(57)【要約】  路面入力による相対変位とドライバの車両操作による相対変位を切り分けることにより、ばね上速度の推定精度を向上することができるようにする。  サスペンション制御装置は、減衰力調整式緩衝器の各々の減衰特性を制御する制御装置を備える。制御装置は、物理量抽出部から出力される物理量から車体に働く総外力を算出する外力算出部と、車両操作による荷重移動に伴って減衰力調整式緩衝器の各々に加わる操作起因力を算出する操作力算出部と、外力算出部で算出した総外力から操作力算出部で算出した操作起因力を切り分けて、路面入力に起因する外力を求める車両挙動抽出手段と、を備える。
2019187223.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
サスペンション制御装置であって、
車両の車体と車輪の各々との間にそれぞれ配置され、外部からの指令により減衰特性が変化する減衰力調整式緩衝器と、
前記車体と前記車輪の各々との間の相対変位に基づく物理量を検出または推定する物理量抽出部と、
前記減衰力調整式緩衝器の各々の減衰特性を制御する制御装置と
を備え、
前記制御装置は、
前記物理量抽出部から出力される前記物理量から前記車体に働く総外力を算出する外力算出部と、
車両操作による荷重移動に伴って前記減衰力調整式緩衝器の各々に加わる操作起因力を算出する操作力算出部と、
前記外力算出部で算出した前記総外力から前記操作力算出部で算出した前記操作起因力を切り分けて、路面入力に起因する外力を求める車両挙動抽出手段と、
を備えるサスペンション制御装置。
【請求項２】
請求項１に記載のサスペンション制御装置であって、
前記操作起因力は、前記車両の加減速および操舵により生じる慣性力、または、サスペンションジオメトリにより生じる力を含む
サスペンション制御装置。
【請求項３】
請求項１に記載のサスペンション制御装置であって、
前記物理量抽出部は車高センサを備える
サスペンション制御装置。
【請求項４】
請求項１に記載のサスペンション制御装置であって、
前記制御装置は、
前記車体の上下力を求める上下力算出部と、
前記上下力算出部により求めた前記上下力から加速度を算出する加速度算出部と、
前記加速度算出部により算出した前記加速度から前記車体のばね上速度を推定するばね上速度推定部と、
前記ばね上速度推定部により求めた前記ばね上速度に基づいて前記減衰力調整式緩衝器の各々の減衰特性を求める減衰特性判断部と、
を備えるサスペンション制御装置。
【請求項５】
請求項４に記載のサスペンション制御装置であって、
前記物理量抽出部から算出される変位から前記車体の質量を求める質量算出部をさらに備え、
前記加速度算出部は、前記上下力算出部により求めた前記上下力と、前記質量算出部により求めた前記質量と、を用いて前記加速度を算出する
サスペンション制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、例えば自動車等の車両に搭載され、車両の振動を制御するサスペンション制御装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般に、自動車等の車両に搭載されたサスペンション制御装置として、車体と各車軸との間に減衰力を調整可能な減衰力調整式緩衝器を設けると共に、該緩衝器による減衰力特性を、車高センサからの検出信号に基づいて可変に制御する構成としたものが知られている（例えば、特許文献１参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開平５−３８９２２号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、特許文献１の従来技術には、車高センサの情報と車両ＣＡＮ信号とからばね上状態量を推定する構成が開示されている。しかし、この場合のばね上状態量は、ドライバの操作で発生するばね上変位（操舵、制動）と、路面入力により生じる相対変位が混合した値となる。このため、ばね上状態量は、推定精度が低下する虞れがある。【０００５】
本発明の目的は、路面入力による相対変位とドライバの車両操作による相対変位を切り分けることができ、乗り心地制御で寄与率が高いばね上速度の推定精度を向上することができるようにしたサスペンション制御装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明の一実施形態によれば、サスペンション制御装置が提供される。このサスペンション制御装置は、車両の車体と車輪の各々との間にそれぞれ配置され、外部からの指令により減衰特性が変化する減衰力調整式緩衝器と、前記車体と前記車輪の各々との間の相対変位に基づく物理量を検出または推定する物理量抽出部と、前記減衰力調整式緩衝器の各々の減衰特性を制御する制御装置と、を備える。前記制御装置は、前記物理量抽出部から出力される前記物理量から前記車体に働く総外力を算出する外力算出部と、車両操作による荷重移動に伴って前記減衰力調整式緩衝器の各々に加わる操作起因力を算出する操作力算出部と、前記外力算出部で算出した前記総外力から前記操作力算出部で算出した前記操作起因力を切り分けて、路面入力に起因する外力を求める車両挙動抽出手段と、を備える。【０００７】
本発明の一実施形態によれば、外力算出部で算出した総外力から操作力算出部で算出した操作起因力を切り分けて、路面入力に起因する外力を求めることができる。換言すれば、例えば車高センサ等の物理量抽出部により検出、推定される車体と車輪の間の相対変位（物理量）から、ドライバの操作に起因した慣性力により生じる相対変位を減算することで、路面入力による相対変位とドライバ操作による相対変位を切り分けることができ、乗り心地制御で寄与率が高いばね上速度の推定精度を向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】第１の実施の形態によるサスペンション制御装置が適用された自動車を示す斜視図である。
【図２】図１の自動車において状態推定部の設計に用いる車両モデルを示す説明図である。
【図３】図１に示す自動車の乗り心地制御を行うコントローラの制御ブロック図である。
【図４】図３中の状態推定部を具体化して示す制御ブロック図である。
【図５】横加速度による自動車の荷重移動を示す説明図である。
【図６】前後加速度による自動車の荷重移動を示す説明図である。
【図７】サスペンション装置の動作原理を示す模式図である。
【図８】４輪それぞれの相対変位をタイムチャートで示す特性線図である。
【図９】自動車の操舵角、ばね上変位、ばね上速度および指令電流の特性をタイムチャートで示す特性線図である。
【図１０】自動車のばね上における上下加速度の振動周波数に対する特性を示す特性線図である。
【図１１】第２の実施の形態による状態推定部を具体化して示す制御ブロック図である。
【図１２】第３の実施の形態による状態推定部の一部を具体化して示す制御ブロック図である。
【図１３】第４の実施の形態による状態推定部の一部を具体化して示す制御ブロック図である。
【図１４】図１３中のダンパ応答遅れ演算部を具体化して示す制御ブロック図である。
【図１５】第４の実施の形態による応答遅れを考慮した減衰力の特性を示す特性線図である。
【図１６】第５の実施の形態による制御指令応答遅れ演算部を示す制御ブロック図である。
【図１７】第５の実施の形態による制御指令の応答遅れを考慮した電流値の特性を示す特性線図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
以下、本発明の実施の形態によるサスペンション制御装置を、４輪自動車に適用した場合を例に挙げ、添付図面に従って詳細に説明する。
【００１０】
なお、説明の煩雑化を避けるために、車両の各車輪位置等には、左前（ＦＬ），右前（ＦＲ），左後（ＲＬ），右後（ＲＲ）を示す添字を、符号に付して説明する。左前、右前、左後、右後を総称するときには、符号から添字を省いて説明する。同様に、前（Ｆ），後（Ｒ）を示す添字を、符号に付して説明する。前、後を総称するときには、符号から添字を省いて説明するものとする。
【００１１】
図中、車体１は車両（自動車）のボディを構成している。車体１の下側には、例えば図２に示すように、左前輪２FL、右前輪２FR、左後輪２RL、右後輪２RR（以下、総称して車輪２という）が設けられている。車輪２は、タイヤ３を含んで構成されている。タイヤ３は、例えば路面の細かい凹凸を吸収するばねとして作用する。
【００１２】
図２に示すように、左前輪２FLと右前輪２FRとの間には、車体１のロール抑制等を行うためにスタビライザ４Fが設けられている。左後輪２RLと右後輪２RRとの間にも、同様にスタビライザ４Rが設けられている。このスタビライザ４は、車両に設けられたスタビライザ機構である。スタビライザ４は、左右に離間した一対の取付ブッシュ等を介して車体１に取付けられている。前側のスタビライザ４Fは、ロールもしくは、左前輪２FLと右前輪２FRとの間で上下動の差が発生することによって、ねじれ剛性によるスタビライザ反力を発生する。同様に、後側のスタビライザ４Rは、ロールもしくは、左後輪２RLと右後輪２RRとの間で上下動の差が発生することによって、ねじれ剛性によるスタビライザ反力を発生するものである。
【００１３】
前輪側のサスペンション装置５は、車体１と車輪２（左前輪２FL、右前輪２FR）との間に介装されている。図１、図２に示す如く、サスペンション装置５は、懸架ばねとしてのコイルスプリング６と、該コイルスプリング６と並列になって車体１と２つの車輪２（左前輪２FL、右前輪２FR）との間にそれぞれ介装された減衰力調整式緩衝器としての減衰力調整式ダンパ（以下、ダンパ７という）とにより構成されている。後輪側のサスペンション装置８は、車体１と車輪２（左後輪２RL、右後輪２RR）との間に介装されている。サスペンション装置８は、懸架ばねとしてのコイルスプリング９と、該コイルスプリング９と並列になって車体１と車輪２（左後輪２RL、右後輪２RR）との間に設けられたダンパ７とを備えている。
【００１４】
なお、前，後輪側のサスペンション装置５，８は、懸架ばねとしてのコイルスプリング６，９に替えて、例えばエアサスペンションのエアばね（図示せず）を用いる構成であってもよい。この場合は、左前輪２FL、右前輪２FR、左後輪２RL、右後輪２RR側の各エアばねに対して、作動流体（圧縮エア）を供給または排出することによって、車輪２と車体１との間の距離である車高を調整することができる。
【００１５】
ここで、前，後輪側のサスペンション装置５，８は、夫々のダンパ７が例えばセミアクティブダンパ等の減衰力調整式の油圧緩衝器を用いて構成されている。これらのダンパ７には、発生減衰力の特性（減衰特性）をハードな特性（硬特性）からソフトな特性（軟特性）に調整するため、減衰力調整バルブ等からなるアクチュエータ７Ａが付設されている。各ダンパ７は、外部からの指令によりアクチュエータ７Ａが駆動され、作動流体の流れが可変に制御されることによって減衰特性が変化する。具体的には、ダンパ７は、車体１と車輪２間の相対速度および目標減衰係数（補正減衰係数）に応じてその減衰力特性（即ち、減衰特性）が調整される。即ち、コントローラ１１は、相対速度および目標減衰係数に応じた指令電流ｉ（図３参照）を出力する。ダンパ７は、コントローラ１１から出力される指令電流ｉに応じた減衰力を発生させる。
【００１６】
車高センサ１０は、車体１の各輪（左前輪２FL、右前輪２FR、左後輪２RL、右後輪２RR）側に合計４個設けられている。これらの車高センサ１０は、車高検出装置であり、サスペンション装置５，８の伸長または縮小に応じた車高を、各車輪２側の車高として個別に検出する。合計４個の車高センサ１０は、夫々の車高の検出信号をコントローラ１１に出力する。これらの車高センサ１０は、車体１と各車輪２の間の相対変位に基づく物理量（即ち、上下方向の力および／または上下位置）を検出、推定する物理量抽出部を構成している。但し、一般的に相対変位を求める加速度センサ等は、物理量抽出部に含まれない。物理量抽出部の具体例としては、車高センサの他に、例えば各輪側の荷重センサであってもよい。他にも、レーザー式センサを用いたシステム構成でも相対変位を算出できれば適用できる。
【００１７】
コントローラ１１は、マイクロコンピュータ等からなり、ダンパ７の減衰特性を制御する制御装置を構成している。コントローラ１１の入力側は、車高センサ１０に接続されると共に、車両の加減速、車速、操舵角に代表される各種の車両情報が伝送されるＣＡＮ１２（Controller Area Network）に接続されている。コントローラ１１は、ＣＡＮ１２を介して車両の加減速、車速、操舵角等の情報を取得することができる。また、コントローラ１１の出力側は、ダンパ７のアクチュエータ７Ａに接続されている。コントローラ１１は、前記車高、加減速、車速および操舵角等の情報に基づいて車体１のばね上速度を推定する。コントローラ１１は、推定したばね上速度に基づいてダンパ７が発生すべき減衰特性を演算する。コントローラ１１は、演算結果による減衰特性に応じた指令電流ｉをアクチュエータ７Ａに出力し、ダンパ７の減衰特性を制御する。
【００１８】
図３に示すように、コントローラ１１は、車両の状態を推定する状態推定部１３と、状態推定部１３による推定結果に基づいて減衰特性（即ち、指令電流ｉ）を求める演算部１４とを備えている。この演算部１４は、状態推定部１３による推定結果としての後述の路面外乱相対変位から前記ばね上速度を推定し、推定したばね上速度に基づいてダンパ７が発生すべき減衰特性を求める。さらに、コントローラ１１の演算部１４は、前記減衰特性に応じた指令電流ｉをアクチュエータ７Ａに出力し、ダンパ７の減衰特性を可変に制御する。
【００１９】
コントローラ１１の状態推定部１３は、図４に示すように、各車高センサ１０から出力される車高センサ値（即ち、物理量抽出部による物理量）とＣＡＮ情報から車体１に働く総外力（例えば、路面入力とドライバ起因入力を含む）を算出する外力算出部としての外力算出部１５と、ＣＡＮ１２からの信号を処理する信号処理部１６と、車体１の上下力を求める上下力算出部としての上下力算出部１７と、ダンパ減衰力推定部１８、前輪ばね力推定部１９、ドライバ入力によりばね上に発生する力の合力からドライバ入力起因の上下相対加速度を算出する、上下の相対加速度算出部２０、さらに相対速度算出部２１、相対変位算出部２２および路面外乱相対変位算出部としての車両挙動抽出部２３とを含んで構成されている。なお、物理量抽出部による物理量として車高センサ値を用いた場合、外力算出部１５から出力される値は、総外力による車高変化分を含む総車高値となる。
【００２０】
前記信号処理部１６は、ＣＡＮ１２またはコントローラ１１が計測した実指令値からの信号に基づいてＦＢ（フィードバック）制御指令を出力するＦＢ制御指令部１６Ａと、ＣＡＮ１２からの信号（例えば、車両の操舵角信号および車速信号等）に基づいて車両に働く横加速度Ａyを算出する横加速度算出部１６Ｂと、ばね上質量算出部１６Ｃと、前後加速度算出部１６Ｄとを含んで構成されている。
【００２１】
ここで、前後加速度算出部１６Ｄは、ＣＡＮ１２からの信号（例えば、車両の加速信号および／または減速信号等）に基づいて車両に働く前後加速度Ａxを算出するものである。前記ばね上質量算出部１６Ｃは、ＣＡＮ１２からの信号に従って車体１の質量（ばね上質量Ｍ）を推定するものである。この場合、車体１の質量（ばね上質量Ｍ）は、予め決められた値を用いる構成としてもよい。なお、車高センサの値（車高値）を用いて算出してもよい。
【００２２】
状態推定部１３の上下力算出部１７は、例えば前輪ジャッキアップ力推定部１７Ａ、横加速度Ａyによる荷重変化算出部１７Ｂ、前輪アンチダイブスクオット力推定部１７Ｃおよび前後加速度Ａxによる荷重変化算出部１７Ｄを含んで構成されている。上下力算出部１７は、ダンパ減衰力推定部１８および前輪ばね力推定部１９と一緒に外力算出部を構成している。この外力算出部は、車両操作（ドライバによる運転操作、ドライバなしの自動運転操作を含む）による荷重移動に伴って各輪のダンパ７（減衰力調整式緩衝器）に加わる操作起因力を算出するものである。
【００２３】
前輪ジャッキアップ力推定部１７Ａは、横加速度算出部１６Ｂで求めた横加速度Ａyに基づいて、後述の数１０〜１７式により、ジャッキアップ・ダウン力ＪＦFL，ＪＦFR，ＪＦRL，ＪＦRRを推定演算して求める。横加速度Ａyによる荷重変化算出部１７Ｂは、ばね上質量算出部１６Ｃによるばね上質量Ｍと前記横加速度Ａyとに基づいて、後述の数３〜７式により、各車輪２に加わる荷重ΔＷ（即ち、輪荷重ΔＷFL，ΔＷFR，ΔＷRL，ΔＷRR）の変化を算出する。
【００２４】
前輪アンチダイブスクオット力推定部１７Ｃは、前後加速度算出部１６Ｄで求めた前後加速度Ａxに基づいて、後述の数２２〜２９式により、前輪アンチダイブスクオット力ＧＦFL，ＧＦFR，ＧＦRL，ＧＦRRを推定演算して求める。前後加速度Ａxによる荷重変化算出部１７Ｄは、ばね上質量算出部１６Ｃによるばね上質量Ｍと前記前後加速度Ａxとに基づいて、後述の数１８，１９式により、前後加速度Ａxで各輪に生じる荷重ΔＷAxの変化を算出する。
【００２５】
状態推定部１３のダンパ減衰力推定部１８は、ＦＢ制御指令部１６Ａからの指令と後述の相対速度算出部２１（ばね上速度推定部）により求めた推定ばね上速度としての相対速度（ΔＸ21offset／ｄｔ）とに基づいて各輪のダンパ７の減衰特性を求める減衰特性判断部を構成している。換言すると、ダンパ減衰力推定部１８はダンパ減衰力Ｆdaを下記の数２式のように、推定演算により求める。このうち、係数ｃは減衰係数である。
【００２６】
【数１】
2019187223.tif 000003
【００２７】
【数２】
2019187223.tif 000004
【００２８】
前輪ばね力推定部１９は、後述の相対変位算出部２２によって求めた相対変位（ΔＸ21offset）に基づき前輪（左前輪２FL、右前輪２FR）に働くばね力Ｆspを、前輪ばね力（Ｆsp＝ｋΔＸ21offset）として推定演算する機能を有している。係数ｋは、ばね定数である。ダンパ減衰力推定部１８と相対速度算出部２１との間には、遅延演算子２４が設けられている。また、前輪ばね力推定部１９と相対変位算出部２２との間には、他の遅延演算子２５が設けられている。
【００２９】
上下の相対加速度算出部２０は、上下力算出部１７で算出した上下力（即ち、前輪ジャッキアップ力推定部１７Ａで求めたジャッキアップ・ダウン力ＪＦFL，ＪＦFR，ＪＦRL，ＪＦRR、荷重変化算出部１７Ｂで算出した各車輪２に加わる荷重ΔＷの変化、前輪アンチダイブスクオット力推定部１７Ｃで求めた前輪アンチダイブスクオット力ＧＦFL，ＧＦFR，ＧＦRL，ＧＦRR、および荷重変化算出部１７Ｄで算出した荷重ΔＷAxの変化）と、ダンパ減衰力推定部１８で求めた前記数２式によるダンパ減衰力Ｆdaと、前輪ばね力推定部１９で求めた前輪ばね力（Ｆsp＝ｋΔＸ21offset）と、を後述の数３４式のように合計し、各々の力（ΔＷ，ΔＷAx，ＪＦ,ＧＦ）を足し合わせて操作起因力の合力Ｍαを求め、この合力Ｍαを質量Ｍで割ることにより相対加速度αを算出する。
【００３０】
【数３】
2019187223.tif 000005
【００３１】
【数４】
2019187223.tif 000006
【００３２】
図４に示す相対速度算出部２１は、相対加速度算出部２０で算出した相対加速度αを積分して相対速度（ΔＸ21offset／ｄｔ）を算出する。相対変位算出部２２は、相対速度算出部２１で算出した相対速度（ΔＸ21offset／ｄｔ）を積分して相対変位（ΔＸ21offset）を算出する。
【００３３】
車両挙動抽出部２３は、前記外力算出部１５で算出した前記総外力から前記操作力算出部で算出した前記操作起因力を切り分けて、路面入力に起因する外力を求める車両挙動抽出部を構成している。換言すると、車両挙動抽出部２３は、ドライバ操作による相対変位（ΔＸ21offset）を、車高センサ１０によるセンサ値から引くことにより、路面外乱による相対変位（即ち、路面外乱相対変位）を算出するものである。
【００３４】
換言すると、コントローラ１１（制御装置）の状態推定部１３は、車体１の上下力を求める上下力算出部としての上下力算出部１７と、上下力算出部１７により求めた上下力から加速度αを算出する加速度算出部としての相対加速度算出部２０と、相対加速度算出部２０により算出した加速度αから車体１のばね上速度としての相対速度（ΔＸ21offset／ｄｔ）を推定するばね上速度推定部としての相対速度算出部２１と、相対速度算出部２１により求めた相対速度（ΔＸ21offset／ｄｔ）に基づいて各輪のダンパ７の減衰特性を、前記数２式によるダンパ減衰力Ｆdaとして求めるダンパ減衰力推定部１８（減衰特性判断部）と、を含んで構成されている。
【００３５】
このうち、上下力算出部１７（例えば、前輪ジャッキアップ力推定部１７Ａ、横加速度Ａyによる荷重変化算出部１７Ｂ、前輪アンチダイブスクオット力推定部１７Ｃおよび前後加速度Ａxによる荷重変化算出部１７Ｄ）は、ダンパ減衰力推定部１８および前輪ばね力推定部１９と共に、車両操作（ドライバによる運転操作、ドライバなしの自動運転操作を含む）による荷重移動に伴って各輪のダンパ７（減衰力調整式緩衝器）に加わる操作起因力を算出する外力算出部を構成している。
【００３６】
例えば、車両の走行中にドライバの操作により生じる相対変位は、図５に示すように、横加速度Ａyにより生じる荷重移動とジャッキアップ・ダウン力と、図６に示すように、前後加速度Ａxにより生じる荷重移動とリフトアップ・ダウン力とから算出される。図５と図６とは、それらの力が加わる状況のイメージ図である。
【００３７】
図５に示すように、車体１と車輪２との間において、横加速度Ａyにより生じる相対変位をΔＸ21offsetとすると、乗り心地制御用の相対変位Ｘ21left，Ｘ21rightは、下記の数５，６式に示すように、車高センサ１０の検出値（相対変位Ｘ21）から加減算することで算出される。
【００３８】
【数５】
2019187223.tif 000007
【００３９】
【数６】
2019187223.tif 000008
【００４０】
次に、各車輪２に加わる荷重ΔＷ（即ち、輪荷重ΔＷFL，ΔＷFR，ΔＷRL，ΔＷRR）は、ばね上重心Ｇの高さをｈｇ［ｍ］とし、横加速度をＡy［ｍ/ｓ2]、ロールにより発生するロール角をθroll［deg］、車両重量としてのばね上質量をＭ［ｋｇ］、車両幅をＴ［ｍ］とすると、下記の数７〜１０式により算出することができる。図２に示す車両幅Ｔの半分幅Ｔ／２は、数７〜１０式中の幅ＴFl，ＴFr，ＴRl，ＴRrに該当する寸法である。この場合、ロール角θrollは、簡略化するため、下記の数１１式のように、角度が零（θroll＝０）として計算しても良い。
【００４１】
【数７】
2019187223.tif 000009
【００４２】
【数８】
2019187223.tif 000010
【００４３】
【数９】
2019187223.tif 000011
【００４４】
【数１０】
2019187223.tif 000012
【００４５】
【数１１】
2019187223.tif 000013
【００４６】
前記数７〜１０式により算出される横加速度Ａyにより生じる各輪の荷重ΔＷ（即ち、輪荷重ΔＷFL，ΔＷFR，ΔＷRL，ΔＷRR）の変化は、下記の数１２，１３式で示すように、相対加速度αyに各輪のばね上質量Ｍを乗じた値と等しくなるため、各輪に生じる荷重ΔＷから相対加速度αyを算出でき、この値を積分することで相対変位（ΔＸ21offset）が算出される。
【００４７】
【数１２】
2019187223.tif 000014
【００４８】
【数１３】
2019187223.tif 000015
【００４９】
また、ジャッキアップ・ダウン力ＪＦFL，ＪＦFR，ＪＦRL，ＪＦRRは、横加速度Ａyが正（Ａy＞０）の場合に下記の数１４〜１７式で表すことができる。このうち、係数ＰＣFl，ＮＣFr，ＰＣRl，ＮＣRrは比例係数である。
【００５０】
【数１４】
2019187223.tif 000016
【００５１】
【数１５】
2019187223.tif 000017
【００５２】
【数１６】
2019187223.tif 000018
【００５３】
【数１７】
2019187223.tif 000019
【００５４】
横加速度Ａyが零以下（Ａy≦０）の場合に、ジャッキアップ・ダウン力ＪＦFL，ＪＦFR，ＪＦRL，ＪＦRRは、下記の数１８〜２１式で算出される。このうち、係数ＮＣFl，ＰＣFr，ＮＣRl，ＰＣRrは比例係数である。
【００５５】
【数１８】
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【００５６】
【数１９】
2019187223.tif 000021
【００５７】
【数２０】
2019187223.tif 000022
【００５８】
【数２１】
2019187223.tif 000023
【００５９】
一方、図６に示すように、前後加速度Ａxにより生じる相対変位をΔＸ21Offsetとし、ばね上重心Ｇの高さｈｇ、ホイールベースの寸法Ｌwbsとし、前後加速度をＡx［ｍ/ｓ2]、ピッチにより発生するピッチ角をθpitch［deg］、車両重量としてのばね上質量をＭ［ｋｇ］とすると、前後加速度Ａxにより各輪に生じる荷重ΔＷAxの変化は、下記の数２２式によりを算出することができる。なお、簡略化のため生じるピッチ角θpitchは、下記の数２３式のように、零とほぼ等しい値（θpitch≒０）とする。
【００６０】
【数２２】
2019187223.tif 000024
【００６１】
【数２３】
2019187223.tif 000025
【００６２】
前後加速度Ａxにより生じる相対加速度αxは、下記の数２４式として表すことができ、前後加速度Ａxにより各輪に生じる荷重ΔＷAxの変化は、下記の数２５式として表すことができる。
【００６３】
【数２４】
2019187223.tif 000026
【００６４】
【数２５】
2019187223.tif 000027
【００６５】
前後加速度Ａxにより生じるダイブ・スクオットによって、車体１側のばね上にサスペンションジオメトリによるリフトアップ・ダウン力（即ち、前輪アンチダイブスクオット力ＧＦFL，ＧＦFR，ＧＦRL，ＧＦRR）が発生する。この力ＧＦFL，ＧＦFR，ＧＦRL，ＧＦRRは、前後加速度Ａxとの比例関係がある。このため、前後加速度Ａxが正（Ａx＞０）の場合は、前輪アンチダイブスクオット力ＧＦFL，ＧＦFR，ＧＦRL，ＧＦRRを、下記の数２６〜２９式により算出することができる。このうち、係数ＡＣFl，ＡＣFr，ＡＣRl，ＡＣRrは、車両加速時の比例係数である。
【００６６】
【数２６】
2019187223.tif 000028
【００６７】
【数２７】
2019187223.tif 000029
【００６８】
【数２８】
2019187223.tif 000030
【００６９】
【数２９】
2019187223.tif 000031
【００７０】
前後加速度Ａxが零以下（Ａx≦０）の場合は、前輪アンチダイブスクオット力ＧＦFL，ＧＦFR，ＧＦRL，ＧＦRRを、下記の数３０〜３３式により算出することができる。このうち、係数ＤＣFl，ＤＣFr，ＤＣRl，ＤＣRrは、車両減速時の比例係数である。
【００７１】
【数３０】
2019187223.tif 000032
【００７２】
【数３１】
2019187223.tif 000033
【００７３】
【数３２】
2019187223.tif 000034
【００７４】
【数３３】
2019187223.tif 000035
【００７５】
図４に示す上下の相対加速度算出部２０は、前記数１４〜２１式により前輪ジャッキアップ力推定部１７Ａで求めたジャッキアップ・ダウン力ＪＦFL，ＪＦFR，ＪＦRL，ＪＦRRと、前記数７〜１３式により荷重変化算出部１７Ｂで算出した各車輪２に加わる荷重ΔＷの変化と、前記数２６〜３３式により前輪アンチダイブスクオット力推定部１７Ｃで求めた前輪アンチダイブスクオット力ＧＦFL，ＧＦFR，ＧＦRL，ＧＦRRと、荷重変化算出部１７Ｄで算出した荷重ΔＷAxの変化と、前記数２６〜３３式によりダンパ減衰力推定部１８で求めたダンパ減衰力Ｆdaと、前輪ばね力推定部１９で求めた前輪ばね力（ｋΔＸ21offset）と、を後述の数３４式のように合計し、各々の力（ΔＷ，ΔＷAx，ＪＦ,ＧＦ）を足し合わせて操作起因力の合力Ｍαを求める。この上で、上下の相対加速度算出部２０は、合力Ｍαを質量Ｍで割ることにより、前記数３，４式のように相対加速度αを算出する。
【００７６】
【数３４】
2019187223.tif 000036
【００７７】
第１の実施の形態によるサスペンション制御装置は、上述の如き構成を有するもので、次に、その制御動作について説明する。
【００７８】
コントローラ１１の状態推定部１３は、各車高センサ１０の車高情報とＣＡＮ１２からの信号とに基づいてばね上状態量を推定する。しかし、この場合のばね上状態量は、例えば図７に示すサスペンション装置５，８の動作原理図のように、ドライバの操作で発生するばね上変位（操舵、制動）と、路面入力により生じる相対変位とを切り分けない限り、ばね上状態量は、推定精度が低下する虞れがある。
【００７９】
そこで、第１の実施の形態では、状態推定部１３の上下の相対加速度算出部２０において、前輪ジャッキアップ力推定部１７Ａで求めたジャッキアップ・ダウン力ＪＦFL，ＪＦFR，ＪＦRL，ＪＦRRと、荷重変化算出部１７Ｂで算出した各車輪２に加わる荷重ΔＷの変化と、前輪アンチダイブスクオット力推定部１７Ｃで求めた前輪アンチダイブスクオット力ＧＦFL，ＧＦFR，ＧＦRL，ＧＦRRと、荷重変化算出部１７Ｄで算出した荷重ΔＷAxの変化と、ダンパ減衰力推定部１８で求めた前記数２式によるダンパ減衰力Ｆdaと、前輪ばね力推定部１９で求めた前輪ばね力（Ｆsp＝ｋΔＸ21offset）と、を前記数３４式のように合計して操作起因力の合力Ｍαを求める。そして、この合力Ｍαを質量Ｍで割ることにより相対加速度αを算出する。
【００８０】
次に、相対速度算出部２１は、相対加速度算出部２０により算出した相対加速度αから車体１のばね上速度としての相対速度（ΔＸ21offset／ｄｔ）を推定演算し、相対変位算出部２２は、前記相対速度（ΔＸ21offset／ｄｔ）を積分して相対速度（ΔＸ21offset／ｄｔ）を算出する。即ち、相対変位算出部２２は、ドライバの操作に起因した慣性力や、ジャッキアップ・ダウンやリフトアップ・ダウン等のサスペンションジオメトリにより生じる力から生じる相対変位（ΔＸ21offset）を、車両慣性影響相対変位として算出する。
【００８１】
この上で、車両挙動抽出部２３は、外力算出部１５で算出した総外力から前記操作力算出部で算出した前記操作起因力を切り分けて、路面入力に起因する外力を求める。換言すると、車両挙動抽出部２３は、ドライバ操作による相対変位（ΔＸ21offset）を、車高センサ１０によるセンサ値から引くことにより、路面外乱による相対変位（即ち、路面外乱相対変位）を算出する。
【００８２】
かくして、第１の実施の形態によれば、路面入力による相対変位（車高センサ１０によるセンサ値）とドライバ操作による相対変位（ΔＸ21offset）とを切り分け、路面外乱による相対変位だけを路面外乱相対変位として算出することができる。これにより、乗り心地制御で寄与率が高いばね上速度の推定精度を向上させることができ、路面入力に対応した効果的な乗り心地制御を行うことができる。
【００８３】
換言すると、車両走行時の加減速や操舵といったドライバ操作により生じる慣性力や、ジャッキアップ・ダウンやリフトアップ・ダウンなどのサスペンションジオメトリにより生じる力から生じる相対変位を、各車高センサ１０によって計測されたセンサ値から除去することで、路面入力により生じる相対変位信号（即ち、路面外乱相対変位）を図３に示す演算部１４に入力することができる。
【００８４】
この上で、演算部１４は、状態推定部１３による推定結果としての路面外乱相対変位から前記ばね上速度を推定し、推定したばね上速度に基づいてダンパ７が発生すべき減衰特性を求め、この減衰特性に応じた指令電流ｉをアクチュエータ７Ａに出力し、ダンパ７の減衰特性を可変に制御することができる。
【００８５】
そこで、本実施の形態による車両状態推定の有効性を検証するために、本実施の形態によるサスペンション制御装置を実際の車両に搭載して、うねり路を走行する走行試験を行った。図８〜図１０は、その試験結果の特性を示している。この場合、走行パターンはうねり路に旋回を伴い進入、脱出を繰り返すもので、うねり路による路面入力と、操舵によるばね上の挙動の複合的な影響を評価することができる。
【００８６】
図８中に実線で示す特性線３１は、右前輪２FR側での路面入力により生じる相対変位信号（即ち、路面外乱相対変位）の特性を示している。これに対し、点線で示す特性線３２は，右前輪２FR側の車高センサ１０により計測されたセンサ値の特性を示している。次に、図８中に実線で示す特性線３３は、左前輪２FL側での路面入力により生じる相対変位信号（即ち、路面外乱相対変位）の特性を示している。これに対し、点線で示す特性線３４は，左前輪２FL側の車高センサ１０により計測されたセンサ値の特性を示している。
【００８７】
図８中に実線で示す特性線３５は、右後輪２RRでの路面入力により生じる相対変位信号（即ち、路面外乱相対変位）の特性を示している。これに対し、点線で示す特性線３６は，右後輪２RR側の車高センサ１０により計測されたセンサ値の特性を示している。次に、図８中に実線で示す特性線３７は、左後輪２RL側での路面入力により生じる相対変位信号（即ち、路面外乱相対変位）の特性を示している。これに対し、点線で示す特性線３４は，左後輪２RL側の車高センサ１０により計測されたセンサ値の特性を示している。
【００８８】
図８中に実線で示す本実施の形態の特性線３１，３３，３５，３７（路面外乱相対変位）は、点線で示す特性線３２，３４，３６，３８（車高センサ１０のセンサ値）に比較して、相対的に滑らかな変位の特性となっており、乗り心地性能が向上している、と評価することができる。
【００８９】
図９に実線で示す特性線３９は、うねり路の旋回走行時であって、本実施の形態における操舵角の特性を示している。図９中に点線で示す特性線４０は、従来技術（即ち、ドライバ操作による相対変位と路面入力による相対変位を切り分けていない場合）の操舵角の変化を示している。また、実線で示す特性線４１は、本実施の形態（即ち、ドライバ操作による相対変位と路面入力による相対変位を切り分けた場合）のばね上変位の特性を示している。これに対し、点線で示す特性線４２は、従来技術のばね上変位の特性を示している。
【００９０】
次に、図９に実線で示す特性線４３は、うねり路の旋回走行時であって、本実施の形態におけるばね上速度の特性を示している。これに対し、点線で示す特性線４４は、従来技術のばね上速度の特性を示している。また、実線で示す特性線４５は、本実施の形態（即ち、ドライバ操作による相対変位と路面入力による相対変位を切り分けた場合）の指令電流の特性を示している。点線で示す特性線４６は、従来技術の指令電流の特性を示している。
【００９１】
図９に示す特性線４０〜４６により、操舵入力とうねり路入力が複合して起こるタイミング（例えば、図９中の時間ｔ１〜ｔ２）では、点線で示す従来技術の特性線４６のように、指令電流が誤指令として出ていることが分かる。このために、従来技術では、この誤指令により乗り心地が全体的に悪化している、と考えられる。即ち、従来技術では、ドライバ入力により生じるばね上変位を、路面入力に起因した変位と判断し、誤った制御を行っていたと思われる。
【００９２】
図１０に実線で示す特性線４７は、本実施の形態におけるばね上加速度のＰＳＤ値を振動周波数との関係で示している。図１０中に点線で示す特性線４８は、従来技術（即ち、ドライバ操作による相対変位と路面入力による相対変位を切り分けていない）のばね上加速度のＰＳＤ値を示している。特性線４７（本実施の形態のばね上加速度のＰＳＤ値）からも、従来技術（特性線４８）に比較して車両の乗り心地が全体的に向上していることが分かる。
【００９３】
このように、第１の実施の形態によれば、ドライバ操作による相対変位と路面入力による相対変位を切り分ける制御を行うことにより、ばね上推定精度の向上ができ、乗り心地性能を向上することが可能である。換言すると、従来技術のような誤指令が減るので、図１０に実線で示す特性線４７のように、高周波域での乗り心地を改善することができる。
【００９４】
従って、第１の実施の形態によれば、ドライバの加減速や操舵によるばね上挙動の影響による乗り心地制御用のばね上速度推定の精度を向上することが可能となり、例えば図１、図２に示す車両（自動車）の乗り心地性能を向上させることができる。また、サスペンションジオメトリに起因したドライバ操作により生じるジャッキアップ・ダウン力やリフトアップ・ダウン力を考慮することで、サスペンションの形式や仕様で生じる相対変位の推定値の精度を向上させることができる。
【００９５】
また、第１の実施の形態によれば、ドライバ操作による相対変位と路面入力による相対変位を切り分けることで、旋回時や加減速時における乗り心地制御の誤制御を低減することができ、乗り心地性能を向上できる。しかも、車高センサ１０のみでも、従来のばね上加速度センサを用いたシステムと同等の乗り心地性能を実現することができ、車高センサ１０を用いたセミアクティブサスペンションシステムの市場価値を高めることができる。
【００９６】
次に、図１１は第２の実施の形態を示している。本実施の形態の特徴は、物理量抽出部（車高センサ）から算出される変位等からばね上質量を推定し、車両の乗員数や積載重量が変化した場合にも、ばね上質量の増減による相対変位値の推定精度のロバスト性を向上させることにある。なお、第２の実施の形態では、前記第１の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。
【００９７】
第２の実施の形態で採用した状態推定部１３の信号処理部５１は、前記第１の実施の形態で述べた信号処理部１６と同様に、ＣＡＮ１２からの信号に基づいてＦＢ（フィードバック）制御指令を算出するＦＢ制御指令部５１Ａと、ＣＡＮ１２からの信号（例えば、車両の操舵角信号および車速信号等）に基づいて車両に働く横加速度Ａyを算出する横加速度算出部５１Ｂと、ばね上質量算出部５１Ｃと、前後加速度算出部５１Ｄとを含んで構成されている。
【００９８】
しかし、信号処理部５１のばね上質量算出部５１Ｃは、ＣＡＮ１２からの信号（例えば、各車高センサ１０のセンサ値を含む信号等）に基づいて車体１の質量（ばね上質量Ｍ）を推定し算出する機能を有している。この場合のばね上質量算出部５１Ｃは、車高センサ１０を用いた質量推定ロジックから推定した質量値を用いることで、ばね上質量Ｍの増減による相対変位値の推定精度のロバスト性を向上することができる。
【００９９】
かくして、このように構成される第２の実施の形態によれば、横加速度Ａyによる荷重変化算出部１７Ｂにおいて、ばね上質量算出部５１Ｃによるばね上質量Ｍと横加速度Ａyとに基づいて、前記数３〜７式により各車輪２に加わる荷重ΔＷ（即ち、輪荷重ΔＷFL，ΔＷFR，ΔＷRL，ΔＷRR）の変化を算出するときに、質量Ｍを変数とし、車高センサ１０を用いた質量推定ロジックから推定した質量値を用いることができる。
【０１００】
また、前後加速度Ａxによる荷重変化算出部１７Ｄにおいても、ばね上質量算出部５１Ｃによるばね上質量Ｍと前後加速度Ａxとに基づいて、前記数１８，１９式により前後加速度Ａxで各輪に生じる荷重ΔＷAxの変化を算出するときに、質量Ｍを変数とし、車高センサ１０を用いた質量推定ロジックから推定した質量値を用いることができる。
【０１０１】
さらに、上下の相対加速度算出部２０（加速度算出部）は、上下力算出部１７等で求めた上下力（操作起因力）と、ばね上質量算出部５１Ｃ（質量算出部）によるばね上質量Ｍとを用いて、相対加速度αを前記数３，４式のように算出することができる。
【０１０２】
このため、前記数１３，２５式により、ドライバの操舵による横加速度，前後加速度から相対変位のオフセット量を導出する際に、車高センサ１０を用いた質量推定ロジックから推定した質量値を用いて除算を行うことができ、ばね上質量Ｍの増減による相対変位値の推定精度のロバスト性を向上させることが可能となる。
【０１０３】
従って、第２の実施の形態によれば、乗員数や積載重量が変化しても、物理量抽出部（例えば、車高センサ１０）から算出される変位等から推定したばね上質量を用いて加速度を算出することができるので、ばね上質量Ｍの変化による影響を直接的に考慮することができる。この結果、重量変化時の推定精度を改善することができ、車両の乗り心地を向上することができる。
【０１０４】
次に、図１２は第３の実施の形態を示している。本実施の形態の特徴は、ドライバの操作に起因した慣性力や、サスペンションジオメトリにより生じる力として、前記ジャッキアップ・ダウン力（ＪＦ）、リフトアップ・ダウン力（ＧＦ）の他に、ダンパの発生する力であるガス反力（ＫGas）、フリクション（ＫFriction）、油圧（ＫOil）、減衰力応答（Ｔdelay）等も考慮する構成としたことにある。なお、第２の実施の形態では、前記第１の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。
【０１０５】
上下の相対加速度算出部２０の入力側には、上下力算出部１７（即ち、前輪ジャッキアップ力推定部１７Ａ、荷重変化算出部１７Ｂ、前輪アンチダイブスクオット力推定部１７Ｃおよび荷重変化算出部１７Ｄ）と、ダンパ減衰力推定部１８と、前輪ばね力推定部１９とが接続されている。しかし、第３の実施の形態においては、上下の相対加速度算出部２０の入力側に、さらに、スタビばね力推定部６１、ダンパガス圧力推定部６２、ダンパフリクション推定部６３、ダンパオイル弾性力推定部６４およびサスペンションブッシュ力推定部６５が接続されている。
【０１０６】
スタビばね力推定部６１は、図２に示す前輪側のスタビライザ４Fのねじれ剛性によるスタビライザ反力を、ロールもしくは、左前輪２FLと右前輪２FRとの間で上下動の差から推定演算する。また、図２に示す後輪側のスタビライザ４Rについても、同様にねじれ剛性によるスタビライザ反力を、ロールもしくは、左後輪２RLと右後輪２RRとの間で上下動の差から推定演算する。
【０１０７】
ダンパガス圧力推定部６２は、前，後輪側のサスペンション装置５，８において、図１、図２に示すコイルスプリング６，９に替えて、エアサスペンションのエアばね（図示せず）を用いる構成とし、左前輪２FL、右前輪２FR、左後輪２RL、右後輪２RR側の各エアばねに対して、供給または排出される作動流体（圧縮エア）のガス反力（ＫGas）を、ダンパガス圧力として推定演算する。
【０１０８】
ダンパフリクション推定部６３は、各ダンパ７の摺動部における摩擦抵抗を、フリクション（ＫFriction）として推定演算する。ダンパオイル弾性力推定部６４は、各ダンパ７内に封入された作動流体（オイル）の油圧（ＫOil）を、ダンパオイル弾性力として推定演算する。サスペンションブッシュ力推定部６５は、サスペンションの構成要素として各ダンパ７に設けられたブッシュとマウントを等価ばね定数（ＫBushing）として推定演算するものである。
【０１０９】
また、前，後輪側のサスペンション装置５，８における減衰力応答（Ｔdelay）についても、推定精度をあげる要素として用いることが可能である。さらに、下記の数３５式には、前，後輪側のスタビライザ４F，４Rによるスタビライザ反力を加算することも可能である。
【０１１０】
下記の数３５式は、第３の実施の形態におけるサスペンション装置の運動方程式を示している。このうち、減衰力Ｆｄは下記の数３６式によって、減衰力応答（Ｔdelay）で求められ、減衰力Ｆｃは下記の数３７式により、減衰係数ｃに基づいて求められる。
【０１１１】
【数３５】
2019187223.tif 000037
【０１１２】
【数３６】
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【０１１３】
【数３７】
2019187223.tif 000039
【０１１４】
かくして、このように構成される第３の実施の形態では、上下の相対加速度算出部２０の入力側に、前輪ばね力推定部１９等の他に、スタビばね力推定部６１、ダンパガス圧力推定部６２、ダンパフリクション推定部６３、ダンパオイル弾性力推定部６４およびサスペンションブッシュ力推定部６５等を追加して接続する構成としている。このため、前記数３５式の右欄に記載の各項目を、例えば前記数３４式の左欄に追加して加算することにより、図１２に示す上下の相対加速度算出部２０において、質量Ｍで割る前の合力Ｍαの算出（推定）精度を向上することができる。
【０１１５】
次に、図１３ないし図１５は第４の実施の形態を示している。本実施の形態では、前記第３の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。しかし、第４の実施の形態の特徴は、ダンパ減衰力推定部１８と上下の相対加速度算出部２０との間に、ダンパ応答遅れ演算部７１を設ける構成としたことにある。
【０１１６】
ここで、ダンパ応答遅れ演算部７１は、図１４に示すように、立上り側の一次遅れ要素７２および立下り側の一次遅れ要素７３と、最小値選択部７４とを含んで構成されている。最小値選択部７４は、立上り側の一次遅れ要素７２を介して演算出力されるダンパ減衰力（図１５中に点線で示す特性線７５）と、立下り側の一次遅れ要素７３を介して演算出力されるダンパ減衰力（図１５中に二点鎖線で示す特性線７６）とのうち、小さい方のダンパ減衰力を選択する。
【０１１７】
これにより、ダンパ応答遅れ演算部７１の最小値選択部７４からは、図１５中に実線で示す特性線７７のようにダンパ応答遅れを考慮した減衰力を、上下の相対加速度算出部２０に対して出力することができる。なお、ダンパ減衰力推定部１８には、ＣＡＮ１２からの信号に基づいてＦＢ制御指令部１６Ａで算出されたＦＢ（フィードバック）制御指令と、相対速度算出部２１から遅延演算子２４を介して出力される相対速度の信号とが入力される。
【０１１８】
前記数３５式中の減衰力Ｆｄは、各ダンパ７の機構に依存した応答特性を有しており、各ダンパ７の応答特性には、伸び（伸長行程）と縮み（縮小行程）の相対速度に起因したものと、指令電流に起因したものがある。前記数３６式のように、これらを考慮することで推定精度を向上させることが可能である。例えば、図１４に示すダンパ応答遅れ演算部７１は、一次遅れ要素７２，７３を組合わせて構成されている。
【０１１９】
かくして、このように構成される第４の実施の形態では、図１５に実線で示す特性線７７のように応答遅れを考慮した減衰力を推定して演算し、その演算結果による減衰力Ｆｄを上下の相対加速度算出部２０へと出力することができる。このため、ドライバ操作起因による相対変位オフセットの推定精度を向上させることができる。
【０１２０】
次に、図１６および図１７は第５の実施の形態を示している。本実施の形態では、前記第３の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。しかし、第５の実施の形態の特徴は、ＦＢ制御指令部１６Ａとダンパ減衰力推定部１８との間に、制御指令応答遅れ演算部８１を設ける構成としたことにある。
【０１２１】
ここで、制御指令応答遅れ演算部８１は、図１６に示すように、立上り側の一次遅れ要素８２および立下り側の一次遅れ要素８３と、最小値選択部８４とを含んで構成されている。最小値選択部８４は、ＦＢ制御指令部１６Ａから立上り側の一次遅れ要素８２を介して出力される制御指令の電流値（図１７中に点線で示す特性線８５）と、ＦＢ制御指令部１６Ａから立下り側の一次遅れ要素８３を介して出力される制御指令の電流値（図１７中に二点鎖線で示す特性線８６）とのうち、小さい方の電流値を選択する。
【０１２２】
これにより、制御指令応答遅れ演算部８１の最小値選択部８４からは、図１７中に実線で示す特性線８７のように応答遅れを考慮した制御指令の電流値を、ダンパ減衰力推定部１８に対して出力することができる。なお、ダンパ減衰力推定部１８には、制御指令応答遅れ演算部８１（最小値選択部８４）から出力される応答遅れを考慮した制御指令と、相対速度算出部２１から遅延演算子２４を介して出力される相対速度の信号とが入力される。
【０１２３】
コントローラ１１が算出した目標減衰力から算出される指令電流（制御指令の電流値）と、実際に回路に流れる電流とはソレノイドの温度やトランジスタの温度上昇により、指令電流の立上りや立下りに影響を与える。制御指令応答遅れ演算部８１は、図１６に示す如く、一次遅れ要素８２，８３を組合わせることにより、指令電流値の応答特性を図１７に示すように、電流の立上り、立下りを考慮することで、実際に発生する減衰力を正しく推定することができ、ドライバ操作起因による相対変位オフセットの推定精度の向上が可能である。
【０１２４】
かくして、このように構成される第５の実施の形態では、図１７に実線で示す特性線８７のように応答遅れを考慮した制御指令の電流値を推定して演算し、その演算結果による電流値をダンパ減衰力推定部１８に出力することができる。このため、ドライバ操作起因による相対変位オフセットの推定精度を向上させることができる。
【０１２５】
なお、前記各実施の形態では、各輪側に設けた車高センサ１０により車体１と各車輪２の間の相対変位に基づく物理量（即ち、上下方向の力および／または上下位置）を検出、推定する物理量抽出部を構成する場合を例に説明した。しかし、本発明はこれに限らず、例えば各輪側の荷重センサにより物理量抽出部を構成してもよい。但し、一般的に相対変位を求める加速度センサ等は、物理量抽出部には含まれないものとする。
【０１２６】
また、前記各実施の形態では、状態推定部１３において、スタビライザを組み込んだ車両モデルによって車体の状態を推定するものとした。しかし、本発明はこれに限らず、スタビライザを省いた車両モデルによって車体の状態を推定してもよい。
【０１２７】
さらに、前記各実施の形態では、セミアクティブダンパからなる減衰力調整式ダンパ７で減衰力調整式緩衝器を構成する場合を例に説明した。しかし、本発明はこれに限らず、例えばアクティブダンパ（電気アクチュエータ、油圧アクチュエータのいずれか）を用いて減衰力調整式緩衝器を構成するようにしてもよい。
【０１２８】
以上説明した実施形態に基づくサスペンション制御装置として、例えば以下に述べる態様のものが考えられる。
【０１２９】
第１の態様としては、サスペンション制御装置は、車両の車体と車輪の各々との間にそれぞれ配置され、外部からの指令により減衰特性が変化する減衰力調整式緩衝器と、前記車体と前記車輪の各々との間の相対変位に基づく物理量を検出または推定する物理量抽出部と、前記減衰力調整式緩衝器の各々の減衰特性を制御する制御装置と、を備える。前記制御装置は、前記物理量抽出部から出力される前記物理量から前記車体に働く総外力を算出する外力算出部と、車両操作による荷重移動に伴って前記減衰力調整式緩衝器の各々に加わる操作起因力を算出する操作力算出部と、前記外力算出部で算出した前記総外力から前記操作力算出部で算出した前記操作起因力を切り分けて、路面入力に起因する外力を求める車両挙動抽出手段と、を備える。
【０１３０】
第２の態様としては、前記第１の態様において、前記操作起因力は、前記車両の加減速および操舵により生じる慣性力、または、サスペンションジオメトリにより生じる力を含む。第３の態様としては、前記第１の態様において、前記物理量抽出部は車高センサを備える。
【０１３１】
第４の態様としては、前記第１の態様において、前記制御装置は、前記車体の上下力を求める上下力算出部と、前記上下力算出部により求めた前記上下力から加速度を算出する加速度算出部と、前記加速度算出部により算出した前記加速度から前記車体のばね上速度を推定するばね上速度推定部と、前記ばね上速度推定部により求めた前記ばね上速度に基づいて前記減衰力調整式緩衝器の各々の減衰特性を求める減衰特性判断部と、を備える。第５の態様としては、前記第４の態様において、前記サスペンション制御装置は、前記物理量抽出部から算出される変位から前記車体の質量を求める質量算出部をさらに備え、前記加速度算出部は、前記上下力算出部により求めた前記上下力と、前記質量算出部により求めた前記質量と、を用いて前記加速度を算出する。
【０１３２】
この第５の態様によれば、上下力算出部により求めた上下力を、質量算出部により求めた質量で除することによって、加速度を算出することができる。このため、乗員数や積載重量が変化しても、物理量抽出部（車高センサ）から算出される変位等から推定したばね上質量を用いて加速度を算出することができるので、ばね上質量変化による影響を直接的に考慮することができる。この結果、重量変化時の推定精度を改善することができ、車両の乗り心地を向上することができる。
【０１３３】
以上、本発明のいくつかの実施形態について説明してきたが、上述した発明の実施形態は、本発明の理解を容易にするためのものであり、本発明を限定するものではない。本発明は、その趣旨を逸脱することなく、変更、改良され得るとともに、本発明にはその均等物が含まれる。また、上述した課題の少なくとも一部を解決できる範囲、または、効果の少なくとも一部を奏する範囲において、特許請求の範囲および明細書に記載された各構成要素の任意の組み合わせ、または、省略が可能である。
【０１３４】
本願は、２０１８年３月２７日出願の日本特許出願番号２０１８−０６００１７号に基づく優先権を主張する。２０１８年３月２７日出願の日本特許出願番号２０１８−０６００１７号の明細書、特許請求の範囲、図面及び要約書を含む全ての開示内容は、参照により全体として本願に組み込まれる。
【符号の説明】
【０１３５】
１  車体、  ２  車輪、  ４  スタビライザ（スタビライザ機構）、  ５，８  サスペンション装置、  ７  減衰力調整式ダンパ（減衰力調整式緩衝器）、  １０  車高センサ（物理量抽出部）、  １１  コントローラ（制御装置）、  １３  状態推定部、  １４  演算部、  １５  外力算出部（外力算出部）、  １６  信号処理部、  １７  上下力算出部（上下力算出部，操作力算出部）、  １８  ダンパ減衰力推定部（減衰特性判断部，操作力算出部）、  １９  前輪ばね力推定部（操作力算出部）、  ２０  上下の相対加速度算出部（加速度算出部）、  ２１  相対速度算出部（ばね上速度推定部）、  ２２  相対変位算出部、  ２３  車両挙動抽出部（車両挙動抽出部）、  ５１Ｃ  ばね上質量算出部（質量算出部）
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【国際調査報告】
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