JP2009078758A - Suspension controller for vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、車体に懸架した車輪に制御力を付与し、これにより内外輪の荷重配分を変化させて、車両の旋回挙動を制御するようにしたサスペンション制御装置に関する。 The present invention relates to a suspension control device that applies control force to wheels suspended on a vehicle body, thereby changing the load distribution of inner and outer wheels to control the turning behavior of the vehicle.
従来より、この種のサスペンション制御装置としては、例えば特許文献1に開示される電磁サスペンション装置のように、車体と車輪との間に配置したアクチュエータ(リニアモータやボールねじ機構等)によってサスペンションをストロークさせるようにしたものが知られている。
Conventionally, as this type of suspension control device, for example, an electromagnetic suspension device disclosed in
また、特許文献2に記載の車両懸架装置では、車両の旋回中に各車輪のショックアブソーバの減衰力を可変制御して、ロール剛性を高めるとともに、その際に前輪側と後輪側とでロール剛性の変更度合いを異ならせて、前後輪のコーナーリングフォースに差を付けることで、車両のヨー方向の挙動を制御するようにしている。
ところで、前者の従来例(特許文献1)のようなアクチュエータを用いて車輪に制御力を付与し、その接地荷重を増減することにより、車両の前輪側及び後輪側でそれぞれ内外輪の接地荷重配分を調整すれば、後者の従来例(特許文献2)のように前輪側及び後輪側のロール剛性を異ならせてコーナーリングフォースに差を付けることができ、車両のヨー方向の挙動を制御することができる。 By the way, by applying the control force to the wheel using an actuator as in the former conventional example (Patent Document 1) and increasing or decreasing the ground load, the ground load of the inner and outer wheels on the front wheel side and the rear wheel side of the vehicle, respectively. If the distribution is adjusted, as in the latter conventional example (Patent Document 2), the roll rigidity on the front wheel side and the rear wheel side can be made different to make a difference in the cornering force, thereby controlling the behavior of the vehicle in the yaw direction. be able to.
しかしながら、前記後者の従来例では、ショックアブソーバの減衰力制御において車両の旋回中に制御定数k1を高めの値k2に切り換えるようにしており、単なる2段切換えに過ぎないので、車両の挙動を適切に制御できるものとは言い難い。すなわち、制御によって車両に作用するヨーモーメントが不十分であれば、操舵に対する追従性(操縦性)を十分に高めることができず、一方でヨーモーメントが大き過ぎれば挙動が乱れる虞れがあるからである。 However, in the latter conventional example, the control constant k1 is switched to a higher value k2 during turning of the vehicle in the damping force control of the shock absorber. It is hard to say what can be controlled. That is, if the yaw moment acting on the vehicle by the control is insufficient, the followability (steerability) to the steering cannot be sufficiently increased, while if the yaw moment is too large, the behavior may be disturbed. It is.
斯かる点に鑑みて本発明の目的は、車輪に付与する少なくとも上下方向の制御力によって車両旋回中の内外輪の接地荷重配分を適切に変化させ、これにより当該車両の操縦性及び挙動安定性を両立した最適な旋回挙動制御を実現することにある。 In view of such a point, an object of the present invention is to appropriately change the ground load distribution of the inner and outer wheels during turning of the vehicle by at least the vertical control force applied to the wheels, thereby controlling the controllability and behavior stability of the vehicle. It is to realize the optimal turning behavior control that balances the above.
前記の目的を達成するために、本発明では、車両旋回中にヨーレイト及び横滑り量の目標値からの偏差がいずれも最小となるように、所定の評価関数を最小化する最適制御則に則ってアクチュエータを制御するようにした。 In order to achieve the above object, according to the present invention, in accordance with an optimal control law that minimizes a predetermined evaluation function so that the deviation from the target value of the yaw rate and the amount of skid during the vehicle turn is minimized. The actuator was controlled.
すなわち、請求項1の発明は、車体に懸架した車輪にアクチュエータによって少なくとも上下方向の制御力を付与するようにした車両用サスペンション制御装置を対象として、前記アクチュエータを所定の制御則に則って制御し、その制御力によって車輪の接地荷重を増減することにより旋回中の内外輪の接地荷重配分を変化させて、車両の旋回挙動を制御する挙動制御手段を備える場合に、前記制御則は、少なくとも、車両のヨーレイトの目標値からの偏差の大きさを表す項と、車両横滑り量の目標値からの偏差の大きさを表す項と、有する関数の積分である評価関数を最小化するような最適制御則としたものである。
That is, the invention of
前記構成の車両用サスペンション制御装置では、車両の旋回中に挙動制御手段により、所定の制御則に則ってアクチュエータの制御が行われ、1つ以上の車輪に少なくとも上下方向の制御力が付与されて、その接地荷重が増減変化するようになる。これにより、旋回中の車両において内外輪の接地荷重配分を変化させることができ、前輪側及び後輪側の少なくとも一方のコーナーリングフォースを調整して、車両の旋回挙動を制御することが可能になる。 In the vehicle suspension control apparatus having the above-described configuration, the actuator is controlled according to a predetermined control law by the behavior control means while the vehicle is turning, and at least a vertical control force is applied to one or more wheels. Then, the ground load changes. This makes it possible to change the ground load distribution of the inner and outer wheels in a turning vehicle, and to control the turning behavior of the vehicle by adjusting the cornering force on at least one of the front wheel side and the rear wheel side. .
その際、前記所定の制御則が車両のヨーレイト偏差及び横滑り量偏差を最小化するような最適制御則であれば、これに則って決定される制御力が車輪へ付与されることにより、車両の旋回挙動は、ヨーレイト及び横滑り量がいずれも運転操作に相応しいものとなり、操縦性及び安定性を両立した最適な挙動制御が実現できる。 At this time, if the predetermined control law is an optimal control law that minimizes the yaw rate deviation and the side slip amount deviation of the vehicle, a control force determined in accordance with this is applied to the wheels. As for the turning behavior, both the yaw rate and the skid amount are suitable for driving operation, and optimal behavior control that achieves both maneuverability and stability can be realized.
ところで、一般に最適制御則を解析的に導くことは難しく、前記のような制御を実際に行うためには実時間で最適制御問題を解かなくてはならないから、車両への適用は困難であると考えられていた。この点、本願の発明者は、詳細は後述するが、制御対象のエネルギ収支に着目して、システムを漸近安定させる最適制御則を解析的に導く手法を提案しており、こうして導かれた最適制御則を用いれば、前記のような制御を実現できる。 By the way, in general, it is difficult to derive an optimal control law analytically, and in order to actually perform the control as described above, it is necessary to solve the optimal control problem in real time. It was thought. In this regard, the inventor of the present application has proposed a method for analytically deriving an optimal control law that asymptotically stabilizes the system, focusing on the energy balance of the control target, as will be described in detail later. If a control law is used, the above control can be realized.
すなわち、例えば、最適制御則は、ヨーレイト偏差及び横滑り量偏差のそれぞれの大きさを表す項に加えて、少なくとも、アクチュエータから制御対象である車体及び車輪への伝達エネルギを表す項と、該車体及び車輪の全エネルギ収支を表す項とを、有する関数の積分を最小化するものとして求められ、以下の式(A)で表される。 That is, for example, the optimal control law includes, in addition to the terms representing the magnitudes of the yaw rate deviation and the side slip amount deviation, at least a term representing energy transmitted from the actuator to the vehicle body and wheels to be controlled; It is calculated | required as what minimizes the integral of the function which has the term showing the total energy balance of a wheel, and is represented by the following formula | equation (A).
但し、Uは、制御力による車輪の接地荷重変化量の目標値であり、UAは、制御力の加わらないときに車輪の横力によって車両に作用するヨーモーメント、UBは、単位制御入力を加えたときに車輪の横力によって車両に作用するヨーモーメントである。また、φ′はヨーレイトであってヨーレイトセンサにより検出可能である。tarφ′は目標ヨーレイトであって、例えば車速及びステアリング操舵角等から求められる。さらに、κ、r1、r3は、それぞれ、制御の重み係数であり、望ましい制御特性になるように予め実験、解析等によって設定される。 However, U is a target value of the vertical load variation of the wheel by the control force, U A is the yaw moment acting on the vehicle by the lateral force of the wheel when not applied with control force, U B, the unit control input Is the yaw moment acting on the vehicle by the lateral force of the wheels. Φ ′ is a yaw rate, and can be detected by a yaw rate sensor. tar φ ′ is the target yaw rate, and is obtained from, for example, the vehicle speed and the steering angle. Further, κ, r 1 , and r 3 are control weighting factors, respectively, and are set in advance by experiment, analysis, or the like so as to obtain desirable control characteristics.
より具体的に、式(A)のUAは、例えば以下の式(B)で表され、UBは式(C)で表される。
UA = lf[(μW1−aW1 2)Γ1+(μW2−aW2 2)Γ2] ・・・ (B)
UB = lf[(μ−2aW1)Γ1−(μ−2aW2)Γ2]
−lr[−(μ−2aW3)Γ3+(μ−2aW4)Γ4] ・・・ (C)
式(B),(C)においてlf,lrは、それぞれ、車体重心から前車輪及び後車輪までの前後方向の距離、aはタイヤの特性によって決まる定数であり、それらは車両やタイヤの諸元に基づいて設定される。路面摩擦係数μは例えば車速及びエンジン出力等から従来周知の手法により推定される。また、W1,W2,…は、各車輪の接地荷重を表し、例えば車速及びステアリング操舵角等から推定される。さらに、Γ1,Γ2,…は、それぞれ、各車輪の横力の最大値に対する比率を表し、例えばマジックフォーミュラ等のタイヤモデルを用いて推定される。
More specifically, U A of formula (A), for example, the formula: (B), U B is represented by formula (C).
U A = l f [(μW 1 −aW 1 2 ) Γ 1 + (μW 2 −aW 2 2 ) Γ 2 ] (B)
U B = l f [(μ-2aW 1 ) Γ 1- (μ-2aW 2 ) Γ 2 ]
-L r [-(μ-2aW 3 ) Γ 3 + (μ-2aW 4 ) Γ 4 ] (C)
In formulas (B) and (C), l f and l r are distances in the front-rear direction from the center of gravity of the vehicle body to the front wheels and the rear wheels, respectively, and a is a constant determined by the characteristics of the tire. It is set based on specifications. The road surface friction coefficient μ is estimated by, for example, a conventionally known method from the vehicle speed and the engine output. W 1 , W 2 ,... Represent the ground load of each wheel, and are estimated from, for example, the vehicle speed and the steering angle. Further, Γ 1 , Γ 2 ,... Represent the ratio of the lateral force of each wheel to the maximum value, and are estimated using a tire model such as a magic formula, for example.
前記のような最適制御により制御力を付与して接地荷重を増減させる車輪は、例えば旋回内方の前車輪等、最低1輪であってもよいが、好ましいのは前輪或いは後輪のいずれかにおいて内外輪の一方の接地荷重を増大させ、他方は減少させることであり(請求項3,4)、こうすれば、効率良く内外輪の接地荷重配分を変更することができる。その際、制御演算の高速化の観点からは内外輪の接地荷重の増減変化量を同じにするのが好ましい。
The wheel for increasing or decreasing the ground load by applying the control force by the optimum control as described above may be at least one wheel such as a front wheel on the inside of a turn, but is preferably either a front wheel or a rear wheel. In this case, the ground load on one of the inner and outer rings is increased and the other is decreased (
より好ましいのは、車両前側の内外輪の一方の接地荷重が増大し、他方は減少するとともに、車両後側の内外輪の前記一方の接地荷重は減少し、他方は増大するようにアクチュエータを制御することであり(請求項5)、こうすれば、内外輪の接地荷重変化の向きが車両の前側及び後側で逆向きになるので、車両に作用するロール・モーメントも逆向きになり、挙動制御に起因する車両のロール軸周りの振動を抑制することができる。尚、この場合にも各輪の接地荷重の増減変化量は同じにするのが好ましい(請求項6)。 More preferably, the grounding load of one of the inner and outer wheels on the front side of the vehicle is increased and the other is decreased, and the grounding load of the inner and outer wheels on the rear side of the vehicle is decreased and the actuator is controlled to increase the other. (Claim 5) In this way, the direction of the ground load change of the inner and outer rings is reversed on the front side and the rear side of the vehicle, so the roll moment acting on the vehicle is also reversed and the behavior The vibration around the roll axis of the vehicle due to the control can be suppressed. In this case as well, it is preferable that the change amount of increase / decrease in the contact load of each wheel is the same (claim 6).
以上、説明したように、本発明に係る車両用のサスペンション制御装置によると、アクチュエータにより車輪に少なくとも上下方向の制御力を付与して、車両の旋回中に内外輪の接地荷重配分を変化させることにより、その旋回挙動を制御するようにしたものにおいて、前記アクチュエータの制御を、ヨーレイト偏差及び横滑り量偏差がいずれも最小化するような最適制御則に則って行うことで、車両の最適な旋回挙動制御を実現することができる。 As described above, according to the suspension control device for a vehicle according to the present invention, at least the vertical control force is applied to the wheels by the actuator to change the ground load distribution of the inner and outer wheels during the turning of the vehicle. By controlling the actuator according to the optimal control law that minimizes both the yaw rate deviation and the side slip deviation, the optimal turning behavior of the vehicle is controlled. Control can be realized.
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。尚、以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎず、本発明、その適用物或いはその用途を制限することを意図するものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. It should be noted that the following description of the preferred embodiment is merely illustrative in nature, and is not intended to limit the present invention, its application, or its use.
(サスペンション制御装置の概略構成)
図1には、本発明に係るサスペンション制御装置Sを搭載した自動車A(車両)を模式的に示し、この例では、図(a)に示すように、前後左右のサスペンション1FR,1FL,1RR,1RLにそれぞれ電磁アクチュエータ2,2,…を設けている。各サスペンション1FR,1FL,…は、それぞれ、車輪3(タイヤ3a、ホイール3b)及びそれを支持するホイールサポート等のサスペンション部材(図示せず)を含めた所謂ばね下の部材を、例えばコイルばね4(板ばねやトーションバー或いは空気ばね等でもよい)及びショックアブソーバ5を介して車体Bに連結するものであり、そのコイルばね4等と並列に車体Bとの間に設けた電磁アクチュエータ2によって、車輪3に少なくとも上下方向の制御力を付与するようになっている。
(Schematic configuration of suspension control device)
FIG. 1 schematically shows an automobile A (vehicle) equipped with a suspension control device S according to the present invention. In this example, as shown in FIG. 1 (a), front and
同図(b)に模式的に示すように、サスペンション1は、力学的には車輪3等がコイルばね4及びショックアブソーバ5によってばね上の部材6(主に車体Bの分担質量分)に連結されてなる2自由度の振動系とみなすことができる。図の例では、ばね下の質量をM1、タイヤ3aのばね定数をK1、コイルばね4のばね定数をK2、ショックアブソーバ5の減衰係数をCと表し、ばね上の質量はM2と表している。
As schematically shown in FIG. 2B, the
また、車輪3の接地する路面の凹凸、即ち上下方向変位をq0、ばね下の上下方向変位をq1、ばね上の上下方向変位をq2と表し、電磁アクチュエータ2に入力される制御量はuと表している。この制御量uに対応して駆動される電磁アクチュエータ2は、ばね下に上下方向の制御力を付与する一方、それとは逆向きの反力をばね上に付与することになる。電磁アクチュエータ2の発生する制御力は、ばね下及びばね上を互いに押し離す向きを正値とし、両者を引き寄せる向きを負値とする。
Further, the unevenness of the road surface on which the
尚、電磁アクチュエータ2としては、一例としてリニアモータが用いられ、ばね下に連結したロッドには永久磁石が、また、それを囲むようにばね上には駆動用コイルが、それぞれ配置されている。駆動用コイルへの給電制御によってロッドの進退駆動力が制御されて、ばね下、ばね上へそれぞれ制御力が付与される。勿論、ロッドをばね上に連結してもよい。
As an example of the
そして、各車輪3,3,…毎の電磁アクチュエータ2,2,…の制御がコントローラ10によって行われる。図2に模式的に示すように、自動車Aの車体Bには、各車輪3,3,…毎のサスペンション1FR,1FL,…の取付部位(ばね上)に対応して上下方向の加速度q2″を検出する加速度センサ11,11,…と、サスペンション1のストロークqs(=q2−q1)を検出するストロークセンサ12,12,…とが備えられている。
Then, the
また、自動車Aの走行速度(車速)Vxを検出する車速センサ13と、同横加速度Vy′を検出する横加速度センサ14と、同ヨーレイトφ′を検出するヨーレイトセンサ15と、同ステアリング操舵角δを検出する舵角センサ16と、が備えられている。但し、センサの種類は前記のものに限定されず、例えば周知の車輪速センサからの出力に基づいて車速Vxを演算するのであれば、前記車速センサ13はなくてもよい。尚、この実施形態では前記センサ13〜16が、後述するコントローラ10の走行状態量検出部10bとともに、自動車Aの走行状態量を検出する走行状態量検出手段を構成する。
Further, a
コントローラ10は、前記各センサ11〜16等からの信号を受けて各車輪3,3,…毎、即ち各サスペンション1FR,1FL,…毎の電磁アクチュエータ2,2,…を制御し、それらの発生する制御力によってサスペンション1のストロークを積極的に変更する。具体的には路面の凹凸等による入力を吸収して、車体Bへの振動伝達を軽減するとともに、慣性力による車両の姿勢変化を抑えるようにして、乗り心地及び運動性能を高次元で両立させる。
The
また、コントローラ10は、前記各サスペンション1FR,1FL,…毎の電磁アクチュエータ2,2,…を所定の制御則に則って制御し、それらの発生する制御力にによって車輪3の接地荷重を増減させることにより、自動車Aの旋回中に内外輪の接地荷重配分を変化させて、その旋回挙動を制御するようになっている。
Further, the
すなわち、この実施形態では、自動車Aの前後左右4車輪3,3,…の接地荷重Wi(i=1,2,…)をそれぞれ変更するようにしており、図3(a)に模式的に示すように、例えば左旋回中の自動車Aの操縦性を高めるのであれば、前輪側では旋回内輪である左側前輪で接地荷重W1が増大(図に斜線を入れて示す摩擦円半径が拡大)し、旋回外輪である右側前輪では減少するとともに、後輪側では旋回内輪(左側後輪)では接地荷重W3が減少し、旋回外輪(右側後輪)では増大するように、各サスペンション1FR,1FL,…毎の電磁アクチュエータ2,2,…を制御する。その際、制御に係る演算量をできるだけ少なくして応答性を高めるために、各車輪3,3,…毎の接地荷重W1,W2,…の増減量は全て同じ大きさUになるようにしている。
That is, in this embodiment, the ground loads W i (i = 1, 2,...) Of the front and rear left and right four
そうして前輪側において旋回内輪の接地荷重W1が増大し、旋回外輪の接地荷重W2が減少すると、タイヤ3aのグリップ力の非線形性から、同図(b)に示すように旋回内輪の横力の増分が同外輪の横力の減少分よりも大きくなるので、内外輪3,3を合わせた前輪側の横力が増大してコーナリングフォースが大きくなる。一方、後輪側においては、前輪側とは反対に接地荷重配分が旋回外方寄りに変化し、図示は省略するが内外輪を合わせた横力は減少して、コーナリングフォースも小さくなる。よってヨーモーメント(図の例では反時計周りのヨーモーメントφ)が増大し、ステアリング操舵に追従する自動車Aの操縦性が高くなるのである。
Thus the vertical load W 1 of the inner turning wheel is increased at the front wheel, the ground load W 2 of the outer turning wheel is decreased, the nonlinearity of the
尚、詳しい説明は省略するが、前記と反対の向きに制御力を加えて各車輪3,3,…の接地荷重W1,W2,…をそれぞれ前記とは逆向きに変化させると、前輪側のコーナリングフォースが小さくなる一方、後輪側のコーナリングフォースは大きくなるので、ヨーモーメントが減少し、自動車Aの旋回挙動は安定寄りに変化することになる。
Although detailed explanation is omitted, if a control force is applied in the opposite direction to change the ground loads W 1 , W 2 ,... Of the
より具体的に、コントローラ10には、加速度センサ11,11,…及びストロークセンサ12,12,…からの信号に基づいて各サスペンション1FR,1FL,…毎のばね下の上下方向変位q1、その速度q1′及び加速度q1″、並びにばね上の上下方向変位q2及びその速度q2′、即ちサスペンション1の作動状態を表すサスペンション状態量を演算するサスペンション状態量検出部10aが備えられている。
More specifically, the
また、コントローラ10は、車速センサ13、横加速度センサ14、ヨーレイトセンサ15、舵角センサ16等からの信号に基づいて、それぞれ、車速Vx、横加速度Vy′、ヨーレイトφ′、ステアリング操舵角δ等を検出するとともに、路面摩擦係数μや各車輪3,3,…の接地荷重W1,W2,…、横滑り角β1,β2,…、或いは横力Y1,Y2,…等を演算する、即ち自動車Aの走行状態を表す種々の走行状態量を検出する走行状態量検出部10bを備えている。
In addition, the
さらに、コントローラ10には、前記2つの状態量検出部10a,10bによる演算結果に基づいて電磁アクチュエータ2,2,…への制御出力を演算する2つの制御量演算部10c、10dが備えられている。第1の制御量演算部10cは、前記の如く電磁アクチュエータ2,2,…の作動によりサスペンション1FR,1FL,…を積極的にストロークさせて、路面の凹凸等による入力を吸収し、車輪や車体Bの振動を抑えるように電磁アクチュエータ2,2,…を駆動するための制御量を演算する。
Further, the
一方、第2の制御量演算部である挙動制御量演算部10dは、前記図3を参照して説明したように旋回中の自動車Aの内外輪の接地荷重配分を変化させて、操縦性及び安定性が両立するようにその旋回挙動を制御するための制御量uを演算する。そして、それら2つの制御量演算部10c、10dによりそれぞれ演算された制御量同士が所定の協調ロジックに従って合算されて、各サスペンション1FR,1FL,…毎の電磁アクチュエータ2,2,…に出力される(uopt)。
On the other hand, the behavior control
加えて、この実施形態のコントローラ10には、前記のように検出される自動車Aの現在の走行状態に基づいてその挙動制御の特性、具体的には挙動制御における操縦性及び安定性のバランスを補正する補正制御部10eも備えられている。尚、前記サスペンション状態量検出部10a、走行状態量検出部10b、第1及び第2の制御量演算部10c,10d、補正制御部10eのそれぞれの機能は、コントローラ10のCPUによって所定のプログラムが実行されることにより、実現するものであり、その意味でコントローラ10は、前記各部10a〜10eをソフトウエア・プログラムの態様で備えている。
In addition, the
特に、本発明の特徴として、第2の制御量演算部である挙動制御量演算部10dには、前記の如き自動車Aの旋回挙動制御においてヨーレイトφ′及び横滑り量(車両の横方向速度Vyによって表される)がそれぞれ運転操作に相応しい最適なものとなり、操縦性と安定性とが両立するように電磁アクチュエータ2,2,…を制御するとともに、そのアクチュエータ駆動のためのエネルギ消費は極力、抑えるような制御則が設定されている。換言すれば、前記の制御則は、以下に詳述するような最適制御則である。
In particular, as a feature of the present invention, the behavior control
(最適制御則の求め方)
次に、前記のようにコントローラ10の挙動制御量演算部10dに設定されている制御則について、特に、そのような最適制御則を導く手法、つまり、最適制御問題の解法について詳細に説明する。
(How to find the optimal control law)
Next, the control law set in the behavior control
−基本的な考え方−
まず、基本的な考え方から説明する。一般的に最適制御問題では、制御対象の特性を運動方程式で記述し、これを制御する系について種々の観点から定義した評価関数を最大、或いは最小にするような制御則を求めるものであるが、通常、そのような制御則を解析的に導くことは容易ではない。
-Basic concept-
First, the basic concept will be explained. In general, in the optimal control problem, the characteristics of the controlled object are described by an equation of motion, and a control law is determined that maximizes or minimizes the evaluation function defined from various viewpoints for the system that controls this. Usually, it is not easy to derive such a control law analytically.
この点につき本願の発明者らは、機械力学系システムの非線形系を含む比較的広範囲の最適制御問題を解析的に解く方法として、制御対象のエネルギ収支に着目し、システムを漸近安定させる制御則を簡単に導くことのできる手法を考案している。 In this regard, the inventors of the present application, as a method for analytically solving a relatively wide range of optimal control problems including nonlinear systems of mechanical dynamics systems, pay attention to the energy balance of the control target and control rules that asymptotically stabilize the system. We have devised a method that can easily guide you.
この手法では、制御対象の特性を運動方程式で記述するのではなく、以下のように制御対象の全入出力パワーの収支の式(1)を用いる。この式(1)は、システムの各自由度毎の運動方程式をベクトル表示し、これに速度ベクトルを乗じたものである。入力パワーには制御入力だけでなく外乱入力も含まれる。尚、制御対象は受動要素だけとは限らないため、内部にエネルギ源があり、これが運動に影響を与えていれば、外乱入力として取り扱う。 In this method, the characteristic of the controlled object is not described by the equation of motion, but the balance equation (1) of the total input / output power of the controlled object is used as follows. This equation (1) is a vector display of the equation of motion for each degree of freedom of the system, and this is multiplied by the velocity vector. The input power includes not only control input but also disturbance input. Since the control target is not limited to passive elements, there is an energy source inside, and if this affects the movement, it is treated as a disturbance input.
前記式(1)において、d,e,q,u,ν,z∈Rn、M∈Rn×nは正定対称な慣性マトリックス、nは制御対象の自由度である。qは一般化座標、uは制御入力で、独立なアクチュエータの数はnとする。νは力入力の外乱、zは変位入力の外乱である。uとνは直接、慣性に作用し、zはばね下を介して慣性に作用するものとする。dはコリオリ力や遠心力やダンピング力等、eはポテンシャル力である。 In the above equation (1), d, e, q, u, ν, zεR n , MεR n × n are positive definite inertia matrices, and n is the degree of freedom of the controlled object. q is a generalized coordinate, u is a control input, and the number of independent actuators is n. ν is a force input disturbance, and z is a displacement input disturbance. u and ν act directly on inertia, and z acts on inertia via unsprung. d is Coriolis force, centrifugal force, damping force, etc., e is potential force.
制御対象が非線形であっても、制御装置を合理的に設計すれば、式(1)のようにuを直接、Mに作用させることができる。このように合理的に設計された機械力学系システムを想定し、このシステムに対して以下の評価関数Jを考える。 Even if the object to be controlled is non-linear, if the control device is rationally designed, u can be directly applied to M as shown in equation (1). Assuming a rationally designed mechanical system, the following evaluation function J is considered for this system.
前記式(2)においてgは、制御性能の評価を与えるスカラー関数であり、uTq′は、制御装置のアクチュエータから制御対象に加えられるパワー、即ちアクチュエータから伝達されるエネルギである。rは重み係数で正定値である。また、この手法では実時間制御を対象とし、有限評価区間を前提としている。前記式(2)を最小化する制御量u(t)を求めることが最適制御問題である。 In Equation (2), g is a scalar function that gives an evaluation of control performance, and u T q ′ is the power applied from the actuator of the control device to the controlled object, that is, the energy transmitted from the actuator. r is a weight coefficient and is a positive definite value. This method is intended for real-time control and assumes a finite evaluation interval. Finding the control amount u (t) that minimizes the equation (2) is the optimal control problem.
まず、最適制御の必要条件を求めるために、以下の式(3)のようなスカラー関数Lを定義する。この式においてκは未定定数である。右辺の{}内は、式(1)の左辺と同じで制御対象の全パワー収支であるから、エネルギ保存則を満たし常にゼロである。従って、式(3)で表される関数Lの積分(汎関数)を最小化する条件は、式(2)をも最小化する条件を与える。 First, in order to obtain the necessary conditions for optimal control, a scalar function L as shown in the following equation (3) is defined. In this equation, κ is an undetermined constant. The inside of {} on the right side is the same as the left side of the equation (1) and is the total power balance of the controlled object, so it satisfies the energy conservation law and is always zero. Therefore, the condition for minimizing the integral (functional) of the function L represented by the equation (3) gives the condition for minimizing the equation (2).
よって、Lの積分にqを変数とする変分原理を適用した次式(4)は、制御入力uに関する最適制御のための必要条件を与える。Lはuに関して1次式であるから、∂L/∂uには意味がなく、次式(4)に制御に関する全ての情報が含まれることになる。但し、Lにはqの2回の導関数が含まれるため、次式においては、一般的なオイラーの方程式に第3項が追加されている。 Therefore, the following equation (4) in which the variational principle with q as a variable is applied to the integral of L gives a necessary condition for optimal control with respect to the control input u. Since L is a linear expression with respect to u, ∂L / ∂u has no meaning, and the following equation (4) includes all information related to control. However, since L includes two derivatives of q, in the following equation, a third term is added to a general Euler equation.
前記式(4)を積分し、積分定数をゼロとすると以下の式(5)が得られ、この式(5)に前記式(3)を代入して左辺第1〜3項を順に第1〜3行として記すと、以下の式(6)のようになる。そして、その式(6)から以下の式(7)のように制御則が求まる。 When the equation (4) is integrated and the integration constant is set to zero, the following equation (5) is obtained. The equation (3) is substituted into the equation (5), and the first to third terms on the left side are sequentially set to the first. If it is written as ~ 3 lines, the following equation (6) is obtained. Then, the control law is obtained from the equation (6) as in the following equation (7).
こうして、評価関数Jを最小化するqとuとの関係を直接、導くことができるため、従来一般的な手法のように2点境界値問題を最適性の原理を用いて解くプロセスは不用になる。κは未定定数であるが、κ=0のときにuは、評価関数のパラメータのみで定まることになり、一方、κ=∞のときにuは、制御対象のパラメータのみで定まることになるから、uが最適であるためのκはゼロでない有限値でなければならない。 Thus, since the relationship between q and u that minimizes the evaluation function J can be directly derived, the process of solving the two-point boundary value problem using the principle of optimality as in the conventional general method is unnecessary. Become. κ is an undetermined constant, but when κ = 0, u is determined only by the parameters of the evaluation function, whereas when κ = ∞, u is determined only by the parameter to be controlled. , For u to be optimal, must be a non-zero finite value.
前記式(7)の第1行は外力ν及び慣性のq依存性に対する制御、第2行はコリオリ力や遠心力やダンピング力に対する制御、第3行はポテンシャル力とそのq依存性及び外力zに対する制御、第4行は評価関数を低減させる制御である。式(7)には未実行の微積分項が含まれているが、全ての外力及び状態量の検出或いは推定が可能とすれば、これらの実時間での実行は可能である。 The first line of the equation (7) is control for the external force ν and q dependency of inertia, the second line is control for Coriolis force, centrifugal force and damping force, and the third line is potential force and its q dependency and external force z. The fourth line is a control for reducing the evaluation function. Equation (7) includes an unexecuted calculus term. However, if all external forces and state quantities can be detected or estimated, these can be executed in real time.
尚、前記式(5)においては積分定数をゼロとしたが、前記の結果より積分定数は制御則に一定のバイアスを与えることになるため、ゼロとすることが妥当であることが分かる。これは式(7)中の積分についても同様である。 Although the integral constant is set to zero in the above formula (5), it can be seen from the above results that the integral constant gives a constant bias to the control law, so that it is appropriate to set it to zero. The same applies to the integral in equation (7).
また、前記式(7)ではアクチュエータの数と系の自由度とが同じであることを想定しており、アクチュエータの数が少ない場合には次のような処理が必要となる。例えばアクチュエータが2つの独立な慣性の間に置かれるような場合は、制御ベクトルにその拘束条件を含めておき、最適制御則は、2つの制御則にそれぞれ重み付けをして加算したものとすればよい。 Further, in the equation (7), it is assumed that the number of actuators and the degree of freedom of the system are the same, and the following processing is necessary when the number of actuators is small. For example, when the actuator is placed between two independent inertias, the constraint condition is included in the control vector, and the optimal control law is obtained by weighting and adding the two control laws. Good.
すなわち、ui,ui+1を、それぞれが独立な制御として導いた場合の最適制御則とし、ρi,ρi+1を重み係数とすれば、制御出力 uopt = ρiui+ρi+1ui+1 となる。尚、重み係数ρi,ρi+1の値は理論的に導かれるものではなく、制御対象の構造的特徴に依るものである。 That is, if u i and u i + 1 are optimal control rules when they are derived as independent controls, and ρ i and ρ i + 1 are weighting factors, then control output u opt = ρ i u i + ρ i + 1 u i + 1 and Become. Note that the values of the weight coefficients ρ i and ρ i + 1 are not theoretically derived, but depend on the structural features of the controlled object.
−サスペンション・システムの場合−
以上のような考え方に従って、この実施形態のサスペンション制御装置Sにおける自動車Aの挙動制御のための制御量uの求め方、即ち最適な挙動制御を実現するための制御則を導出する。まず、図4に示す車両モデルの運動方程式は以下の式(8)〜(10)のように表される。式(8)は、自動車Aの運動座標系における前後力の釣り合いを、また、式(9)は同横力の釣り合いを表し、式(10)はヨーモーメントの釣り合いを表している。
-Suspension system-
In accordance with the above concept, a method for obtaining the control amount u for behavior control of the automobile A in the suspension control device S of this embodiment, that is, a control law for realizing optimum behavior control is derived. First, the equation of motion of the vehicle model shown in FIG. 4 is expressed as the following equations (8) to (10). Equation (8) represents the balance of longitudinal forces in the motion coordinate system of the car A, Equation (9) represents the balance of the lateral forces, and Equation (10) represents the balance of yaw moments.
前記式(8)〜(10)においてmは車両の質量、Iは重心周りの慣性モーメントであり、Vxは車速、即ち自動車Aの前後方向速度、Vyは同横方向速度である。また、Xi(i=1,2,…),Yi(i=1,2,…)は、それぞれ旋回中の自動車Aの各車輪3,3,…における前後力及び横力であり、i=1,2,…の順に、旋回内側の前車輪3、旋回外側の前車輪3、旋回内側の後車輪3、旋回外側の後車輪3に対応している。さらに、lf,lrは、それぞれ、車体重心から前車輪3,3及び後車輪3,3までの前後方向の距離を表している。
In the above formulas (8) to (10), m is the mass of the vehicle, I is the moment of inertia around the center of gravity, V x is the vehicle speed, that is, the longitudinal speed of the automobile A, and V y is the lateral speed. In addition, X i (i = 1, 2,...), Y i (i = 1, 2,...) Are the longitudinal force and lateral force at the
前記各自由度毎の運動方程式(8)〜(10)に速度成分を乗じて、前記式(1)に相当するパワー収支式を作成する。すなわち、式(8)に前後方向速度Vxを乗じ、式(9)に横方向速度Vyを乗じ、式(10)にはヨーレイトφ′を乗じ、それらを足し合わせることで以下の式(11)を得る。 A power balance equation corresponding to the equation (1) is created by multiplying the motion equations (8) to (10) for each degree of freedom by a velocity component. That is, the equation (8) is multiplied by the longitudinal velocity V x , the equation (9) is multiplied by the lateral velocity V y , the equation (10) is multiplied by the yaw rate φ ′, and these are added together to obtain the following equation ( 11) get.
ここで、この実施形態の旋回挙動制御の目標は、旋回中に自動車Aに生じるヨーレイトφ′の目標値tarφ′からの偏差(ヨーレイト偏差)と、横滑り量、即ち横方向速度Vyの目標値tarVyからの偏差(横滑り量偏差)とをそれぞれ最小化することなので、前記式(2)の評価関数Jにおいて制御性の評価を与える関数gは以下の式(12)によって表される。そして、前記式(3)のスカラー関数Lは、前記式(11)のパワー収支式を用いて以下の式(13)によって表される。 Here, the target of the turning behavior control of this embodiment is the deviation of the yaw rate φ ′ generated in the automobile A during the turning from the target value tar φ ′ (yaw rate deviation) and the target of the side slip amount, that is, the lateral speed V y . Since the deviation (side slip amount deviation) from the value tar V y is minimized, the function g giving the evaluation of controllability in the evaluation function J of the equation (2) is expressed by the following equation (12). . The scalar function L of the equation (3) is expressed by the following equation (13) using the power balance equation of the equation (11).
前記式(12)、(13)において定数κは、後述のように制御特性を変更するための重み係数として機能する。また、r1,r2,r3は、それぞれ、望ましい制御特性になるように予め設定される重み係数であり、r1,r2は、それぞれヨーレイト偏差、横滑り量偏差に乗算されていて、評価関数Jにおいてそれらの重みを変更する意味を持つ。一方、r3は、式(13)の右辺第3項、即ち電磁アクチュエータ2からの伝達エネルギを表す項の重み係数に相当し、評価関数Jにおける消費エネルギの重みを変更する意味を持つ。
In the equations (12) and (13), the constant κ functions as a weighting factor for changing the control characteristics as will be described later. R 1 , r 2 , and r 3 are weighting factors that are set in advance so as to obtain desired control characteristics, and r 1 and r 2 are respectively multiplied by the yaw rate deviation and the skid amount deviation, The evaluation function J has a meaning of changing those weights. On the other hand, r 3 corresponds to the weighting coefficient of the third term on the right side of the equation (13), that is, the term representing the transmitted energy from the
そして、前記式(12)の評価関数Jを最小化する条件を求めるためには、上述したように式(13)の関数Lの積分(汎関数)を最小化する条件を求めればよい。式(13)には、各車輪3,3,…の横力Yi(i=1,2,…)が含まれているので、この実施形態では周知のマジックフォーミュラ・モデルを用いて、以下の式(14)のように車輪横力を推定する。
In order to obtain the condition for minimizing the evaluation function J of the equation (12), the condition for minimizing the integral (functional) of the function L of the equation (13) may be obtained as described above. Since the lateral force Y i (i = 1, 2,...) Of each
尚、各車輪3,3,…の接地荷重W1,W2,…は、例えば車速Vx及びステアリング操舵角δ等から推定することができ、加速度センサ11,11,…やストロークセンサ12,12,…の検出値に基づいて推定することもできる。同様に各車輪3,3,…の横滑り角β1,β2,…は、例えばヨーレイトφ′を積分して求めた自動車Aの進行方向とステアリング操舵角δとから推定できる。また、a,B(Stiffness Factor),C(Shape Factor)は、それぞれタイヤの特性によって決まる定数であり、その適値は探索的手法によって求められる。
Incidentally, each of the
そして、前記式(13)の関数Lの積分を最小化する条件を求めるためには、その式(13)に前記式(14)を代入した上で、前記(4)に相当する以下の式(15)を適用する。これにより前記式(7)のように積分を含まない解析解の制御則(必要条件)を求めることができる。 In order to obtain a condition for minimizing the integration of the function L in the equation (13), the equation (14) is substituted into the equation (13), and the following equation corresponding to the equation (4) is obtained. Apply (15). As a result, a control law (necessary condition) for an analytical solution that does not include an integral can be obtained as in equation (7).
ここで、前記図3を参照して上述したように、この実施形態では各車輪3,3,…毎の接地荷重の増減量Uが同じ大きさになるように、各電磁アクチュエータ2,2,…を制御する。こうすると各車輪3,3,…の接地荷重は、旋回内側の前車輪3においてW1+U、旋回外側の前車輪3においてW2−U、旋回内側の後車輪3においてW3−U、旋回外側の後車輪においてはW4+Uとなるから、制御則は、全ての車輪3,3,…に共通の接地荷重変化量Uを決定するものであればよい。
Here, as described above with reference to FIG. 3, in this embodiment, the
そこで、詳しい説明は省略するが、前記のように式(13)〜(15)から求められる制御則を接地荷重変化量Uについて整理して、以下の式(16)〜(18)を得る。尚、式(17)(18)においてΓ1,Γ2,…は、それぞれ、各車輪3,3,…の横力Y1,Y2,…の最大値D1,D2,…に対する比率を表している。また、D1,D2,…は、Di=(μWi−aWi 2)と表され、θi=(1/Di)×(∂Yi/∂φi′)と表される(i=1,2,…)。 Therefore, although detailed explanation is omitted, the following equations (16) to (18) are obtained by arranging the control law obtained from the equations (13) to (15) as described above for the ground load change amount U. In equations (17) and (18), Γ 1 , Γ 2 ,... Are the ratios of the lateral forces Y 1 , Y 2 ,... To the maximum values D 1 , D 2 ,. Represents. In addition, D 1 , D 2 ,... Are represented as D i = (μW i −aW i 2 ), and θ i = (1 / D i ) × (∂Y i / ∂φ i ′). (I = 1, 2,...)
前記式(17)の右辺第1〜4項を比較すると、その第1項に比べて第2〜4項の値は十分に小さく、無視することができる。同様に式(18)の右辺第3、4項も無視することができるので、前記式(17)、(18)は、簡略化して以下の式(19)、(20)のように表せる。式(19)のUAは、制御入力のないときに前車輪3,3の横力によって生じるヨーモーメントを表し、式(20)のUBは、単位制御入力を加えたときに全ての車輪3,3,…の横力によって生じるヨーモーメントを表している。UA、UBは、サスペンション1FR,1FL,…の素のロール剛性や現在のロールの大きさ等によって変化する。
Comparing the first to fourth terms on the right side of the equation (17), the values of the second to fourth terms are sufficiently smaller than the first term and can be ignored. Similarly, since the third and fourth terms on the right side of the equation (18) can be ignored, the equations (17) and (18) can be simplified and expressed as the following equations (19) and (20). The U A of the formula (19) represents a yaw moment generated by the lateral force of the
本手法による制御則の導出は前記式(16)、(19)、(20)までであり、これは最適制御の必要条件を与える。式(16)における未定定数κ、r1,r3は、上述したようにそれぞれ制御特性に影響を与える重み係数であり、r1,r3については、望ましい制御特性になるような、即ち評価関数Jが最小となるような値を予め実験、解析等を用いた探索的手法により求めればよい。上述したが、r1の値を大きくすればヨーレイト偏差の重みが大きくなり、r3の値を大きくすれば、エネルギ消費の重みが大きくなる。 The derivation of the control law by this method is up to the equations (16), (19), and (20), which give the necessary conditions for optimal control. The undetermined constants κ, r 1 , and r 3 in equation (16) are weighting factors that affect the control characteristics as described above. For r 1 and r 3 , the desired control characteristics are obtained. A value that minimizes the function J may be obtained in advance by an exploratory method using experiment, analysis, or the like. As described above, increasing the value of r 1 increases the weight of the yaw rate deviation, and increasing the value of r 3 increases the weight of the energy consumption.
そうして導出された制御則は、式(3)、(13)の関数L、即ち、自動車Aのヨーレイト偏差及び横滑り量偏差のそれぞれの大きさを表す項と、電磁アクチュエータ2から制御対象(車体B及び車輪3)への伝達エネルギを表す項と、該制御対象の全エネルギ収支を表す項とを、有する関数Lの積分を最小化するような最適制御則であり、式(16)の接地荷重変化量Uとなるように各車輪3,3,…の電磁アクチュエータ2,2,…を制御すれば、エネルギ消費を抑えつつ、自動車Aのステアリング操舵に対する追従性と挙動安定性とを両立する適切な旋回挙動制御を実現できる。
The control law thus derived is a function L of the equations (3) and (13), that is, a term representing the magnitudes of the yaw rate deviation and the side slip amount deviation of the vehicle A, and the
さらに、この実施形態では、以下に具体的に述べるように、ステアリング操舵角δの変化率に基づいて前記式(16)における重み係数κの値を変更するようにしており、これにより、自動車Aの走行状態まで加味して挙動制御の特性(具体的には操縦性及び安定性のバランス)を変更し、より適切な制御を行うことができる。 Furthermore, in this embodiment, as specifically described below, the value of the weighting coefficient κ in the above equation (16) is changed based on the rate of change of the steering angle δ, and thus the vehicle A The behavior control characteristics (specifically, the balance between maneuverability and stability) can be changed in consideration of the traveling state, and more appropriate control can be performed.
すなわち、前記式(20)から明らかなように、UBは主に、単位制御入力に応じて自動車Aに作用するヨーモーメントを表している。式(16)では、このUBに重み係数κが乗算されているから、κを大きくすると見かけ上、制御入力によるヨーモーメントが増大することになるが、同式(16)の制御則は操縦性及び安定性を両立するものなので、この制御則に則って求められる接地荷重変化量Uは、ヨーモーメントが減少する向きに変化する(つまり、接地荷重変化量Uは小さめの値になる。 That is, as is clear from the equation (20), U B mainly represents the yaw moment acting on the automobile A in accordance with the unit control input. In equation (16), since the weighting factor kappa is multiplied by the U B, apparently by increasing kappa, but the yaw moment due to the control input will increase, control law in the equation (16) is steered Therefore, the ground load change amount U obtained in accordance with this control law changes in a direction in which the yaw moment decreases (that is, the ground load change amount U becomes a smaller value).
ところが、重み係数κを大きくしても、UBの値が変化するわけではないから、制御によって実際に自動車Aに作用するヨーモーメントの大きさは変わらない。このため、前記のように制御される接地荷重変化量Uが小さめになれば、実際に自動車Aに作用するヨーモーメントが小さめになって、ステアリング操舵に対する追従性が低下するとともに、自動車Aの挙動の安定性は高くなるのである。 However, even if the weighting factor κ is increased, the value of U B does not change, so the magnitude of the yaw moment that actually acts on the automobile A by control does not change. For this reason, if the ground contact load change amount U controlled as described above becomes smaller, the yaw moment actually acting on the automobile A becomes smaller, the followability to steering steering is reduced, and the behavior of the automobile A is also reduced. This increases the stability.
つまり、前記式(16)における重み係数κの値を大きくすれば、自動車Aの旋回挙動制御の特性は、ステアリング操舵に対する追従性よりも挙動安定性を重視するものに変更され、反対に重み係数κの値を小さくすれば、安定性よりも操縦性を重視するものに変更されることになる。 That is, if the value of the weighting factor κ in the equation (16) is increased, the characteristic of the turning behavior control of the car A is changed to a value that emphasizes the behavioral stability rather than the followability to steering. If the value of κ is made smaller, it will be changed to one that emphasizes maneuverability rather than stability.
(サスペンション制御の具体例)
次に、コントローラ10による電磁アクチュエータ2,2,…の制御、特に、挙動制御量演算部10dにおける制御量uの演算について、図5に示すフローチャートに基づいて具体的に説明する。
(Specific example of suspension control)
Next, the control of the
まず、図示のフローのスタート後のステップS1では、主にセンサ13〜16からの信号を入力して、少なくとも、車速Vx、横加速度Vy′、ヨーレイトφ′、ステアリング操舵角δ等の走行状態量を検出し、続くステップS2では、例えば車速Vx及びエンジン出力等から路面摩擦係数μの推定演算を行うとともに、例えば車速Vx及びステアリング操舵角δ等から各車輪3,3,…の接地荷重W1,W2,…の推定演算を行う。
First, in step S1 after the start of the illustrated flow, mainly signals from the
続いてステップS3において、例えば車速Vx,Vyやステアリング操舵角δ等から各車輪3,3,…の横滑り角β1,β2,…を推定し、前記路面摩擦係数μや接地荷重W1,W2,…の推定値とともに、前記した式(14)を用いて各車輪3,3,…の横力Y1,Y2,…を推定する。続くステップS4では、前記各車輪3,3,…の横力Y1,Y2,…の推定値とその最大値D1,D2,…とに基づいてΓ1,Γ2,…を算出し、式(19)、(20)を用いてUA、UBを算出する。
Subsequently, in step S3, for example, the sideslip angles β 1 , β 2 ,... Of the
続いてステップS5において、例えば車速Vx及びステアリング操舵角δ等から目標ヨーレイトtarφ′を算出し、実ヨーレイトφ′との偏差(ヨーレイト偏差tarφ′−φ′)を求める。また、ステップS6では、車両の走行状態、具体的には例えばステアリング操舵角δの変化率に基づいて、予め設定したテーブルから重み係数κの値を読み出し、前記の式(16)に設定する。 Subsequently, in step S5, a target yaw rate tar φ ′ is calculated from the vehicle speed V x and the steering angle δ, for example, and a deviation from the actual yaw rate φ ′ (yaw rate deviation tar φ′−φ ′) is obtained. In step S6, the value of the weighting factor κ is read from a preset table based on the running state of the vehicle, specifically, for example, the rate of change of the steering angle δ, and is set in the above equation (16).
一例を図6に示すように、重み係数κの値は、ステアリング操舵角δの変化率Δδ(時間当たりの変化量)に対応付けて、変化率Δδが低いほど大きな値になり、変化率Δδが高いほど小さな値になるように設定されている。すなわち、ステアリング操舵角δの変化率Δδが低いということは、例えば緩いカーブをゆったりと走行しているような状況であり、自動車Aの挙動の安定性は高いことが好ましいとともに、操舵に対する追従性はむしろ低い方が乗り心地等の観点で有利になるからである。 As an example, as shown in FIG. 6, the value of the weighting coefficient κ is associated with the rate of change Δδ (change amount per hour) of the steering angle δ, and becomes larger as the rate of change Δδ is lower. The higher the value is, the smaller the value is set. That is, the low rate of change Δδ of the steering angle δ is, for example, a situation where the vehicle is traveling slowly on a gentle curve, and the stability of the behavior of the automobile A is preferably high, and the following capability with respect to steering is also preferable. This is because the lower one is advantageous in terms of ride comfort and the like.
一方、例えば衝突回避のために運転者がステアリングを急操舵したときには、その操舵に対する自動車Aの挙動変化の追従性を十分に高くして、障害物との衝突を回避することが最優先であり、この場合には少々、挙動安定性が損なわれても構わないから、舵角変化率Δδが高いほど重み係数κの値は小さくなるように設定している。尚、前記テーブルにおいて重み係数κの値は、舵角変化率Δδの変化に応じて連続的に変化するように設定しなくてもよく、例えばステップ状に変化するようにしてもよい。 On the other hand, for example, when the driver suddenly steers the steering wheel to avoid a collision, the highest priority is to avoid a collision with an obstacle by sufficiently increasing the tracking ability of the behavior change of the automobile A with respect to the steering. In this case, since the behavioral stability may be slightly impaired, the weight coefficient κ is set to be smaller as the steering angle change rate Δδ is higher. In the table, the value of the weighting factor κ may not be set so as to change continuously according to the change in the steering angle change rate Δδ, and may change in a stepped manner, for example.
前記ステップS6に続いてステップS7では、前記ステップS4で算出したUA、UBと、ステップS5で求めたヨーレイト偏差(tarφ′−φ′)とを式(16)に代入して、各車輪3,3,…に共通の接地荷重変化量U(目標値)を演算する。そして、その接地荷重変化量Uと各車輪3,3,…の現在の接地荷重W1,W2,…とに基づいて、ステップS8では各車輪3,3,…毎の電磁アクチュエータ2,2,…の制御量uを算出する。
Subsequent to step S6, in step S7, U A and U B calculated in step S4 and the yaw rate deviation ( tar φ′−φ ′) calculated in step S5 are substituted into the equation (16). A common ground load change amount U (target value) is calculated for the
そうして算出した挙動制御のためのアクチュエータ制御量uに、別途、第1制御量演算部10cにより算出された振動抑制等のための制御量を合算し、ステップS9では各車輪3,3,…の電磁アクチュエータ2,2,…への給電量を演算する。そして、その給電量に対応する制御信号uoptを出力して、リターンする。
In addition, the control amount for vibration suppression calculated by the first control
前記ステップS1〜S3の手順は、コントローラ10の走行状態量検出部10bによって行われ、ステップS4〜S8の手順は同挙動制御量演算部10dによって行われる。特にステップS6において舵角変化率Δδに応じて重み係数κを変更する処理は、同補正制御部10eによって行われる。
The procedure of Steps S1 to S3 is performed by the travel state
(作用・効果)
したがって、この実施形態の車両用サスペンション制御装置によると、自動車Aの旋回走行中には、上述したようにコントローラ10の挙動制御量演算部10dにより演算される制御量uに基づいて、前後左右の各車輪3,3,…毎の電磁アクチュエータ2,2,…の制御が行われ、該各車輪3,3,…に所要の制御力が付与されて、それらの接地荷重W1,W2,…が増減変化するようになる。
(Action / Effect)
Therefore, according to the vehicle suspension control device of this embodiment, during the turning of the automobile A, as described above, based on the control amount u calculated by the behavior control
例えば、ステアリング操舵に対する車体の挙動変化が遅れ気味であれば、旋回内側の前車輪3の接地荷重W1を増大させるとともに、旋回外側の前車輪3では接地荷重W2を減少させることで、接地荷重配分が効率良く旋回内方寄りに変化して、コーナリングフォースが大きくなる。一方、旋回内側の後車輪3では接地荷重W3を減少させ、旋回外側の後車輪3では接地荷重W4を増大させることで、接地荷重配分は効率良く旋回外方寄りに変化し、コーナリングフォースが小さくなる。よって、旋回方向のヨーモーメントが増大し操舵への追従性が高くなる。
For example, if the vehicle behavior changes slightly delayed with respect to the steering, along with increasing the vertical load W 1 of the
反対に、ステアリング操舵に対する挙動変化が大きめであれば、電磁アクチュエータ2,2,…の制御力は前記とは反対の向きに加えられ、各車輪3,3,…の接地荷重W1,W2,…がそれぞれ前記とは逆向きに変化することで、ヨーモーメントが減少し、自動車Aの挙動安定性が高くなる。
On the other hand, if the behavior change with respect to steering is large, the control force of the
そして、そのような電磁アクチュエータ2,2,…の制御は、この実施形態では、ヨーレイト偏差及び横滑り量偏差を最小化して、自動車Aの操縦性と安定性とを両立するような最適制御則に則って行われるので、それら電磁アクチュエータ2,2,…の制御力によって制御される自動車Aの旋回挙動は、ヨーレイト及び横滑り量がいずれも運転操作に相応しいものとなり、操縦性と安定性とが両立するようになる。
In this embodiment, the
そのような最適制御則は、予め解析的に導出されて制御演算式の態様でコントローラ10のメモリに格納されているので、従来までと異なり、自動車Aのサスペンション制御に十分な応答性を確保できる。特にこの実施形態では、制御目標値である接地荷重変化量Uを全ての車輪3,3,…に共通とすることで、制御に係る演算量をできるだけ少なくしており、このことによっても制御応答性を確保し易い。
Since such an optimal control law is analytically derived in advance and stored in the memory of the
そうして最適制御によって、基本的に自動車Aの挙動制御における操縦性及び安定性の両立を図った上で、さらに、この実施形態では、最適制御則における制御の重み係数κの値をステアリング操舵角δの変化率Δδに基づいて補正するようにしており、例えば急操舵時には操舵応答を特に高くする、というように走行状態に応じて操縦性及び安定性のバランスをより適切なものに変更できる。 Thus, the optimal control basically achieves compatibility between the controllability and stability in the behavior control of the automobile A, and in this embodiment, the steering weight value κ of the control in the optimal control law is further steered. The correction is made based on the change rate Δδ of the angle δ, and the balance of maneuverability and stability can be changed to a more appropriate one depending on the running state, for example, the steering response is particularly high during sudden steering. .
加えて、この実施形態の旋回挙動制御では、前記したように自動車Aの前車輪3,3及び後車輪3,3において、それぞれ内外輪の一方では接地荷重を増大させ、他方では減少させて接地荷重配分を変化させるとともに、そのような内外輪間の接地荷重配分の変化を前輪側及び後輪側では逆向きにしている。このことで、前後輪3,3のコーナーリングフォースを逆向きに変化させて、より効率良くヨーモーメントを作用させることができる上に、それに伴い車体Bに作用するロール・モーメントも前後で逆向きになるので、挙動制御に起因するロール軸周りの振動を抑制する効果もある。
In addition, in the turning behavior control of this embodiment, as described above, in the
(他の実施形態)
尚、本発明に係るサスペンション制御装置の構成は前記の実施形態には限定されず、それ以外の種々の構成も包含する。すなわち、例えば前記の実施形態では、サスペンション1FR,1FL,…のそれぞれに電磁アクチュエータ2,2,…を設けているが、これに限らず、例えば前2輪、後2輪のいずれか一方のみに電磁アクチュエータ2,2を設けてもよい。
(Other embodiments)
The configuration of the suspension control device according to the present invention is not limited to the above-described embodiment, and includes various other configurations. That is, for example, in the above-described embodiment, the
また、アクチュエータとして例示したリニアモータ以外にも例えば、油空圧シリンダや圧電素子等を用いることもでき、電動モータとボールねじ機構とを組み合わせてアクチュエータとすることも可能である。 In addition to the linear motor exemplified as the actuator, for example, an hydraulic / pneumatic cylinder, a piezoelectric element, or the like can be used, and an electric motor and a ball screw mechanism can be combined to form an actuator.
また、前記したように、自動車の前車輪3,3及び後車輪3,3において、それぞれ内外輪の一方では接地荷重を増大させ、他方では減少させて接地荷重配分を効率良く変化させるとともに、そのような内外輪間の接地荷重配分の変化を前輪側及び後輪側では逆向きにしているが、これに限るものではない。
In addition, as described above, in the
すなわち、例えば前車輪3,3又は後車輪3,3のいずれか一側のみにおいて、内外輪の一方の接地荷重を増大させ、他方は減少させるようにしてもよいし、或いは、前車輪3等の旋回内側の1輪のみにおいて接地荷重を変化させるようにしてもよい。複数の車輪3,3,…の接地荷重を変化させる場合に、それらの変化量を同じにする必要もない。
That is, for example, only one of the
さらに、サスペンション制御の具体的な内容についても前記の実施形態は一例に過ぎず、例えば、式(19)、(20)で表されるUA、UBを、それぞれ、式(17)、(18)によって表してもよいし、式(19)、(20)とは異なる近似式によって表すことも可能である。 Further, the specific embodiment of the suspension control is merely an example. For example, U A and U B expressed by the equations (19) and (20) are expressed by the equations (17) and (17), respectively. 18) or an approximate expression different from Expressions (19) and (20).
また、前記の実施形態では、制御則において操縦性及び安定性の重み付けを変化させる係数κの値を、舵角変化率Δδに応じて変更設定するようにしているが、これは舵角変化率Δδのみに限定されず、例えば車速Vx、横加速度Vy′、ヨーレイトφ′、路面摩擦係数μ、或いは各車輪3,3,…の接地荷重W1,W2,…、横滑り角β1,β2,…、横力Y1,Y2,…等、自動車Aの走行状態を表す種々の走行状態量に応じて変更することができる。
In the above-described embodiment, the value of the coefficient κ that changes the weight of the controllability and stability in the control law is changed according to the steering angle change rate Δδ. Δδ not limited to, for example, the vehicle speed V x, lateral acceleration V y ', yaw rate phi', the road surface friction coefficient mu, or each
また、式(16)の制御則も一例であり、例示した評価関数J以外にも種々の観点から定義した評価関数を最小化するような制御則を用いることができる。但し、そういった制御則は、前記実施形態と同様に評価関数の項に制御対象の全エネルギ収支を表す項を加えた関数(式(3)、(13)の関数L)の積分を最小化するようなものとするのが好ましい。 Further, the control law of Expression (16) is also an example, and a control law that minimizes the evaluation function defined from various viewpoints can be used in addition to the exemplified evaluation function J. However, such a control law minimizes the integral of a function (function L in equations (3) and (13)) obtained by adding a term representing the total energy balance of the control target to the term of the evaluation function, as in the above embodiment. It is preferable that
さらにまた、本発明に係るサスペンション制御装置は、自動車以外の車両にも適用することができる。 Furthermore, the suspension control device according to the present invention can be applied to vehicles other than automobiles.
本発明に係るサスペンション制御装置は、所謂アクティブ・サスペンションに用いられるアクチュエータを所定の最適制御則に則って制御し、車両の内外輪の接地荷重配分を適切に変更することで、その旋回挙動の操縦性及び安定性を両立する最適な制御を実現できるので、自動車への搭載に好適なものである。 The suspension control apparatus according to the present invention controls an actuator used in a so-called active suspension according to a predetermined optimal control law, and appropriately changes the ground load distribution of the inner and outer wheels of the vehicle, thereby controlling the turning behavior thereof. This makes it possible to achieve optimal control that achieves both stability and stability, and is therefore suitable for mounting in automobiles.
A 自動車(車両)
B 車体
S サスペンション制御装置
1 サスペンション
2 電磁アクチュエータ
3 車輪
3a タイヤ
3b ホイール
4 コイルばね
5 ショックアブソーバ
10 コントローラ
10a サスペンション状態量検出部
10b 走行状態量検出部(走行状態量検出手段)
10c 第1の制御量演算部
10d 第2の制御量演算部(挙動制御手段)
10e 補正制御部(制御特性補正手段)
11 車体上下加速度センサ
12 サスペンションストロークセンサ
13 車速センサ(走行状態量検出手段)
14 横加速度センサ(走行状態量検出手段)
15 ヨーレイトセンサ(走行状態量検出手段)
16 舵角センサ(走行状態量検出手段)
A car (vehicle)
B Body S
10c 1st controlled
10e Correction control unit (control characteristic correction means)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 Vehicle body
14 Lateral acceleration sensor (traveling state quantity detection means)
15 Yaw rate sensor (running state quantity detection means)
16 Rudder angle sensor (traveling state quantity detection means)
Claims (6)
前記アクチュエータを所定の制御則に則って制御し、その制御力によって車輪の接地荷重を増減することにより旋回中の内外輪の接地荷重配分を変化させて、車両の旋回挙動を制御する挙動制御手段を備え、
前記制御則は、少なくとも、車両のヨーレイトの目標値からの偏差の大きさを表す項と、車両横滑り量の目標値からの偏差の大きさを表す項と、有する関数の積分である評価関数を最小化する最適制御則である
ことを特徴とする車両用サスペンション制御装置。 A suspension control device for a vehicle in which at least a vertical control force is applied to a wheel suspended on a vehicle body by an actuator,
A behavior control means for controlling the turning behavior of the vehicle by controlling the actuator according to a predetermined control law and changing the ground load distribution of the inner and outer wheels during turning by increasing or decreasing the ground contact load of the wheel by the control force. With
The control law includes at least an evaluation function that is an integration of a function having a term representing a magnitude of deviation from the target value of the yaw rate of the vehicle, a term representing a magnitude of deviation from the target value of the vehicle side slip amount, and A suspension control apparatus for a vehicle, characterized in that the optimal control law is minimized.
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Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2012026103A1 (en) * | 2010-08-25 | 2012-03-01 | 住友金属工業株式会社 | System and method for estimating acceleration of vibration component in railcar |
Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH02262416A (en) * | 1989-03-31 | 1990-10-25 | Aisin Seiki Co Ltd | Vehicle suspension controller |
JP2005067229A (en) * | 2003-08-22 | 2005-03-17 | Toyota Central Res & Dev Lab Inc | Right-left wheel load difference relationship computing method, load difference control device and vehicle control device |
JP2006323796A (en) * | 2005-05-20 | 2006-11-30 | Naoto Fukushima | Optimal control method for system |
JP2007233985A (en) * | 2006-03-02 | 2007-09-13 | Naoto Fukushima | Optimal control method of system |
-
2007
- 2007-09-27 JP JP2007250851A patent/JP2009078758A/en active Pending
Patent Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH02262416A (en) * | 1989-03-31 | 1990-10-25 | Aisin Seiki Co Ltd | Vehicle suspension controller |
JP2005067229A (en) * | 2003-08-22 | 2005-03-17 | Toyota Central Res & Dev Lab Inc | Right-left wheel load difference relationship computing method, load difference control device and vehicle control device |
JP2006323796A (en) * | 2005-05-20 | 2006-11-30 | Naoto Fukushima | Optimal control method for system |
JP2007233985A (en) * | 2006-03-02 | 2007-09-13 | Naoto Fukushima | Optimal control method of system |
Cited By (7)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2012026103A1 (en) * | 2010-08-25 | 2012-03-01 | 住友金属工業株式会社 | System and method for estimating acceleration of vibration component in railcar |
CN103097225A (en) * | 2010-08-25 | 2013-05-08 | 新日铁住金株式会社 | System and method for estimating acceleration of vibration component in railcar |
JPWO2012026103A1 (en) * | 2010-08-25 | 2013-10-28 | 新日鐵住金株式会社 | Railway vehicle vibration component acceleration estimation apparatus and vibration component acceleration estimation method |
JP5522259B2 (en) * | 2010-08-25 | 2014-06-18 | 新日鐵住金株式会社 | Railway vehicle vibration component acceleration estimation apparatus and vibration component acceleration estimation method |
KR101449354B1 (en) * | 2010-08-25 | 2014-10-08 | 신닛테츠스미킨 카부시키카이샤 | System and method for estimating acceleration of vibration component in railcar |
AU2011294664B2 (en) * | 2010-08-25 | 2015-01-22 | Nippon Steel Corporation | System and method for estimating acceleration of vibration component in railcar |
US9162688B2 (en) | 2010-08-25 | 2015-10-20 | Nippon Steel & Sumitomo Metal Corporation | Vibrational component acceleration estimation device and vibrational component acceleration estimation method for railway vehicle |
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