專利名稱：車輛控制系統(tǒng)的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明涉及一種抑制發(fā)生于車輛各個(gè)部分處的振動(dòng)的車輛控制系統(tǒng)。
背景技術(shù)：
US 2005/0049761(JP 2004-168148A)公開了一種能夠抑制車體的振動(dòng)的車輛控制系統(tǒng)。所述車輛控制系統(tǒng)通過一種運(yùn)動(dòng)模型來校正輸入指令以抑制車輛的振動(dòng)。所述運(yùn)動(dòng)模型由車體本身受到的車輛輪胎振動(dòng)、懸架中的車體簧下振動(dòng)以及由車體簧上振動(dòng)的動(dòng)力學(xué)模型形成，其根據(jù)與駕駛?cè)藛T指示的加速操作、轉(zhuǎn)向操作以及制動(dòng)操作中的至少一個(gè)操作對(duì)應(yīng)的輸入指令而發(fā)生。
上述車輛控制系統(tǒng)采用包括車體簧上振動(dòng)模型、懸架振動(dòng)模型以及輪胎振動(dòng)模型的車輛振動(dòng)模型。車體振動(dòng)使得乘客非常不舒服，并且改變了各車輪的地面負(fù)載(地面壓力)，從而不利地影響車輛的例如行使、轉(zhuǎn)彎或停止的基本性能。相應(yīng)地，車輛控制系統(tǒng)主要進(jìn)行抑制車體振動(dòng)的控制。
例如，在執(zhí)行快速加速操作的情形下，通過車體振動(dòng)模型計(jì)算由驅(qū)動(dòng)扭矩導(dǎo)致的車體簧上行為并校正驅(qū)動(dòng)扭矩以減少與車體簧上行為對(duì)應(yīng)的縱傾率和垂直速度。當(dāng)校正的驅(qū)動(dòng)扭矩為負(fù)值時(shí)，因?yàn)樗隹刂撇荒苡沈?qū)動(dòng)系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)，所以要計(jì)算用于補(bǔ)償上述不足的目標(biāo)制動(dòng)力，以在制動(dòng)系統(tǒng)中同時(shí)執(zhí)行控制。
然而，由于車體安裝在底盤車架上，且底盤車架通過懸架與輪胎耦連，所以底盤的振動(dòng)以及輪胎的振動(dòng)不利地影響上述振動(dòng)。同時(shí)，由于振動(dòng)發(fā)生于底盤或輪胎中而改變了輪胎的地面負(fù)載，所以車輛的行使穩(wěn)定性可能劣化。由此，需要的不僅僅是抑制車體振動(dòng)。優(yōu)選地，需抑制發(fā)生于車輛各部分處的振動(dòng)。
發(fā)明內(nèi)容
因此，本發(fā)明的目的是提供一種車輛控制系統(tǒng)，其可以抑制發(fā)生于車輛各個(gè)部分處的振動(dòng)。
根據(jù)本發(fā)明，車輛控制系統(tǒng)構(gòu)造有第一控制單元和第二控制單元以及第一操作設(shè)備和第二操作設(shè)備。第一控制單元和第二控制單元分別存儲(chǔ)相同的車輛振動(dòng)模型以估算車輛各部分的振動(dòng)狀態(tài)，所述車輛振動(dòng)模型分成車體振動(dòng)模型、底盤振動(dòng)模型以及輪胎振動(dòng)模型。第一操作設(shè)備和第二操作設(shè)備分別由第一控制單元和第二控制單元控制以改變車輛的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。第一控制單元和第二控制單元接收相同的待輸入到車輛振動(dòng)模型中的輸入?yún)?shù)，并分別計(jì)算車輛各部分的估算振動(dòng)狀態(tài)。第一控制單元和第二控制單元共用車體振動(dòng)模型、底盤振動(dòng)模型以及輪胎振動(dòng)模型中的待在振動(dòng)抑制中進(jìn)行控制的對(duì)象模型。第一控制單元和第二控制單元根據(jù)對(duì)象模型中的振動(dòng)狀態(tài)計(jì)算控制量以控制第一操作設(shè)備和第二操作設(shè)備。
通過下文參照附圖所作的詳細(xì)描述，本發(fā)明的上述及其它目的、特征和優(yōu)點(diǎn)將變得更為明顯。在附圖中 圖1為示出根據(jù)本發(fā)明實(shí)施方式的車輛控制系統(tǒng)的框圖； 圖2A和2B為分別示出實(shí)施方式中的發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU和制動(dòng)系統(tǒng)ECU的振動(dòng)抑制控制功能單元的結(jié)構(gòu)框圖； 圖3為示出振動(dòng)抑制控制功能單元中的車輛振動(dòng)模型和控制器的框圖； 圖4為示出實(shí)施方式中的輪胎振動(dòng)模型的示意圖； 圖5為示出在輪胎振動(dòng)模型中由虛擬中間耦連元件形成的前后輪耦連關(guān)系的示意圖； 圖6為示出實(shí)施方式中的輪胎控制系統(tǒng)的側(cè)傾輪胎縱向振動(dòng)估算/控制單元中的功能性結(jié)構(gòu)的框圖； 圖7為示出輪胎控制系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)輪輪胎縱向振動(dòng)估算/控制單元中的功能性結(jié)構(gòu)的框圖； 圖8為示出輪胎控制系統(tǒng)的虛擬中間耦連元件縱向振動(dòng)估算/控制單元中的功能性結(jié)構(gòu)的框圖； 圖9為用于解釋實(shí)施方式中的底盤振動(dòng)模型的示意圖； 圖10為示出實(shí)施方式的底盤控制系統(tǒng)的底盤縱向振動(dòng)估算/控制單元中的功能性結(jié)構(gòu)的框圖； 圖11為用于解釋實(shí)施方式中的車體振動(dòng)模型的示意圖； 圖12為示出車體控制系統(tǒng)的車體縱傾振動(dòng)和垂直振動(dòng)估算/控制單元的功能性結(jié)構(gòu)的框圖； 圖13為示出實(shí)施方式中的縱傾振動(dòng)隔離控制單元的功能性結(jié)構(gòu)的框圖； 圖14為示出實(shí)施方式中的彈跳振動(dòng)隔離控制單元的功能性結(jié)構(gòu)的框圖； 圖15A和15B為示出在實(shí)施方式中分別用于表示車體的側(cè)傾振動(dòng)以及發(fā)動(dòng)機(jī)的側(cè)傾振動(dòng)的而形成的車體振動(dòng)模型的示意圖； 圖16為示出實(shí)施方式中的車體側(cè)傾振動(dòng)控制單元的功能性結(jié)構(gòu)的框圖；以及 圖17為示出實(shí)施方式中的發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)控制單元的功能性結(jié)構(gòu)的框圖。
具體實(shí)施例方式 首先參見圖1，根據(jù)實(shí)施方式的車輛控制系統(tǒng)主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)和(/)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)控制ECU 10以及制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)系統(tǒng)控制ECU 20。發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10和制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20分別設(shè)置成第一控制單元和第二控制單元。這些ECU 10和20可通過車載局域網(wǎng)(LAN)1——所述車載局域網(wǎng)1是設(shè)置在車輛內(nèi)的通訊網(wǎng)——彼此通訊，并且還能夠與例如動(dòng)力轉(zhuǎn)向控制設(shè)備之類的其它ECU(未示出)通訊。
發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10包括數(shù)據(jù)管理單元11。該數(shù)據(jù)管理單元11包括利用車載局域網(wǎng)1來管理數(shù)據(jù)的發(fā)送和接收的通訊接口功能。數(shù)據(jù)管理單元11還包括基于施加于傳感器輸入信號(hào)處理單元16的各種傳感器信號(hào)來計(jì)算估算驅(qū)動(dòng)扭矩的計(jì)算功能，該估算驅(qū)動(dòng)扭矩是在下文描述的車輛振動(dòng)模型中用于模擬發(fā)生于實(shí)際車輛中的振動(dòng)所必需的輸入?yún)?shù)。
更具體地，在將由發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的驅(qū)動(dòng)扭矩經(jīng)由包括有變速器的動(dòng)力傳遞系統(tǒng)傳遞到車輛驅(qū)動(dòng)輪的過程中，數(shù)據(jù)管理單元11基于各車輪的輪速、發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速、驅(qū)動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速以及變速器的輸入軸與輸出軸的轉(zhuǎn)速比來計(jì)算驅(qū)動(dòng)輪的估算凈驅(qū)動(dòng)扭矩。
由數(shù)據(jù)管理單元11計(jì)算的估算驅(qū)動(dòng)扭矩輸入到其中存儲(chǔ)有車輛振動(dòng)模型的振動(dòng)抑制控制功能單元12，并且還傳遞到制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20。而且，數(shù)據(jù)管理單元11從制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20接收各車輪(四個(gè)車輪)的行駛阻力數(shù)據(jù)、然后將所接收到的行駛阻力數(shù)據(jù)輸出到振動(dòng)抑制控制功能單元12，其中所述行駛阻力數(shù)據(jù)是待輸入到車輛振動(dòng)模型的參數(shù)。進(jìn)一步地，數(shù)據(jù)管理單元11例如從動(dòng)力轉(zhuǎn)向ECU(未示出)接收轉(zhuǎn)向角數(shù)據(jù)，并基于轉(zhuǎn)向角來計(jì)算沿橫向(左右方向)的反作用力——所述反作用力在車輛轉(zhuǎn)彎時(shí)從路面施加到前輪上，從而將計(jì)算出的反作用力輸出到振動(dòng)抑制控制功能單元12。橫向反作用力的計(jì)算功能可由發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10的數(shù)據(jù)管理單元11和制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20的數(shù)據(jù)管理單元21中的任意一個(gè)提供。而且，可以在動(dòng)力轉(zhuǎn)向ECU中提供計(jì)算功能，而數(shù)據(jù)管理單元11和21從動(dòng)力轉(zhuǎn)向ECU接收橫向反作用力的計(jì)算結(jié)果。
振動(dòng)抑制控制功能單元12估算車輛中各個(gè)部分(多個(gè)部分)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，并且還基于估算結(jié)果計(jì)算用于抑制發(fā)生于車輛各部分處的振動(dòng)的校正控制量(驅(qū)動(dòng)扭矩校正量)，從而將校正控制量輸出到驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)備控制單元13。在圖2A中示出了振動(dòng)抑制控制功能單元12的結(jié)構(gòu)圖。如圖2A所示，估算的驅(qū)動(dòng)扭矩、估算的四個(gè)車輪的行駛阻力以及橫向路面反作用力輸入到車輛振動(dòng)模型12a。車輛振動(dòng)模型基于這些輸入來計(jì)算作為內(nèi)部狀態(tài)的車輛各部分的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)(發(fā)生于各部分處的振動(dòng))。內(nèi)部狀態(tài)量輸出到控制器12b，且控制器12b將內(nèi)部狀態(tài)量乘以一個(gè)給定的反饋增益，以計(jì)算用于抑制各部分的振動(dòng)的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。
在本實(shí)施方式中，車輛振動(dòng)模型12a分成并按等級(jí)排成(形成一個(gè)等級(jí)結(jié)構(gòu))車體振動(dòng)模型、底盤振動(dòng)模型以及輪胎振動(dòng)模型。然后，振動(dòng)抑制控制功能單元12的控制器12b根據(jù)這些模型中的車體振動(dòng)模型的內(nèi)部狀態(tài)量來計(jì)算驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10中的振動(dòng)抑制控制功能單元12校正施加到車輛的驅(qū)動(dòng)輪上的驅(qū)動(dòng)扭矩，以抑制產(chǎn)生于車輛的車體中的振動(dòng)(縱傾、彈跳、側(cè)傾)。
驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)備控制單元13主要根據(jù)駕駛?cè)藛T的加速操作基于駕駛?cè)藛T的加速操作(踏板下壓量、踏板下壓速度)、車輛的行駛速度以及車輛變速器的傳動(dòng)比來計(jì)算待在驅(qū)動(dòng)軸中產(chǎn)生的驅(qū)動(dòng)扭矩。然而，當(dāng)車輛裝備有牽引力控制系統(tǒng)(TRC)、車輛穩(wěn)定性控制系統(tǒng)(VSC)或自適應(yīng)巡航控制系統(tǒng)(ACC)且發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出扭矩由這些控制系統(tǒng)控制時(shí)，根據(jù)由這些控制系統(tǒng)產(chǎn)生的控制量來確定基礎(chǔ)驅(qū)動(dòng)扭矩。
然后，驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)備控制單元13根據(jù)驅(qū)動(dòng)扭矩校正量校正基礎(chǔ)驅(qū)動(dòng)扭矩，以計(jì)算待產(chǎn)生于驅(qū)動(dòng)軸中的最終目標(biāo)驅(qū)動(dòng)扭矩。驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)備控制單元13計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)的目標(biāo)產(chǎn)生扭矩，從而產(chǎn)生計(jì)算出的目標(biāo)驅(qū)動(dòng)扭矩。
在此情形下，當(dāng)應(yīng)用了例如可自動(dòng)改變傳動(dòng)比的自動(dòng)變速器或無級(jí)變速器(CVT)之類的變速器時(shí)，驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)備控制單元13計(jì)算出變速器中的目標(biāo)傳動(dòng)比與發(fā)動(dòng)機(jī)中的目標(biāo)產(chǎn)生扭矩的適當(dāng)組合，從而產(chǎn)生目標(biāo)驅(qū)動(dòng)扭矩。目標(biāo)傳動(dòng)比輸出到變速器控制設(shè)備(未示出)，而目標(biāo)產(chǎn)生扭矩輸出到發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)操作設(shè)備控制單元(發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)備控制單元)14。
發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)備控制單元14計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生目標(biāo)產(chǎn)生扭矩所需要的各操作設(shè)備(節(jié)氣門、燃料噴射設(shè)備、點(diǎn)火線圈，等等)的控制量和控制正時(shí)。更具體地，發(fā)動(dòng)機(jī)控制設(shè)備單元14計(jì)算待供應(yīng)到發(fā)動(dòng)機(jī)中的空氣量、待供應(yīng)的所需燃料量以及點(diǎn)火正時(shí)。通過控制空氣、燃料以及點(diǎn)火來滿足取決于各種操作狀態(tài)的燃燒模式和例如目標(biāo)空燃比的限制條件。然后，根據(jù)所需的空氣、燃料以及點(diǎn)火系統(tǒng)的相應(yīng)值來計(jì)算空氣系統(tǒng)設(shè)備操作量、燃料系統(tǒng)設(shè)備操作量、以及點(diǎn)火系統(tǒng)設(shè)備操作時(shí)間，從而將計(jì)算出的值輸出到圖1所示的驅(qū)動(dòng)指令輸出單元15。驅(qū)動(dòng)指令輸出單元15根據(jù)輸入的操作量和操作時(shí)間將驅(qū)動(dòng)信號(hào)輸出到發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)的對(duì)應(yīng)操作設(shè)備17——其為由ECU 10控制的第一設(shè)備。
如上所述，將考慮了用于抑制車體振動(dòng)的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量確定的目標(biāo)產(chǎn)生扭矩應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)備控制單元14。發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)備控制單元14通過各操作設(shè)備的操作量來產(chǎn)生目標(biāo)產(chǎn)生扭矩。由此，能夠在抑制車輛振動(dòng)的同時(shí)盡可能多地抑制發(fā)動(dòng)機(jī)行車?yán)锍痰牧踊约芭欧诺脑黾?。發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)備控制單元14不僅能夠利用直接調(diào)節(jié)發(fā)動(dòng)機(jī)操作狀態(tài)的操作設(shè)備，而且能夠利用由發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)以間接控制發(fā)動(dòng)機(jī)操作的操作設(shè)備。例如，可以主動(dòng)操作由發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的交流發(fā)電機(jī)的發(fā)電負(fù)載以控制發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的扭矩。由此，即使當(dāng)節(jié)氣門、噴射量以及點(diǎn)火正時(shí)受到發(fā)動(dòng)機(jī)操作狀態(tài)的限制時(shí)，也可以控制發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的扭矩。
制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20的結(jié)構(gòu)與發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10的結(jié)構(gòu)大致類似。也就是說，制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20也具有數(shù)據(jù)管理單元21，并通過計(jì)算或通訊來得到待輸入到振動(dòng)抑制控制功能單元22中的輸入?yún)?shù)。制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20的數(shù)據(jù)管理單元21基于各車輪的輪速來計(jì)算車輪縱向(前后方向)的行駛阻力，該行駛阻力作為反作用力從路面施加到各車輪上，各車輪的輪速通過傳感器輸入信號(hào)處理單元26輸入。這是因?yàn)楫?dāng)行駛阻力的反作用改變時(shí)，存在輪胎中發(fā)生振動(dòng)的可能性。
行駛阻力不但因?yàn)槁访姹旧淼臓顟B(tài)(不平整、坡度、摩擦系數(shù)等)改變，而且也因?yàn)橹苿?dòng)力或側(cè)偏阻力改變。在任何因素下，當(dāng)行駛阻力改變時(shí)，車輪轉(zhuǎn)速根據(jù)改變的行駛阻力略微地改變。相應(yīng)地，可以基于各車輪速度相對(duì)于時(shí)間的改變率(角加速度)來計(jì)算車輪縱向的行駛阻力。
振動(dòng)抑制控制功能單元22具有車輛振動(dòng)模型22a，該車輛振動(dòng)模型22a如圖2A所示的振動(dòng)抑制控制功能單元12那樣分成并按等級(jí)排成(形成等級(jí)結(jié)構(gòu))相同的車體振動(dòng)模型、底盤振動(dòng)模型以及輪胎振動(dòng)模型。與輸入到振動(dòng)抑制控制功能單元12的車輛振動(dòng)模型相同的輸入?yún)?shù)輸入到該車輛振動(dòng)模型。由此，由振動(dòng)抑制控制功能單元12以及振動(dòng)抑制控制功能單元22的相應(yīng)車輛振動(dòng)模型計(jì)算出的、作為內(nèi)部狀態(tài)量的車輛各部分的操作狀態(tài)彼此一致。
振動(dòng)抑制控制功能單元22中的控制器22b將車輛振動(dòng)模型中的底盤振動(dòng)模型與輪胎振動(dòng)模型的內(nèi)部狀態(tài)量乘以一個(gè)給定的反饋增益，以計(jì)算用于抑制底盤及各輪胎振動(dòng)的制動(dòng)力校正量。也就是說，制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20中的振動(dòng)抑制控制功能單元22適當(dāng)?shù)匦Ｕ囕v各車輪的制動(dòng)力以抑制產(chǎn)生于車輛的底盤和輪胎中的振動(dòng)。
制動(dòng)系統(tǒng)操作設(shè)備控制單元24基于駕駛?cè)藛T的制動(dòng)操作來計(jì)算待產(chǎn)生于各車輪中的制動(dòng)力，作為與駕駛?cè)藛T的制動(dòng)操作相應(yīng)的基礎(chǔ)制動(dòng)力。然而，當(dāng)車輛配備有TRC、VSC或防抱死制動(dòng)控制系統(tǒng)(ABS)且各車輪的制動(dòng)力(制動(dòng)流體壓力)由這些控制系統(tǒng)控制時(shí)，根據(jù)由這些控制系統(tǒng)產(chǎn)生的控制量來確定基礎(chǔ)驅(qū)動(dòng)扭矩。
然后，制動(dòng)系統(tǒng)操作設(shè)備控制單元24根據(jù)上述制動(dòng)力校正量來校正基礎(chǔ)驅(qū)動(dòng)扭矩以計(jì)算待產(chǎn)生于各車輪中的最終目標(biāo)制動(dòng)扭矩。而且，制動(dòng)系統(tǒng)操作設(shè)備控制單元24計(jì)算產(chǎn)生目標(biāo)制動(dòng)力所需的各操作設(shè)備(泵、電磁閥)27的操作量以及操作正時(shí)，以將計(jì)算出的值輸出到驅(qū)動(dòng)指令輸出單元25。驅(qū)動(dòng)指令輸出單元25根據(jù)輸入的操作量以及操作正時(shí)將驅(qū)動(dòng)信號(hào)輸出到作為第二設(shè)備的、由ECU 20控制的制動(dòng)系統(tǒng)的對(duì)應(yīng)操作設(shè)備27。
如上所述，任務(wù)分?jǐn)偝墒沟媚軌蛲ㄟ^使用各個(gè)不同操作設(shè)備的控制來抑制車體振動(dòng)、底盤振動(dòng)、以及輪胎振動(dòng)。由此，易于執(zhí)行適當(dāng)?shù)目刂苼硪种聘鱾€(gè)振動(dòng)。
而且，發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10以及制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20中分別存儲(chǔ)有相同的車輛振動(dòng)模型。當(dāng)各ECU 10和20執(zhí)行控制時(shí)，控制反映到設(shè)置于各ECU 10和20中的車輛振動(dòng)模型。相應(yīng)地，即使這些ECU 10和20彼此之間不交換與各控制相關(guān)的詳細(xì)信息，各ECU 10和20也能夠從車輛振動(dòng)模型獲取由另一ECU的控制所造成的影響，并且可基于所獲取的影響來對(duì)振動(dòng)抑制進(jìn)行控制。當(dāng)各ECU 10和20僅接收作為待輸入到車輛振動(dòng)模型中的信息的輸入?yún)?shù)時(shí)，這些ECU 10和20可以彼此協(xié)同地執(zhí)行控制。由此，可以減少獲取必需信息的通訊量。
特別地，發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10計(jì)算估算驅(qū)動(dòng)扭矩，而制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20計(jì)算估算的各車輪行駛阻力。也就是說，各ECU 10和20分別由其自身計(jì)算待輸入到車輛振動(dòng)模型的一部分輸入?yún)?shù)。由此，各ECU10和20僅僅需要獲取除由其自身計(jì)算的參數(shù)之外的輸入?yún)?shù)，從而可以進(jìn)一步減少通訊量。
進(jìn)一步地，發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10受控地抑制車體振動(dòng)，且制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20受控地抑制底盤振動(dòng)以及輪胎振動(dòng)。
由于質(zhì)量差異，車體振動(dòng)、底盤振動(dòng)、以及輪胎振動(dòng)的固有頻率(共振頻率)是各不相同的。更具體地，車體振動(dòng)發(fā)生的頻率范圍大約為1到2Hz，底盤振動(dòng)發(fā)生的頻率范圍大約為10到20Hz，而輪胎振動(dòng)發(fā)生的頻率范圍大約為20到40Hz。
控制制動(dòng)力所需要的時(shí)長(zhǎng)——即在各車輪中產(chǎn)生與控制指令值相對(duì)應(yīng)的制動(dòng)力所需要的時(shí)長(zhǎng)——通常短于車輛內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩發(fā)生改變的時(shí)長(zhǎng)。因此，制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20通過制動(dòng)系統(tǒng)操作設(shè)備27來控制對(duì)底盤振動(dòng)以及輪胎振動(dòng)的抑制。而且，發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10通過發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)操作設(shè)備17來控制對(duì)車體振動(dòng)的抑制。由此，可以充分地抑制振動(dòng)相對(duì)較快的底盤和輪胎的振動(dòng)。
隨后，參見圖3到5來更詳細(xì)地描述用于本實(shí)施方式中的車輛振動(dòng)模型以及采用該車輛振動(dòng)模型的振動(dòng)抑制控制。圖3詳細(xì)地示出設(shè)置在振動(dòng)抑制控制功能單元12和22中的車輛振動(dòng)模型12a、22a以及控制器12b、22b。如圖3所示，包括車輛振動(dòng)模型和控制器的控制系統(tǒng)分別分成輪胎控制系統(tǒng)40、底盤控制系統(tǒng)50以及車體控制系統(tǒng)60。通過上述構(gòu)造，車輛振動(dòng)模型也分成存儲(chǔ)于各控制系統(tǒng)40到60中的輪胎振動(dòng)模型、底盤振動(dòng)模型以及車體振動(dòng)模型。
在圖3中，每個(gè)數(shù)據(jù)管理單元11和21包括計(jì)算相應(yīng)四個(gè)車輪沿縱向的估算行駛阻力的四輪縱向行駛阻力估算單元31、計(jì)算車輛轉(zhuǎn)彎時(shí)從路面作用在前輪上的估算橫向反作用力的四輪橫向路面反作用力估算單元32、以及計(jì)算傳遞到驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸的估算驅(qū)動(dòng)扭矩的驅(qū)動(dòng)扭矩估算單元33。然而，為了方便起見，圖3示出了哪個(gè)輸入?yún)?shù)被賦予相應(yīng)的控制系統(tǒng)40到60。各個(gè)數(shù)據(jù)管理單元11和21都包括有四輪縱向行駛阻力估算單元31、四輪橫向路面反作用力估算單元32以及驅(qū)動(dòng)扭矩估算單元33是沒有必要的。
輪胎控制系統(tǒng)40包括具有驅(qū)動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型的驅(qū)動(dòng)輪輪胎縱向振動(dòng)估算/控制單元41，該驅(qū)動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型表示驅(qū)動(dòng)輪沿縱向(轉(zhuǎn)動(dòng)方向)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，運(yùn)動(dòng)狀態(tài)根據(jù)從車輛的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)賦予驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸的驅(qū)動(dòng)扭矩以及作用在驅(qū)動(dòng)輪上的行駛阻力而改變。驅(qū)動(dòng)輪輪胎縱向振動(dòng)估算/控制單元41通過驅(qū)動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型來計(jì)算用于抑制產(chǎn)生于驅(qū)動(dòng)輪輪胎中的縱向振動(dòng)的制動(dòng)力校正量。而且，輪胎控制系統(tǒng)40包括具有從動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型的從動(dòng)(側(cè)傾)輪輪胎縱向振動(dòng)估算和(/)控制單元43，該從動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型表示從動(dòng)輪輪胎沿縱向的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，所述運(yùn)動(dòng)狀態(tài)根據(jù)影響從動(dòng)輪的行駛阻力而改變。從動(dòng)輪輪胎縱向振動(dòng)估算/控制單元43通過從動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型來計(jì)算用于抑制產(chǎn)生于從動(dòng)輪輪胎中的縱向振動(dòng)的制動(dòng)力校正量。進(jìn)一步地，輪胎控制系統(tǒng)40還包括具有虛擬中間耦連元件模型的虛擬中間耦連元件縱向振動(dòng)估算/控制單元42，該虛擬中間耦連元件模型將驅(qū)動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型耦合于從動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型。虛擬中間耦連元件縱向振動(dòng)估算/控制單元42通過虛擬中間耦連元件模型來計(jì)算用于抑制驅(qū)動(dòng)輪與從動(dòng)輪的振動(dòng)的制動(dòng)力校正量。
如上所述，輪胎振動(dòng)模型和底盤振動(dòng)模型彼此獨(dú)立。然而，當(dāng)驅(qū)動(dòng)輪由于接收到驅(qū)動(dòng)扭矩而轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，在驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸中產(chǎn)生沿縱向移動(dòng)的力(平移力)。驅(qū)動(dòng)輪的平移力實(shí)際上通過底盤在內(nèi)部傳播到從動(dòng)輪一側(cè)，且在從動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸中產(chǎn)生平移力。由此，從驅(qū)動(dòng)輪作用到驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸上的平移力影響從動(dòng)輪的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。然而，當(dāng)輪胎振動(dòng)模型和底盤振動(dòng)模型彼此獨(dú)立時(shí)，無法處理從驅(qū)動(dòng)輪一側(cè)通過內(nèi)部傳播到從動(dòng)輪一側(cè)的力。
為此，在本實(shí)施方式中，如圖4所示，假想的虛擬中間耦連元件模型80和90設(shè)于驅(qū)動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型和從動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型之間，且驅(qū)動(dòng)輪的行為與從動(dòng)輪的行為之間的相位關(guān)系由虛擬中間耦連元件模型80和90操縱。通過上述構(gòu)造，可以在輪胎振動(dòng)模型與底盤振動(dòng)模型彼此獨(dú)立的同時(shí)高精度地模擬產(chǎn)生于驅(qū)動(dòng)輪輪胎和從動(dòng)輪輪胎中的振動(dòng)。虛擬中間耦連元件模型80和90限定為簡(jiǎn)單地由彈簧Kc和阻尼器Cc構(gòu)成的元件。這是因?yàn)槔鐟壹芴淄埠偷妆P車架之類的彈性變形元件置于驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸和從動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸之間，但是當(dāng)這些元件被認(rèn)為是一個(gè)集成體時(shí)，這些元件可看成是如上所述由彈簧Kc和阻尼器Cc形成的簡(jiǎn)單元件。
而且，當(dāng)車輛轉(zhuǎn)彎時(shí)，轉(zhuǎn)動(dòng)的內(nèi)車輪的地面負(fù)載降低，而轉(zhuǎn)動(dòng)的外車輪的地面負(fù)載升高。因此，在轉(zhuǎn)動(dòng)的內(nèi)車輪與轉(zhuǎn)動(dòng)的外車輪之間，左右輪的行為是非常不同的。因此，在形成如圖5所示地將前輪(從動(dòng)輪)耦合于后輪(驅(qū)動(dòng)輪)的模型的情形下，優(yōu)選地，右前輪(FR輪)和左后輪(RL輪)通過虛擬中間耦連元件模型80耦連，而左前輪(FL輪)和右后輪(RR輪)通過虛擬中間耦連元件模型90耦連。耦合前后輪的各系統(tǒng)還可適當(dāng)?shù)啬M車輛轉(zhuǎn)彎時(shí)的振動(dòng)狀態(tài)，并且可以不用計(jì)算妨礙車輛的行駛穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)彎性能的校正量。這類似地應(yīng)用于將在下文描述的底盤振動(dòng)模型或車體振動(dòng)模型。即使是在右側(cè)的前輪和后輪彼此耦合的模型以及左側(cè)的前輪和后輪彼此耦合的模型下，也可以抑制輪胎振動(dòng)。
下文將描述與圖4所示的驅(qū)動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型、從動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型以及虛擬中間耦連元件模型80和90相關(guān)的特定運(yùn)動(dòng)方程。
首先，下文將描述輪胎沿縱向(轉(zhuǎn)動(dòng)方向)的振動(dòng)產(chǎn)生機(jī)制。在驅(qū)動(dòng)輪的情形下，即使車輪轉(zhuǎn)動(dòng)，因?yàn)檩喬ナ艿铰访婺Σ亮Ξa(chǎn)生的阻力，所以輪胎還是沿轉(zhuǎn)動(dòng)方向扭轉(zhuǎn)并彈性變形。而且，在從動(dòng)輪的情形下，因?yàn)檐圀w由于驅(qū)動(dòng)輪引起的平移力而意圖沿縱向運(yùn)動(dòng)，所以輪胎意圖通過路面的摩擦力而轉(zhuǎn)動(dòng)。然而，由于從動(dòng)輪的軸意圖通過慣性力而保持其狀態(tài)，所以輪胎類似地扭轉(zhuǎn)和彈性變形。彈性變形導(dǎo)致在輪胎中產(chǎn)生恢復(fù)力，且輪胎回扭。此現(xiàn)象重復(fù)，從而產(chǎn)生輪胎沿縱向(轉(zhuǎn)動(dòng)方向)的振動(dòng)。
在驅(qū)動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型中，公式1到公式4表示了一些基本方程，所述基本方程是用于計(jì)算表達(dá)上述振動(dòng)并且考慮了虛擬中間耦連元件模型的運(yùn)動(dòng)方程的基礎(chǔ)。
(公式1) (公式2) (公式3) (公式4) 在上述公式中， Ft是通過輪胎受到的路面反作用力來前推車體驅(qū)動(dòng)軸的平移力； F′t是反力(＝Ft)，通過該反力沿車體后部后推驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸； Kgr是驅(qū)動(dòng)輪輪胎沿轉(zhuǎn)動(dòng)方向的扭轉(zhuǎn)剛度； xltr是驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸在地面固定坐標(biāo)系中的位移量； rw是車輪半徑； θwr是驅(qū)動(dòng)輪和輪胎沿轉(zhuǎn)動(dòng)方向的相對(duì)扭轉(zhuǎn)角； xtsr是在驅(qū)動(dòng)輪輪胎的路面接地點(diǎn)處的沿車體縱向的位移量； Cgr是沿驅(qū)動(dòng)輪輪胎轉(zhuǎn)動(dòng)方向的扭轉(zhuǎn)衰減系數(shù)； Iw是車輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； Kc是虛擬中間耦連元件的彈簧剛度； xltf是從動(dòng)輪(前輪)轉(zhuǎn)軸在地面固定坐標(biāo)系中的位移量； Cc是虛擬中間耦連元件的衰減系數(shù)； Tw是施加在驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸上的驅(qū)動(dòng)扭矩； mr是驅(qū)動(dòng)輪的簧下質(zhì)量； mtr是在驅(qū)動(dòng)輪輪胎和路面之間的接地點(diǎn)處的虛擬微觀元件的質(zhì)量；以及 Fbr是影響驅(qū)動(dòng)輪輪胎接地點(diǎn)的行駛阻力。
同時(shí)，在從動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型中，公式5到公式8表示了一些基本公式，所述基本公式是用于計(jì)算表達(dá)上述振動(dòng)并且考慮了虛擬中間耦連元件模型的運(yùn)動(dòng)方程的基礎(chǔ)。
(公式5) (公式6) (公式7) (公式8) 在上述公式中， Ff是由從動(dòng)輪(前輪)輪胎受到的行駛阻力導(dǎo)致的、沿車輪端點(diǎn)切線方向的向后平移力； F′f是平移力(＝Ff)，從動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸通過該平移力以Ff后推車體； Kgf是從動(dòng)輪輪胎沿轉(zhuǎn)動(dòng)方向的扭轉(zhuǎn)剛度； θwf是從動(dòng)輪和輪胎沿轉(zhuǎn)動(dòng)方向的相對(duì)扭轉(zhuǎn)角； xtsf是在從動(dòng)輪輪胎的路面接地點(diǎn)處的沿車體縱向的位移量(輪胎與路面之間的滑移量)； Cgf是沿從動(dòng)輪輪胎轉(zhuǎn)動(dòng)方向的扭轉(zhuǎn)衰減系數(shù)； mf是從動(dòng)輪的簧下質(zhì)量； mtf是在從動(dòng)輪輪胎和路面之間的接地點(diǎn)處的虛擬微觀元件的質(zhì)量；以及 Fbf是影響從動(dòng)輪輪胎接地點(diǎn)的行駛阻力。
當(dāng)虛擬中間耦連元件的位移量定義為xl時(shí)，位移量xl對(duì)應(yīng)于從動(dòng)輪(前輪)轉(zhuǎn)軸的位移量xltf與驅(qū)動(dòng)輪(后輪)轉(zhuǎn)軸的位移量xltr之間的差。由此，通過上述的基本公式得出由以下公式9表達(dá)的運(yùn)動(dòng)方程。
(公式9) 而且，當(dāng)從動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸與從動(dòng)輪路面接地點(diǎn)之間沿車體縱向的相對(duì)位移量定義為xwf時(shí)，因?yàn)橄鄬?duì)位移量滿足xwf＝xltf-rwθwf-xtsf，所以通過上述的基本公式得出由以下公式10表達(dá)的運(yùn)動(dòng)方程。
(公式10) 進(jìn)一步地，驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸與驅(qū)動(dòng)輪路面接地點(diǎn)之間沿車體縱向的相對(duì)位移量定義為xwr，因?yàn)橄鄬?duì)位移量滿足xwr＝xltr-rwθwr-xtsr，所以通過上述的基本公式得出由以下公式11表達(dá)的運(yùn)動(dòng)方程。
(公式11) 其中狀態(tài)變量x1到x6以及u1到u3由以下公式12定義。
(公式12) x1＝xl，x3＝xwf，x5＝xwr， u1＝Fbf，u2＝Fbr，u3＝Tw 然后，狀態(tài)變量x1到x6的各第一階微分可由公式13到18表達(dá)。
(公式13) (公式14) (公式15) (公式16) (公式17) (公式18) 上述的公式13到18被組合到一起以獲得由以下公式19表達(dá)的狀態(tài)方程，其對(duì)應(yīng)于驅(qū)動(dòng)輪輪胎振動(dòng)模型、側(cè)傾輪胎振動(dòng)模型和虛擬中間耦連模型。
(公式19) c1＝-(Kc/mf+Kc/mr) d1＝-(Kc/mf-rw2Kc/Iw) c2＝-(Cc/mf+Cc/mr) d2＝-(Cc/mf-rw2Cc/Iw) c3＝-Kgf/mf d3＝-(Kgf/mf-rw2Kgf/Iw+Kgf/mtf) c4＝-Cgf/mf d4＝-(Cgf/mf-rw2Cgf/Iw+Cgf/mtf) c5＝Kgr/mr c6＝Cgr/mr e1＝(Kc/mr-rw2Kc/Iw)q1＝-1/mtf e2＝(Cc/mr-rw2Cc/Iw) q2＝-1/mtr e5＝(Kgr/mr+rw2Kgr/Iw+Kgr/mtr) q3＝-rw/Iw e6＝(Cgr/mr+rw2Cgr/Iw+Cgr/mtr) 相對(duì)位移速度dxwf/dt——其為從動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸與從動(dòng)輪輪胎路面接地點(diǎn)之間沿車體縱向的相對(duì)位移量xwf的第一階微分——可以用作表示從動(dòng)輪(前輪)輪胎的縱向振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量?；诠?9的狀態(tài)方程，相對(duì)位移速度由以下公式20表達(dá)。
(公式20) 而且，相對(duì)位移速度dxwr/dt——其為驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)軸與驅(qū)動(dòng)輪輪胎路面接地點(diǎn)之間沿車體縱向的相對(duì)位移量xwr的第一階微分——可以用作表示驅(qū)動(dòng)輪(后輪)輪胎的縱向振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量?；诠?9的狀態(tài)方程，相對(duì)位移速度由以下公式21表達(dá)。
(公式21) 進(jìn)一步地，位移速度dxl/dt——其為虛擬中間耦連元件80和90的位移量xl的第一階微分——可以用作表示虛擬中間耦連元件80和90的縱向振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量。基于公式19的狀態(tài)方程，相對(duì)位移速度由以下公式22表達(dá)。
(公式22) 圖3的輪胎控制系統(tǒng)40中的從動(dòng)輪輪胎縱向振動(dòng)估算/控制單元43將有關(guān)右前輪和左前輪的根據(jù)上述公式20計(jì)算出的相對(duì)位移速度y1作為內(nèi)部狀態(tài)量輸出到控制器，如圖6所示。控制器將給定的狀態(tài)反饋增益Ks乘以相對(duì)位移速度y1來計(jì)算制動(dòng)力校正量。在此情形下，狀態(tài)反饋增益Ks設(shè)為使得相對(duì)位移速度y1可以迅速趨近于零。制動(dòng)力校正量通過反饋輸入到輪胎振動(dòng)模型，并且還作為各右前輪和左前輪的制動(dòng)力校正量輸出到輪胎振動(dòng)校正制動(dòng)力計(jì)算單元44。
另外，如圖7所示，輪胎控制系統(tǒng)40中的驅(qū)動(dòng)輪輪胎縱向振動(dòng)估算/控制單元41將有關(guān)右后輪和左后輪的根據(jù)上述公式21計(jì)算出的相對(duì)位移速度y2作為內(nèi)部狀態(tài)量輸出到控制器?？刂破鲗⒔o定的狀態(tài)反饋增益Ks乘以相對(duì)位移速度y2以計(jì)算制動(dòng)力校正量。制動(dòng)力校正量通過反饋輸入到輪胎振動(dòng)模型，并且還作為各右后輪和左后輪的制動(dòng)力校正量輸出到輪胎振動(dòng)校正制動(dòng)力計(jì)算單元44。
進(jìn)一步地，如圖8所示，輪胎控制系統(tǒng)40中的虛擬中間耦連元件縱向振動(dòng)估算/控制單元42分別將有關(guān)一對(duì)FL輪和RR輪以及一對(duì)FR輪和RL輪的根據(jù)上述公式22計(jì)算出的位移速度y3作為內(nèi)部狀態(tài)量輸出到控制器?？刂破鲗⒔o定的狀態(tài)反饋增益Ks乘以相對(duì)位移速度y3以計(jì)算制動(dòng)力校正量。制動(dòng)力校正量通過反饋輸入到每對(duì)中的虛擬中間耦連元件模型，并且還作為有關(guān)FL輪和RR輪以及FR輪和RL輪的制動(dòng)力校正量輸出到輪胎振動(dòng)校正制動(dòng)力計(jì)算單元44。
在由虛擬中間耦連元件縱向振動(dòng)估算/控制單元42計(jì)算的制動(dòng)力校正量中，正負(fù)號(hào)可以顛倒，然后輸出到輪胎振動(dòng)校正制動(dòng)力計(jì)算單元44。當(dāng)制動(dòng)力校正量的正負(fù)號(hào)顛倒時(shí)，不抑制虛擬中間耦連元件80和90的振動(dòng)，而是相反地，連接制動(dòng)力以激勵(lì)振動(dòng)。
然而，如上所述，虛擬中間耦連元件80和90是假想的且僅僅是虛擬的。因此，即使校正制動(dòng)力使得虛擬中間耦連元件80和90振動(dòng)，振動(dòng)也不會(huì)真的變大。相反，當(dāng)校正制動(dòng)力而使得虛擬中間耦連元件80和90振動(dòng)時(shí)，可以將由FL輪和RR輪構(gòu)成的傳動(dòng)系統(tǒng)和由FR輪和RL輪構(gòu)成的傳動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率移向較低頻率的一側(cè)。由此，可以隔離傳動(dòng)系統(tǒng)中的振動(dòng)。
輪胎振動(dòng)校正制動(dòng)力計(jì)算單元44綜合FL輪、RR輪、FR輪和RL輪中的制動(dòng)力校正量以計(jì)算有關(guān)各車輪的制動(dòng)力校正量。優(yōu)選地，計(jì)算各獨(dú)立車輪中的制動(dòng)力校正量?？商娲?，例如右前輪和左前輪以及右后輪和左后輪分別組對(duì)以計(jì)算共同的制動(dòng)力校正量。類似地，通過上述構(gòu)造，可在一定程度上抑制輪胎振動(dòng)。由此，輪胎振動(dòng)得以抑制，從而可以實(shí)現(xiàn)優(yōu)點(diǎn)以改善輪胎的剛度感覺。
隨后將描述圖3中的底盤控制系統(tǒng)50。如圖3所示，底盤控制系統(tǒng)50包括具有底盤振動(dòng)模型的底盤縱向振動(dòng)估算/控制單元51，所述底盤振動(dòng)模型輸入由前輪軸和后輪軸受到的沿平移方向的反作用力，并表達(dá)沿底盤縱向的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。底盤縱向振動(dòng)估算/控制單元51計(jì)算用于抑制底盤沿縱向的振動(dòng)的制動(dòng)力校正量。
將參見圖9來描述與底盤振動(dòng)模型相關(guān)的特定運(yùn)動(dòng)方式。底盤具有懸架臂的縱向彎曲剛度、以及作為內(nèi)部振動(dòng)元件的車架及套筒的剛度。為此，位于底盤各部分處的內(nèi)部振動(dòng)元件(彈性元件)整體上近似為簡(jiǎn)單的彈簧和阻尼元件，且這些元件設(shè)置在前輪軸、后輪軸與底盤車架之間。
圖9為示出由上述概念形成的底盤振動(dòng)模型的模型圖。公式23到公式25表達(dá)了作為計(jì)算運(yùn)動(dòng)方程的基礎(chǔ)的基本方程，所述方程用于表示底盤振動(dòng)模型中的縱向振動(dòng)。公式23是與底盤車架相關(guān)的方程，公式24是與前輪軸相關(guān)的方程，而公式25是與后輪軸相關(guān)的方程。
(公式23) (公式24) (公式25) 在上述公式中， M是底盤車架的質(zhì)量； xl是底盤車架在地面固定坐標(biāo)系中的位移量； Kcf是在前輪軸與底盤車架之間沿縱向的彈簧剛度； xltf是前輪軸在地面固定坐標(biāo)系中的位移量； Ccf是在前輪軸與底盤車架之間沿縱向的衰減系數(shù)； Kcr是在后輪軸與底盤車架之間沿縱向的彈簧剛度； xltr是后輪軸在地面固定坐標(biāo)系中的位移量； Ccr是在后輪軸與底盤車架之間沿縱向的衰減系數(shù)； mf是前輪的簧下質(zhì)量； Ff是從前輪輪胎傳播到前輪軸的平移力； mr是后輪的簧下質(zhì)量；以及 Ft是從后輪輪胎傳播到后輪軸的平移力。
在上述表達(dá)式中，當(dāng)前輪軸和底盤車架之間的相對(duì)位移量定義為xlf時(shí)，則相對(duì)位移量xlf對(duì)應(yīng)于底盤車架位移量xl和前輪軸位移量xltf之間的差。由此，通過上述的基本公式獲得由以下公式26表示的運(yùn)動(dòng)方程。
(公式26) 而且，當(dāng)后輪軸和底盤車架之間的相對(duì)位移量定義為xlr時(shí)，則相對(duì)位移量xlr對(duì)應(yīng)于底盤車架位移量xl和后輪軸位移量xltr之間的差。由此，通過上述的基本公式獲得由以下公式27表示的運(yùn)動(dòng)方程。
(公式27) 其中狀態(tài)變量x1到x4和u1及u2由以下公式28定義。
(公式28) x1＝xlf，x3＝xlr，u1＝Ff，u2＝Ft然后，狀態(tài)變量x1到x4的相應(yīng)的第一階微分可由公式29到32表達(dá)。
(公式29) (公式30) (公式31) (公式32) 上述公式28到32組合到一起以得到由以下公式33表達(dá)的狀態(tài)方程。
(公式33) a1＝-Kcf(1/M+1/mf) b1＝-Kcf/Mp1＝-1/mf a2＝-Ccf(1/M+1/mf) b2＝-Ccf/Mp2＝-1/mr a3＝-Kcr/M b3＝-Kcr(1/M+1/mr) a4＝-Ccr/M b4＝-Ccr(1/M+1/mr) 相對(duì)位移速度y——其是作為前輪軸位移量xltf和后輪軸位移量xltr之間的差的相對(duì)位移(xltf-xltr)的第一階微分——可用作表達(dá)底盤振動(dòng)模型中的縱向振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量?；诠?3的狀態(tài)方程，相對(duì)位移速度y由以下公式34表示。
(公式34) 圖3的底盤控制系統(tǒng)50中的底盤縱向振動(dòng)估算/控制單元51分成由FL輪到RR輪對(duì)角線元件形成的一個(gè)系統(tǒng)和由FR輪到RL輪對(duì)角線元件形成的另一個(gè)系統(tǒng)，如圖10所示。在各系統(tǒng)中，通過上述公式34計(jì)算的相對(duì)位移速度y作為內(nèi)部狀態(tài)量輸出到控制器。控制器將給定的狀態(tài)反饋增益Ks乘以相對(duì)位移速度y以計(jì)算前輪軸目標(biāo)平移力和后輪軸目標(biāo)平移力，以使得各系統(tǒng)中的相對(duì)位移速度y迅速趨近于零。相對(duì)位移速度y包括與前輪軸和底盤車架之間的相對(duì)位移速度dxlf/dt以及后輪軸和底盤車架之間的相對(duì)位移速度dxlr/dt相關(guān)的項(xiàng)。為此，通過相應(yīng)的項(xiàng)計(jì)算出前輪軸目標(biāo)平移力和后輪軸目標(biāo)平移力。
分別計(jì)算出的有關(guān)FL輪到RR輪對(duì)角線元件和FR輪到RL輪對(duì)角線元件的前輪軸目標(biāo)平移力和后輪軸目標(biāo)平移力輸出到底盤振動(dòng)校正制動(dòng)力計(jì)算單元52中的前輪軸平移力和(/)制動(dòng)力轉(zhuǎn)換單元53與后輪軸平移力和制動(dòng)力轉(zhuǎn)換單元54。
前輪軸平移力/制動(dòng)力轉(zhuǎn)換單元53與后輪軸平移力/制動(dòng)力轉(zhuǎn)換單元54分別將輸入其中的前輪軸目標(biāo)平移力與后輪軸目標(biāo)平移力轉(zhuǎn)換成各車輪的制動(dòng)力校正量。在轉(zhuǎn)換中，將能夠使與輸入的目標(biāo)平移力對(duì)應(yīng)的力分別作用在軸上的制動(dòng)力計(jì)算成制動(dòng)力校正量。
圖3中的校正制動(dòng)力輸出單元70在每個(gè)車輪中疊加從輪胎控制系統(tǒng)40輸出的制動(dòng)力校正量以及從底盤控制系統(tǒng)50輸出的制動(dòng)力校正量，以計(jì)算每個(gè)車輪中的一個(gè)制動(dòng)力校正量。
底盤振動(dòng)的頻帶和輪胎振動(dòng)的頻帶彼此不同。因此，在校正制動(dòng)力輸出單元70中，來自于輪胎控制系統(tǒng)40的制動(dòng)力校正量和來自于底盤控制系統(tǒng)50的制動(dòng)力校正量的頻帶也彼此不同。由此，即使各制動(dòng)力校正量疊加，相應(yīng)的校正分量也會(huì)保持，從而使得可以抑制底盤振動(dòng)以及輪胎振動(dòng)。如上所述，作為相應(yīng)的制動(dòng)力校正量，可計(jì)算有關(guān)右前輪和左前輪以及右后輪和左后輪的共同的制動(dòng)力校正量。
隨后，將對(duì)圖3中的車輛控制系統(tǒng)60進(jìn)行描述。如圖3所示，車輛控制系統(tǒng)60包括具有車體振動(dòng)模型的車體縱傾振動(dòng)和(/)垂直振動(dòng)估算/控制單元61。車體振動(dòng)模型輸入在底盤控制系統(tǒng)50中計(jì)算的、從前輪軸和后輪軸接收到的平移力以及由施加在作為驅(qū)動(dòng)軸的后輪軸上的驅(qū)動(dòng)扭矩直接作用于車體的驅(qū)動(dòng)扭矩反作用力，以表達(dá)車體的縱傾振動(dòng)和垂直振動(dòng)(彈跳振動(dòng))。車體縱傾振動(dòng)/垂直振動(dòng)估算/控制單元61通過車體振動(dòng)模型來計(jì)算用于抑制縱傾振動(dòng)和垂直振動(dòng)的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。進(jìn)一步地，車輛控制系統(tǒng)60包括具有車體振動(dòng)模型的車體側(cè)傾振動(dòng)和(/)發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)估算/控制單元62。車體振動(dòng)模型輸入沿橫向施加在前輪上的路面反作用力以及驅(qū)動(dòng)扭矩反作用力，以表達(dá)車體側(cè)傾振動(dòng)和發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)。車體側(cè)傾振動(dòng)/發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)估算/控制單元62通過車體振動(dòng)模型來計(jì)算用于抑制車體側(cè)傾振動(dòng)和發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。
發(fā)動(dòng)機(jī)通過發(fā)動(dòng)機(jī)支座安裝在底盤車架上。發(fā)動(dòng)機(jī)的重量很重，并且大大影響車體的側(cè)傾振動(dòng)，因此其模擬為車體的一個(gè)部分。
首先，參見圖11來描述與車體振動(dòng)模型相關(guān)的特定運(yùn)動(dòng)方程，其表達(dá)了車體的縱傾振動(dòng)和垂直振動(dòng)(彈跳振動(dòng))。在構(gòu)造車體振動(dòng)模型時(shí)，考慮了由于前輪側(cè)懸架和后輪側(cè)懸架導(dǎo)致的沿垂直方向的彈簧和阻尼元件、以及由于前輪輪胎和后輪輪胎的彈性導(dǎo)致的沿垂直方向的彈簧和阻尼元件。沿懸架垂直方向的彈簧和阻尼元件不僅包括卷簧和阻尼單元，還包括作為一個(gè)整體在垂直方向上的剛度——包括懸架臂的彎曲剛度以及各套筒的剛度。
在圖11中示出表達(dá)縱傾振動(dòng)和彈跳振動(dòng)的車體振動(dòng)模型。在車體振動(dòng)模型中，公式35到公式38表示了作為計(jì)算運(yùn)動(dòng)方程的基礎(chǔ)的基本方程，其表示了縱傾振動(dòng)和彈跳振動(dòng)。公式35是與底盤車架的垂直運(yùn)動(dòng)相關(guān)的方程，公式36是與前輪旋轉(zhuǎn)中心的垂直運(yùn)動(dòng)相關(guān)的方程，公式37是與后輪旋轉(zhuǎn)中心的垂直運(yùn)動(dòng)相關(guān)的方程，而公式38是與車體的縱傾運(yùn)動(dòng)相關(guān)的方程。
(公式35) (公式36) (公式37) (公式38) 在上述的公式中 M是簧上質(zhì)量； xv是車體沿垂直方向的位移量； Kf是前輪懸架彈簧的剛度； xtf是前輪軸沿垂直方向的位移量； Lf是車輛重心與前輪軸之間的距離； θp是簧上縱傾角(縱傾轉(zhuǎn)動(dòng)中心點(diǎn)＝車輛重心)； Cf是前輪懸架阻尼衰減系數(shù)； Kr是后輪懸架彈簧剛度； xtr是后輪軸沿垂直方向的位移量； Lr是車輛重心與后輪軸之間的距離； Cr是后輪懸架阻尼衰減系數(shù)； mf是前輪簧下質(zhì)量； Ktf是前輪輪胎沿垂直方向的彈簧剛度； Ctf是前輪輪胎沿垂直方向的衰減系數(shù)； mr是后輪簧下質(zhì)量； Ktr是后輪輪胎沿垂直方向的彈簧剛度； Ctr是后輪輪胎沿垂直方向的衰減系數(shù)； Ip是簧上縱傾慣性矩； hcg是車輛重心點(diǎn)的高度(以路面為基準(zhǔn))； rt是輪胎半徑； Ff是作用在前輪軸上的、由輪胎振動(dòng)模型的內(nèi)部狀態(tài)量限定的平移力； Ft是作用在后輪軸上的、由輪胎振動(dòng)模型的內(nèi)部狀態(tài)量限定的平移力；以及 Tw是作用在驅(qū)動(dòng)輪軸上的驅(qū)動(dòng)扭矩。
類似地，在車體振動(dòng)模型中，沿對(duì)角線方向的前后輪(FR輪與RL輪以及FL輪與RR輪)被結(jié)合在一起，以疊加由兩組對(duì)角線元件導(dǎo)致的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。為此，各方程中的所有彈簧常數(shù)、衰減率以及質(zhì)量描述為針對(duì)每個(gè)車輪的值。
上述公式35到公式38可分別改寫成以下的公式39到公式42。
(公式39) (公式40) (公式41) (公式42) 狀態(tài)變量x1到x8以及u1到u3由以下公式43定義。
(公式43) x1＝xv，x3＝xtf，x5＝xtr，x7＝θp， u1＝ΔFbf，u2＝ΔFbr，u3＝ΔTw， 然后，狀態(tài)變量x1到x8的各第一階微分可由公式44到51表示。
(公式44) (公式45) (公式46) (公式47) (公式48) (公式49) (公式50) (公式51) 上述公式44到51組合在一起形成由以下公式52表示的狀態(tài)方程。
(公式52) a1＝-(Kf+Kr)/M b1＝Kf/mf c1＝Kr/mr a2＝-(Cf+Cr)/M b2＝Cf/mf c2＝Cr/mr a3＝Kf/Mb3＝-(Kf+Ktf)/mfc5＝-(Kr+Ktr)/mr a4＝Cf/Mb4＝-(Cf+Ctf)/mfc6＝-(Cr+Ctr)/mr a5＝Kr/Mb7＝KfLf/mf c7＝-KrLr/mr a6＝Cr/Mb8＝CfLf/mf c8＝-CrLr/mr a7＝-(KfLf-KrLr)/M a8＝-(CfLf-CrLr)/M d1＝-(KfLf-KrLr)/Ip z1＝-(hcg-rt)/Ip d2＝-(CfLf-CrLr)/Ip z2＝(hcg-rt)/Ip d3＝KfLf/Ip z3＝1/2Ip d4＝CfLf/Ip d5＝-KrLr/Ip d6＝-CrLr/Ip d7＝-(KfLf2+KrLr2)/Ip d8＝-(CfLf2+CrLr2)/Ip 作為簧上縱傾角θp的第一階微分的簧上縱傾速度y1可以用作車體振動(dòng)模型中表示縱傾振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量。基于公式52的狀態(tài)方程，簧上縱傾速度y1由以下公式53表示。
(公式53) 而且，作為車體沿垂直方向的位移量xv的第一階微分的車輛垂直速度y2可以用作車體振動(dòng)模型中表示垂直振動(dòng)(彈跳振動(dòng))的內(nèi)部狀態(tài)量?；诠?2的狀態(tài)方程，位移速度y2由以下公式54表示。
(公式54) 圖3的車體控制系統(tǒng)60中的車體縱傾振動(dòng)/垂直振動(dòng)估算/控制單元61包括縱傾振動(dòng)隔離控制單元65和彈跳振動(dòng)抑制控制單元66，如圖12所示?？v傾振動(dòng)隔離控制單元65和彈跳振動(dòng)抑制控制單元66計(jì)算分別用于抑制縱傾振動(dòng)和彈跳振動(dòng)的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。車體縱傾振動(dòng)/垂直振動(dòng)估算/控制單元61疊加這些驅(qū)動(dòng)扭矩校正量以將這些量組合在一起，并輸出一個(gè)驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。
圖13進(jìn)一步示出了縱傾振動(dòng)隔離控制單元65的詳細(xì)功能性結(jié)構(gòu)。FL輪到RR輪對(duì)角線元件的簧上縱傾振動(dòng)模型以及FR輪到RL輪對(duì)角線元件的簧上縱傾振動(dòng)模型形成于FL輪到RR輪對(duì)角線元件控制單元以及FR輪到RL輪對(duì)角線元件控制單元中。相應(yīng)的簧上縱傾振動(dòng)模型輸出根據(jù)上述公式53計(jì)算的簧上縱傾速度y1以作為表示縱傾振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量?？刂破鲗⒒缮峡v傾速度y1乘以給定的狀態(tài)反饋增益Ks以計(jì)算扭矩校正量。
當(dāng)分別由FL輪到RR輪對(duì)角線元件控制單元以及FR輪到RL輪對(duì)角線元件控制單元輸出的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量組合到一起以進(jìn)行振動(dòng)隔離時(shí)，由FL輪到RR輪對(duì)角線元件控制單元計(jì)算出的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量和由FR輪到RL輪對(duì)角線元件控制單元計(jì)算出的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量的正負(fù)號(hào)被顛倒，其后各驅(qū)動(dòng)扭矩校正量疊加到一起來計(jì)算用于抑制縱傾振動(dòng)的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。
圖14中示出了圖12的彈跳振動(dòng)隔離控制單元66的詳細(xì)功能性結(jié)構(gòu)。如圖14中所示，與縱傾振動(dòng)隔離控制單元65類似，F(xiàn)L輪到RR輪對(duì)角線元件的簧上彈跳振動(dòng)模型以及FR輪到RL輪對(duì)角線元件的簧上彈跳振動(dòng)模型形成于FL輪到RR輪對(duì)角線元件控制單元以及FR輪到RL輪對(duì)角線元件控制單元中。相應(yīng)的簧上彈跳振動(dòng)模型輸出根據(jù)上述公式54計(jì)算的車體沿垂直方向的位移速度y2以作為表示彈跳振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量。控制器將車體沿垂直方向的位移速度y2乘以給定的狀態(tài)反饋增益Ks以計(jì)算扭矩校正量。
分別由FL輪到RR輪對(duì)角線元件控制單元以及FR輪到RL輪對(duì)角線元件控制單元輸出的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量組合到一起，以獲得用于抑制彈跳振動(dòng)的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。
在上述示例中，簧上縱傾速度y1用作表示縱傾振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量，而車體沿垂直方向的位移速度y2用作表示彈跳振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量?？商娲?，可以通過其它參數(shù)來抑制縱傾振動(dòng)和彈跳振動(dòng)。
例如，當(dāng)發(fā)生縱傾振動(dòng)時(shí)，前輪接地負(fù)載和后輪接地負(fù)載以相反的相位變化。另一方面，當(dāng)發(fā)生彈跳振動(dòng)時(shí)，前輪接地負(fù)載和后輪接地負(fù)載以相同的相位變化。由此，前輪接地負(fù)載和后輪接地負(fù)載是與簧上(車體)振動(dòng)狀態(tài)相關(guān)的參數(shù)。為此，表示前輪接地負(fù)載變化的前輪負(fù)載變動(dòng)率和表示后輪接地負(fù)載變化的后輪負(fù)載變動(dòng)率可用作表示縱傾振動(dòng)和彈跳振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量。
前輪負(fù)載變動(dòng)率由以下公式55表示，而后輪負(fù)載變動(dòng)率由以下公式56表示。前輪負(fù)載變動(dòng)率和后輪負(fù)載變動(dòng)率可分別乘以狀態(tài)反饋增益，從而可以計(jì)算出用于抑制縱傾振動(dòng)和彈跳振動(dòng)的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。
(公式55) (公式56) 而且，當(dāng)前輪接地負(fù)載和后輪接地負(fù)載由于縱傾振動(dòng)和彈跳振動(dòng)而變化時(shí)，因?yàn)楦鬏喬ギa(chǎn)生的回轉(zhuǎn)能力變化，所以用于表示車輛轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性指標(biāo)的穩(wěn)定系數(shù)也改變。為此，穩(wěn)定系數(shù)的變動(dòng)率可用作表示縱傾振動(dòng)和彈跳振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量。
穩(wěn)定系數(shù)的變動(dòng)率由以下公式57表示。穩(wěn)定系數(shù)的變動(dòng)率乘以狀態(tài)反饋增益，該狀態(tài)反饋增益設(shè)定為使得變動(dòng)率趨近于零，從而可以計(jì)算出驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。
(公式57) 隨后，參見圖15A和15B來描述一特定的運(yùn)動(dòng)方程，該特定的運(yùn)動(dòng)方程涉及表達(dá)了車體側(cè)傾振動(dòng)與發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)的車體振動(dòng)模型。車體振動(dòng)模型輸入作用在前輪軸上的、由前輪橫向路面反作用力估算單元32計(jì)算的橫向反作用力以及來自于通過發(fā)動(dòng)機(jī)支座安裝在底盤車架上的發(fā)動(dòng)機(jī)(和變速器)的反作用力，以模擬繞車體側(cè)傾中心的側(cè)傾振動(dòng)和繞發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾中心的側(cè)傾振動(dòng)。
在形成車體振動(dòng)模型時(shí)，考慮了由前輪側(cè)懸架和后輪側(cè)懸架導(dǎo)致的沿垂直方向的彈簧和阻尼元件以及發(fā)動(dòng)機(jī)支座的彈簧和阻尼元件。
圖15A和15B示出用于表示車體側(cè)傾振動(dòng)和發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)而形成的車體振動(dòng)模型。在車體振動(dòng)模型中，公式58到公式59表示了作為用于計(jì)算運(yùn)動(dòng)方程的基礎(chǔ)的基本公式，所述運(yùn)動(dòng)方程表示車體側(cè)傾振動(dòng)和發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)。公式58是與發(fā)動(dòng)機(jī)(以及變速器)沿側(cè)傾方向的運(yùn)動(dòng)相關(guān)的方程，而公式59是與車體沿側(cè)傾方向的運(yùn)動(dòng)相關(guān)的方程。
(公式58) (公式59) 在上述公式中， Ie是發(fā)動(dòng)機(jī)(以及變速器)沿側(cè)傾方向的慣性矩； θe是發(fā)動(dòng)機(jī)(以及變速器)的側(cè)傾角(側(cè)傾轉(zhuǎn)動(dòng)中心＝曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)中心)； we是左右發(fā)動(dòng)機(jī)支座之間的距離； Ke是一個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)支座的彈簧剛度； θr是車體的側(cè)傾角； xv是車體沿垂直方向的位移量； Ce是一個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)支座的衰減系數(shù)； To是變速器輸出的輸出軸扭矩； Ir是簧上側(cè)傾慣性矩； wf是前輪距； Ksf是前輪懸架彈簧剛度； Lf是車輛重心與前輪軸之間的距離； θp是簧上側(cè)傾角； xvtf是前輪軸沿垂直方向的位移量； Csf是前輪懸架阻尼器衰減系數(shù)； wr是后輪距； Ksr是后輪懸架彈簧剛度； Lr是車輛重心與后輪軸之間的距離； xvtr是后輪軸沿垂直方向的位移量； Csr是后輪懸架阻尼器衰減系數(shù)； g是重力加速度； hcg是車輛重心的高度(以路面為基礎(chǔ))； hr是車體側(cè)傾中心的高度(側(cè)傾軸與縱向平行)； rt是輪胎半徑； Fy_L是作用在前輪軸上的橫向平移力；以及 Fy_R是作用在后輪軸上的橫向平移力。
上述公式58和公式59可分別改寫成以下公式60和公式61。
(公式60) (公式61) 其中狀態(tài)變量x1到x4由以下公式62表達(dá)。
(公式62) x1＝θe，x3＝θru＝ΔTw 然后，各狀態(tài)變量x1到x4及u的第一階微分可由公式63到66表示。
(公式63) (公式64) (公式65) (公式66) 上述公式63到66組合到一起而形成由以下公式67表示的狀態(tài)方程。
(公式67) e1＝-(we2/2)Ke/Iez1＝1/(RdIe) e2＝-(we2/2)Ce/Iez2＝(hcg-rt)/Ir e3＝(we2/2)Ke/Ie z3＝(hcg-rt)/Ir e4＝(we2/2)Ce/Ie f1＝(we2/2)Ke/Ir f2＝(we2/2)Ce/Ir f3＝-{(we2/2)Ke+(wf2/2)Ksf+(wr2/2)Ksr-Mg(hcg-hr)}/Ir f4＝-{(we2/2)Ce+(wf2/2)Csf+(wr2/2)Csr}/Ir 車輛側(cè)傾速度y1——其為車體側(cè)傾角θr的第一階微分——可用作車體振動(dòng)模型中表示車體側(cè)傾振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量。車輛側(cè)傾速度y1由以下以公式67的狀態(tài)方程為基礎(chǔ)的公式68表示。
(公式68) 而且，發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾速度y2——其為發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾角θe的第一階微分——可用作車體振動(dòng)模型中表示發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量。發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾速度y2由以下以公式67的狀態(tài)方程為基礎(chǔ)的公式69表示。
(公式69) 圖3的車體控制系統(tǒng)60中的車體側(cè)傾振動(dòng)/發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)估算/控制單元62包括有用于抑制車體側(cè)傾振動(dòng)的車體側(cè)傾振動(dòng)控制單元62a和用于抑制發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)的發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)控制單元62b。
圖16示出了車體側(cè)傾振動(dòng)控制單元62a的詳細(xì)功能性結(jié)構(gòu)。該車體側(cè)傾振動(dòng)控制單元由包括FL輪到RR輪對(duì)角線元件控制單元以及FR輪到RL輪對(duì)角線元件控制單元。然后，F(xiàn)L輪到RR輪對(duì)角線元件的車體側(cè)傾振動(dòng)模型和FR輪到RL輪對(duì)角線元件的車體側(cè)傾振動(dòng)模型形成于FL輪到RR輪對(duì)角線元件控制單元和FR輪到RL輪對(duì)角線元件控制單元中。相應(yīng)的車體側(cè)傾振動(dòng)模型輸出根據(jù)上述公式68計(jì)算的車輛側(cè)傾角速度y1以作為表示車體側(cè)傾振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量。相應(yīng)的控制器將車輛側(cè)傾角速度y1乘以給定的狀態(tài)反饋增益Ks以計(jì)算扭矩校正量。
分別由FL輪到RR輪對(duì)角線元件控制單元以及FR輪到RL輪對(duì)角線元件控制單元輸出的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量疊加到一起，以獲得用于抑制車體側(cè)傾振動(dòng)的驅(qū)動(dòng)扭矩校正量。
圖17示出了發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)控制單元62b的詳細(xì)功能性結(jié)構(gòu)。發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)控制單元62b具有發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)模型，且該發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)模型輸出根據(jù)上述公式69計(jì)算的發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾角速度y2以作為表示發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)的內(nèi)部狀態(tài)量?？刂破鲗⒔o定的狀態(tài)反饋增益Ks乘以發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾角速度y2以計(jì)算扭矩校正量。
在本實(shí)施方式中，分成并按等級(jí)排成輪胎振動(dòng)模型、底盤振動(dòng)模型以及車體振動(dòng)模型的車輛振動(dòng)模型以上述的方式形成。為此，可以將各模型表示為降階的線性模型，且用于存儲(chǔ)車輛振動(dòng)模型的內(nèi)存可以降低，同時(shí)可在發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10以及制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20中減少基于該車輛振動(dòng)模型的計(jì)算量。
本發(fā)明并不限于上述實(shí)施方式，而是可在不偏離本發(fā)明范疇的情況下作出各種變動(dòng)。
例如，在上述實(shí)施方式中，發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10校正賦予車輛驅(qū)動(dòng)輪的驅(qū)動(dòng)扭矩，以抑制產(chǎn)生于車體中的振動(dòng)(縱傾、彈跳以及側(cè)傾)，而制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20校正車輛各車輪的制動(dòng)力，以抑制產(chǎn)生于車輛的底盤或輪胎中的振動(dòng)。然而，當(dāng)車輛的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)可以變化、且操作狀態(tài)可以受控制時(shí)，可以通過控制另一待控制設(shè)備的ECU來對(duì)車體、底盤和輪胎中的任一個(gè)進(jìn)行振動(dòng)抑制控制。
例如，與通過內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)和電動(dòng)馬達(dá)驅(qū)動(dòng)共同的驅(qū)動(dòng)輪的混合動(dòng)力車輛相似，存在一種除內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)外還具有電動(dòng)馬達(dá)作為車輛驅(qū)動(dòng)源的車輛，還存在一種電動(dòng)型四輪驅(qū)動(dòng)車輛，其根據(jù)場(chǎng)合需要通過內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)來驅(qū)動(dòng)前輪和后輪之一、并通過電動(dòng)馬達(dá)來驅(qū)動(dòng)其余車輪。在上述的車輛中，電動(dòng)馬達(dá)可受控地抑制底盤和輪胎的振動(dòng)。因?yàn)殡妱?dòng)馬達(dá)的輸出變化對(duì)控制指令的響應(yīng)度非常高，所以電動(dòng)馬達(dá)可對(duì)高振動(dòng)頻率的底盤或輪胎的振動(dòng)抑制進(jìn)行適當(dāng)?shù)目刂啤?br>
即使在通過電動(dòng)馬達(dá)來對(duì)底盤和輪胎的振動(dòng)抑制進(jìn)行控制的情形下，也可以利用與上述實(shí)施方式中描述的相同的底盤振動(dòng)模型和輪胎振動(dòng)模型。然后，可基于表示從底盤振動(dòng)模型和輪胎振動(dòng)模型輸出的各振動(dòng)狀態(tài)的內(nèi)部狀態(tài)量來計(jì)算用于減振的驅(qū)動(dòng)扭矩(校正量)。
而且，在上述實(shí)施方式中，制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20校正車輛各車輪的制動(dòng)力，以抑制產(chǎn)生于車輛的底盤或輪胎中的振動(dòng)?？商娲?，可以利用發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU 10執(zhí)行對(duì)車體振動(dòng)和底盤振動(dòng)的抑制控制，而制動(dòng)系統(tǒng)ECU 20實(shí)現(xiàn)對(duì)輪胎振動(dòng)的抑制控制。進(jìn)一步地，可以通過相應(yīng)的不同的待控制設(shè)備來抑制車輛振動(dòng)、底盤振動(dòng)以及輪胎振動(dòng)。
作為一個(gè)示例，不同的待控制設(shè)備包括多個(gè)操作內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)操作狀態(tài)的操作構(gòu)件。也就是說，例如，相同的車輛振動(dòng)模型可存儲(chǔ)在用于控制作為不同待控制設(shè)備的調(diào)節(jié)節(jié)氣門開度的馬達(dá)、燃料噴射設(shè)備或點(diǎn)火設(shè)備的ECU中，以共享車體振動(dòng)、底盤振動(dòng)和輪胎振動(dòng)的抑制控制。
而且，在上述實(shí)施方式中，車輛控制系統(tǒng)應(yīng)用于前輪轉(zhuǎn)向后輪驅(qū)動(dòng)的前置后驅(qū)動(dòng)(FR)車輛。然而，待應(yīng)用的車輛可以是前置前驅(qū)動(dòng)(FF)車輛或四輪驅(qū)動(dòng)車輛。
權(quán)利要求
1.一種車輛控制系統(tǒng)，包括
第一控制單元(10)和第二控制單元(20)，所述第一控制單元和所述第二控制單元分別存儲(chǔ)相同的車輛振動(dòng)模型以估算車輛各部分的振動(dòng)狀態(tài)，所述車輛振動(dòng)模型分成車體振動(dòng)模型、底盤振動(dòng)模型以及輪胎振動(dòng)模型；以及
第一操作設(shè)備(17)和第二操作設(shè)備(27)，所述第一操作設(shè)備和所述第二操作設(shè)備分別由所述第一控制單元和所述第二控制單元控制以改變所述車輛的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，
其中所述第一控制單元(10)和所述第二控制單元(20)接收相同的待輸入到所述車輛振動(dòng)模型中的輸入?yún)?shù)，并分別計(jì)算所述車輛各部分的估算振動(dòng)狀態(tài)，
其中所述第一控制單元(10)和所述第二控制單元(20)共用所述車體振動(dòng)模型、所述底盤振動(dòng)模型以及所述輪胎振動(dòng)模型中的待在振動(dòng)抑制中進(jìn)行控制的對(duì)象模型，以及
其中所述第一控制單元(10)和所述第二控制單元(20)根據(jù)所述對(duì)象模型中的振動(dòng)狀態(tài)計(jì)算控制量以控制所述第一操作設(shè)備(17)和所述第二操作設(shè)備(27)。
2.如權(quán)利要求1所述的車輛控制系統(tǒng)，其中
當(dāng)所述第一操作設(shè)備和所述第二操作設(shè)備分別由所述第一控制單元和所述第二控制單元控制時(shí)，直到控制改變了所述車輛的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)為止，所述第一操作設(shè)備(17)和所述第二操作設(shè)備(27)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)是不同的，且所述第二操作設(shè)備的動(dòng)態(tài)響應(yīng)高于所述第一操作設(shè)備的動(dòng)態(tài)響應(yīng)；
所述第一控制單元(10)通過作為振動(dòng)抑制中的對(duì)象模型的所述車體振動(dòng)模型來計(jì)算用于抑制產(chǎn)生于所述車體振動(dòng)模型內(nèi)的振動(dòng)的控制量以控制所述第一操作設(shè)備；以及
所述第二控制單元(20)通過作為待在振動(dòng)抑制中進(jìn)行控制的對(duì)象模型的所述底盤振動(dòng)模型和所述輪胎振動(dòng)模型來計(jì)算用于抑制產(chǎn)生于所述底盤振動(dòng)模型和所述輪胎振動(dòng)模型內(nèi)的振動(dòng)的控制量以控制所述第二操作設(shè)備。
3.如權(quán)利要求2所述的車輛控制系統(tǒng)，其中
所述第二控制單元(20)分別計(jì)算用于抑制產(chǎn)生于所述底盤振動(dòng)模型內(nèi)的振動(dòng)的控制量和用于抑制產(chǎn)生于所述輪胎振動(dòng)模型內(nèi)的振動(dòng)的控制量，并且基于由所述第一控制單元所計(jì)算出的控制量的總和來控制所述第二操作設(shè)備。
4.如權(quán)利要求1到3中任一項(xiàng)所述的車輛控制系統(tǒng)，其中
所述第一操作設(shè)備(17)為調(diào)節(jié)所述車輛的內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)操作狀態(tài)的調(diào)節(jié)設(shè)備；且
所述第二操作設(shè)備(27)為在各車輪中產(chǎn)生制動(dòng)力的制動(dòng)力產(chǎn)生設(shè)備。
5.如權(quán)利要求4所述的車輛控制系統(tǒng)，其中
所述第一控制單元(10)計(jì)算從所述內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞到驅(qū)動(dòng)輪的驅(qū)動(dòng)扭矩，并通過通訊將計(jì)算出的驅(qū)動(dòng)扭矩供應(yīng)到所述第二控制單元；
所述第二控制單元(20)基于各車輪的輪速來計(jì)算影響所述車輛各車輪的行駛阻力，并通過通訊將計(jì)算出的行駛阻力供應(yīng)到所述第一控制單元；以及
所述第一控制單元(10)和所述第二控制單元(20)至少將各車輪的行駛阻力和驅(qū)動(dòng)扭矩輸入到所述車輛振動(dòng)模型作為輸入?yún)?shù)。
6.如權(quán)利要求4所述的車輛控制系統(tǒng)，其中
所述第一控制單元(10)基于駕駛?cè)藛T的加速器踏板操作來計(jì)算基礎(chǔ)控制量，計(jì)算用于抑制產(chǎn)生于所述車體振動(dòng)模型中的振動(dòng)的控制量作為校正控制量，并基于所述基礎(chǔ)控制量和所述校正控制量來控制調(diào)節(jié)所述內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)操作狀態(tài)的發(fā)動(dòng)機(jī)操作設(shè)備。
7.如權(quán)利要求4所述的車輛控制系統(tǒng)，其中
所述第二控制單元(20)基于駕駛?cè)藛T的制動(dòng)踏板操作來計(jì)算基礎(chǔ)控制量，計(jì)算用于抑制產(chǎn)生于所述底盤振動(dòng)模型及所述輪胎振動(dòng)模型中的振動(dòng)的控制量作為校正控制量，并基于所述基礎(chǔ)控制量和所述校正控制量來控制制動(dòng)設(shè)備。
8.如權(quán)利要求1到3中任一項(xiàng)所述的車輛控制系統(tǒng)，其中
所述車輛包括作為驅(qū)動(dòng)源的用于轉(zhuǎn)動(dòng)地驅(qū)動(dòng)車輪的內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)和電動(dòng)馬達(dá)；
所述第一操作設(shè)備(17)為調(diào)節(jié)所述內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)操作狀態(tài)的發(fā)動(dòng)機(jī)操作設(shè)備；以及
所述第二操作設(shè)備(27)為所述電動(dòng)馬達(dá)。
9.如權(quán)利要求8所述的車輛控制系統(tǒng)，其中
所述內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)和所述電動(dòng)馬達(dá)安裝在所述車輛上，從而分別轉(zhuǎn)動(dòng)地驅(qū)動(dòng)不同的車輪。
全文摘要
本發(fā)明公開了一種控制產(chǎn)生于車輛各部分處的振動(dòng)的車輛控制系統(tǒng)。發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU(10)和制動(dòng)系統(tǒng)ECU(20)分別存儲(chǔ)相同的車輛振動(dòng)模型，所述車輛振動(dòng)模型分成車體振動(dòng)模型、底盤振動(dòng)模型以及輪胎振動(dòng)模型。發(fā)動(dòng)機(jī)/驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)ECU(10)對(duì)通過車體振動(dòng)模型估算的車體振動(dòng)的抑制進(jìn)行控制，制動(dòng)系統(tǒng)ECU(20)對(duì)底盤振動(dòng)和輪胎振動(dòng)的抑制進(jìn)行控制。因此，易于執(zhí)行用于抑制各種振動(dòng)的控制。
文檔編號(hào)B60W10/18GK101279579SQ200810089528
公開日2008年10月8日 申請(qǐng)日期2008年4月2日 優(yōu)先權(quán)日2007年4月3日
發(fā)明者松本平樹, 沢田護(hù), 藤井丈仁 申請(qǐng)人:株式會(huì)社電裝