(57)【要約】【課題】車両の挙動制御等に利用するため、既存の車載センサを用いて、各サスペンションの変位量を高精度で推定することができる車両等を提供する。【解決手段】本発明の車両１によれば、車速センサ１０１、３軸加速度センサ１０２およびヨーレートセンサ１０３を用いて、グローバル座標系に対する車両座標系の姿勢を表わす第１姿勢因子と、グローバル座標系に対する慣性主軸座標系の姿勢を表わす第２姿勢因子とが算定される。第１および第２姿勢因子は、各サスペンションの車体Ｂへの取付態様を表わす付根ベクトルｒmおよびサスベクトルｓmとともに、車両１に作用する慣性力Ｆ1および外力Ｆ2のそれぞれの各サスペンションＳmへの分配態様の決定因子となる。【選択図】  図１
2010023768.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
車両であって、車体と、前記車体の左右前後に配置されている４つのタイヤと、前記車体と前記４つのタイヤのそれぞれとの間に介装されている４つのサスペンションと、前記車両の速度に応じた信号を出力する車速センサと、前記車両のロール軸方向、ピッチ軸方向およびヨー軸方向のそれぞれの加速度に応じた信号を出力する３軸加速度センサと、前記車両のヨー軸まわりの角速度に応じた信号を出力するヨーレートセンサと、前記車両の状態を推定する車両状態推定装置とを備え、前記車両状態推定装置が、
前記車速センサ、前記３軸加速度センサおよび前記ヨーレートセンサのそれぞれの出力信号に基づいてグローバル座標系における車両座標系の姿勢を表わす第１姿勢因子を算定し、前記第１姿勢因子の時間変化に基づいてグローバル座標系における前記車両の慣性主軸座標系の姿勢を表わす第２姿勢因子を算定する姿勢因子算定要素と、
前記３軸加速度センサの出力信号と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、車両座標系における前記各サスペンションの付根位置を表わす付根ベクトルと、車両座標系における前記各サスペンションの衝撃吸収方向を表わすサスベクトルとに基づいて前記車両に作用する慣性力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定する第１力算定要素と、
前記車速センサの出力信号と、前記３軸加速度センサの出力信号と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する外力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定する第２力算定要素と、
前記第１力算定要素により算定された前記車両に作用する慣性力が前記各サスペンションに及ぼす力と、前記第２力算定要素により算定された前記車両に作用する外力が前記各サスペンションに及ぼす力との和に基づき、前記各サスペンションの弾性特性、または、弾性特性および減衰特性を表わす関係式にしたがって前記各サスペンションの変位量を算定する変位量算定要素とを備えていることを特徴とする車両。
【請求項２】
請求項１記載の車両において、
前記第１力算定要素が、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する慣性トルクが前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、前記３軸加速度センサの出力信号に応じた前記車両のロール軸、ピッチ軸およびヨー軸方向の加速度と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、前記車両座標系における前記３軸加速度センサの位置を表わすベクトルとに基づいて前記車両に作用する並進力を算定し、前記車両に作用する並進力と、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する並進力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、前記車両に作用する慣性力としての慣性トルクおよび並進力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、
前記第２力算定要素が、前記第１姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する重力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、前記３軸加速度センサの出力信号に応じた前記車両のロール方向の速度と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する加減速力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、前記３軸加速度センサの出力信号に応じた前記車両のロール方向の速度と、前記第１姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する遠心力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、前記車両に作用する外力としての重力、加減速力および遠心力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定することを特徴とする車両。
【請求項３】
請求項１または２記載の車両において、
前記車両状態推定装置が、前記第１姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルと、前記各サスペンションの変位量とに基づき、グローバル座標系における前記各タイヤと地面との接触位置を算定する接触位置算定要素を備え、
前記車両がグローバル座標系における前記各タイヤと地面との接触位置に基づいて前記車両の挙動を制御する制御装置を備えていることを特徴とする車両。
【請求項４】
車両の状態を推定する装置であって、前記車両が車体と、前記車体の左右前後に配置されている４つのタイヤと、前記車体と前記４つのタイヤのそれぞれとの間に介装されている４つのサスペンションと、前記車両の速度に応じた信号を出力する車速センサと、前記車両のロール軸方向、ピッチ軸方向およびヨー軸方向のそれぞれの加速度に応じた信号を出力する３軸加速度センサと、前記車両のヨー軸まわりの角速度に応じた信号を出力するヨーレートセンサとを備え、
前記車速センサ、前記３軸加速度センサおよび前記ヨーレートセンサのそれぞれの出力信号に基づいてグローバル座標系における車両座標系の姿勢を表わす第１姿勢因子を算定し、前記第１姿勢因子の時間変化に基づいてグローバル座標系における前記車両の慣性主軸座標系の姿勢を表わす第２姿勢因子を算定する姿勢因子算定要素と、
前記３軸加速度センサの出力信号と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、車両座標系における前記各サスペンションの付根位置を表わす付根ベクトルと、車両座標系における前記各サスペンションの衝撃吸収方向を表わすサスベクトルとに基づいて前記車両に作用する慣性力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定する第１力算定要素と、
前記車速センサの出力信号と、前記３軸加速度センサの出力信号と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する外力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定する第２力算定要素と、
前記第１力算定要素により算定された前記車両に作用する慣性力が前記各サスペンションに及ぼす力と、前記第２力算定要素により算定された前記車両に作用する外力が前記各サスペンションに及ぼす力との和に基づき、前記各サスペンションの弾性特性、または、弾性特性および減衰特性を表わす関係式にしたがって前記各サスペンションの変位量を算定する変位量算定要素とを備えていることを特徴とする車両状態推定装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両およびその状態を推定する装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
車両の前照灯等の照射方向を制御等するため、各サスペンションの変位量に基づいて路面に対する車両の傾斜角度を算定する技術的手法が提案されている（特許文献１参照）。
【特許文献１】特開２００２−２４８９８５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかし、各サスペンションの変位量を測定するために超音波センサ等の専用センサを車両に搭載することは車両の製造コスト節約の観点から好ましくない。
【０００４】
そこで、本発明は、車両の挙動制御等に利用するため、既存の車載センサを用いて、各サスペンションの変位量を高精度で推定することができる車両等を提供することを解決課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
第１発明の車両は、車両であって、車体と、前記車体の左右前後に配置されている４つのタイヤと、前記車体と前記４つのタイヤのそれぞれとの間に介装されている４つのサスペンションと、前記車両の速度に応じた信号を出力する車速センサと、前記車両のロール軸方向、ピッチ軸方向およびヨー軸方向のそれぞれの加速度に応じた信号を出力する３軸加速度センサと、前記車両のヨー軸まわりの角速度に応じた信号を出力するヨーレートセンサと、前記車両の状態を推定する車両状態推定装置とを備え、前記車両状態推定装置が、前記車速センサ、前記３軸加速度センサおよび前記ヨーレートセンサのそれぞれの出力信号に基づいてグローバル座標系における車両座標系の姿勢を表わす第１姿勢因子を算定し、前記第１姿勢因子の時間変化に基づいてグローバル座標系における前記車両の慣性主軸座標系の姿勢を表わす第２姿勢因子を算定する姿勢因子算定要素と、前記３軸加速度センサの出力信号と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、車両座標系における前記各サスペンションの付根位置を表わす付根ベクトルと、車両座標系における前記各サスペンションの衝撃吸収方向を表わすサスベクトルとに基づいて前記車両に作用する慣性力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定する第１力算定要素と、前記車速センサの出力信号と、前記３軸加速度センサの出力信号と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する外力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定する第２力算定要素と、前記第１力算定要素により算定された前記車両に作用する慣性力が前記各サスペンションに及ぼす力と、前記第２力算定要素により算定された前記車両に作用する外力が前記各サスペンションに及ぼす力との和に基づき、前記各サスペンションの弾性特性、または、弾性特性および減衰特性を表わす関係式にしたがって前記各サスペンションの変位量を算定する変位量算定要素とを備えていることを特徴とする。
【０００６】
第１発明の車両によれば、車速センサ、３軸加速度センサおよびヨーレートセンサを用いて、グローバル座標系に対する車両座標系の姿勢を表わす「第１姿勢因子」と、グローバル座標系に対する慣性主軸座標系の姿勢を表わす「第２姿勢因子」とが算定される。第１姿勢因子および第２姿勢因子は、各サスペンションの車体への取付態様を表わす付根ベクトルおよびサスベクトルとともに、車両に作用する慣性力および外力のそれぞれの各サスペンションへの分配態様の決定因子となる。このため、付根ベクトルおよびサスベクトルに加えて、既存の車載センサとしての車速センサ等を用いて算定される第１姿勢因子および第２姿勢因子に基づき、車両に慣性力および外力が作用している状態で各サスペンションに作用する力が高精度で推定されうる。そして、このように推定された各サスペンションにかかる力に基づき、当該各サスペンションの弾性特性を表わす関係式にしたがって各サスペンションの変位量が高精度で推定されうる。
【０００７】
第２発明の車両は、第１発明の車両において、前記第１力算定要素が、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する慣性トルクが前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、前記３軸加速度センサの出力信号に応じた前記車両のロール軸、ピッチ軸およびヨー軸方向の加速度と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、前記車両座標系における前記３軸加速度センサの位置を表わすベクトルとに基づいて前記車両に作用する並進力を算定し、前記車両に作用する並進力と、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する並進力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、前記車両に作用する慣性力としての慣性トルクおよび並進力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、前記第２力算定要素が、前記第１姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する重力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、前記３軸加速度センサの出力信号に応じた前記車両のロール方向の速度と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する加減速力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、前記３軸加速度センサの出力信号に応じた前記車両のロール方向の速度と、前記第１姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する遠心力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定し、前記車両に作用する外力としての重力、加減速力および遠心力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定することを特徴とする。
【０００８】
第２発明の車両によれば、既存の車載センサとしての車速センサ等を用いて算定される第１姿勢因子および第２姿勢因子に基づき、車両に慣性力としての慣性トルクおよび並進力と、外力としての重力、加減速力および遠心力とが作用している状態で各サスペンションに作用する力が高精度で推定されうる。そして、このように推定された各サスペンションにかかる力に基づき、当該各サスペンションの弾性特性を表わす関係式にしたがって各サスペンションの変位量が高精度で推定されうる。
【０００９】
第３発明の車両は、第１または第２発明の車両において、前記車両状態推定装置が、前記第１姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルと、前記各サスペンションの変位量とに基づき、グローバル座標系における前記各タイヤと地面との接触位置を算定する接触位置算定要素を備え、前記車両がグローバル座標系における前記各タイヤと地面との接触位置に基づいて前記車両の挙動を制御する制御装置を備えていることを特徴とする。
【００１０】
第３発明の車両によれば、前記のように高精度で推定された各サスペンションの変位量に基づき、各タイヤと地面との接触位置も高精度で推定され、当該接触位置から推定される地面の傾斜状態等に鑑みて車両の挙動が適当に制御されうる。
【００１１】
第４発明の車両状態推定装置は、前記車両が車体と、前記車体の左右前後に配置されている４つのタイヤと、前記車体と前記４つのタイヤのそれぞれとの間に介装されている４つのサスペンションと、前記車両の速度に応じた信号を出力する車速センサと、前記車両のロール軸方向、ピッチ軸方向およびヨー軸方向のそれぞれの加速度に応じた信号を出力する３軸加速度センサと、前記車両のヨー軸まわりの角速度に応じた信号を出力するヨーレートセンサとを備え、前記車速センサ、前記３軸加速度センサおよび前記ヨーレートセンサのそれぞれの出力信号に基づいてグローバル座標系における車両座標系の姿勢を表わす第１姿勢因子を算定し、前記第１姿勢因子の時間変化に基づいてグローバル座標系における前記車両の慣性主軸座標系の姿勢を表わす第２姿勢因子を算定する姿勢因子算定要素と、前記３軸加速度センサの出力信号と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、車両座標系における前記各サスペンションの付根位置を表わす付根ベクトルと、車両座標系における前記各サスペンションの衝撃吸収方向を表わすサスベクトルとに基づいて前記車両に作用する慣性力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定する第１力算定要素と、前記車速センサの出力信号と、前記３軸加速度センサの出力信号と、前記第１姿勢因子と、前記第２姿勢因子と、前記付根ベクトルと、前記サスベクトルとに基づいて前記車両に作用する外力が前記各サスペンションに及ぼす力を算定する第２力算定要素と、前記第１力算定要素により算定された前記車両に作用する慣性力が前記各サスペンションに及ぼす力と、前記第２力算定要素により算定された前記車両に作用する外力が前記各サスペンションに及ぼす力との和に基づき、前記各サスペンションの弾性特性、または、弾性特性および減衰特性を表わす関係式にしたがって前記各サスペンションの変位量を算定する変位量算定要素とを備えていることを特徴とする。
【００１２】
第４発明の車両状態推定装置によれば、既存の車載センサとしての車速センサ、３軸加速度センサおよびヨーレートセンサを用いて、各サスペンションの変位量が高精度で推定されうる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１３】
本発明の車両および車両状態推定装置の実施形態について図面を用いて説明する。パラメータの添字「ｇ」「ｃ」「ｎ」および「ｒ」のそれぞれは当該パラメータが「グローバル座標系」「車両座標系」「慣性主軸座標系」および「（加減速力による）回転座標系」のそれぞれにおいて定義されていることを表わしている。
【００１４】
図１および図２に示されている車両１は、車体Ｂと、車体Ｂの左右前後に配置されている４つのタイヤＴm（ｍ＝１，２，３，４）と、車体Ｂと４つのタイヤＴmのそれぞれとの間に介装されている４つのサスペンションＳmとを備えている。タイヤおよびサスペンションの添字「１」「２」「３」および「４」のそれぞれは、「前左側」「後左側」「後右側」および「前右側」のそれぞれを表わしている。車両１は、車両１のロール軸方向（ｘc方向）の速度ｖxc(k)に応じた信号を出力する車速センサ１０１と、車両１のロール軸方向（ｘc方向）、ピッチ軸方向（ｙc方向）およびヨー軸方向（ｚc方向）のそれぞれの加速度αxc、αycおよびαzcに応じた信号を出力する３軸加速度センサ１０３と、車両１のヨー軸まわりの角速度ωzcに応じた信号を出力する１軸ジャイロセンサ（ヨーレートセンサ）１０３とを備えている。
【００１５】
車両１は電子制御ユニット（ＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ，Ｉ／Ｏ，Ａ／Ｄ変換回路、これらを接続するバスライン等により構成されている。）により構成されている車両制御システム１０を備え、車両制御システム１０は車両状態推定システム１００を備えている。車両状態推定システム１００は姿勢因子算定要素１１０と、第１力算定要素１２０と、第２力算定要素１３０と、変位量算定要素１４０と、接触位置算定要素１５０とを備えている。
【００１６】
姿勢因子算定要素１１０は車速センサ１０１、３軸加速度センサ１０２およびヨーレートセンサ１０３のそれぞれの出力信号に基づいてグローバル座標系における車両座標系の姿勢を表わす第１姿勢因子を算定する。姿勢因子算定要素１１０は第１姿勢因子の時間変化に基づいてグローバル座標系における車両１の慣性主軸座標系の姿勢を表わす第２姿勢因子を算定する。第１力算定要素１２０は３軸加速度センサ１０２の出力信号と、第１姿勢因子と、第２姿勢因子と、車両座標系における各サスペンションＳmの付根位置を表わす付根ベクトルｒmcと、車両座標系における各サスペンションＳmの衝撃吸収方向を表わすサスベクトルｓmcとに基づいて車両１に作用する慣性力が各サスペンションＳiに及ぼす力を算定する。第２力算定要素１３０は車速センサ１０１の出力信号と、３軸加速度センサ１０２の出力信号と、第１姿勢因子と、第２姿勢因子と、付根ベクトルｒmcと、サスベクトルｓmcとに基づいて車両１に作用する外力が各サスペンションＳmに及ぼす力を算定する。図１に示されているように車両座標系の原点Ｏcから各サスペンションＳmの付根位置に伸びるベクトルが付根ベクトルｒmcとして定義され、各サスペンションＳmの付根位置を基準として衝撃吸収方向に伸びるベクトルがサスベクトルｓmcとして定義されている。付根ベクトルｒmcおよびサスベクトルｓmcは車両状態推定装置１００を構成する記憶装置に格納されており、演算処理の基礎として適宜読み出される。変位量算定要素１４０は第１力算定要素１２０により算定された車両１に作用する慣性力が各サスペンションＳmに及ぼす力と、第２力算定要素１３０により算定された車両１に作用する外力が各サスペンションＳmに及ぼす力との和に基づき、各サスペンションＳmの弾性特性、または、弾性特性および減衰特性を表わす関係式にしたがって各サスペンションＳmの変位量δmcを算定する。接触位置算定要素１５０はと第１姿勢因子と、付根ベクトルｒmcと、サスベクトルｓmcと、各サスペンションＳmの変位量δmcとに基づき、グローバル座標系における各タイヤＴmと地面との接触位置ｃmgを算定する。
【００１７】
前記構成の車両１および車両状態推定装置１００の機能について説明する。
【００１８】
まず、姿勢因子算定要素１１０によりグローバル座標系に対する車両座標系の姿勢を表わす「第１姿勢因子」が算定される（図３／Ｓ１１２）。具体的には、グローバル座標系から車両座標系への座標変換または回転を表わすクォータニオンqtcg(k)（ｋは離散的な時刻を表わす。以下同じ。）に基づき、グローバル座標系における車両１の姿勢を表わす第ｉ車両姿勢ベクトルpsti(k)が関係式（１）にしたがって第１姿勢因子として算定される。
【００１９】
psti(k)＝qtcg*(k)psti(0)qtcg(k)，
pstx(0)＝(1,0,0,0), psty(0)＝(0,1,0,0), pstz(0)＝(0,0,1,0) ..(1) 
【００２０】
クォータニオンqtcg(k)は、第１クォータニオンqt1(k)および第２クォータニオンqt2(k)に基づき、関係式（２）にしたがって算出される。
【００２１】
qtcg(k)＝qt1(k)qt2(k) ..(2)
【００２２】
第１クォータニオンqt1(k)はグローバル座標系のｚg軸を車両座標系のｚc軸に一致させるような、グローバル座標系のｚg軸と車両座標系のｚc軸とを含む平面の単位法線ベクトルｎ1＝（ｎ1x,ｎ1y,ｎ1z,０）まわりの回転を表わしている。第１クォータニオンqt1 (k)は、グローバル座標系のｚg軸に対する車両座標系のｚc軸の傾斜角度θ(k)に基づいて関係式（３）にしたがって算出される。
【００２３】
qt1(k)＝(qt1x(k), qt1y(k), qt1z(k), qt1w(k)),
qt1x(k)＝n1x(k)sin(θ(k)/2), qt1y(k)＝n1y(k)sin(θ(k)/2),
qt1z(k)＝n1z(k)sin(θ(k)/2), qt1w(k)＝cos(θ(k)/2) ..(3)
【００２４】
グローバル座標系のｚg軸に対する車両座標系のｚc軸の傾斜角度θ(k)は、図４（ｃ）に示されている幾何学的関係に基づいて算出される。具体的には、ｚc軸の傾斜角度θ(k)は、グローバル座標系のｚg軸に対する車両座標系のｘc軸およびｙc軸のそれぞれの傾斜角度θ1(k)およびθ2(k)に基づき、関係式（４）にしたがって算出される。
【００２５】
θ(k)＝arcsin(cos2θ1(k)＋cos2θ2(k))1/2 ..(4)
【００２６】
グローバル座標系のｚg方向に対する車両座標系のｘc方向の傾斜角度θ1(k)は車両１の加速度のロール軸方向成分αxc(k)と、ロール軸方向の速度ｖxc(k)の時間変化率Δvxc(k)/Δtと、転心からジャイロセンサ１０３までのｙc方向の距離ｌyと、ヨー軸まわりの角速度ωzc(k)の時間変化率Δωzc(k)/Δtとに基づき、関係式（５）にしたがって算出される。関係式（５）は、図４（ａ）に示されているように車両１の加速度のｘc方向成分αxc(k)は重力、遠心力、加減速による慣性力（並進力）および転心力のそれぞれのｘc方向成分の和に等しいことを表している。なお、ここでは遠心力のｘc方向成分は０である。
【００２７】
θ1(k)＝π/2−arcsin((αxc(k)−Δvxc(k)/Δt−lyΔωzc(k)/Δt)/g),
Δvxc(k)＝vxc(k)−vxc(k-1), Δωzc(k)＝ωzc(k)−ωzc(k-1) ..(5)
【００２８】
グローバル座標系のｚg軸に対する車両座標系のｙc軸の傾斜角度θ2(k)は、車両１の加速度のピッチ軸方向成分αyc(k)と、車両１の速度のロール軸方向成分ｖyc(k)と、転心からヨーレートセンサ１１３までのｘc方向の距離ｌxと、ヨーレートωzc(k)と、その時間変化率Δωzc(k)/Δtとに基づき、関係式（６）にしたがって算出される。関係式（６）は、図４（ｂ）に示されているように車両１の加速度のｙc方向成分αyc(k)は、重力、遠心力、加減速による慣性力および転心力のそれぞれのｙc方向成分の和に等しいことを表している。なお、ここでは加減速による慣性力のｙc方向成分は０である。
【００２９】
θ2(k)＝π/2
−arcsin((αyc(k)−vxc(k)ωzc(k)−lyΔωzc(k)/Δt)/g) ..(6)
【００３０】
第２クォータニオンqt2(k)は、グローバル座標系のｚg軸および車両座標系のｚc軸が一致している状態で、グローバル座標系のｘg軸を車両座標系のｘc軸に一致させ、かつ、グローバル座標系のｙg軸を車両座標系のｙc軸に一致させるための、グローバル座標系のｚg軸まわりの回転を表わしている。第２クォータニオンqt2(k)はグローバル座標系のｘg方向に対する車両座標系のｘc方向の傾斜角度ξ(k)に基づいて関係式（６）により表現される。
【００３１】
qt2(k)＝(qt2x(k), qt2y(k), qt2z(k), qt2w(k)),
qt2x(k)＝0, qt2y(k)＝0,
qt2z(k)＝sin(ξ(k)/2), qt2w(k)＝cos(ξ(k)/2) ..(7)
【００３２】
グローバル座標系のｘg軸に対する車両座標系のｘc軸の今回傾斜角度ξ(k)は、前回傾斜角度ξ(k-1)（ξ(0)＝０）と、車両１のグローバル座標系のｚg軸まわりの今回角速度ωzg(k)とに基づき、関係式（８）にしたがって算出される。
【００３３】
ξ(k)＝ξ(k-1)＋ωzg(k)Δt ..(8)
【００３４】
図５に示されているように車両座標系のヨー軸またはｚc軸が、グローバル座標系のｚg軸から角度θ(k)だけ傾斜していると、ヨーレートセンサ１０３の感度がcosθ(k)だけ低下する。そこで、ヨーレートセンサ１０３の出力に基づくｚc軸まわりのヨーレートωzc(k)が、グローバル座標系のｚg軸に対する車両座標系のｚc軸の傾斜角度θ(k)に基づき、関係式（９）にしたがって補正されることにより、グローバル座標系における車両１のｚg軸まわりの（本来の）ヨーレートωzg(k)が算出される。
【００３５】
ωzg(k)＝ωzc(k)/cosθ(k) ..(9)
【００３６】
続いて、姿勢因子算定要素１１０により、第１姿勢因子の時間変化態様に基づき、グローバル座標系に対する慣性主軸座標系の姿勢を表わす「第２姿勢因子」が算定される（図３／Ｓ１１４）。具体的には、グローバル座標系における回転主軸の向きを示す回転主軸ベクトルｎ2(k)が、前回の第１姿勢因子psti(k-1)および今回の第１姿勢因子psti(k)に基づき、関係式（１０）にしたがって第２姿勢因子として算定される。
【００３７】
n2(k)＝Σi=x,y,z(psti(k-1)×psti(k))/|Σi=x,y,zpsti(k-1)×psti(k)| ..(10)
【００３８】
続いて第１力算定要素１２０により車両１に作用する慣性力Ｆ1が各サスペンションＳmに及ぼす力ベクトルｆ1mcが算定される（図３／Ｓ１２０）。具体的には、車両１に作用する慣性トルクＦ11および並進力Ｆ12のそれぞれが各サスペンションＳmに及ぼす力ベクトルｆ11mcおよびｆ12mcの和が算定される。
【００３９】
車両１に作用する慣性トルクＦ11がサスペンションＳmに及ぼす力ｆ11mcはグローバル座標系から慣性主軸座標系への座標変換または回転を表わすクォータニオンqtcg(k)に基づき、関係式（１２）にしたがって算定される。慣性トルクＦ11が各サスペンションＳmに及ぼす力の大小は、図７に示されているように慣性主軸ｎ2(k)から当該各サスペンションＳmの付根までの距離の長短に応じて定まる。
【００４０】
f11mc(k)＝qtcg*(k)qtng(k)f11mn(k)qtng*(k)qtcg(k),
f11mn(k)＝
{F11n(k)/(rmxn2(k)＋rmyn2(k))1/2・smn(k)/(smn(k)・smn(k))}・smn(k),
F11n(k)＝Izn(k)ωc(k),
smn(k)＝qtng*(k)qtcg(k)・smc・qtcg*(k)qtng(k) ..(11)
【００４１】
関係式（１１）においてクォータニオンは慣性主軸ｎ2(k)に基づき、関係式（１２）にしたがって算定される。
【００４２】
n2(k)＝qtng*(k)pstz(0)qtng(k) ..(12)
【００４３】
Ｉzn(k)は車両１の慣性主軸ｎ2(k)まわりの慣性モーメントを表わしている。慣性主軸座標系における各軸まわりの慣性モーメントＩinは車両座標系における慣性モーメントＩic（記憶装置に保存または格納されている。）に基づき、関係式（１３）にしたがって算定される。
【００４４】
Iin(k)＝qtng*(k)qtcg(k)Iic(k)qtcg*(k)qtng(k),
Ixc(0)＝(Ix,0,0,0),Iyc(0)＝(0,Iy,0,0),Izc＝(0,0,Iz,0) ..(13)
【００４５】
ｓmn(k)は車両座標系におけるサスベクトルｓmcが慣性主軸座標系に座標変換されることにより定まる慣性主軸座標系におけるサスベクトルであり、ｒmxnは慣性主軸座標系における付根ベクトルｒmnのｘ成分であり、ｒmynは慣性主軸座標系における付根ベクトルｒmnのｙ成分である。
【００４６】
ωc(k)は車両座標系における車両姿勢ベクトルpsti(k)の３軸まわりの角速度を表す。この角速度ベクトルωc(k)の算定方法について説明する。まず、第ｉ姿勢ベクトルpsti(k)の時間変化態様に基づき、グローバル座標系における３つの直交軸のそれぞれまわりの車両１の角速度を表わす１次角速度ベクトルω1(k)が算出される。具体的には、図６に示されている回転主軸ベクトルｎ2(k)まわりの姿勢ベクトルpsti(k)の回転角度φi(k)に基づき、関係式（１４）にしたがって１次角速度ベクトルω1(k)が算出される。
【００４７】
ω1(k) ＝(ω1xg(k),ω1yg(k),ω1zg(k),0)
＝ωn(k)(n2x(k),n2y(k),n2z(k),0),
ωn(k)＝φ(k)/Δt,
φ(k)＝avg(φi(k)), max(φi(k)) または min(φi(k)),
φi(k)＝arccos{n2(k)×psti(k-1))・(n2(k)×psti(k))} ..(14)
【００４８】
「avg(φi(k))」は第ｉ姿勢ベクトルpsti(k)の慣性主軸まわりの回転角度φi(k)のうち２つまたは３つ（ただし「０」を除く。）の平均値を意味する。「max(φi(k))」は３つの回転角度φi(k)の最大値を意味する。「min(φi(k))」は３つの回転角度φi(k)の最小値（ただし「０」を除く。）を意味する。
【００４９】
さらに、１次角速度ベクトルω1(k)と、グローバル座標系における車両１の姿勢を表わす第ｉ姿勢ベクトルpsti(k)とに基づき、関係式（１５）にしたがって、車両座標系における３つの直交軸のそれぞれまわりの車両１の角速度を表わす２次角速度ベクトルω2(k)が角速度ベクトルωc(k)として算出される。
【００５０】
ω2(k)＝(ω2x(k),ω2y(k),ω2z(k),0)
ω2i(k)＝psti*(k)ω1(k)psti(k) ..(15)
【００５１】
また、車両１に作用する並進力Ｆ12が各サスペンションＳmに及ぼす力ｆ12mcは関係式（１６）にしたがって算定される。
【００５２】
f12mc(k)＝{(F12c(k)・smc(k))/(smc(k)・smc(k))}・smc(k),
F12c(k)＝Mαc(k)−Frac(k) ..(16)
【００５３】
関係式（１６）においてＭは車両１の質量であり、Ｍαcは３軸加速度センサ１０２の出力信号から直接算定される車両１に作用する見かけ上の慣性力である。Ｆｒａcは車両座標系における加速度センサ１０２の位置を表わすベクトルｒａc（図１参照）に基づいて算定される、車両１に作用する慣性トルクが３軸加速度センサ１０２に及ぼす力ベクトルを表わしている。
【００５４】
さらに、第２力算定要素１３０により車両１に作用する外力Ｆ2が各サスペンションＳmに及ぼす力ベクトルｆ2mcが算定される（図３／Ｓ１３０）。具体的には、車両１に作用する重力Ｆ21、加減速力Ｆ22および遠心力Ｆ23の合成力が各サスペンションＳmに及ぼす力ベクトルが算定される。
【００５５】
ここで、車両１に作用する外力Ｆ2の付根ベクトルｒ1c〜ｒ4cのそれぞれの方向への分配方法について説明する。外力Ｆ2は車両座標系の原点Ｏcに作用するとみなされる。外力分配に際して図８（ａ）に示されているように車両座標系の原点Ｏcを基準として付根ベクトルｒmc（ｍ＝１〜４）に対称となる逆付根ベクトル（破線）−ｒmcが定義される。また、力ベクトルＦを内部に含むように、車両座標系の原点Ｏcを頂点とし、かつ、４つの付根ベクトルｒmcおよび４つの逆付根ベクトル−ｒ1cのうち４つのベクトルを側辺とする四角錘が「順四角錘」として定義される。また、車両座標系の原点Ｏcを頂点とし、かつ、残りの４つのベクトルを側辺とする四角錘が「逆四角錘」として定義される。これにより、たとえば分配対象である外力ベクトルＦ2が車両１の主に下に向かっている場合、図８（ａ）に示されているように４つの付根ベクトルｒmcを側辺とする順四角錘（実線により表わされている。）と、４つの逆付根ベクトル−ｒmcを側辺とする逆四角錘（破線により表わされている。）とが定義される。また、外力ベクトルＦ2が車両１の主に右に向かっている場合、車両１の右側に向かう２つの付根ベクトルｒ3cおよびｒ4cと、２つの逆付根ベクトル−ｒ1cおよび−ｒ2cとを側辺とする順四角錘と、車両１の左側に向かう２つの付根ベクトルｒ1cおよびｒ2cと、２つの逆付根ベクトル−ｒ3cおよび−ｒ4cとを側辺とする逆四角錘とが定義される。さらに、外力ベクトルＦ2が車両１の主に左に向かっている場合、車両１の左側に向かう２つの付根ベクトルｒ1cおよびｒ2cと、２つの逆付根ベクトル−ｒ3cおよび−ｒ4cとを側辺とする順四角錘と、車両１の右側に向かう２つの付根ベクトルｒ3cおよびｒ4cと、２つの逆付根ベクトル−ｒ1cおよび−ｒ2cとを側辺とする逆四角錘とが定義される。
【００５６】
続いて、順四角錘の頂点から逆四角錘の頂点に向かうベクトルが分配対象である外力Ｆ2に一致するように、逆四角錘がその底面に対して平行に移動した状態が定義される。なお、スケーリングによって分配対象である外力ベクトルＦ2の長さは順四角錘の内側に収まるように調節されている。これにより、たとえば図８（ａ）に示されている逆四角錘が図８（ｂ）に示されているようにその頂点を順四角錘に食い込ませるように下方に動いた状態が定義される。この状態で、順四角錘の各側辺における逆四角錘の表面との交点（以下「順交点」という。）と、逆四角錘の各側辺における四角錘の表面との交点（以下「逆交点」という。）とが算定される。これにより、たとえば図８（ｂ）に示されているように配置されている順交点ｐ1c，ｐ2c，ｐ3cおよびｐ4cと、逆交点ｐ-1c，ｐ-2c，p-3cおよびｐ-4cとが算定される。
【００５７】
さらに、順四角錘の頂点（車両座標系の原点Ｏc）からその各側辺における交点に向かう１次分配ベクトルｃmｒmc（−１＜ｃm＜１）が算定され、関係式（１７）により表わされる条件が満たされているか否かが判定される。
【００５８】
F2＝Σm=1-4ｃmｒmc/2 ..(17)
【００５９】
当該条件が満たされていると判定された場合、外力Ｆ2のうち付根ベクトルｒmcの方向への分配力ベクトルＦ2mcが関係式（１８）にしたがって算定される。
【００６０】
F2mc＝cmrmc/2 ..(18)
【００６１】
その一方、当該条件が満たされていないと判定された場合、順交点および逆交点を一方向に結ぶ環を構成するベクトルが算定される。これにより、たとえば図８（ｂ）に示されている順交点および逆交点を反時計回りに結ぶ環を構成する８つのベクトルｐ1cｐ-4c、ｐ-4cｐ2c、ｐ2cｐ3c、ｐ3cｐ-1c、ｐ-1cｐ4c、ｐ4cｐ-2cおよびｐ-2cｐ-3cが算定される。さらに、これらのベクトルのうち、付根ベクトルｒmcに平行かつ向きが同じベクトルが２次分配ベクトルｄmcとして算定される。これにより、たとえば図８（ｂ）に示されている付根ベクトルｒ1cに平行かつ同じ向きのベクトルｐ4cｐ-2cが２次分配ベクトルｄ1cとして算出され、付根ベクトルｒ4cに平行かつ同じ向きのベクトルｐ3cｐ-1cが２次分配ベクトルｄ4cとして算出される。そして、外力Ｆ2のうち付根ベクトルｒmcの方向への分配力ベクトルＦ2mcが関係式（１９）にしたがって算定される。
【００６２】
F2mc＝(cmrmc＋dm)/2 ..(19)
【００６３】
さらに、前記のように外力ベクトルＦ2を順四角錘の内側に収めるようなスケーリングとは逆のスケーリング（外力ベクトルＦ2の長さを元に戻すようなスケーリング）によって、関係式（１８）または（１９）における分配力ベクトルＦ2mcの長さが調節される。その上で、車両１に作用する外力Ｆ2が各サスペンションＳmに及ぼす力ｆ2mcが関係式（２０）にしたがって算定される。
【００６４】
f2mc(k)＝{(F2mc(k)・smc(k))/(smc(k)・smc(k))}smc(k) ..(20)
【００６５】
なお、前記のような順四角錘および逆四角錘を用いた手法にしたがって、車両１に作用する重力Ｆ21が各サスペンションＳmに及ぼす力f21mc(k)が算出され、加減速力Ｆ22が各サスペンションＳmに及ぼす力f22mc(k)が算出され、かつ、遠心力Ｆ23が各サスペンションＳmに及ぼす力f23mc(k)が算出された上で、これらの力が足しあわされることにより外力Ｆ2が各サスペンションＳmに及ぼす力が算定されてもよい。
【００６６】
次に、変位量算定要素１４０により、車両１に作用する慣性力Ｆ1が各サスペンションＳmに及ぼす力ｆ1m（＝ｆ11m＋ｆ12m）と、車両１に作用する外力Ｆ2が各サスペンションＳmに及ぼす力ｆ2m（＝ｆ21m＋ｆ22m＋ｆ23m）とに基づき、関係式（２１）にしたがって各サスペンションＳmの変位量ベクトルδmcが算定される（図３／Ｓ１４０）。
【００６７】
δmc＝(f1m＋f2m)/(Dms+Km) ..(21)
【００６８】
関係式（２１）において「Ｋm」および「Ｄm」のそれぞれはサスペンションＳmの弾性係数および減衰係数のそれぞれを表わしており、当該係数は記憶装置に格納されている。サスペンションＳmの伝達関数Ｇm(s)＝１／(Ｄmｓ＋Ｋm)は、弾性係数Ｋmにより単にＧm(s)＝１／Ｋmと定義されていてもよい。
【００６９】
さらに、接触位置算定要素１５０により、車両座標系における各サスペンションＳmの変位量δmcに基づき、関係式（２２）にしたがってグローバル座標系における各タイヤＴmの接触位置ｃmgが測定される（図３／Ｓ１５０）。
【００７０】
cmig＝qtcg-1*{(bmic+(smc・δmc))/(smc・smc)・smc}qtcg-1..(22)
【００７１】
また、接触位置算定要素１５０による算定結果に基づき、車両制御装置１０によって車両１の挙動が制御される（図３／Ｓ１６０）。たとえば図１０に示されているように車両１が重力方向に対して角度φ1だけ傾斜しており、かつ、車両１が重力方向に対して角度φ1＋φ2の坂道にある状態を考える。この場合、前輪（タイヤＳ1およびＳ4（図１参照））により道路に対してMgcosφ1cosφ2の力を作用させることにより車両１がこの坂道を下る事態が防止されうる。このような力を発生させるために必要なエンジンの発生トルクτはギヤ比ｎおよびタイヤ半径Ｒに基づき、関係式（２３）にしたがって算定される。
【００７２】
τ＝Mgcosφ1cosφ2R/n ..(23)
【００７３】
前記機能を発揮する車両１および車両状態推定装置１００によれば、車速センサ１０１、３軸加速度センサ１０２およびヨーレートセンサ１０３を用いて、グローバル座標系に対する車両座標系の姿勢を表わす第１姿勢因子（車両姿勢ベクトルpsti(k)）と、グローバル座標系に対する慣性主軸座標系の姿勢を表わす第２姿勢因子（慣性主軸ベクトルｎ2(k)）とが算定される（関係式（１）〜（１１），図３／Ｓ１１２，Ｓ１１４参照）。第１姿勢因子および第２姿勢因子は、各サスペンションＳm（ｍ＝１，２，３，４）の車体Ｂへの取付態様を表わす付根ベクトルｒmcおよびサスベクトルｓmcとともに、車両１に作用する慣性力Ｆ1および外力Ｆ2のそれぞれの各サスペンションＳmへの分配態様の決定因子となる（図１、図７〜図９参照）。このため、付根ベクトルｒmcおよびサスベクトルｓmcに加えて、既存の車載センサとしての車速センサ１０１等を用いて算定される第１姿勢因子および第２姿勢因子に基づき、車両１に慣性力および外力が作用している状態で各サスペンションＳmに作用する力ｆ1m＋ｆ2mが高精度で推定されうる（関係式（１１）〜（１９），図３／Ｓ１２０，Ｓ１３０参照）。そして、このように推定された各サスペンションＳmにかかる力に基づき、当該各サスペンションＳmの弾性特性を表わす関係式にしたがって各サスペンションＳmの変位量δmcが高精度で推定されうる（関係式（２０），図３／Ｓ１４０参照）。さらに、高精度で推定された各サスペンションＳmの変位量δmcに基づき、グローバル座標系における各タイヤＴmと地面との接触位置ｃmgも高精度で推定され（関係式（２１），図３／Ｓ１５０参照）、当該接触位置ｃmgから推定される地面の傾斜状態等に鑑みて車両１の挙動が適当に制御されうる（関係式（２２），図３／Ｓ１６０，図１０参照）。
【図面の簡単な説明】
【００７４】
【図１】車両の構成説明図
【図２】車両状態推定装置の構成説明図
【図３】車両状態推定装置による処理手順を表わすフローチャート
【図４】グローバル座標系と車両座標系との関係に関する説明図
【図５】ヨーレート出力補正に関する説明図
【図６】慣性主軸座標系に関する説明図
【図７】車両に作用する慣性トルクに関する説明図
【図８】車両に作用する外力に関する説明図
【図９】車両に作用する遠心力に関する説明図
【図１０】車両の挙動制御方法に関する説明図
【符号の説明】
【００７５】
１‥車両、１０‥車両制御システム、１００‥車両状態推定システム、１０１‥車速センサ、１０２‥３軸加速度センサ、１０３‥１軸ジャイロセンサ（ヨーレートセンサ）、１１０‥姿勢因子算定要素、１２０‥第１力算定要素、１３０‥第２力算定要素、１４０‥変位量算定要素、１５０‥接触位置算定要素、Ｂ‥車体、Ｓm‥サスペンション、Ｔm‥タイヤ
【図１】
2010023768.tif 000003
【図２】
2010023768.tif 000004
【図３】
2010023768.tif 000005
【図４】
2010023768.tif 000006
【図５】
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【図６】
2010023768.tif 000008
【図７】
2010023768.tif 000009
【図８】
2010023768.tif 000010
【図９】
2010023768.tif 000011
【図１０】
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