(57)【要約】【課題】  車体姿勢制御によりロールセンタ位置が変化することによって、ストロークに対するトー角の変化特性が変化することを防止する。【解決手段】  アッパアーム５と車体とをアクチュエータ１０を介して回転自在に結合し、操舵角θ、操舵角速度θ′が大きいときほどロールセンタ位置が車体の重心に近づき且つ旋回内側に位置するようにアクチュエータ１０を制御する。ステアリングギヤボックス７と車体との相対角度をアクチュエータ９により変化させ、サイドロッド８とナックルアーム１５との結合部の位置を変化させることでトー角を変化させる。車両の挙動変化抑制のためロールセンタ位置を変化させることに伴うトー角変化を抑制し且つ横加速度Ａｙが大きいときほど旋回外輪のトーイン傾向が強くなるようにトー角を調整することで、ロールセンタ位置の変化に伴うトー角の変化を抑制しつつ左右輪の横力の総和を的確に調整することができる。【選択図】          図１
2006062454.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
車輪を回転自在に支持する車輪側部材と、
当該車輪側部材と車体側部材とを揺動可能に連結するサスペンションアームと、
当該サスペンションアームの仮想回転中心位置を変更可能な仮想回転中心位置調整手段と、
当該仮想回転中心位置調整手段により前記仮想回転中心位置を調整することに伴うトー角の変化を抑制するトー角変化抑制手段と、を備えることを特徴とする車両用サスペンション装置。
【請求項２】
前記トー角変化抑制手段は、
ステアリングホイールの回転運動を車幅方向の横運動に変換して前記車輪側部材に伝達するステアリングギヤボックスと前記車体側部材とがなす上下方向の相対角度を変更可能な相対角度可変手段と、
当該相対角度可変手段を制御し前記仮想回転中心位置調整手段により前記仮想回転中心位置を調整することに伴うトー角変化を抑制する方向に前記相対角度を変更する相対角度制御手段と、を備えることを特徴とする請求項１記載の車両用サスペンション装置。
【請求項３】
車両の旋回度合を検出する旋回度合検出手段を備え、
前記相対角度制御手段は、前記旋回度合検出手段で検出した旋回度合に応じて前記相対角度を変更することを特徴とする請求項２記載の車両用サスペンション装置。
【請求項４】
前記相対角度制御手段は、前記仮想回転中心位置の調整に伴うトー角変化を抑制し且つ前記旋回度合が大きいときほど旋回外輪のトーイン傾向が強くなる方向に前記相対角度を変更することを特徴とする請求項３記載の車両用サスペンション装置。
【請求項５】
前記相対角度制御手段は、前記旋回度合が、予め設定したしきい値よりも大きいときに前記相対角度を変更することを特徴とする請求項３又は請求項４記載の車両用サスペンション装置。
【請求項６】
前記旋回度合検出手段は前記旋回度合として横加速度を検出することを特徴とする請求項３から請求項５の何れか１項に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項７】
車両のステア特性の変化を検出するステア特性検出手段を備え、
前記相対角度制御手段は、前記仮想回転中心位置の調整に伴うトー角変化を抑制し且つ前記ステア特性検出手段で検出したステア特性の変化を抑制する方向に前記相対角度を変更することを特徴とする請求項２から請求項６の何れか１項に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項８】
前記トー角変化抑制手段は、
ステアリングホイールの回転運動を車幅方向の横運動に変換するステアリングギヤボックス及び前記車輪側部材間を連結する連結部材と前記車輪側部材との間に設けられ且つ前記連結部材と前記車輪側部材との上下方向の相対位置を可変に連結する、左右の車輪側部材それぞれに設けられた相対位置可変手段と、
当該相対位置可変手段を制御し、前記仮想回転中心位置調整手段により前記仮想回転中心位置を調整することに伴うトー角変化を抑制する相対位置制御手段と、を備えることを特徴とする請求項１記載の車両用サスペンション装置。
【請求項９】
車両の旋回度合を検出する旋回度合検出手段を備え、
前記相対位置制御手段は、前記旋回度合検出手段で検出した旋回度合に応じて前記相対位置を変更することを特徴とする請求項８記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１０】
前記旋回度合検出手段は、前記旋回度合として車体のロール角を検出することを特徴とする請求項９記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１１】
前記旋回度合検出手段は、前記旋回度合として横加速度を検出することを特徴とする請求項９記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１２】
前記仮想回転中心位置調整手段による調整前のトー角を基準トー角としたとき、
前記相対位置制御手段は、前記仮想回転中心位置の調整に伴うトー角変化を抑制し、且つ前記基準トー角に対し前記旋回度合が大きいときほど旋回外輪のトーイン傾向が強まると共に旋回内輪のトーアウト傾向が強まるように前記相対位置を変更することを特徴とする請求項８から請求項１１の何れか１項に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１３】
前記相対位置制御手段は、前記旋回外輪に比較して前記旋回内輪の方が、実際のトー角と前記基準トー角との差がより小さくなる方向に前記相対位置を変更することを特徴とする請求項１２記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１４】
前記ステアリングギヤボックスを前輪側及び後輪側に備えた車両に適用され、
前記相対位置可変手段は各車輪側部材に設けられ、
前記相対位置制御手段は、前輪に比較して後輪の方が、実際のトー角と前記基準トー角との差がより大きくなる方向に前記相対位置を変更することを特徴とする請求項１２又は１３記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１５】
操舵角速度を検出する操舵角速度検出手段を備え、
前記相対位置制御手段は、前輪の実際のトー角とこれに対応する前記基準トー角との差が、前記操舵角検出手段で検出される操舵角速度が大きいときほどより大きくなるように前記相対位置を変更することを特徴とする請求項１４記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１６】
車両のステア特性を検出するステア特性検出手段を備え、
前記相対位置制御手段は、前記ステア特性検出手段でオーバーステアであることを検出したときには、前輪に比較して後輪の方が、実際のトー角と前記基準トー角との差がより大きくなるように前記相対位置を変更することを特徴とする請求項１５記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１７】
車両の旋回度合を検出する旋回度合検出手段を備え、
前記仮想回転中心位置調整手段は、前記旋回度合検出手段で検出した旋回度合が大きいときほど前記仮想回転中心位置が車両重心に近づき且つ旋回内側に位置するように前記仮想回転中心位置を調整することを特徴とする請求項１から請求項１６の何れか１項に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１８】
前記旋回度合検出手段は前記旋回度合として操舵角及び操舵角速度を検出することを特徴とする請求項１７記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１９】
車両のステア特性を検出するステア特性検出手段を備え、
前記仮想回転中心位置調整手段は、前記ステア特性検出手段で検出されるステア特性の変化を抑制する方向に前記仮想回転中心位置を調整することを特徴とする請求項１から請求項１８の何れか１項に記載の車両用サスペンション装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車体の姿勢を制御可能な車両用サスペンション装置に関し、特に車両特性の変化を伴うことなく姿勢変化を抑制することの可能な車両用サスペンション装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、車体姿勢制御を可能とする車両用サスペンション装置としては、例えば、横加速度等の車両の旋回状態量を検出し、その旋回状態量に応じてサスペンションアッパアームの車体側取付点を上下方向に移動し、車体のロールセンタを制御することによって車体姿勢変化を抑制するものが提案されている（例えば、特許文献１参照）。
【特許文献１】特開平５−２１３０２７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
前述のように、旋回状態量に応じてサスペンションアッパアームの車体側取付点を上下方向に移動させることによって、車体の姿勢変化を抑制することができる。しかしながら、車体側取付点を上下方向に移動させると、サスペンションを構成するアッパアームの軸線とロアアームの軸線との交点であるサスペンションの仮想回転中心が変化することから、サスペンションの仮想回転中心に対する、ラックのインナボールからなるサイドロッドの回転中心が変化する。このため、車体のロールセンタの位置制御を行うと、サスペンションのストロークに対するトー角変化相当（以下、ロールステア角ともいう。）に変動が生じてしまい、これにより、車両旋回時のロールステア角がロールセンタ位置制御に連動して変化してしまうため、旋回時の車両挙動がドライバの予測とは異なる車両挙動となり、ドライバに違和感を与える場合がある。
【０００４】
また、車体のロールセンタ位置が変化することにより、旋回時の前後輪荷重分担配分が変化することによって輪荷重が変化し、輪荷重に対するタイヤ発生横力の非線形性によって、車両のステア特性が変化する場合がある。このため、旋回時の車両挙動がドライバの予測とは異なる車両挙動となり、やはりドライバに違和感を与える場合があるという問題がある。
そこで、この発明は上記従来の問題点に着目してなされたものであり、車体姿勢制御に伴う、車両特性の変化を抑制することの可能な車両用サスペンション装置を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上記目的を達成するために、本発明に係る車両用サスペンション装置は、車輪を回転自在に支持する車輪側部材と車体側部材とがサスペンションアームにより揺動可能に連結され、例えば車両の走行状態に応じて、サスペンションアームの仮想回転中心位置が仮想回転中心位置調整手段により調整されることにより、車体の姿勢変化が抑制される。そして、このサスペンションアームの仮想回転中心位置が調整されることによって生じる、車体のロール運動に伴う、前記車輪側部材により支持される車輪のトー角変化におけるトー角の変化特性の変動が、トー角変化抑制手段により抑制される。
【発明の効果】
【０００６】
本発明に係る車両用サスペンション装置は、仮想回転中心位置調整手段により仮想回転中心位置を調整することによって生じるトー角の変化を、トー角変化抑制手段により抑制するようにしたから、トー角の変化を伴うことなく仮想回転中心位置を調整することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
以下、本発明の実施の形態を説明する。
まず、第１の実施の形態を説明する。
図１は、本発明を適用した車両用サスペンション装置の斜視図であって、前輪サスペンションを斜めから見た図である。
図中、１は、サスペンションメンバであって、このサスペンションメンバ１は、図示しない車体と連結されている。２は、タイヤ及びブレーキ機構等の回転体からなる車輪であって、３は車輪２を回転自在に保持する車輪側部材（ナックル）、４及び５は、車体（車体側部材）と車輪側部材３とを揺動可能に連結するサスペンションアームであって、４はロアアーム、５はアッパアームである。ロアアーム４はサスペンションメンバ１と、また、アッパアーム５は車体と回転自在に結合され、アッパアーム５と車体とは、アッパアーム５の車体側取付点の位置を移動させるためのアクチュエータ１０を介して回転自在に結合されている。
【０００８】
また、ばね及び衝撃吸収部材から構成されるショックアブソーバ６は、ロアアーム４と車体との間に配置され、車体を支えている。
前記アクチュエータ１０は、例えば、油圧式或いは電動式のアクチュエータにより構成され、アクチュエータ１０を駆動することによりこのアクチュエータ１０が上下方向に伸縮し、これによって車体とアッパアーム５との車体側取付点が上下方向に移動する。このようにアッパアーム５の回転中心を移動させることで、このアッパアーム５の軸線とロアアーム４の軸線との交点であるサスペンションの仮想回転中心を移動させ、これによって、ロールセンタ位置を移動させるようになっている。
【０００９】
このアクチュエータ１０は、各車輪に対応して設けられ、これらアクチュエータ１０は車両の旋回状態に応じて制御され、車体の姿勢変化が大きいと予測されるときほどロールセンタ位置が車両重心により近く且つより旋回内側となるように制御することによって車両の姿勢変化を抑制するようになっている。
なお、本実施の形態では、アクチュエータ１０をアッパアーム５の車両前側に取付け、サスペンションの仮想回転中心を移動させているが、アッパアーム５の車両前側及び後側のピボットを機械的に結合し、アクチュエータ１０により連動させて移動させるようにしてもよい。また、アッパアーム５の後側のピボット部に取り付けたり、ロアアーム４の前後ピボットに取り付けたりした実施例においても、本発明は適用可能である。
【００１０】
一方、図示しないステアリングホイールに付与される操舵力は、コラムシャフト１８を介してステアリングギヤボックス７に伝達される。コラムシャフト１８の回転運動は、ステアリングギヤボックス７で並進運動に変換され、ステアリングラック１１を車幅方向に移動させる。
このステアリングラック１１は、サイドロッド８の一端と回転自在に回転結合され、サイドロッド８の他端は、ナックルアーム１５に取りつけられた結合部材１６と、回転自在に回転結合されている。これによってステアリングラック１１の横移動が、サイドロッド８、結合部材１６を介してナックルアーム１５に伝達され、車輪を回転自在に保持するナックル３が、アッパアーム５及びロアアーム４とナックル３とがそれぞれ回転自在に結合された結合点どうしを結ぶ軸周りに回動することによって転舵するようになっている。
【００１１】
前記ステアリングギヤボックス７は、このステアリングギヤボックス７と車体との相対角度を調整可能にするための回転ジョイント１２を介してサスペンションメンバ１に固定されている。前記ステアリングギヤボックス７は車幅方向中央で回転ジョイント１２によりサスペンションメンバ１に固定され、回転ジョイント１２を中心として車体の前後方向に延びる軸まわりに回転可能に取りつけられている。また、前記ステアリングギヤボックス７には、当該ステアリングギヤボックス７の回転軸からずれた位置にステアリングギヤボックス７と車体とを連結するアクチュエータ９が設けられている。このアクチュエータ９は例えば電磁式或いは油圧式のアクチュエータで構成され、このアクチュエータ９が上下方向に伸縮することによりステアリングギヤボックス７が回転ジョイント１２を中心として回動し、これによってステアリングギヤボックス７と車体との相対角度が変化するようになっている。
【００１２】
図２は、図１のステアリングギヤボッス７を、車両前方から見た図である。
ドライバが転舵を行うことにより生じたコラムシャフト１８の回転運動は、ステアリングギヤボックス７によりステアリングラック１１の車幅方向への横運動に変換され、このステアリングラック１１と回転結合されたサイドロッド８を介して、ナックルアーム１５に伝達される。前記サイドロッド８と前記ステアリングラック１１とはサイドロッドインナーボールジョイント１７で結合され、また、前記サイドロッド８と前記ナックルアーム１５とはナックルボールジョイント１６で結合されている。これらサイドロッドインナーボールジョイント１７及びナックルボールジョイント１６は、回転自在に結合可能な結合部材で構成され、これによって転舵及びサスペンションのストロークを可能としている。
【００１３】
図２に示すように、アクチュエータ９の伸縮量である変位Ｌを変えることにより、ステアリングラック１１は車体に対して相対角度の変化量ρだけ変化し、サイドロッドインナーボールジョイント１７は回転ジョイント１２を中心とする円弧上を移動する。このサイドロッドインナーボールジョイント１７の移動に伴い、ナックボールジョイント１６も移動するため、サスペンションのストロークに伴うトー角変化においてそのトー角の変化量が変動することになる。このとき、ステアリングギヤボックス７の車体に対する相対角度を変化させていることから、相対角度を制御することにより右輪及び左輪のトー角が共に変化することになる。
【００１４】
一方、車両の適所には、図３に示すように、車両の車体速度を検出するための車速センサ３１、操舵角を検出する操舵角センサ３２、車両に作用する横加速度を検出するための横加速度センサ３３、車体のロール角を検出するためのストロークセンサ或いはジャイロ等で構成されるロール角センサ３４、ロールセンタ位置算出のための各車輪位置におけるサスペンションストロークを検出するためのストロークセンサ３５、及び各アクチュエータ９及び１０の伸縮量をそれぞれ検出する変位検出センサ３６等が搭載されている。これらセンサの検出信号はコントローラ３０に入力され、コントローラ３０は、各種センサの検出信号に基づいて前記アクチュエータ９及び１０を制御するようになっている。
【００１５】
図４は、コントローラ３０で実行される演算処理の処理手順の一例を示すフローチャートである。この演算処理は予め設定された所定周期で実行される。
コントローラ３０では、まず、ステップＳ１で、各種の車両状態量を読み込む。すなわち、車速センサ３１からの車速Ｖ、操舵角センサ３２からの操舵角θ、横加速度センサ３３からの横加速度Ａｙ、ロール角センサ３４からのロール角Φ、ストロークセンサ３５からの各車輪位置におけるサスペンションストローク値を読み込む。
【００１６】
そして、前記操舵角センサ３２からの操舵角θに基づいて操舵角速度θ′を算出する。また、各車輪位置におけるサスペンションストローク値と、アクチュエータ１０の伸縮量とに基づいて、車両のロールセンタＲＣ位置を幾何学的に算出する。すなわち、図５に示すように車両のロールセンタＲＣは、サスペンションの仮想回転中心と、タイヤの接地中心とを左右それぞれ結ぶ線の交点である。したがって、このロールセンタＲＣを、前記アクチュエータ１０の変位量と前記サスペンションストローク値とから幾何学的に算出することができる。
このようにして、各種の車両状態量を検出し、また、ロールセンタＲＣを算出したならばステップＳ２に移行し、前記ロールセンタＲＣの目標位置を算出する。
【００１７】
図５に示すように、ロールセンタＲＣの位置座標を（Ｙｒｃ、Ｚｒｃ）とし、Ｙｒｃを車両中心からの車幅方向への距離、Ｚｒｃを地面からの高さとしたとき、このロールセンタＲＣの位置と、車両重心Ｍとの位置関係によって車体姿勢が変化する。つまり、ロールセンタＲＣ位置を、車体重心Ｍに近づけるほどロールモーメントは低減されることから、旋回時のロール角低減を図るため、操舵角θ及び操舵角速度θ′が大きいときほど、ロールセンタＲＣの高さＺｒｃがロール重心Ｍの高さＨに近づくように制御する（Ｚｒｃ＝Ｚｒｃ（θ，θ′））。また、ロールセンタＲＣの高さＺｒｃをロール重心Ｍに近づけるだけでは、ジャッキアップ力が増加することから、ロールセンタＲＣの位置を内外輪が発生する横力の比率に応じて旋回内側へ移動させる。すなわち、操舵角θ及び操舵角速度θ′に応じてこれらが大きいときほどロールセンタＲＣが旋回内側へ移動するように、ロールセンタＲＣの車幅方向への距離Ｙｒｃを設定する（Ｙｒｃ＝Ｙｒｃ（θ，θ′））。なお、実際には、例えば、予め実験等により、操舵角θ及び操舵角速度θ′で走行しているときのロール運動を低減可能なロールセンタＲＣの高さＺｒｃの変化量及び車幅方向距離Ｙｒｃの変化量を検出しておき、現在の操舵角θ及び操舵角速度θ′に応じてこれに対応する、ロールセンタＲＣの高さＺｒｃの変化量及び車幅方向距離Ｙｒｃの変化量を特定する。
【００１８】
以上の手順によって、前輪側及び後輪側のロールセンタＲＣ位置をそれぞれ算出する。
なお、操舵角θ及び操舵角速度θ′に対するロールセンタＲＣの高さＺｒｃの変化量及び車幅方向距離Ｙｒｃの変化量は、前輪側及び後輪側で同じ特性で変化させるようにしてもよく、或いは、前輪側及び後輪側で異なる特性で変化させるようにしてもよい。例えば、急転舵を行った場合には、後輪のロールセンタＲＣの高さを前輪に比べて高くすることで、後輪のタイヤが発生する横力をより速やかに車両に伝達することが可能となり、車両の応答性をより高めることができる。
【００１９】
このようにしてロールセンタＲＣの目標位置を算出したならば、ステップＳ３に移行し、ステアリングギヤボックス７の前記車体に対する相対角度の変化量の目標値である、目標ラック角度ρｓを、後述の手順にしたがって算出する。
次いで、ステップＳ４に移行し、変位検出センサ３６の検出信号を読み込んで、各輪に対応して設けられた各アクチュータ１０及びアクチュエータ９の伸縮量、つまり変位量を獲得し、次いでステップＳ５に移行し、各アクチュエータ９及び１０に対する制御量を算出する。
【００２０】
すなわち、ロールセンタＲＣ位置を制御するアクチュエータ１０については、ロールセンタＲＣの位置を、ステップＳ２で算出した目標ロールセンタ位置とするための制御量、つまり、ロールセンタＲＣの高さＺｒｃの変化量及び車幅方向距離Ｙｒｃの変化量だけ移動し得る各アクチュエータ１０の変位量を算出する。また、ステリングギヤボックス７の車体に対する相対角度を制御するアクチュエータ９については、車体とステアリングギヤボックス７との相対角度を、車体とステアリングギヤボックス７とがアクチュエータ９の制御が行われていない中立状態にあるときの相対角度を基準として、この基準の相対角度から目標ラック角ρｓだけ移動し得るアクチュエータ９の変位量を算出する。例えば、アクチュエータ９の変位量と、相対角度の変位量との対応を予め検出しておき、相対角度を目標ラック角ρｓだけ移動し得るアクチュエータ９の変位量を特定するようにすればよい。
【００２１】
次いで、ステップＳ６に移行し、ステップＳ５で算出した各アクチュエータの変位量を達成するよう各アクチュエータに対して制御信号を出力する。そして、図示しない上位プログラムに戻る。
図６は、図４のステップＳ４からステップＳ６の処理に相当する、コントローラ３０からアクチュエータ９又は１０までの制御出力のフローを示す。即ち、ステップＳ２及びステップＳ３で算出された目標値を実現するためのアクチュエータの変位量と実測されたアクチュエータの変位量との差に対して、所定のフィードバックゲインを乗じて油圧出力に変換し、その油圧出力を前記アクチュエータ９又は１０に供給することで、目標とするアクチュエータ変位量を達成する。つまり、アクチュエータの目標変位量の位置とアクチュエータの実変位量との差にフィードバックゲインを乗じた値が本実施形態における制御指令値になる。なお、前記フィードバックゲインは、ＰＩＤ制御や最適制御理論等により導出すればよい。
【００２２】
次に、前記アクチュエータ９によりステアリングギヤボックス７と車体との相対角度を調整することによる効果を、図７及び図８を伴って説明する。
図７に示すように、アクチュエータ１０が伸縮すると、アッパアーム５と車体との連結位置が変動し、これによってアッパアーム５の回転中心位置が変化することから、アッパアーム５の軸線とロアアーム４の軸線との交点であるサスペンションの仮想回転中心が変化する。つまり、アクチュエータ１０の作動によりアッパアーム５と車体との連結位置がＡ１、Ａ２、Ａ３と変化すると、これに伴って、アッパアーム５の回転中心位置が変化し、サスペンションの仮想回転中心位置は、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３と変化する。
【００２３】
一方、ステアリングギヤボックス７は、アクチュエータ９を作動させることにより回転ジョイント１２を中心に回転移動する。これにより、サイドロッドインナーボールジョイント１７位置が変化しナックルボールジョイント１６の位置も変化することから、図７に破線で示すサイドロッド８の軸線方向も変化する。このサイドロッド８の軸線とサスペンションの仮想回転中心とが一致した場合、ロールステア角の変化は生じないが、一致しない場合には、サスペンションのストロークによりナックルボールジョイント１６が車体内側に引き寄せられるか、若しくは車体外側へ押されることになり、トー角変化が生じることになる。これはすなわちナックルボールジョイント１６の位置を移動させることでサスペンションのストロークに対するトー角変化、つまり、ロールステア角を調整することができることを意味している。
【００２４】
図８は、サスペンションの仮想回転中心Ｂ１１、Ｂ１２が、図７の場合に比較してより高い位置にある場合を説明したものであって、すなわち、ロールセンタ位置も高い。この場合も、ステアリングギヤボックス７の相対角度を変化させることにより、サイドロッドインナーボールジョイント１７が移動することから、ナックルボールジョイント１６が移動し、トー角が変化することになる。なお、ステアリングギヤボックス７の車体に対する相対角度の制御量は、サスペンションの仮想回転中心位置によって異なり、どれだけロールセンタ位置を変化させているか、すなわち、アクチュエータ１０の変位量によって異なる。
【００２５】
ここで、前記ロールステア角は回転ジョイント１２の位置によっても変化する。すなわち、図９及び図１０に示すように、ステアリングラック１１の軸線位置から回転ジョイント１２までの距離Ｚが大きいときほど、ステアリングギヤボックス７の相対角度の変化量ρに対してロールステア角δＲＳは大きくなっている。なお、この特性は、サスペンションの仕様によって異なる。なお、図１０は、ステアリングギヤボックス７の相対角度の変化量ρに対するロールステア角δＲＳの変化特性を表したものである。左輪のロールステア角δＲＳの変化特性は、図１０においてｙ軸に対して対称な特性となる。
【００２６】
図１０に示すように、ステアリングラック１１の軸線位置から回転ジョイント１２までの距離Ｚに応じて、相対角度の変化量ρに対するロールステア角δＲＳの変化特性は変動し、ステアリングギヤボックス７の相対角度の変化量ρが大きいときほど、ロールステア角δＲＳは大きくなり、また、回転ジョイント１２までの距離Ｚが大きいときほど、相対角度の変化量ρに対するロールステア角δＲＳの変化度合が大きくなる。このとき、ロールステア角δＲＳがトーアウト方向に変化する場合には、相対角度の変化量ρが増加するに応じてロールステア角δＲＳも増加するが、相対角度の変化量ρが比較的大きい領域では、相対角度の変化量ρの増加に伴ってロールステア角δＲＳが減少する。また、トーイン方向に変化する場合とトーアウト方向に変化する場合とでは相対角度の変化量ρに対するロールステア角δＲＳの変化量が異なることから、トーイン方向に変化する場合とトーアウト方向に変化する場合とで、相対角度の変化量ρの変化に対するロールステア角δＲＳの変化が同等となるように、サスペンション特性や車両特性に応じて、回転ジョイント１２の位置、及び相対角度の変化量ρの制御範囲を設定することが望ましい。
【００２７】
また、前記アクチュエータ９の伸縮量の仕様は、サスペンションの仕様や本発明に対して期待される効果に応じて決定するようにすればよい。
次に、前記ステップＳ３での目標ラック軸ρｓの算出方法について説明する。この目標ラック軸ρｓは、横加速度センサ３３で検出された横加速度Ａｙに応じて、次式（１）にしたがって算出する。
ρｓ＝Ｋ１×Ａｙ          ……（１）
【００２８】
なお、式（１）中のＫ１は、横加速度Ａｙに対するラック角度のゲインであって、このラック角度のゲインＫ１は、横加速度Ａｙに対するロールステア角δＲＳが、図１１に示す特性となるように設定される。
図１１中、破線で示す基準のラインは、ロールセンタＲＣ位置を変更する機能及びステアリングギヤボックス７の相対角度を変化させる機能を持たない場合のロールステア角を表す。以後、このロールステア角を基準のロールステア角という。なお、図１１において横加速度Ａｙの方向は車両右方向を正としている。
【００２９】
例えば、車両横加速度Ａｙが正、すなわち、車両が左旋回している場合、横加速度Ａｙの増加に伴い、ステアリングギヤボックス７の相対角度をロールセンタＲＣ位置の変化に伴うロールステア角δＲＳの変化を抑制させる方向に変化させ、旋回外輪である右輪はトーイン方向、旋回内輪である左輪はトーアウト方向に変化させる。これによって、ロールセンタＲＣ位置の移動に伴うロールステア角の変化が抑制される。このとき、図１１に示すように、旋回外輪である右輪を、基準のロールステア角に対し、よりトーイン方向となるようにロールステア角δＲＳを変化させる。これによってタイヤ横すべり角は増加する。一方、旋回内輪である左輪は、基準のロールステア角に対し、よりトーアウト方向となるようにロールステア角δＲＳが変化することになり、タイヤ横すべり角は減少することになる。
【００３０】
図１２は、タイヤ横すべり角に対するタイヤ横力の関係を表したものである。横すべり角が増加するほど横力は大きくなり、また、輪荷重が増加するほど横力は大きくなっている。
ここで、旋回外輪である右輪は、旋回内輪である左輪に比較して輪荷重が大きいことから、発生する横力は右輪の方が大きい。したがって、この状態で、旋回外輪である右輪にトーインを付加し、旋回内輪である左輪にトーアウトを付加すると、右輪の発生横力は増加し、左輪の発生横力は減少する。一般的に、旋回外輪である右輪の方が、旋回内輪である左輪に比較して輪荷重に対するタイヤ横力の割合が小さいことから、ステアリングギヤボックス７の相対角度を変化させロールステア角を改善させることにより、旋回外輪の発生横力を高めることになって、左右輪が発生する横力の総和を高めることができることになる。すなわち、左右輪の輪荷重に対してタイヤが発生する横力の比率を左右輪で同等、若しくはタイヤ特性に準じた横力値にすることによって、タイヤ特性を十分生かした横力となるように、両輪の横力を調整することができることになる。
【００３１】
次に、上記第１の実施の形態の動作を説明する。
今、自車両が直進走行をしており、操舵角θまた操舵角速度θ′が比較的小さな値であるときには、ロールセンタＲＣの変化量は比較的小さな値に設定され、また、横加速度Ａｙが小さいことから目標ラック角度ρｓは比較的小さな値に設定される。
したがって、各アクチュエータ１０及びアクチュエータ９の変位量はほとんど変化せず、ロールセンタＲＣ位置や、ロールステア角が変化することはない。
【００３２】
この状態から旋回状態に移行するため、ドライバが操舵を行い操舵角θまた操舵角速度θ′が大きくなると、これに伴ってロールセンタＲＣ位置がより重心位置Ｍに近づき且つ旋回内側に移動するよう制御される。このため、ロールセンタＲＣ位置が重心位置Ｍに近づくことから自車両のロール運動の抑制が図られ、またこのときロールセンタＲＣ位置が旋回内側に移動することからロールセンタＲＣ位置が重心位置Ｍに近づくことによるジャッキアップの発生が防止される。
【００３３】
そして、コーナへの進入に伴い操舵角θが増加しさらに操舵角速度θ′が大きくなると、これら操舵角θ及び操舵角速度θ′が大きくロール方向への車両挙動変動がより大きくなると予測されるときほど、ロールセンタＲＣ位置は、重心位置Ｍにより近づき且つより旋回内側へと移動されることから、すなわち、ロール方向への車両挙動が大きくなると予測されるときほどより車両挙動の変化が抑制されるよう制御が行われることになって、旋回に伴うロール方向への車両挙動変化が的確に抑制されることになる。
【００３４】
また、旋回に伴い横加速度Ａｙが発生するとこれに応じてステアリングギヤボックス７の相対角度が調整され、ロールセンタＲＣ位置の変動に伴うロールステア角の変化を抑制する方向にステアリングギヤボックス７の相対角度が制御される。したがって、ロールセンタＲＣ位置の変動に伴ってロールステア角が変化することになるが、このロールステア角の変化を打ち消す方向にステアリングギヤボックス７が作用することから、ロールステア角の変化を抑制することができる。
【００３５】
また、このとき、前述の図１１に示すように、ロールセンタＲＣ位置の変動に伴うロールステア角の変動分を抑制するだけでなく、ロールセンタＲＣの位置制御やロールステア角制御を行わない場合の車両本来のロールステア角である基準のロールステア角に対し、旋回外輪の横すべり角がより増加するようにロールステア角δＲＳを調整し、このとき、横加速度Ａｙが大きいときほど横すべり角がより増加するようにロールステア角δＲＳを調整し、すなわち、横加速度Ａｙが大きく、車両が比較的急旋回していると予測されるときほど左右輪が発生する横力の総和が大きくなるように調整しているから、旋回状態に適した横力となるように調整することができ、旋回時の車両挙動をより安定させることができる。
【００３６】
また、このとき、ロールセンタＲＣ位置は、操舵角θ及び操舵角速度θ′に基づいて制御するようにしているから、姿勢変化をいち早く制御することができる。これに対し、ステアリングギヤボックス７の相対角度は、横加速度Ａｙに基づいて行うようにしているから、ロールセンタＲＣ位置の制御によるロールステア角の変化を抑制しつつ、さらに、車輪の輪荷重変化が生じるタイミングでロールステア角を調整することができ、すなわち、的確なタイミングで横力の調整を行うことができる。なお、ここでは、ロールセンタＲＣ位置やステアリングギヤボックス７の相対角度は、操舵角θ、操舵角速度θ′や横加速度Ａｙに基づいて制御するようにしているが、これに限るものではなく、旋回度合を表すパラメータに応じて制御することも可能である。しかしながら、上述のように、姿勢変化の速やかな制御や、輪荷重変化に応じたタイミングでの制御を行うことができるから、上述のように、操舵角θ、操舵角速度θ′や、横加速度Ａｙに基づいて制御するのが望ましい。
【００３７】
なお、上記第１の実施の形態においては、横加速度Ａｙに応じてステアリングギヤボックス７の相対角度を制御するようにしているが、このとき、横加速度Ａｙにしきい値Ａｙthを設け、横加速度Ａｙの絶対値がしきい値Ａｙthよりも大きいときには、目標ラック角度ρｓを前記（１）式にしたがって算出するが、横加速度Ａｙの絶対値が予め設定したしきい値Ａｙth以下であるときには、目標ラック角度ρｓは零とするようにしてもよい。なお、前記横加速度Ａｙのしきい値Ａｙthは、車両に作用する横風により生じる横加速度相当の値に設定する。
【００３８】
つまり、横加速度Ａｙの絶対値がしきい値Ａｙthよりも大きく、横風等の影響により生じる横加速度ではなく明らかに旋回に伴う横加速度であるとみなすことの可能なときに、横加速度Ａｙに応じてアクチュエータ９を作動し、ステアリングギヤボックス７の相対角度を調整することにより、アクチュエータ１０によるロールセンタ位置の制御に伴うロールステア角の変動を抑制する。逆に横加速度Ａｙの絶対値がしきい値Ａｙth以下であって旋回による横加速度Ａｙが発生している状態ではないとみなすことの可能なときには、ステアリングギヤボックス７の相対角度の調整は行わない。これによって、例えば実際には、横風等によって横加速度が発生している状態であり、実際には旋回していない状態であって、車体がロール運動をしておらずアクチュエータ１０によるロールセンタ位置の制御が行われていない状態であるにも関わらず、ステアリングギヤボックス７の相対角度が調整され、不必要にロールステア角の調整が行われることによって車両のステア特性が変化し、かえってドライバに違和感を与えることを回避することができる。
【００３９】
図１３は、横加速度Ａｙにしきい値を設けた場合の、横加速度Ａｙに対するロールステア角δＲＳの変化特性を表したものである。図１１と同様に、破線で示す基準のラインは、基準のロールステア角を表す。
図１３に示すように、横加速度Ａｙの絶対値がしきい値Ａｙth以下である間は、ステアリングギヤボックス７の相対角度の調整は行わないから、横風等により横加速度が生じている状態では、ロールステア角δＲＳは基準のロールステア角を維持する。したがって、ロールセンタＲＣ位置の制御が行われず、その位置が変化していない状態で不要なロールステア角の制御が行われることはない。そして、横加速度Ａｙの絶対値がしきい値Ａｙthを超えると、基準のロールステア角に対し、横加速度Ａｙが大きいときほど旋回外輪の横すべり角がより大きくなるようにロールステア角δＲＳが制御され、上述のように、ロールセンタＲＣ位置制御によるロールステア角の変化が抑制されると共に、旋回状態に応じた横力が発生されることになる。
【００４０】
次に、本発明の第２の実施の形態を説明する。
この第２の実施の形態は、前記目標ロールセンタ位置及び目標ラック角度の算出方法が異なること以外は上記第１の実施の形態と同様であるので同一部には同一符号を付与しその詳細な説明は省略する。
第２の実施の形態においては、図１４のフローチャートに示すように、車両状態量を読み込んだ後（ステップＳ１）、ステップＳ２ａに移行し、車両の走行状態はオーバステアであるか、アンダーステアであるか、ニュートラルステアであるか、を判断する。具体的には、スタビリティファクタＫｓを算出する。
このステビリディファクタＫｓは、次式（２）から算出する。
Ｋｓ＝｛Ｍ（Ｋｒ・ｌｒ−Ｋｆ・ｌｆ）｝／（２Ｌ2・Ｋｆ・Ｋｒ）
……（２）
【００４１】
なお、式（２）中のＭは車両質量、Ｋｆは前輪等価コーナリングパワー、Ｋｒは後輪等価コーナリングパワー、ｌｆは重心から前輪までの距離、ｌｒは重心から後輪までの距離、Ｌはホイールベースである。Ｍ、ｌｆ、ｌｒ、Ｌは既知のパラメータであって、これらは一定値と考え、前後輪の等価コーナリングパワーＫｆ、Ｋｒを逐次推定することでスタビリティファクタＫｓが算出される。なお、Ｋｓが、負値であるときにはオーバーステア、零であるときにはニュートラルステア、正値であるときにはアンダーステアとする。
【００４２】
このようにしてスタビリティファクタＫｓを算出したならば、ステップＳ２ｂに移行し、目標ロールセンタ位置を算出する。このとき、ロールセンタＲＣの車幅方向位置Ｙｒｃは、上記第１の実施の形態と同様にして操舵角θ及び操舵角速度θ′にしたがって算出するが（Ｙｒｃ＝Ｙｒｃ（θ，θ′））、前輪側のロールセンタ高さＺｒｃｆは、次式（３）にしたがって算出する。
Ｚｒｃｆ＝Ｚｒｃｆ（θ、θ′）−Ｋ２×Ｋｓ          ……（３）
【００４３】
なお、式中のＺｒｃｆ（θ、θ′）は、操舵角θ及び操舵角速度θ′によって決定される前輪側のロールセンタ高さの基準値であって、上記第１の実施の形態におけるＺｒｃ（θ，θ′）と同様にして設定される。また、Ｋ２は、スタビリティファクタＫｓに応じて設定されるロールセンタ高さゲインである。
【００４４】
つまり、ステアリングファクタＫｓが負値であって車両状態がオーバーステアと判断されるときには、前輪側のロールセンタ高さＺｒｃｆは前記基準値Ｚｒｃｆ（θ、θ′）よりも大きな値に算出され、逆にステアリングファクタＫｓが正値であって車両状態がアンダーステアと判断されるときには、前輪側のロールセンタ高さＺｒｃｆは前記基準値Ｚｒｃｆ（θ、θ′）よりも小さな値に算出される。そして、後輪側のロールセンタ高さＺｒｃｒは、車両状態がオーバーステアであるときには前記前輪側のロールセンタ高さＺｒｃｆよりも小さく、且つ、アンダーステアであるときには前輪側のロールセンタ高さＺｒｃｆよりも大きくなり得る値に設定され、例えば、前記前輪側のロールセンタ高さの基準値Ｚｒｃｆ（θ，θ′）と同等に設定される。したがって、前輪のロールセンタ高さは、車両状態がオーバーステアであるときには前輪側のロールセンタ高さが後輪側よりも高くなり、且つ、アンダーステアであるときには後輪側のロールセンタ高さが前輪側よりも高くなるように設定される。
【００４５】
図１５は、操舵角θ及び操舵角速度θ′を一定としたときの、車両速度の違い等に起因してスタビリティファクタＫｓが変化した場合の前輪側のロールセンタ高さＺｒｃｆの変化を表したものである。ステア特性がニュートラルステアの場合には、前輪側のロールセンタ高さの基準値Ｚｒｃｆ（θ，θ′）が前輪側のロールセンタ高さとして設定される。そして、スタビリティファクタＫｓが正値方向に増加すると、スタビリティファクタＫｓの増加に反比例して前輪側のロールセンタ高さは減少し、逆にスタビリティファクタＫｓが負値方向に増加すると、スタビリティファクタＫｓの増加に比例して前輪側のロールセンタ高さは増加する。
【００４６】
つまり、アンダーステアが強まったときには、前輪ロールセンタ位置を下げ、旋回時の前後輪荷重変化配分において後輪側の配分を高めることにより、前輪側が発生する横力割合が高まり、これによってアンダーステアを弱めることが可能となる。逆に、オーバーステアのときには、前輪ロールセンタ位置を上げ、旋回時の前後荷重変化配分において前輪側の配分を弱めることにより、前輪が発生する横力割合が弱まり、これによってオーバーステアを弱めることが可能となる。
【００４７】
つまり、前記（３）式に示すように、スタビリティファクタＫｓを考慮してロールセンタ高さを設定することによって、ステア特性の変化をも考慮してロールステア量を調整することができることになる。
このようにして、目標ロールセンタ位置を算出したならば、ステップＳ３ａに移行し、次に目標ラック角度を算出する。この目標ラック角度は、次式（４）から算出する。
ρｓ＝Ｋ１×Ａｙ＋Ｋ３×Ｋｓ          ……（４）
【００４８】
なお、式（４）中のＫ１は上記第１の実施の形態と同様に、横加速度Ａｙに対するラック角度のゲイン、Ｋ３はスタビリティファクタＫｓに対するラック角度のゲインである。
つまり、スタビリティファクタＫｓの増減に応じてステアリングギヤボックス７の相対角度を変化させ、前輪の操舵角を等価的に増減させることで車両のスタビリティファクタＫｓを一定に保つようになっている。
【００４９】
前記スタビリティファクタＫｓに対するラック角度のゲインＫ３は、横加速度Ａｙを一定としたときの、車両速度の違い等に起因してスタビリティファクタＫｓが変化した場合のステアリングギヤボックス７の相対角度の変化量ρが、図１６に示す特性となるように設定される。なお、図１６において、横軸はスタビリティファクタＫｓ、縦軸はステアリングギヤボックス７の相対角度の変化量ρである。
【００５０】
前記ラック角度のゲインＫ３は、図１６に示すように、ステア特性がニュートラルステアの場合には、横加速度Ａｙに応じた相対角度の変化量ρとなり、スタビリティファクタＫｓが正値方向に増加すると、スタビリティファクタＫｓの増加に比例して相対角度の変化量ρが大きくなるように設定され、逆にスタビリティファクタＫｓが負値方向に増加すると、スタビリティファクタＫｓの増加に反比例して相対角度の変化量ρは小さくなるように設定される。
【００５１】
つまり、アンダーステアが強まったときには、前記（４）式に示すように、相対角度の変化量ρを大きくし旋回外輪のトーイン傾向を強めることによって、アンダーステアを弱めることが可能となる。逆に、オーバーステアのときには、相対角度の変化量ρを小さくし旋回外輪のトーイン傾向を弱めることによって、オーバーステアを弱めることが可能となる。
【００５２】
このようにして目標ラック角度を算出したならば、ステップＳ４に移行し、以後、上記第１の実施の形態と同様にして各アクチュエータの状態量を読み込み、各アクチュエータの制御量を算出し（ステップＳ５）、各アクチュエータへの制御信号を出力する（ステップＳ６）。
このように、この第２の実施の形態においては、車両のスタビリティファクタの変化を考慮し、このスタビリティファクタの変化を抑制する方向に、ロールセンタ位置及びステアリングギヤボックス７の相対角度を制御するようにしたから、上記第１の実施の形態と同等の作用効果を得ることができると共に、さらに、車両のスタビリティファクタを一定に保つことができる。
【００５３】
なお、上記第１及び第２の実施の形態においては、前輪側ステアリングホイールの回転運動をステアリングギヤボックスで横運動に変換しこれをナックルアームに伝達するようにした操舵機構を前輪に備えた車両に適用した場合について説明したが、これに限るものではなくこの操舵機構を後輪側に備えた車両であっても適用することができ、また、この操舵機構を前輪側及び後輪側に備えた、四輪を操舵可能な四輪操舵車両であっても適用することができる。
【００５４】
ここで、上記第１及び第２の実施の形態において、アクチュエータ１０が仮想回転中心位置調整手段に対応し、回転ジョイント１２及びアクチュエータ９が相対角度可変手段に対応し、コントローラ３０が相対角度制御手段に対応し、回転ジョイント１２、アクチュエータ９及びコントローラ３０がトー角変化抑制手段に対応し、横加速度センサ３３が旋回度合検出手段に対応している。また、図１４のステップＳ２ａでスタビリティファクタＫｓを算出する処理がステア特性検出手段に対応している。
【００５５】
次に、本発明の第３の実施の形態を説明する。
この第３の実施の形態は、本発明の車両用サスペンションを前輪側及び後輪側を操舵可能な四輪操舵車両に適用したものであって、図１７は、本発明を適用した車両用サスペンション装置の前輪サスペンションを斜めから見た図である。
図１７に示すように、上記第１の実施の形態と同様に、サスペンションアームとしてのロアアーム４はサスペンションメンバ１と、また、サスペンションアームとしてのアッパアーム５は車体と回転自在に結合され、前記アッパアーム５は、このアッパアーム５の車体側取付点の位置を移動させるためのアクチュエータ１０（仮想回転中心位置調整手段）を介して回転自在に結合されている。また、ロアアーム４と車体との間には、ばね及び衝撃吸収部材から構成されるショックアブソーバ６が配置されている。
【００５６】
前記アクチュエータ１０は、上記第１の実施の形態と同様に油圧式或いは電動式のアクチュエータにより構成され、アクチュエータ１０を駆動することによりこのアクチュエータ１０が上下方向に伸縮し、これによって車体とアッパアーム５との車体側取付点が上下方向に移動し、アッパアーム５の回転中心を移動させることで、このアッパアーム５の軸線とロアアーム４の軸線との交点であるサスペンションの仮想回転中心を移動させ、これによって、ロールセンタ位置を移動させるようになっている。このアクチュエータ１０は、各車輪に対応して設けられ、各車輪のアクチュエータ１０を車両の旋回状態に応じて制御し、車体の姿勢変化が大きいと予測されるときほどロールセンタ位置が車両重心により近く且つより旋回内側となるように制御することによって車両の姿勢変化を抑制するようになっている。
【００５７】
なお、本実施の形態においてはアッパアーム５の前側の車体側取付点にのみアクチュエータ１０を設けているが、アッパアーム５の前側及び後側のピボットを機械的に結合し、アクチュエータ１０により連動させて移動させるようにしてもよい。
一方、図示しないステアリングホイールに付与される操舵力は、コラムシャフト１８を介してステアリングギヤボックス７に伝達され、ここで並進運動に変換され、ステアリングラック１１を車幅方向に移動させる。
【００５８】
このステアリングラック１１は、図１８に示すように、サイドロッド８の一端と回転自在に回転結合されている。サイドロッド８の他端は回転自在に回転結合可能な結合部材である、ナックルボールジョイント１６を介して、ナックルアーム１５に取りつけられたアクチュエータ１９のロッド１９ａに結合されている。
以上の構成とすることにより、ステアリングラック１１の横移動が、サイドロッド８、ナッルボールジョイント１６、アクチュエータ１９を介してナックルアーム１５に伝達され、車輪を回転自在に保持するナックル３が、アッパアーム５及びロアアーム４とナックル３とがそれぞれ回転自在に結合された結合点どうしを結ぶ軸周りに回動することによって転舵するようになっている。
【００５９】
前記アクチュエータ１９は例えば電磁式或いは油圧式のアクチュエータで構成され、このアクチュエータがそのロッド１９ａを上下方向にスライドさせることにより、サイドロッド８とナックルアーム１５との相対位置が変動するようになっている。
なお、前記アクチュエータ１９のロッド１９ａのスライド量の仕様は、サスペンションの仕様や本発明に対して期待される効果に応じて決定すればよく、スライド量によっては、アクチュエータ１９をレイアウト上、ホイール内に納めるようにすることも可能である。
そして、後輪側の操舵機構においても、前輪側と同様に、サイドロッド８とナックルアーム１５とがアクチュエータ１９を介して結合され、サイドロッド８及びナックルアーム１５の端部の相対位置が変化するようになっている。
【００６０】
また、車両の適所には、図１９に示すように、上記第１の実施の形態と同様に、車両の走行速度を検出するための車速センサ３１、操舵角を検出する操舵角センサ３２、車両に作用する横加速度を検出するための横加速度センサ３３、車体のロール角を検出するためのストロークセンサ或いはジャイロ等で構成されるロール角センサ３４、ロールセンタ位置算出のための各車輪位置におけるサスペンションストロークを検出するためのストロークセンサ３５、及び各アクチュエータ１０及び１９の伸縮量をそれぞれ検出する変位検出センサ３６ａ等が搭載され、これらセンサの検出信号はコントローラ３０に入力され、コントローラ３０は、各種センサの検出信号に基づいて前記アクチュエータ１０及び１９を制御するようになっている。
【００６１】
次に、前記アクチュエータ１９により、ナックルボールジョイント１６の位置を調整することによる効果を、図２０及び図２１を伴って説明する。
図２０及び図２１に示すように、アクチュエータ１０が動作することによりアッパアーム５の回転中心が例えば、Ａ２１、Ａ２２，Ａ２３と変化すると、これによってアッパアーム５の軸線とロアアーム４の軸線との交点であるサスペンションの仮想回転中心は、Ｂ２１、Ｂ２２、Ｂ２３と移動する。
【００６２】
また、アクチュエータ１９が動作しロッド１９ａがスライドすることによりナックルボールジョイント１６の位置が移動すると、図中に破線で示すように、サイドロッド８の延長線位置や傾きが変動する。このサイドロッド８の延長線がサスペンションの仮想回転中心と交差する場合にはロールステア角は変化せず、すなわち、サスペンションのストロークに対するトー角変化は変動しないが、サイドロッド８の延長線がサスペンションの仮想回転中心と交差しない場合には、サスペンションのストローク変化によりナックルボールジョイント１６が車体内側に引き寄せられるか、又は車体外側へ押される状態となって、トー角変化が生じる。すなわちナックルボールジョイント１６の位置を移動させることで、サスペンションのストロークに対するトー角を調整することが可能となる。
【００６３】
図２１に示すサスペンション装置の場合、図２０に示すサスペンション装置のサスペンションの仮想回転中心Ａ２１〜Ａ２３に比較して、サスペンション回転中心Ｂ３１及びＢ３２は、より高い位置にある。また、図２０のサスペンション装置では、ナックルボールジョイント１６が車輪２の内側に位置するのに対し、図２１のサスペンション装置は、車輪２の外側にナックルボールジョイント１６が位置している。何れの場合も、ナックルボールジョイント１６の位置によって、サスペンションの仮想回転中心は変化する。
前記ナックルボールジョイント１６の制御量は、サスペンションの仮想回転中心位置によって異なり、ロールセンタＲＣ位置をどれだけ変化させるか、すなわち、アクチュエータ１０の動作量によって異なる。
【００６４】
図２２は、コントローラ３０で実行される演算処理の処理手順の一例を示すフローチャートである。この演算処理は予め設定された所定周期で実行される。
コントローラ３０では、まず、ステップＳ１１で、各種の車両状態量を読み込む。すなわち、車速センサ１からの車速Ｖ、操舵角センサ３２からの操舵角θ、横加速度センサ３３からの横加速度Ａｙ、ロール角センサ３４からのロール角Φ、ストロークセンサ３５からの各車輪位置におけるサスペンションストローク値を読み込む。
そして、操舵角θに基づき操舵角速度θ′を算出すると共に、各車輪位置におけるサスペンションストローク値と、アクチュエータ１０の伸縮量とに基づいて、上記第１の実施の形態と同様にして車両のロールセンタＲＣ位置を幾何学的に算出する。
【００６５】
次いで、ステップＳ１２に移行し、上記第１の実施の形態と同様にしてロールセンタＲＣの目標位置を算出する。すなわち、操舵角θ及び操舵角速度θ′に応じてこれらが大きいときほど、ロールセンタＲＣの高さＺｒｃをロール重心Ｍの高さＨに近づくように制御し（Ｚｒｖ＝Ｚｒｃ（θ，θ′））、また、操舵角θ及び操舵角速度θ′が大きいときほどロールセンタＲＣの車幅方向への距離Ｙｒｃを、旋回内側へ移動させる（Ｙｒｃ＝Ｙｒｃ（θ，θ′））。
【００６６】
以上の手順によって、前輪側及び後輪側のロールセンタＲＣ位置をそれぞれ算出する。
なお、操舵角θ及び操舵角速度θ′に対するロールセンタＲＣの高さＺｒｃ及び車幅方向距離Ｙｒｃは、前輪側及び後輪側で同じ特性で変化させるようにしてもよく、前輪側及び後輪側で異なる特性で変化させるようにしてもよい。
このようにしてロールセンタＲＣの目標位置を算出したならば、ステップＳ１３に移行し、各車輪の目標ロールステア角δＲＳを算出する。具体的には、ロール角センサ３４で検出される車体のロール角Φに基づき、次式（５）にしたがって、前輪及び後輪のロールステア角δＲＳｉを算出する。なお、（５）式中のＫＲＳｉ（Φ）は、ロール角Φに対するロールステア角のゲイン、ｉは、前輪又は後輪を表す。
δＲＳｉ＝ＫＲＳｉ（Φ）×Φ          ……（５）
【００６７】
前記ロールステア角のゲインＫＲＳｉ（Φ）は、車体のロール角Φに対するロールステア角δＲＳｉの関係が、図２３に示す特性となるように設定される。なお、図２３は、右輪の特性を表したものであって、左輪の特性は、図２３においてｙ軸に対して対称な特性となる。
図２３において、横軸は車体のロール角Φ、縦軸はロールステア角δＲＳである。図２３に示すように、破線で示す基準のロールステア角（基準トー角）に対し、ロール角Φが正値であって右輪側がバウンドしているときにはよりトーイン傾向となり、逆にロール角Φが負値であって右輪側がリバウンドしているときにはよりトーアウト傾向となるように設定され、且つ、ロール角Φの絶対値が大きいときほど、トーイン方向又はトーアウト方向により大きくなるように設定される。
【００６８】
なお、この第３の実施の形態では、前輪及び後輪のロールステア角δＲＳｉのゲインＫＲＳｉ（Φ）は同等とし、前輪及び後輪のロールステア角δＲＳを、ロール角Φに対して同一特性で設定するようにしているが、ロール角Φに対するロールステア角特性を前輪側及び後輪側で異なるように設定してもよい。
次いで、ステップＳ１４に移行し、変位検出センサ３６ａの検出信号に基づき、各輪に対応して設けられた各アクチュータ１０及びアクチュエータ１９の変位量を獲得し、次いでステップＳ１５に移行し、各アクチュエータ１０及び１９に対する制御量を算出する。
【００６９】
すなわち、ロールセンタＲＣ位置を制御するアクチュエータ１０については、ロールセンタＲＣの位置を、ステップＳ１２で算出した目標ロールセンタ位置とするためのロールセンタ位置の変化量相当だけ移動し得る、各アクチュエータ１０の変位量を算出する。また、ロールステア角を制御するアクチュエータ１９については、各車輪のロールステア角が、ステップＳ１３で算出した目標ロールステア角δＲＳとなり得るアクチュエータ１９の変位量を算出する。例えば、アクチュエータ１９の変位量と、ロールステア角との対応を予め検出しておき、目標ロールステア角δＲＳに対応するアクチュエータ１９の変位量を特定するようにすればよい。
次いで、ステップＳ１６に移行し、ステップＳ１５で算出した各アクチュエータの変位量を達成するよう各アクチュエータに対して制御信号を出力する。そして、図示しない上位プログラムに戻る。各アクチュエータの制御は、上記第１の実施の形態と同様に、ＰＩＤ制御或いは最適制御等にしたがって行うようにすればよい。
【００７０】
次に、上記第３の実施の形態の動作を説明する。
今、自車両が直進走行をしており、操舵角θ、また操舵角速度θ′が比較的小さな値であるときには、目標ロールセンタＲＣの変化量は比較的小さな値に設定され、また、車両が直進走行をしており車体がロールしておらずロール角Φが比較的小さいことから、前記（５）式から目標ロールステア角δＲＳは比較的小さな値に設定され、各アクチュエータ１０及びアクチュエータ１９の変位量はほとんど変化せず、車両のロールセンタＲＣ位置や、ロールステア角が変化することはない。
【００７１】
この状態から旋回状態に移行するため、ドライバが操舵を行い操舵角θまた操舵角速度θ′が大きくなると、これに伴ってロールセンタＲＣ位置が重心位置Ｍにより近づき、また旋回内側に移動する制御される。このため、ロールセンタＲＣ位置が重心位置に近づくことから自車両のロール運動の抑制が図られ、またこのときロールセンタＲＣ位置が旋回内側に移動することから、ロールセンタＲＣ位置が重心位置Ｍに近づくことによるジャッキアップの発生が防止される。
【００７２】
そして、コーナへの進入に伴い操舵角θが増加しさらに操舵角速度θ′が大きくなり、ロール方向への車両挙動変動がより大きくなると予測されるときほど、ロールセンタＲＣ位置は、重心位置Ｍにより近くなり且つ旋回内側方向へと移動されることから、ロール方向への車両運動が大きくなると予測されるときほど車両挙動の変化がより抑制されるよう制御が行われることになって、旋回に伴う車両挙動変化が的確に抑制されることになる。
【００７３】
また、旋回に伴い車両にロール運動が発生し、ロール角Φが増加すると、これに応じてアクチュエータ１９が制御され、ナックルボールジョイント１６の位置が調整され、ロールセンタＲＣ位置の変更に伴うロールステア角の変化を抑制する方向に移動する。したがって、ロールセンタＲＣ位置の変更に伴ってロールステア角が変化することになるが、このロールステア角の変化を打ち消す方向にナックルボールジョイント１６の位置が移動するから、ロールセンタＲＣ位置の変更に伴うロールステア角変化分が、ナックルボールジョイント１６の位置の移動に伴うロールステア角変化によって相殺されることになり結果的に、ロールステア角の変動を抑制することができる。したがって、ロールステア角の変化を伴うことなくロールセンタＲＣ位置を制御することができ、ロールステア角の変化により車両挙動が不安定となることを伴うことなく、安定した旋回走行を実現することができる。
【００７４】
また、このとき、ロールセンタＲＣ位置の変動に伴い、前後輪の荷重分担配分が変化し、輪荷重に対するタイヤ発生横力の非線形性により車両のステア特性が変化する場合があるが、上記第１の実施の形態での説明と同様に、図２３に示すように、ロールステア角δＲＳを調整することにより、車輪がバウンドする旋回外輪側にはトーイン、旋回内輪側にはトーアウトを付加するようにしているから、左右輪が発生する横力を調整することによって、タイヤ特性を十分生かすことができ、ロール角Φが大きく、前後輪の荷重分担配分の変化の影響をより受けると予測されるときほど、ロールステア角δＲＳが大きくなるようにし、トー角がよりトーイン又はトーアウトとなるように制御することによってタイヤ特性を十分発揮させることができ、車体のロール状態に適したタイヤ特性を発揮させることができより安定した走行を図ることができる。
【００７５】
また、この第３の実施の形態においても、ロールセンタＲＣ位置は、操舵角θ及び操舵角速度θ′に基づいて制御するようにしているから、姿勢変化をいち早く制御することができ、また、これに対してナックルボールジョイント１６の位置は、車体のロール角Φに基づいて決定するようにしているから、ロールセンタＲＣ位置の制御によるロールステア特性の変化を抑制しつつ、車体のロール運動に連動して、ストロークに対するトー角変化が一定となるようにトー角を調整することができ、車体姿勢の変動に伴うロールステア角を一定とすることができ、車体姿勢の変化に対する車両の急な平面運動を抑制することができる。
【００７６】
また、この第３の実施の形態では、図１７に示すように、左右輪に対応してそれぞれ個別にアクチュエータ１９を設けているから、左右独立にそのトー角を調整することができる。
なお、上記第３の実施の形態においては、ロール角Φに対するロールステア角δＲＳの変化特性が図２３に示す特性となるようにした場合について説明したが、例えば、ゲインＫＲＳｉ（Φ）を、ロール角Φの関数とし、ロール角Φに対するロールステア角δＲＳの変化特性が非線形となるようにすることもできる。
【００７７】
次に、本発明の第４の実施の形態を説明する。
この第４の実施の形態は、上記第３の実施の形態において、目標ロールステア角δＲＳの算出方法が異なること以外は同様である。
すなわち、この第４の実施の形態においては、目標ロールステア角δＲＳを、横加速度Ａｙに応じて設定するようになっている。
ここで、前記ロール角Φは、車体相当の質量Ｍ、重力加速度ｇ、横加速度Ａｙ〔Ｇ〕、重心位置及びロール軸間の距離つまりロールモーメントアーム長ｈ、車体総ロール剛性ＧΦから算出することができる。したがって、前記（５）式は次式（６）で表すことができる。
δＲＳｉ＝ＫＲＳｉ（Φ）×〔Ｍ・ｇ・Ａｙ・ｈ／ＧΦ〕          ……（６）
【００７８】
ここで、ロールセンタＲＣの位置制御を行うことで、その制御手法によっては、重心とロール軸間距離ｈ及び車体総ロール剛性ＧΦが変化してしまい、的確なロールステア角δＲＳを得ることができない場合がある。
そこで、この第４の実施の形態では、目標ロールステア角δＲＳを横加速度Ａｙにしたがって、次式（７）から算出する。
δＲＳｉ＝Ｋｒｓｉ（Ａｙ）×Ａｙ          ……（７）
なお、（７）式において、Ｋｒｓｉ（Ａｙ）は、横加速度Ａｙに対するロールステア角ゲインであって、横加速度Ａｙに対するロールステア角δＲＳの関係が図２４の特性となるように設定される。なお、図２４は、右輪の特性を表したものであって、左輪の特性は、図２４においてｙ軸に対して対称な特性となる。
【００７９】
図２４において、横軸は横加速度Ａｙ、縦軸はロールステア角δＲＳである。図２４に示すように、破線で示す基準のロールステア角に対し、横加速度Ａｙが正値であって左旋回しているときにはよりトーイン傾向となり、逆に横加速度Ａｙが負値であって右旋回しているときにはよりトーアウト傾向となるように設定され、且つ、横加速度Ａｙの絶対値が大きいときほど、トーイン又はトーアウトをより強めるように設定される。
【００８０】
このように、ロールステア角δＲＳを横加速度Ａｙのみに応じて設定することによって、ロールセンタＲＣ位置制御の影響を受けることを回避し、的確な目標ロールステア角δＲＳを得ることができ、横加速度Ａｙに対する車両挙動をより確実に一定とすることができることになる。
さらに、この第４の実施の形態では、旋回内輪と旋回外輪とで目標ロールステア角δＲＳに変化を設けている。
【００８１】
ここで、図２５は、ロールセンタＲＣの位置制御機能をもたないサスペンション装置を搭載した車両において、ドライバのステアリングホイールへの操舵入力に対する、右輪及び左輪の実舵角の変化状況を表したものである。なお、図２５において、横軸はステアリングホイールの操舵角δＨ、縦軸は実舵角δである。また、実線は右輪、一点鎖線は左輪を表す。
【００８２】
図２５に示すように、ロールセンタＲＣ位置の制御機能をもたないサスペンションを備えた車両においては、低速旋回時に内外輪の旋回位置の違いによるタイヤの横滑りをなくすために、ステアリングホイールへの操舵入力に対して、旋回内輪の方が旋回外輪に比較して実舵角がより大きくなるようになっている。これはすなわち横加速度Ａｙが大きくなる旋回領域では、内輪の輪荷重が低い状態で無理に舵を切っていることを表し、旋回内輪及び旋回外輪の総和でみた場合、タイヤ横力が十分発生されているとはいえず、タイヤの性能を十分発揮しているとはいえない状態である。そこで、図２６に示すように、横加速度Ａｙに応じて、旋回外輪に比較して旋回内輪のロールステア角δＲＳが小さくなるように、つまり、旋回内輪のロールステア角δＲＳの方が基準のロールステア角との差分がより小さくなるように設定する。
【００８３】
なお、図２６は、横加速度Ａｙに対する右輪のロールステア角δＲＳと、左輪のロールステア角δＲＳとの大きさを比較したものであって、横軸は横加速度Ａｙ、縦軸はロールステア角δＲＳの大きさを表す。
図２６に示すように、旋回外輪に比較して旋回内輪のロールステア角δＲＳを小さくし、すなわち、基準のロールステア角との差分をより小さくし、旋回内輪のトーインを弱めることによって旋回内輪の横力を増加させることができ、これにより、結果的に左右輪の横力の総和を大きくすることができ、すなわちタイヤ横力を効率よく発生させることができることになる。
【００８４】
このように、この第４の実施の形態では、各輪のロールステア角δＲＳを、横加速度Ａｙに応じて設定すると共に、さらに旋回内輪及び旋回外輪を考慮して設定するようにしたから、車両のロール運動を抑制することができると共に、このロール運動を抑制するためのロールセンタＲＣ位置の制御方法の影響を受けることなく、ロールステア角を一定に制御することができる。さらに、このとき、各タイヤに期待する横力を考慮してロールステア角を設定するようにしているから、タイヤ横力を効率よく発生させることができ、車両挙動をより安定させることができる。
【００８５】
なお、上記第３及び第４の実施の形態においては、前輪側及び後輪側を操舵可能な四輪操舵車両に適用した場合について説明したが、これに限るものではなく、ステアリングホイールの回転運動をステアリングギヤボックスで横運動に変換しこれをナックルアームに伝達するようにした操舵機構が、前輪側のみに設けられた前輪操舵車両或いは、後輪側のみに設けられた後輪操舵車両であっても適用することができる。
【００８６】
次に、本発明の第５の実施の形態を説明する。
この第５の実施の形態は、上記第３の実施の形態において目標ロールステア角δＲＳの算出方法が異なること以外は同様であるので同一部には同一符号を付与しその詳細な説明は省略する。
この第５の実施の形態においては、前輪側と後輪側とで、ロール角Φに対するロールステア角δＲＳの変化特性が異なっている。
【００８７】
すなわち、前輪側のロールステア角δＲＳｆは次式（８）、後輪側のロールステア角δＲＳｒは次式（９）にしたがって算出し、さらに、前輪側のロールステア角δＲＳｆは後輪側のロールステア角δＲＳｒよりも小さくなるようにしている（δＲＳｆ＜δＲＳｒ）。
δＲＳｆ＝Ｋｒｓｆ（Ａｙ）×Ａｙ          ……（８）
δＲＳｒ＝Ｋｒｓｒ（Ａｙ）×Ａｙ          ……（９）
【００８８】
なお、式（８）及び式（９）中のＫｒｓｆ（Ａｙ）及びＫｒｓｒ（Ａｙ）は、ロールステアゲインであって、車両の横加速度Ａｙに対する前輪及び後輪のロールステア角δＲＳの関係が、図２７に示す特性となるように決定する。なお、図２７において、（ａ）は前輪側、（ｂ）は後輪側の横加速度Ａｙに対するロールステア角δＲＳｆ、δＲＳｒの変化特性を表したものであって、横軸は横加速度Ａｙ、縦軸はロールステア角δＲＳである。なお、図２７（ａ）及び（ｂ）はそれぞれ前輪及び後輪の右輪の特性を表したものであって、左輪の特性は、図２７（ａ）及び（ｂ）の右輪の特性において、ｙ軸に対して対称となる特性となる。
【００８９】
ここで、上述のように、基準となるロールステア特性に対し、後輪側のロールステア角δＲＳｒは前輪側のロールステア角δＲＳｆよりも大きくなるようにし（δＲＳｆ＜δＲＳｒ）、旋回外輪の後輪のトーイン傾向をより強めるようにし、すなわち、車両のステア特性がアンダーステア特性となるようにロールステア角δＲＳを調整するようにしているから、車両挙動をより安定させることができることになる。
【００９０】
つまり、この第５の実施の形態においては、前輪と後輪とでそのロールステア角δＲＳを異なる特性で設定するようにしているから、車両のステア特性をも調整することができ、より安定した走行を実現することができる。
なお、このとき、さらに、ドライバの急転舵に対する車両の応答性を向上させるため、ドライバが急転舵を行った場合には、前輪のロールステア角δＲＳの変化度合を高めることで、前輪側のタイヤが発生する横力の発生タイミングを早めるようにしてもよい。
【００９１】
すなわち、前輪及び後輪のロールステア角δＲＳｆ、δＲＳｒを次式（１０）及び（１１）にしたがって算出し、横加速度Ａｙと操舵角速度θ′とで特定される、前輪及び後輪のロールステアゲインＫｒｓｆ（Ａｙ、θ′）、Ｋｒｓｒ（Ａｙ、θ′）に基づいて算出する。
δＲＳｆ＝Ｋｒｓｆ（Ａｙ、θ′）×Ａｙ          ……（１０）
δＲＳｒ＝Ｋｒｓｒ（Ａｙ、θ′）×Ａｙ          ……（１１）
【００９２】
そして、前記ロールステアゲインＫｒｓｆ（Ａｙ、θ′）、Ｋｒｓｒ（Ａｙ、θ′）は、横加速度Ａｙ及び操舵角速度θ′に対する前輪側及び後輪側のロールステア角δＲＳｆ、δＲＳｒの関係が、図２８に示す特性となるように設定する。なお、図２８において、（ａ）は前輪側の右輪の特性、（ｂ）は後輪側の右輪の特性を表す。左輪の特性は、前輪側の右輪の特性、後輪側の右輪の特性においてそれぞれｙ軸に対して対称な特性となる。図２８において、横軸は横加速度Ａｙ、縦軸はロールステア角δＲＳである。操舵角速度θ′が大きいときには、ドライバが急転舵しているとみなし、基準のロールステア角に対し、前輪側のロールステア角δＲＳｆは旋回外輪がよりトーイン傾向となるようにし、逆に後輪側のロールステア角δＲＳｒは旋回外輪のトーイン傾向を弱めるようにしている。
【００９３】
このように、操舵角速度θ′をも考慮してロールステア角δＲＳを設定することで、応答性をも考慮してドライバの操舵状況に適した前後のロールステア角を設定することができる。
また、さらに、操舵角速度θ′を考慮してロールステア角の制御を行う際に、車両のステア特性も考慮してロールステア角を設定するようにしてもよい。すなわち、スタビリティファクタＫｓを考慮し、前輪及び後輪のロールステア角を次式（１２）及び（１３）にしたがって算出する。
δＲＳｆ＝Ｋｒｓｆ（Ａｙ、θ′、Ｋｓ）×Ａｙ          ……（１２）
δＲＳｒ＝Ｋｒｓｒ（Ａｙ、θ′、Ｋｓ）×Ａｙ          ……（１３）
なお、前記スタビリティファクタＫｓは、前記（２）式から算出すればよく（ステア特性検出手段）、この場合も、Ｋｓが、負値であるときにはオーバーステア、零であるときにはニュートラルステア、正値であるときにはアンダーステアとする。
【００９４】
前記式（１２）及び（１３）中のＫｒｓｆ（Ａｙ、Ｋｓ）及びＫｒｓｒ（Ａｙ、Ｋｓ）は、横加速度Ａｙ、操舵角速度θ′、及びスタリビティファクタＫｓに応じて設定されるロールステア角ゲインであって、横加速度Ａｙに対するロールステア角ゲインの関係が、図２９に示す特性となるように設定される。なお、図２９において（ａ）は前輪、（ｂ）は後輪の、右輪の横加速度Ａｙに対するロールステア角δＲＳ特性を表したものである。左輪の、横加速度Ａｙに対するロールステア角δＲＳの特性は、図２９のそれぞれの特性図において、ｙ軸に対して対称な特性となる。
【００９５】
図２９に示すように、横加速度Ａｙの増加及びドライバの急転舵によって車両のスタビリティファクタが負、すなわち、オーバーステアとなった場合には、基準のロールステア角に対し、前輪のロールステア角δＲＳｆは、旋回外輪側のトーイン傾向を弱め、逆に後輪のロールステア角δＲＳｒは、旋回外輪側のトーイン傾向を強めることで、車両のステア特性をアンダーステア特性に変化させる。
【００９６】
つまり、図２８に示す特性にしたがって、横加速度Ａｙ、操舵角速度θ′に応じて、ロールステア角δＲＳを制御している時に、車両の特性がオーバーステア特性となったときには、図２８に替えて図２９に示す特性にしたがって、ロールステア角δＲＳを制御する。これによって、ロールステア角δＲＳの制御によって、オーバーステア傾向となったときには、アンダーステア傾向となるようにロールステア角δＲＳが制御されるから、車両挙動をより安定させることができる。
【００９７】
なお、ここでは、前記操舵角速度θ′に基づいてロールステア角δＲＳの制御を行っているときに車両がオーバーステア傾向となったときにアンダーステア傾向となるようにロールステア角δＲＳを制御するようにした場合について説明したが、これに限るものではなく、各輪のロールステア角δＲＳを制御しているときに、車両がオーバーステア傾向となったときには、図２９に示す特性にしたがってアンダーステア傾向となるようにロールステア角δＲＳを制御するようにしてもよい。
【００９８】
なお、上記第３から第５の実施の形態においても、前記ロールセンタＲＣ位置の制御を操舵角θ及び操舵角速度θ′に基づいて制御するようにしているから、姿勢変化をいち早く制御することができ、また、アクチュエータ１９によるロールステア角は、ロール角Φや横加速度Ａｙに基づいて行うようにしているから、ロールセンタＲＣ位置の制御によるロールステア角の変化を抑制しつつ、さらに、車輪の輪荷重変化が生じるタイミングでロールステア角を調整することができ、すなわち、的確なタイミングで横力の調整を行うことができる。なお、この場合も、ロールセンタＲＣ位置やロールステア角を、操舵角θ、操舵角速度θ′や横加速度Ａｙに基づいて制御するようにしているが、これに限るものではなく、旋回度合を表すパラメータに応じて制御することも可能である。しかしながら、上述のように、姿勢変化の速やかな制御や、輪荷重変化に応じたタイミングでの制御を行うことができるから、上述のように、操舵角θ、操舵角速度θ′や、ロール角Φ、横加速度Ａｙに基づいて制御するのが望ましい。
【００９９】
また、上記第３から第５の実施の形態においても、横風等によるロール角Φや横加速度Ａｙへの影響を考慮し、ロール角Φや横加速度Ａｙが予め設定したしきい値以上であって横風等ではなく車両が旋回状態にあるとみなすことの可能なときにロールステア角δＲＳを制御するようにしてもよく、このようにすることによってより的確にロールステア角δＲＳの制御を行うことができる。
【０１００】
なお、上記第３から第５の実施の形態において、ステアリングラック１１及びサイドロッド８が連結部材に対応し、アクチュエータ１９が相対位置可変手段に対応し、コントローラ３０が相対位置制御手段に対応し、アクチュエータ１９及びコントローラ３０がトー角変化抑制手段に対応し、ロール角センサ３４、横加速度センサ３３が旋回度合検出手段に対応し、図２２のステップＳ１１の処理で操舵角速度θ′を算出する処理が操舵角速度検出手段に対応している。
【０１０１】
なお、上記各実施形態においては、ダブルウィッシュボーンタイプのサスペンションで構成した場合について説明したが、これに限るものではなく、サスペンションの形式は、ストラットタイプでもマルチリンクタイプでも適用可能であり、ロールセンタ位置が変化することによりサスペンションのストロークに対するトー角が変化するようなサスペンションであれば適用することができる。
また、上記各実施の形態においては、各車輪毎にアクチュエータ１０を設け、ロール運動を抑制するようにした場合について説明したが、必ずしも各輪に対応して設ける必要はなく、例えば、左右一カ所ずつに設けるようにしてもよく、四カ所以上に設けるようにしてもよい。
【図面の簡単な説明】
【０１０２】
【図１】本発明の車両用サスペンション装置の一例を示す斜視図である。
【図２】アクチュエータ９の動作に伴う各部の動作説明に供する説明図である。
【図３】本発明の車両用サスペンション装置の制御系の構成を示すブロック図の一例である。
【図４】図３のコントローラで実行される演算処理の処理手順の一例を示すフローチャートである。
【図５】第１の実施の形態の動作説明に供する説明図である。
【図６】図５のコントローラからアクチュエータへの制御指令値の出力フローを示す説明図である。
【図７】第１の実施の形態の動作説明に供する説明図である。
【図８】第１の実施の形態の動作説明に供する説明図である。
【図９】ステアリングギヤボックスの相対角度を説明するための説明図である。
【図１０】ステアリングギヤボックスの相対角度の変化量ρとロールステア角δＲＳの変化との対応を表す特性図である。
【図１１】横加速度Ａｙとロールステア角δＲＳとの対応を表す特性図である。
【図１２】横すべり角と横力との対応を表す特性図である。
【図１３】横加速度Ａｙとロールステア角δＲＳとの対応を表す特性図である。
【図１４】第２の実施の形態においてコントローラで実行される演算処理の処理手順の一例を示すフローチャートである。
【図１５】スタビリティファクタＫｓとロールセンタ高さＺＲＣｆとの対応を表す特性図である。
【図１６】スタビリティファクタＫｓとステアリングギヤボックスの相対角度変化ρとの対応を表す特性図である。
【図１７】第３の実施の形態における車両用サスペンション装置の一例を示す斜視図である。
【図１８】アクチュエータ１９の動作に伴う各部の動作説明に供する説明図である。
【図１９】第３の実施の形態における車両用サスペンション装置の制御系の構成を示すブロック図の一例である。
【図２０】第３の実施の形態の動作説明に供する説明図である。
【図２１】第３の実施の形態の動作説明に供する説明図である。
【図２２】図１９のコントローラで実行される演算処理の処理手順の一例を示すフローチャートである。
【図２３】ロール角Φとロールステア角δＲＳとの対応を表す特性図である。
【図２４】横加速度Ａｙとロールステア角δＲＳとの対応を表す特性図である。
【図２５】操舵角δＨと実舵角δとの対応を表す特性図である。
【図２６】横加速度Ａｙとロールステア角δＲＳとの対応を表す特性図である。
【図２７】横加速度Ａｙとロールステア角δＲＳとの対応を表す特性図である。
【図２８】横加速度Ａｙ及び操舵角速度θ′とロールステア角δＲＳとの対応を表す特性図である。
【図２９】横加速度Ａｙ及びスタビリティファクタＫｓとロールステア角δＲＳとの対応を表す特性図である。
【符号の説明】
【０１０３】
１  サスペンションメンバ
２  車輪
３  ナックル
４  ロアアーム
５  アッパアーム
６  ショックアブソーバ
７  ステアリングギヤボックス
８  サイドロッド
９  アクチュエータ
１０  アクチュエータ
１１  ステアリングラック
１２  回転ジョイント
１５  ナックルアーム
１６  ナックルボールジョイント
１９  アクチュエータ
３０  コントローラ
３２  操舵角センサ
３３  横加速度センサ
３４  ロール角センサ
３５  ストロークセンサ
３６、３６ａ  変位検出センサ
【図１】
2006062454.tif 000003
【図２】
2006062454.tif 000004
【図３】
2006062454.tif 000005
【図４】
2006062454.tif 000006
【図５】
2006062454.tif 000007
【図６】
2006062454.tif 000008
【図７】
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【図８】
2006062454.tif 000010
【図９】
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【図１０】
2006062454.tif 000012
【図１１】
2006062454.tif 000013
【図１２】
2006062454.tif 000014
【図１３】
2006062454.tif 000015
【図１４】
2006062454.tif 000016
【図１５】
2006062454.tif 000017
【図１６】
2006062454.tif 000018
【図１７】
2006062454.tif 000019
【図１８】
2006062454.tif 000020
【図１９】
2006062454.tif 000021
【図２０】
2006062454.tif 000022
【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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【図２７】
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【図２８】
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【図２９】
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