驶员操作方向盘且车辆开始转弯时，每个车轮的滚动阻力增大(转弯阻力)，如上所述。于是，发生车身的俯冲。然后，由于俯冲前轮的接地负载增大。于是，转弯力增大，并且横摆力矩增大，使得横摆角速度有效地出现或增大。但是，如果在车辆转弯开始时转向期间正在执行减振控制，则控制效果用于消除俯冲，由此与不执行减振控制的情况相比，前轮的接地负载减小。于是，横摆力矩减小，并且横摆率的响应(增大的快速性)劣化。横摆率的响应性的劣化可使驾驶员感觉奇怪或不舒服。同时，即使在转向操作期间减振控制完全停止，如JP2008-105472 A中那样，驾驶员可能感觉奇怪或不舒服。这是因为减振控制的效果突然消除，或横摆率的响应性快速变化。在这方面，在车辆转弯期间，当转向角返回到0时也可能发生类似现象。

发明内容

本发明提供一种振动控制装置和振动控制系统，该振动控制装置和振动控制系统通过利用驱动输出控制控制车轮转矩来执行减振控制以抑制车身的振动，同时遏制车辆转弯期间由于执行减振控制造成的横摆率响应性变差，使得驾驶员不太可能或最少可能感觉到奇怪或不舒服。

根据本发明的第一方面的减振控制装置控制车辆的驱动输出以便抑制由车辆的俯仰或弹跳造成的俯仰/弹跳振动，该减振控制装置包括：减振控制单元，所述减振控制单元控制所述车辆的驱动转矩以便基于施加到所述车辆的车轮的车轮转矩来减小所述俯仰/弹跳振动的振幅，所述车轮转矩在所述车轮与路面接触的位置处产生；以及补偿分量调节单元，随着所述车辆的转向角速度的大小增大，所述补偿分量调节单元减小校正所述车轮转矩的补偿分量的振幅，所述车轮转矩由所述减振控制单元计算出来，以便抑制所述俯仰/弹跳振动。这里，“车轮转矩”可以是在车轮处实际产生的转矩的检测值，或者可以是从车轮的车轮速度估算的车轮转矩的估算值。“补偿分量”是在减振控制下给予驱动输出控制单元的控制量，用于调节“车轮转矩”，以便降低俯仰或弹跳振动的振幅。

如在JP 2004-168148 A、JP 2006-69472 A、JP 2008-105471 A、JP2008-105472 A、和JP 2009-40163 A中描述的减振控制装置的情况那样，本发明的减振控制装置基本上被构造成控制驱动输出，以便改变在消除或抑制车身的俯仰或弹跳振动的方向上的车轮转矩。利用这样构成的装置，尽管车辆的车轮的转向角变化，即在产生显著转向角速度时，补偿分量的大小随着转向角速度大小的增大而减小。利用这种布置，在车轮的转向角变化(在增大其大小的方向上)的同时，即在车辆中横摆力矩增大且车辆的转弯方向变化的同时，降低抑制俯仰或弹跳振动的减振控制的效果。于是，在车身中发生一定程度的俯冲，并且与稳定行驶期间相比在横摆力矩显著增大时接地负载增大；因此可一定程度遏制由于减振控制造成的横摆率响应性变差。此外，利用补偿分量的大小随着转向角速度大小的增大而减小的布置，不会防止减振控制效果突然消除；因此，驱动输出和车身的振动状态不会发生快速变化，并且预期降低驾驶员的奇怪感觉。在这方面，即使当转向角变化成返回至0以便将处于转弯状态的车辆带回到直行状态时，补偿分量的大小也可如上所述减小。当转向角变化成返回至0时，每个轮胎的滚动阻力减小；因此(如果没有减振控制)车身的姿势在抬头方向上变化，由此前轮的接地负载减小，转弯力减小，并且横摆率快速减小。但是，在执行减振控制的同时，该控制用于消除车身姿势的在抬头方向上的变化，并且与不进行减振控制的情况相比，前轮的接地负载增大。因而，转弯力以减小率减小，并且横摆率的响应性(减小的快速性)变差。因而，如果补偿分量(控制量)如上所述基于转向角速度减小，则车身的姿势在抬头方向上变化，并且横摆率的响应性不太可能或不可能变差。

在本发明的上述方面，补偿分量的控制增益，即在被给予驱动输出时确定补偿分量的大小的增益可以是转向角速度的大小的函数，并且补偿分量调节单元可以设定补偿分量的增益使得当车辆的转向角速度的大小小于预定速度时，随着车辆的转向角速度的大小增大，增益单调减小。利用该布置，当车辆的转向角速度变化时，补偿分量的控制增益持续变化；因此，减振控制的效果持续变化，并且驾驶员不太可能或不可能由于控制的变化感到奇怪或不舒服。

此外，关于上述减振控制，减振控制的效果随着车辆的转向角速度的大小增大而减小；但是，仍优选地将减振控制的效果维持在一定程度而不完全消除。因此，根据本发明以上方面的装置可以被构造成使得当车辆的转向角速度的大小变得大于预定速度时，不再进一步减小补偿分量的振幅。在本发明的上述方面中，当车辆的转向角速度的大小超过预定速度时，补偿分量调节单元可以使补偿分量的振幅相对于俯仰/弹跳振动的振幅的减小率恒定。当给予驱动输出的补偿分量的大小由控制增益确定时，控制增益随着转向角速度的大小而减小。但是，当转向角速度的大小达到预定速度时，或者当控制增益减小到预定值时，控制增益可不再进一步减小。

根据本发明的第二方面的减振控制系统包括：驱动单元，该驱动单元在车辆的车轮处产生驱动力；车轮速度传感器，该车轮深度传感器检测车辆的每个车轮的转速；转向角传感器，该转向角传感器检测车辆的方向盘的转向角；以及电子控制单元，该电子控制单元根据加速器踏板的下压量获得第一驱动力，并且该电子控制单元利用基于所述第一驱动力和所述转速通过补偿分量确定的第二驱动力来驱动所述驱动单元，其中用所述补偿分量来校正所述第一驱动力以便抑制所述车辆的俯仰/弹跳振动。在该系统中，随着从所述转向角获得的转向角速度的大小增大，所述电子控制单元减小所述补偿分量的振幅。

因此，根据上述本发明，例如，在驾驶员操作方向盘并且车轮的转向角变化的同时，给予驱动输出控制以用于减振控制的车轮转矩的补偿分量(控制量)根据转向角速度的增大而减小。利用该控制的操作，当车辆开始转弯时，或转弯方向变化到增大转向角的大小的方向时，导致减小的俯冲的减振功能或效果减小，使得显著产生或增大横摆力矩，并可更快速增大横摆率。当车辆停止转弯或转弯方向变化到减小转向角的大小的方向时，导致减小的抬头的减振功能或效果减小，使得横摆力矩更快速减小，并且可更迅速减小横摆率。然后，由于减振控制的效果减小的程度随着转向角速度大小的变化而变化，所以减振控制的效果不会突然变化，并且驾驶员不太可能或不可能感到奇怪或不舒服。在以上布置中应理解到，根据本发明仅在转向角速度为显著值的情况下减小减振控制效果。即，在车辆直行时或车辆稳定转弯运动(转向角恒定，并且转向角速度等于0)时，根据本发明的减振控制效果不减小。因此，在车辆稳定转弯期间，如果没有用于减小减振控制效果的其它控制，则以正常水平呈现或提供减振控制效果，并抑制俯仰/弹跳振动。仅在车辆转弯方向变化时实施根据本发明的减振控制效果的减小，并且横摆率变化(即，当转向角变化时，使得轮胎的滚动阻力变化，并且车轮转矩变化)。

根据本发明的上述方面，可提供改进的减振控制装置，使得减振控制效果在驾驶员的转向操作期间不快速变化。

附图说明

下文将参照附图描述本发明的示例实施例的特征、优点以及技术和工业意义，附图中相同的标号表示相同的元件，并且其中：

图1A是实现作为本发明优选实施例的减振控制装置的汽车的示意图；

图1B是更详细地示出图1A的电子控制单元的内部构造的示意图；

图2A是用于解释由作为本发明的一个优选实施例的减振控制装置抑制的车身振动的状态变量的视图；

图2B是示出根据本发明优选实施例的减振控制的构造的控制框图形式的视图；

图3A和图3B是示出本发明的优选实施例的减振控制装置中设想的车身振动的动态运动模型的视图，其中图3A示出使用簧上质量振动模型的情况，而图3B示出使用簧上质量/簧下质量振动模型的情况。

图4是用于解释通过转向转弯的车轮中产生的滚动阻力的视图；

图5A是指示补偿分量的控制增益相对于转向角速度变化的图表形式的视图，其中用该补偿分量来矫正车轮转矩；以及

图5B是示出用于确定控制增益的处理的流程图形式的视图。

具体实施方式

参照附图，将详细解释本发明的某些优选实施例。在各附图中，相同的附图标记标示相同的部件或组件。

装置的构造

图1A示意性地示出安装有根据本发明的优选实施例的减振控制装置的汽车。在图1A中，具有左前轮12FL、右前轮12FR和左后轮12RL、右后轮12RR的车辆10装备有驱动单元16和转向装置30，在正常模式中该驱动单元16根据由驾驶员下压加速器踏板14而产生对于前轮的驱动力，并且转向装置30使左、右前轮转弯。在所示实施例中，驱动单元16被构造成将来自发动机18的驱动力矩或转动驱动力经由驱动桥20传递到前轮12FL、12FR。驱动单元16可以是使用电动机代替发动机18的电驱动单元，或者可以是既具有发动机和电动机两者的混合型驱动单元。转向装置30将由驾驶员转动的方向盘32的转动经由转向齿轮机构34传递到系杆36L、36R，以使前轮12FL、12FR转弯。车辆可以是四轮驱动车辆，其中驱动力被传递到后轮以及前轮。尽管为了简化图中未示出，但像一般车辆一样，车辆10设有对相应的车轮产生制动力的制动系统。

驱动单元16的操作由电子控制单元50控制。电子控制单元50可以包括具有经由通常类型的双向共用总线彼此连接的CPU、ROM、RAM和输入/输出端口装置的微计算机和驱动回路。稍后描述的本发明的减振控制装置的每个单元的构造和操作可通过根据程序操作电子控制单元(计算机)50来实现。电子控制单元50从安装在相应的车轮处的车轮速度传感器40i(i＝FL,FR,RL,RR)接收指示车轮速度Vwi(i＝FL,FR,RL,RR)的信号，以及从设置在车辆的相应部分中的传感器接收信号诸如发动机的转速Er和加速器踏板下压量θa，以及从设置在转向轴32a上的转向角传感器32b接收转向角δ。应理解，除上文指示的信号之外，电子控制单元50还可接收各种检测信号，以获得用于在该实施例的车辆中所要执行的各种控制所需的各种参数。例如，电子控制单元50可接收由横摆率传感器检测到的横摆率、由G传感器检测到的横向加速度以及变速器的齿轮位置信息。

图1B是更详细地示出电子控制单元50的内部构造的示意图。电子控制单元50可由驱动控制单元50a和制动控制单元50b组成，驱动控制单元50a控制驱动单元16的操作，并且制动控制单元50b控制制动系统(未示出)的操作。制动控制装置从每个车轮的车轮速度传感器40i接收信号，并计算车轮的转速ω。然后，每个车轮的车轮速度值通过将转速ω乘以车轮半径r来计算，并将车轮速度值传递到驱动控制单元50a，以用于计算车轮转矩估计值，如下文将描述的那样。将车轮转速转换成车轮速度的计算可通过驱动控制单元50a来进行。在该情况下，车轮转速从制动控制单元50b被供给到驱动控制单元50a。此外，转向角δ被从转向角传感器32b供给到给驱动控制单元50a，以用于下文将更详细描述的目的。

在驱动控制单元50a中，来自驾驶员的驾驶要求，即驾驶员要求的驱动单元的目标输出转矩(驾驶员要求转矩)基于加速器踏板下压量θa(以及车辆速度、齿轮位置信息等)来确定。但是，本发明的驱动控制单元校正驾驶员要求转矩，以便通过驱动力控制在车身上执行俯仰/弹跳减振控制，并向驱动单元16发送与校正所要求转矩对应的控制指令。在俯仰/弹跳减振控制中，进行(1)基于驱动轮与路面之间施加的力计算驱动轮的车轮转矩的估算值，(2)基于车身振动的运动模式计算俯仰/弹跳振动的状态量，以及(3)抑制或减小俯仰/弹跳振动的状态量的车轮转矩的补偿分量(校正量)的计算，以及基于补偿分量的所要求转矩的补偿。应理解，本发明的减振控制装置通过(1)–(3)的处理操作来实现。

用于在车身上执行俯仰/弹跳减振控制的驱动力控制的构造

在例如图2A中所示的车辆10中，如果驱动单元基于驾驶员的驾驶要求操作，并且车轮转矩波动，则在车身的重心Cg的竖直方向(z方向)上可能发生弹跳振动，并且可能绕车身的重心在俯仰方向(θ方向)上发生俯仰振动。此外，如果车辆行驶期间外力或转矩(干扰)从路面施加到车轮上，则扰动可能被传递到车辆，并且在弹跳方向和俯仰方向上可能发生车身中的振动。因此，在所示实施例中，构建车身的俯仰/弹跳振动的运动模型，并且计算当模型接收到驾驶员要求转矩(驾驶员要求转矩所转换成的车轮转矩的值)时车身振动的状态变量，即移位z、θ及其变化率dz/dt、dθ/dt，以及当前车轮转矩(其估算值)。然后，调节驱动单元的驱动转矩(校正驾驶员要求转矩)，使得从模型获得的状态变量收敛为零，即抑制俯仰/弹跳振动。

图2B以控制框形式示意性示出根据本发明该实施例的驱动力控制的构造。通过电子控制单元50的驱动控制单元50a或制动控制单元50b实施每个控制框(除了C0、C3)的操作。参照图2B，本发明的该实施例的驱动力控制的布置通常由驱动控制器和减振控制器构成，驱动控制器将驾驶员的驾驶要求供给到车辆，并且减振控制器调节驾驶员的驾驶要求以便抑制车身的俯仰/弹跳振动。在驱动控制器中，驾驶员的驾驶要求，即加速器踏板的下压量(C0)以正常方式转换成驾驶员要求转矩(C1)，然后，驾驶员要求转矩转换成用于驱动单元的控制指令(C2)，并传递给驱动单元(C3)。该控制指令是当驱动单元为汽油发动机时的目标节气门开度，并且是当驱动单元是柴油发动机时的目标燃料喷射量，而控制指令是当驱动单元为电动机时的目标电流量。

另一方面，减振控制器由前馈控制部分和反馈控制部分组成。前馈控制部分具有所谓最佳调节器的构造，其中车身的俯仰/弹跳振动的运动模型部分(C4)接收通过C1的驾驶员要求转矩转换成车轮转矩而获得的值(要求车轮转矩Tw0)。在运动模型部分(C4)中，计算响应于所接收转矩的车身的状态变量。在前馈控制部分，计算用于使状态变量最小的驾驶员要求车轮转矩的校正量，即用于调节车轮转矩的补偿分量(C5)。在反馈控制部分，另一方面，在车轮转矩估算器中通过稍后描述的处理计算车轮转矩估算值Tw(C6)。然后，将车轮转矩估算值乘以FB增益(在运动模型中用于调节驾驶员要求车轮转矩Tw0与车轮转矩估算值Tw的贡献之间平衡的增益)，并然后作为干扰输入加到驾驶员要求转矩，以被运动模型部分(C4)接收。以这种方式，还计算驾驶员要求车轮转矩相对于干扰的补偿分量。C5的驾驶员要求车轮转矩的补偿分量被转换成驱动单元的要求转矩的单元，并传递到加法器(C1a)。以这种方式，在已经被调节使得不产生俯仰/弹跳振动的驾驶员要求转矩转换成控制指令(C2)之后，驾驶员要求转矩又被传递给驱动单元(C3)。

在上述构造中，在本发明的情况下，在车辆转弯期间驱动轮(前轮)的转向角变化时，为了遏制由于减振控制的执行导致的横摆率响应性的降低，并使得驾驶员感觉较不奇怪或不舒服，由加法器C1a接收的车轮转矩的补偿分量的振幅随着转向角速度的增大而减小。为此，在上述该实施例的减振控制装置中，如图2所示提供控制增益调节单元(C8)，以用于参照从转向角传感器获得的转向角的检测值，根据转向角速度调节车轮转矩的补偿分量的控制增益。检测到的转向角的值通过从检测值去除噪声的过滤器，并然后传递到控制增益调节单元(C8)。

减振控制的原理

在根据本发明的实施例的减振控制中，设想车身的弹跳方向和俯仰方向的动态运动模型，并且构建当接收驾驶员要求车轮转矩Tw0和车轮转矩估算值Tw(干扰)作为输入时在弹跳方向和俯仰方向上的状态变量的状态方程。然后，从各状态方程，确定使用最佳调节器的理论将在弹跳方向和俯仰方向上状态变量减小到零的输入(转矩值)，并基于获得的转矩值校正驾驶员要求转矩。

作为车身的弹跳方向和俯仰方向的动态运动模型，车身被视为具有质量M和惯性力矩I的刚性体S，并且该刚性体S假设由前轮悬架和后轮悬架支承，该前轮悬架具有弹性模量kf和阻尼率cf，并且该后轮悬架具有弹性模量kr和阻尼率cr，例如图3A所示。即，图3A所示的动态运动模型是车身的簧上质量振动模型。在该情况下，车身重心的在弹跳方向上的运动方程和在俯仰方向上的运动方程被表达为下面的方程(1a)和方程(1b)。

$M\frac{d^{2}z}{{\mathrm{dt}}^2}=-kf(z+Lf\·\mathrm{\θ})-cf(\frac{dz}{dt}+Lf\·\frac{d\mathrm{\θ}}{dt})-kr(z-Lr\·\mathrm{\θ})-cr(\frac{dz}{dt}-Lr\·\frac{d\mathrm{\θ}}{dt})...\left(1a\right)$

$I\frac{d^2\mathrm{\θ}}{{\mathrm{dt}}^2}=-Lf\left\{kf\left(z+Lf\·\mathrm{\θ}\right)-cf\left(\frac{dz}{dt}+Lf\·\frac{d\mathrm{\θ}}{dt}\right)\right\}+Lr\{kr(z-Lr\·\mathrm{\θ})+cr(\frac{dz}{dt}-Lr\·\frac{d\mathrm{\θ}}{dt})\}+\frac{h}{r}\·T\mathrm{...}\left(1b\right)$

其中Lf、Lr是从重心分别到前轮轴和后轮轴的距离，r是车轮半径，而h是重心距路面的高度。在方程(1a)中，第一和第二项表示来自前轮轴的力的分量，而第三和第四项表示来自后轮轴的力的分量。在方程(1b)中，第一项表示来自前轮轴的力矩分量，而第二项表示来自后轮轴的力矩分量。方程(1b)中的第三项表示在驱动轮处绕车身重心产生的车轮转矩T(＝Tw0+Tw)提供的力的力矩分量。

上面指出的方程(1a)和(1b)可写成由以下方程(2a)所指示的(线性系统的)状态方程的形式，其中车身的移位z、θ、以及其变化率dz/dt、dθ/dt构成状态变量矢量X(t)。

dX(t)/dt＝A·(×)X(t)+B·(×)u(t) (2a)

其中X(t)、A、和B是：

$X\left(t\right)=\left(\begin{array}{c}z\\ dz/dt\\ \mathrm{\θ}\\ d\mathrm{\θ}/dt\end{array}\right),A=\left(\begin{array}{cccc}0& 1& 0& 0\\ a1& a2& a3& a4\\ 0& 0& 0& 1\\ b1& b2& b3& b4\end{array}\right),B=\left(\begin{array}{c}0\\ 0\\ 0\\ p1\end{array}\right)\mathrm{..}\left(2\right)$

矩阵A中的各元素a1-a4和b1-b4通过收集方程(1a)和(1b)中的z、θ、dz/dt和dθ/dt的系数给出，并表示如下：a1＝-(kf+kr)/M,a2＝-(cf+cr)/M,a3＝-(kf·Lf-kr·Lr)/M,a4＝-(cf·Lf-cr·Lr)/M,b1＝-(Lf·kf-Lr·kr)/I,b2＝-(Lf·cf-Lr·cr)/I,b3＝-(Lf²·kf+Lr²·kr)/I,b4＝-(Lf²·cf+Lr²·cr)/I。此外，u(t)等于T(u(t)＝T)，并且是由状态方程(2a)表示的系统的输入。因而，根据以上方程(1b)，矩阵B的元素p1表示如下：p1＝h/(I·r)。

其中在状态方程(2a)中，u(t)等于-K·X(t)(u(t)＝-K·X(t)(2b))，该状态方程(2a)如下：dX(t)/dt＝(A-BK)·X(t)(2c)。因而，当X(t)的初始值X₀(t)被设定使得X₀(t)＝(0,0,0,0)(假设在达到转矩之前没有振动)，并且对状态变量矢量X(t)的差分方程(2c)求解时，如果确定用于将X(t)的大小，即在弹跳方向和俯仰方向上的移位及其变化率收敛到零的增益K，则确定抑制弹跳/俯仰振动的转矩值u(t)。

增益K可通过使用所谓最佳调节器的理论来确定。根据该理论，已知当作为二次函数(积分范围从0至∞)的估算函数J＝1/2·∫(X^TQX+u^TRu)dt(3a)的值最小时，X(t)在状态方程(2a)中稳定地收敛，并且由K＝R^-1·B^T·P给出使估算函数J最小的矩阵K。这里，P是Riccati方程：-dP/dt＝A^TP+PA+Q-PBR^-1B^TP的解。Riccati方程可通过线性系统领域已知的任何方法求解，并且增益K通过对该方程求解来确定。

估算函数J和Riccati方程中的Q和R分别是任意设定的半正定对称矩阵和正定对称矩阵，并且它们是由系统的设计者确定的估算函数J的加权矩阵。例如，在本文考虑的运动模型的情况下，如果Q、R设置如下，

$Q=\left(\begin{array}{cccc}q1& 0& 0& 0\\ 0& q2& 0& 0\\ 0& 0& q3& 0\\ 0& 0& 0& q4\end{array}\right),R=\left(\mathrm{\ρ}\right)\mathrm{..}\left(3\right)$

并且状态矢量的分量中特定分量的范数(大小)，例如dz/dt、dθ/dt的大小被设定成大于方程(3a)中其它分量例如z、θ的范数，则范数被设定成较大的分量相对更稳定地收敛。如果Q的分量的值增大，则强调瞬态特性，即，状态矢量的值快速地收敛到稳定值。如果R的值增大，则能耗降低。

在如图2B的框图所指示的实际减振控制中，在运动模型C4中，通过使用转矩输入值对方程(2a)的差分方程求解来计算状态变量矢量X(t)。然后，在C5中，通过将作为运动模型C4的输出的状态矢量X(t)乘以确定的增益K以便将状态变量矢量X(t)如上所述收敛至零或最小值而获得补偿分量U(t)，该补偿分量U(t)被转换成驱动单元的转矩，并从加法器中的驾驶员要求转矩减去(C1a)。对于运动模型C4的计算，补偿分量U(t)还被反馈给运动模型C4的转矩输入值(状态反馈)。由方程(1a)和方程(1b)表示的系统是共振系统，并且响应于任何给定输入的状态变量矢量的值基本上仅是系统的固有频率分量。因而，如果系统被构造成从驾驶员要求转矩减去U(t)(其转换值Uc)，则驾驶员要求转矩中的系统的固有频率分量，即，引起车身中的俯仰/弹跳振动的分量被校正，并且抑制车身中的俯仰/弹跳振动。如果从驾驶员给出的要求转矩消除系统的固有频率分量，则驱动单元所接收的要求转矩指令中的系统的固有频率分量仅为-U(t)，并且由于Tw(干扰)引起的振动移位收敛。

作为在车身的弹跳方向和俯仰方向上的动态运动模型，除了图3A的布置之外，还可采用如图3B所示的考虑前轮轮胎和后轮轮胎的弹簧弹性的模型(车身的簧上质量和簧下质量振动模型)。如果前轮和后轮的轮胎分别具有弹性模量ktf、ktr，则车身的重心的在弹跳方向上的运动方程和在俯仰方向上的运动方程由如下的方程(4a)至方程(4d)表示，如从图3B理解的。

$\begin{array}{c}M\frac{d^{2}z}{{\mathrm{dt}}^2}=-kf(z+Lf\·\mathrm{\θ}-xf)-cf(\frac{dz}{dt}+Lf\·\frac{d\mathrm{\θ}}{dt}-\frac{dxf}{dt})\\ -kr\left(z-Lr\·\mathrm{\θ}-xr\right)-cr(\frac{dz}{dt}-Lr\·\frac{d\mathrm{\θ}}{dt}-\frac{dxr}{dt})\end{array}\mathrm{...}\left(4a\right)$

$\begin{array}{c}I\frac{d^2\mathrm{\θ}}{{\mathrm{dt}}^2}=Lf\{kf(z+Lf\·\mathrm{\θ}-xf)-cf(\frac{dz}{dt}+Lf\·\frac{d\mathrm{\θ}}{dt}-\frac{dxf}{dt})\}+\\ Lr\{kr(z-Lr\·\mathrm{\θ}-xr)+cr(\frac{dz}{dt}-Lr\·\frac{d\mathrm{\θ}}{dt}-\frac{dxr}{dt})\}+\frac{h}{r}\·T\end{array}...\left(4b\right)$

$mf\frac{d^{2}xf}{{\mathrm{dt}}^2}=kf(z+Lf\·\mathrm{\θ}-xf)+cf(\frac{dz}{dt}+Lf\·\frac{d\mathrm{\θ}}{dt}-\frac{dxf}{dt})+ktf\·xf...\left(4c\right)$

$mr\frac{d^{2}xr}{{\mathrm{dt}}^2}=kr(z-Lr\·\mathrm{\θ}-xr)+cr(\frac{dz}{dt}-Lr\·\frac{d\mathrm{\θ}}{dt}-\frac{dxr}{dt})+ktr\·xr...\left(4d\right)$

其中xf、xr是前轮和后轮的簧下移位的量，而mf、mr是前轮和后轮的簧下质量。方程(4a)-方程(4d)构成方程(2a)所表示的状态方程(其中矩阵A是8×8矩阵，而矩阵B是8×1矩阵)，如图3A的情况那样，其中对于状态变量数量使用z、θ、xf、xr和这些变量的时间差分值。然后，可根据最佳调节器理论来确定可将状态变量矢量的大小收敛到零的增益矩阵K。实际减振控制与图3的情况类似。

(车轮转矩的估算值的计算)

在图2B的减振控制器的反馈控制部分中，由前馈控制部分作为干扰接收的车轮转矩Tw可通过用任何给定方法估算在车轮处实际产生的车轮转矩来获得。例如，可使用从驱动轮的车轮速度传感器获得的车轮转速ω或车轮速度值r·ω的时间差分根据以下方程(5)来估算车轮转矩。

Tw＝M·r²·dω/dt…(5)

在方程(5)中，M是车辆的质量，而r是车轮半径。如果在驱动轮与路面接触的部分处产生的驱动力的总和等于车辆的总体驱动力M·G(其中G是加速度)，则车轮转矩Tw由以下方程(5a)给出。

Tw＝M·G·r…(5a)

由于车辆的加速度G由以下方程(5b)从车轮速度r·ω的差分值给出，所以根据方程(5)估算车轮转矩。

G＝r·dω/dt…(5b)

(车辆转弯期间减震控制的校正)

当车轮通过转向而转弯时，在车轮中在与车轮转动方向相反的方向上产生“滚动阻力”，如图4示意性示出的。如本领域公知的，如果车轮的转动方向相对于车辆的行驶方向(图4中向上)倾斜，则车轮的轮胎扭曲，由此，在与车辆的行驶方向垂直的方向上产生转弯力，并且在与车辆的行驶方向相反的方向上产生转弯阻力。此时，转弯拖拽和转弯力的在车轮的转动方向上的分量的总和(滚动阻力)出现在与车轮的转动方向相反的方向上，并且该力提供减慢车轮转动的转矩。因而，如果在车辆驱动期间通过转向使车轮(驱动轮)转弯，并且车轮的转动方向从车辆的行驶方向切换，则在与车轮的转动方向相反的方向上出现车轮转矩的分量。由于车轮转矩的在与车轮的转动方向相反的方向上的分量作为制动力施加到车轮，所以制动力被施加到作为可转向轮的前轮，并且在车身中发生俯冲行为。于是，前轮的接地负载增大，并且有效地产生转弯力，使得在转向方向上产生或增大横摆力矩，并且横摆率增大。

但是，在实施上述减震控制的情况下，在进行转向且在与车轮的转动方向相反的方向上产生车轮转矩的分量的同时，车轮转矩的补偿分量使得车轮转矩在如下方向上被校正，使得消除在与车轮的转动方向相反的方向上的分量。于是，抑制车身的俯冲行为，并且不增大接地负载。因此，降低在转向方向上产生的横摆力矩(与不进行减振控制的情况相比)，并且横摆率的增大率降低。即，横摆率的响应性变差。这些现象仅在转向角变化时才发生。因而，当转向角处于恒定状态，并且车辆进行稳定转弯时，优选地抑制由路面干扰等造成的车轮转矩的波动引起的车身的振动。

因此，根据本发明，从来自转向角传感器的转向角的检测值计算转向角速度，如上文参照图2B所解释的。当转向角速度是显著值时，即在转向角增大且滚动阻力增大的同时，基于转向角速度，减振控制的效果降低，以便遏制横摆率的响应性变差。

更具体地，在图2B的控制增益调节单元中，补偿分量乘以作为转向角速度函数的控制增益G。

Uc←GUc…(6)

更具体地，G可以是随着转向角速度的大小增大而减小的函数，并可以是函数：

$G=1-\frac{|d\mathrm{\δ}/dt|}{d\mathrm{\δ}o/dt}...\left(7a\right)$

其例如图5A中所示那样变化。在方程(7a)中，dδo/dt是可根据需要设定的参考值。在该情况下，当转向角速度等于0时G被设定为1.0(G＝1.0)。

此外，即使当转向角速度的大小变得显著大时，优选的是可将减振控制的效果保持到一定程度。因此，如图5A所示，当根据方程(7a)计算的控制增益G变得小于预定阈值Gmin时，实际使用的控制增益G可保持在Gmin。因而，控制增益可由以下方程给出。

$G=max\[1-\frac{|d\mathrm{\δ}/dt|}{d\mathrm{\δ}o/dt},Gmin\]...\left(7b\right)$

图5B示出流程图形式的控制增益调节单元中执行的控制增益计算的处理。参照图5B，当根据方程(7a)计算的G大于Gmin(步骤S10)时，原样使用方程(7a)的值(步骤S20)。当根据方程(7a)计算的G小于Gmin时，使用Gmin作为控制增益(步骤S30)。由于当控制增益G被固定为Gmin时转向角速度dδth/dt由以下方程(8)给出，所以可以在上述步骤S10中确定是否遵循方程(8)。

dδth/dt＝dδo/dt(1-Gmin)…(8)

在应用如上所述的控制增益的调整的情况下，如果在车辆行驶期间开始转向，则减振控制的效果随着转向角速度增大而逐渐减小，使得驾驶员不太可能或不可能感到奇怪或不舒服，因为防止效果迅速变化。同时，允许发生车身的俯冲，以及遏制横摆率响应性变差。此外，由于控制增益的下降限于Gmin,所以不能完全消除减振控制的效果。例如，当接收到与转向操作无关的路面干扰时，可降低由干扰造成的振动。

同时，当转向角的大小在减小方向上变化时，在已经处于转弯运动的车辆中，可以以上述方式基于转向角速度降低减振控制的效果。当转向角的大小在减小方向上变化时，轮胎的滚动阻力减小；因此，制动力减小，并且车身的姿势在抬头方向上以比之前更大的程度变化。因而，前轮的接地负载减小，并且转弯力减小，从而导致横摆率的快速减小。关于这点，减振控制用于消除车身姿势在抬头方向上的变化，由此前轮的接地负载不减小，并且转弯力以减小率减小，同时横摆率的响应性(减小的快速性)变差。因而，如果减振控制的效果如上所述基于转向角速度变化，则车身的姿势在抬头方向上相应变化，使得可遏制横摆率的响应性变差。即，可实施计算作为转向角速度的大小的函数的控制增益G的处理，因为其与转向角速度的变化方向无关。

尽管以上描述涉及本发明的实施例，但对本领域的技术人员来说显然该实施例可在许多方面容易地变型或变化，本发明并不仅限于上文说明的实施例，并且本发明可应用于各种类型的装置或系统而不偏离本发明的构思。

例如，应当理解，即使上述图2B的控制增益调节单元C8被插入在反馈部分中的车轮转矩估算器(C6)的输出与运动模型部分C4的输入之间的任何给定位置处，都可获得基本上相同的效果。在该情况下，补偿分量的振幅的调整被施加到反馈控制输入部分，但不施加到对应于与驾驶员的驾驶要求对应的转矩(要求车轮转矩Tw0)的补偿分量。但是，由于用于要求车轮转矩Tw0的补偿分量基本上仅在驾驶员操作踏板时采用显著值，所以其通常基本上对转向操作期间发生的俯冲行为的发生没有影响。但是，控制增益调节单元C8有利地位于图2B指示的位置处，以便在转向操作期间可靠地降低减振控制的效果。

Claims (4)

1.一种减振控制装置，所述减振控制装置控制车辆的驱动输出以便抑制由所述车辆的俯仰或弹跳造成的俯仰/弹跳振动，所述减振控制装置的特征在于包括：

减振控制单元，所述减振控制单元控制所述车辆的驱动转矩以便基于施加到所述车辆的车轮的车轮转矩来减小所述俯仰/弹跳振动的振幅，所述车轮转矩在所述车轮与路面接触的位置处产生；以及

补偿分量调节单元，随着所述车辆的转向角速度的大小增大，所述补偿分量调节单元减小校正所述车轮转矩的补偿分量的振幅，所述车轮转矩由所述减振控制单元计算出来，以便抑制所述俯仰/弹跳振动。

2.根据权利要求1所述的减振控制装置，其中，当所述车辆的所述转向角速度的大小超过预定速度时，所述补偿分量调节单元使所述补偿分量的振幅相对于所述俯仰/弹跳振动的振幅的减小率恒定。

3.根据权利要求1或2所述的减振控制装置，其中：

所述补偿分量的控制增益是所述转向角速度的大小的函数；并且

所述补偿分量调节单元设定所述补偿分量的所述控制增益，使得当所述车辆的所述转向角速度的大小小于预定速度时，随着所述车辆的所述转向角速度的大小增大，所述控制增益单调减小。

4.一种减振控制系统，其特征在于包括：

驱动单元，所述驱动单元在车辆的车轮处产生驱动力；

车轮速度传感器，所述车轮速度传感器检测所述车辆的每个车轮的转速；

转向角传感器，所述转向角传感器检测所述车辆的方向盘的转向角；以及

电子控制单元，所述电子控制单元根据加速器踏板的下压量获得第一驱动力，并且所述电子控制单元利用基于所述第一驱动力和所述转速通过补偿分量确定的第二驱动力来驱动所述驱动单元，其中用所述补偿分量来校正所述第一驱动力以便抑制所述车辆的俯仰/弹跳振动，其中

随着从所述转向角获得的转向角速度的大小增大，所述电子控制单元减小所述补偿分量的振幅。