JP2006044467A - サスペンション制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車体に作用するジャッキアップ力を抑制防止すると共にホイール端での減衰力を設定値に維持する。
【解決手段】旋回中の輪荷重変化による旋回内外輪の横力の差が車体を持ち上げる又は引き下げるジャッキング力として作用する場合に、横力が車体に作用する仮想サスペンションリンクの傾きを変更すべく、ロールセンタ位置を調整する。仮想サスペンションリンクの傾きが変わると、車輪接地点の移動方向が変化し、それに伴ってダンパの作動速度と車輪の移動速度とのレバー比が変化してホイール端での減衰力が変化してしまうので、それを補償するようにダンパの減衰力を制御する。ダンパの傾きが変化することによりダンパフリクションの変化や、ばねのレバー比の変化に伴うホイール端でのばね定数の変化を考慮してもよい。
【選択図】 図９

Description

本発明は、ロールセンタの位置を調整可能なサスペンションの制御装置に関するものである。

車両の旋回時の運動を考えるとき、ロールセンタの概念を用いると便利である。ロールセンタは、左右の車輪接地点と当該接地点の回転中心とを結んだ線の交点をいう。一般に、ロールセンタと車体重心点との距離が車体ロール運動のモーメントの腕になるので、このモーメントの腕が短いほど、即ちロールセンタ地上高が高いほど、車体のロール量（ロール角度）を小さくすることができるとされている。その一方で、ロールセンタ高が高いと、車体を持ち上げる力（ジャッキアップ力）が大きくなり、車体が浮き上がり傾向となる。そこで、所謂サスペンション装置のジオメトリを変化させることによりロールセンタ位置を調整可能とし、走行速度、操舵角、操舵角速度、ヨーレート、横加速度などに基づいて旋回中のロールセンタ位置を制御し、もって車体の浮き上がりを抑制防止して乗員の不安を解消しようとするものがある（例えば、特許文献１）。
特開平５−２１３０２７号公報

しかしながら、前記従来のサスペンション制御装置では、ロールセンタ位置の制御に伴ってサスペンションジオメトリが変化するため、ホイール端、つまり車輪位置でのダンパ（減衰器：ショックアブソーバ）の減衰力が設定値から変化してしまうという問題がある。
本発明はこれらの諸問題を解決するために開発されたものであり、旋回時、ロールセンタ位置と共にダンパの減衰力を制御することにより、車輪位置での減衰力を設定値に維持することが可能なサスペンション制御装置を提供することを目的とするものである。

上記諸問題を解決するため、本発明のサスペンション制御装置は、ロールセンタを調整可能なサスペンション装置と、前記サスペンション装置への入力を減衰すると共に、その減衰力が可変なダンパと、車両の旋回状態を検出する旋回状態検出手段と、前記旋回状態検出手段で検出された車両の旋回状態に基づいて前記サスペンション装置によるロールセンタを制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記ロールセンタの制御時に、前記ダンパの減衰力を制御することを特徴とするものである。このダンパの減衰力制御にあたって考慮すべきは、車輪接地点の移動方向及び車輪の上下方向への移動量であり、その理由は、これらによりダンパのレバー比、ダンパのフリクション、ばねのレバー比が変化するためである。なお、ダンパのレバー比とは、ダンパの軸線方向への作動速度と車輪の車体に対する上下変位速度との比を示す。また、ばねのレバー比とは、ばねの軸線方向への作動速度と車輪の車体に対する上下変位速度との比を示す。

而して、本発明のサスペンション制御装置によれば、旋回時、ロールセンタの制御に伴ってダンパの減衰力も制御する構成としたため、例えばダンパのレバー比、ダンパのフリクション、ばねのレバー比の変化に応じて減衰力を制御することにより、ホイール端、即ち車輪位置での減衰力を設定値に維持することが可能となる。

以下、本発明の実施の形態を図面を伴って説明する。
図１は、本発明のサスペンション制御装置の第１実施形態を示す概略構成図である。図中の符号１ＦＬ〜１ＲＲは、夫々、前左輪〜後右輪を示す。本実施形態では、ロールセンタ位置を調整するためのサスペンション装置として、上側サスペンションリンク、所謂アッパリンク２ＦＬ〜２ＲＲの車体側取付点を、例えば上下方向に移動するためのロールセンタ調整用アクチュエータ６ＦＬ〜６ＲＲを各車輪１ＦＬ〜１ＲＲ毎に備え、コントロールユニット１０からの駆動信号によって所定の方向に所定量だけ、アッパリンク２ＦＬ〜２ＲＲの車体側取付点を移動することができる。サスペンション装置への入力、つまり車輪と車体との間に発生する変位速度に対して減衰力を発現するダンパ（減衰器：ショックアブソーバ）４ＦＬ〜４ＲＲは、下側サスペンションリンク、所謂ロアリンク３ＦＬ〜３ＲＲと車体との間に介装されており、ばね５ＦＬ〜５ＲＲもダンパ４ＦＬ〜４ＲＲと同軸又はほぼ同軸に設けられている。このうち、ダンパ４ＦＬ〜４ＲＲは、内装された減衰力調整用アクチュエータ７ＦＬ〜７ＲＲにより減衰力を変更可能としており、前記コントロールユニット１０からの駆動信号によって所定の減衰力（減衰係数）が達成される。

前記ロールセンタ調整用アクチュエータ６ＦＬ〜６ＲＲでロールセンタ位置を、前記減衰力調整用アクチュエータ７ＦＬ〜７ＲＲで各ダンパ４ＦＬ〜４ＲＲの減衰力を制御するためのシステム構成図を図２に示す。この車両には、旋回中のロールセンタ位置を制御したり、各ダンパ４ＦＬ〜４ＲＲの減衰力を制御したりするために、各車輪の上下方向への移動量、所謂ホイールキャリアストロークを検出するサスペンションストロークセンサ８ＦＬ〜８ＲＲ、車両に発生する横加速度を検出するための横加速度センサ１１、車両の走行速度を検出するための走行速度センサ１２、車両に発生するヨーレートを検出するためのヨーレートセンサ１３を備え、それらの検出信号が前記コントロールユニット１０に出力される。

コントロールユニット１０は、例えばマイクロコンピュータ等で構成される演算処理装置１４と、この演算処理装置１４から出力される制御信号を前記ロールセンタ調整用アクチュエータ６ＦＬ〜６ＲＲへの駆動信号に変換するロールセンタ調整用ドライバ１５ＦＬ〜１５ＲＲと、同じく演算処理装置１４から出力される制御信号を前記減衰力調整用アクチュエータ７ＦＬ〜７ＲＲへの駆動信号に変換する減衰力調整用ドライバ１６ＦＬ〜１６ＲＲとを備えて構成される。

次に、前記コントロールユニット１０で行われるロールセンタ位置制御並びにダンパの減衰力制御について説明する。図３は、旋回中に車両に作用する力を概念的に示した車両正面図である。図に描かれている車輪が前記前左右輪１ＦＬ、１ＦＲとして、車両を前二輪だけのモデルで考えると、例えば図のように車両が右旋回しているとき、旋回内輪である前右輪には右輪横力Ｆｙ_R が、旋回外輪である前左輪には左輪横力Ｆｙ_L が、夫々、作用している。なお、図のように車体が旋回外側にロールしているときには旋回外輪である前左輪の輪荷重が増大しているために、左輪横力Ｆｙ_L の方が右輪横力Ｆｙ_R より大きい。

定常旋回状態においては、車体とタイヤを含むバネ下との間に相対変位が起きずに釣合の状態が保たれている。例えば、図に示すように座標系を設定し、前左輪のタイヤ接地点座標を（ｙ_L ，ｚ_L ）、前右輪のタイヤ接地点座標を（ｙ_R ，ｚ_R ）とすると、それらのタイヤ接地点には、夫々、前記左輪横力Ｆｙ_L 、右輪横力Ｆｙ_R が作用しているが、車体とバネ下との間での釣合を成り立たせるために、横力とは垂直の方向に路面から拘束力δＦｚ_L 、δＦｚ_R を受けている。この拘束力δＦｚ_L 、δＦｚ_R を求めるには、夫々のタイヤ接地点が仮想変位δｙ_L 、δｚ_L 、δｙ_R 、δｚ_R だけ変位するものとして、「仮想仕事の原理」を適用すればよい。実際のタイヤ接地点は、前述した釣合状態で、変位しないので、各タイヤ接地点に作用する仮想仕事は下記１式、２式で表れる。

ところで、前述した横力Ｆｙ_L 、Ｆｙ_R は、各車輪のタイヤ接地点が車体に対して動ける方向を規定する仮想サスペンションリンクＬ_L 、Ｌ_R の方向への力Ｆ_L 、Ｆ_R として車体に伝わる。このとき、仮想サスペンションリンクＬ_L 、Ｌ_R が路面に対して傾きを有すると、仮想サスペンションリンクＬ_L 、Ｌ_R 方向への力Ｆ_L 、Ｆ_R の路面垂直成分（＝前記拘束力と同じ）δＦｚ_L 、δＦｚ_R が発生する。前記仮想サスペンションリンクの路面Ｌ_L 、Ｌ_R に対する傾きを（δｙ_L ／δｚ_L ）、（δｙ_R ／δｚ_R ）とすると、仮想サスペンションリンクＬ_L 、Ｌ_R 方向への力Ｆ_L 、Ｆ_R は、夫々、下記３式、４式で表れる。なお、仮想サスペンションリンクＬ_L 、Ｌ_R の路面に対する傾き（δｙ_L ／δｚ_L ）、（δｙ_R ／δｚ_R ）は、前述の定義から、車輪接地点の移動方向と同じである。

この仮想サスペンションリンクＬ_L 、Ｌ_R 方向への力Ｆ_L 、Ｆ_R によって、車体には、下記５式〜７式に示す横（Ｙ）方向の力Ｆｖ_Y 、上下（Ｚ）方向の力Ｆｖ_Z 、ロールモーメントＭｖ_X が作用する。

この６式に示す上下方向の力Ｆｖ_Z が、旋回内外輪が車体に対して発生させるジャッキング力である。
図４には、車体のロール角を略零と見なせる緩やかな旋回状態を示す。車体重心点ＣＧの高さをＨ_CG、ロールセンタＲＣの高さをＨ_RC、仮想サスペンションリンクＬ_L 、Ｌ_R の路面に対する傾き（δｙ_L ／δｚ_L ）、（δｙ_R ／δｚ_R ）をｔａｎθとすると、旋回内外輪の横力Ｆｙ_L 、Ｆｙ_R が同じなので、下記８式〜１０式が成立する。

この場合には、左右輪の路面垂直成分δＦｚ_L 、δＦｚ_R は、大きさが同じで向きが逆であるため、旋回内外輪が車体に対して発生させるジャッキング力Ｆｖ_Z は“０”である。そして、この場合には、車体へのロールモーメントのみが作用し、その大きさは、車体重心点高さＨ_CGからロールセンタ高さＨ_RCをひいたモーメントレバーに、トータル横力２Ｆｙ_R （＝２Ｆｙ_L ）を乗じた値となる。

次に、ロールセンタ位置を移動したときのジャッキング力の変化について説明する。図５は、ロールセンタを旋回内側に移動したときのジャッキング力の変化を示したものである。前述の図３と図４の違いからも推察されるように、旋回中、ロールセンタが車体中心付近で且つ路面より上方にある一般的なサスペンションジオメトリでは、旋回に伴う輪荷重の変化により旋回内外輪で横力に差が生じることにより、車体を持ち上げるジャッキング力が発生する。ジャッキング力Ｆｖ_Z を表す前記６式において、旋回内外輪の横力Ｆｙ_L 、Ｆｙ_R が変えられないのであれば、仮想サスペンションリンクＬ_L 、Ｌ_R の路面に対する傾き（δｙ_L ／δｚ_L ）、（δｙ_R ／δｚ_R ）、つまり車輪接地点の車体に対する移動方向を変更することでジャッキング力Ｆｖ_Z を調整することができる。具体的には、輪荷重が大きく、横力が大きい旋回外輪側の仮想サスペンションリンクの路面に対する傾きを小さくし、輪荷重が小さく、横力が小さい旋回内輪側の仮想サスペンションリンクの路面に対する傾きを大きくする、つまりロールセンタを旋回内側に移動すれば、ジャッキング力を小さくすることができる。

本実施形態では、各車輪のアッパリンク車体取付点をロールセンタ調整用アクチュエータによって上下方向に移動することができるので、例えば図６ｂに示すように、旋回内輪に相当する前左輪１ＦＬのアッパリンク２ＦＬの車体取付点を下方に移動することでロールセンタを旋回内側に移動することができる。その際、仮想サスペンションリンクＬ_L の路面に対する傾き（δｙ_L ／δｚ_L ）、即ち前左輪１ＦＬの接地点の車体に対する移動方向は、図６ａに示す前左輪１ＦＬのアッパリンク２ＦＬの車体取付点を移動しない場合に比して、当然、大きくなる（相対的に、前右輪１ＦＲの接地点の車体に対する移動方向は小さくなる）。

このように仮想サスペンションリンクの路面に対する傾き、即ち車輪接地点の車体対する移動方向が変化すると、同等のホイールキャリアストロークΔＺであっても、実際のホイールキャリアの移動量も変化する（仮想サスペンションリンクの傾きを大きくした場合には、ホイールキャリアの移動量も大きくなる）。そして、ホイールキャリア、所謂ホイール端の移動量が変化することはダンパ４ＦＬのロアリンク３ＦＬ取付点の移動量も変化することを意味する。また、同等のホイールキャリアストロークに対して実際のホイールキャリアの移動量が変化することは、ホイールキャリア或いはダンパの移動速度が変化することを意味する。

例えば、ダンパ軸の移動速度（作動速度）に対するホイールキャリアの車体に対する上下変位速度の比をダンパレバー比としたとき、ロールセンタ位置を移動すると、車輪接地点の移動方向が変化することによりダンパレバー比が変化する。このようにダンパレバー比が変化すると、本来、設定されているホイール端でのダンパの減衰力が変化するので、減衰力の過不足が生じる。ダンパレバー比は、ホイールキャリアストロークにも影響するので、これらを考慮してダンパレバー比の変化量を求め、その変化量に見合うようにダンパの減衰力を調整すれば、ホイール端でのダンパの減衰力を設定値に維持することができる。

ダンパの減衰力に関しては、例えば図６ａと図６ｂとを比較すれば明らかなように、ダンパの作動角度の変化、つまりダンパの傾斜角度とロアリンク連結点の作動方向との変化がダンパのフリクション変化となって表れ、見かけ上のダンパ減衰力が変化する。このダンパのフリクション変化量も、仮想サスペンションリンクの路面に対する傾き、即ち車輪接地点の移動方向並びにホイールキャリアストロークに依存するので、それらを考慮してダンパ減衰力を補正するようにすれば、より一層、ホイール端でのダンパの減衰力を設定値に維持することができる。

そこで、旋回中の車体に対するジャッキング力を抑制しながら、ホイール端でのダンパの減衰力を設定値に維持するために、前記コントロールユニット１０で行われる演算処理について、図７のフローチャートを用いて説明する。この演算処理は、例えば１０msec. 程度に設定された所定サンプリング時間ΔＴ毎にタイマ割込処理として実行される。
この演算処理では、まずステップＳ１で、前記サスペンションストロークセンサ８ＦＬ〜８ＲＲで検出されたホイールキャリアストロークＳＴｉ（i=FL〜RR）、横加速度センサ１１で検出された横加速度Ｇｙ、走行速度センサ１２で検出された走行速度Ｖ、ヨーレートセンサ１３で検出されたヨーレートγを読込む。

次にステップＳ２に移行して、前記ステップＳ１で読込まれた横加速度Ｇｙが予め設定された閾値より大きいか否かを用いて旋回状態であるか否かを判定し、旋回状態であると判定された場合にはステップＳ３に移行し、そうでない場合にはメインプログラムに復帰する。
次にステップＳ３に移行して、前記ステップＳ１で読込まれた横加速度Ｇｙに車両質量ｍを乗じ、それを左右輪のトレッドＴで除して旋回内外輪の荷重移動量ΔＦｚを算出する。
次にステップＳ４に移行して、前記ステップＳ３で算出された加重移動量ΔＦｚ及び予め設定されている前後輪のロール剛性Ｇｆ、Ｇｒ及び前後輪の基準輪荷重Ｆｚｆ₀ 、Ｆｚｒ₀ から下記１１式、１２式に従って前後輪荷重Ｆｚｆ、Ｆｚｒを算出する。

なお、式中の±は、旋回内輪で−、旋回外輪で＋とし、旋回内外輪の判定は横加速度Ｇｙの方向で識別する。
次にステップＳ５に移行して、前記ステップＳ１で読込まれた横加速度及びヨーレートから、下記１３式、１４式で示す横方向及びヨー方向の運動方程式から前後輪横力（内外輪合計値）Ｆｙｆ、Ｆｙｒを算出する。

なお、式中のＩｚはヨー慣性モーメント、Ｌｆ、Ｌｒは夫々、重心点から前後車軸間距離である。
次にステップＳ６に移行して、左右輪のスリップ角は同じとして、予め記憶されている輪荷重、スリップ角に応じた横力のタイヤ特性データから、前記ステップＳ４で算出された前後輪荷重Ｆｚｆ、Ｆｚｒ及び前後輪横力Ｆｙｆ、Ｆｙｒを用いて、収束計算により、前後輪夫々の旋回内外輪の横力、即ち前記横力Ｆｙ_L 、Ｆｙ_R を算出する。
次にステップＳ７に移行して、前記ステップＳ６で算出された各車輪の横力Ｆｙ_L 、Ｆｙ_R から、前記６式で規定されるジャッキング力Ｆｖ_Z が“０”となるロールセンタの位置を算出する。

次にステップＳ８に移行して、前記ステップＳ７で算出されたロールセンタ位置を達成するためのロールセンタ調整用アクチュエータ６ＦＬ〜６ＲＲへの制御信号を創成出力する。
次にステップＳ９に移行して、前記ステップＳ８で創成されたロールセンタ調整用アクチュエータ６ＦＬ〜６ＲＲによって生じる車輪接地点の移動方向（＝δｙ_i ／δｚ_i ）及び前記ステップＳ１で読込まれたホイールキャリアのストロークＳＴ_i に応じたダンパ減衰力を算出すると共に、そのダンパ減衰力（＝減衰係数）を達成するための減衰力調整用アクチュエータ７ＦＬ〜７ＲＲへの制御信号を創成出力してからメインプログラムに復帰する。

具体的には、例えば図８ａに示す制御マップから車輪接地点の移動方向（＝δｙ_i ／δｚ_i ）及びホイールキャリアのストロークＳＴ_i に応じたダンパレバー比を求め、そのダンパレバー比に応じた基準減衰力を算出する。また、例えば図８ｂに示す制御マップから車輪接地点の移動方向（＝δｙ_i ／δｚ_i ）及びホイールキャリアのストロークＳＴ_i に応じたダンパフリクションを求め、そのダンパフリクションに応じた減衰力補正量を算出し、その減衰力補正量で前記基準減衰力を補正する。なお、夫々の制御マップでは、車輪接地点の移動方向を、前記仮想サスペンションリンクの路面に対する傾きとして表しており、その傾きの増加減少をパラメータとして用いる。

ダンパレバー比は、前述のように、ダンパ軸の作動速度とホイールキャリアの車体に対する上下変位速度との比（ホイールキャリア速度／ダンパ速度）であるから、ダンパレバー比が大きいということはダンパの移動速度がホイールキャリアの移動速度に対して大きいことを意味し、ホイール端で、設定された減衰力を維持するためには、ダンパ自体の減衰係数を小さくする必要がある。逆に、ダンパレバー比が小さいときには、ダンパ自体の減衰係数を大きくする。このようにして、車輪接地点の移動方向並びにホイールキャリアのストロークからダンパレバー比を求め、そのダンパレバー比に応じたダンパ減衰力の基準値を設定する。

また、ダンパフリクションは、ダンパの見かけの減衰力であり、ダンパフリクションが大きいということはホイール端での減衰力が大きくなることを意味するので、ホイール端での減衰力を設定値に維持するためには、ダンパ自体の減衰係数を小さくする必要がある。逆に、ダンパフリクションが小さいときには、ダンパ自体の減衰係数を大きくする必要がある。このようにして、車輪接地点の移動方向並びにホイールキャリアのストロークからダンパフリクションを求め、そのダンパフリクションに応じたダンパ減衰力の補正値を設定し、その補正値で前記ダンパ減衰力の基準値を補正する。

そして、このようにして補正されたダンパ減衰力を達成するための各減衰力調整用アクチュエータ７ＦＬ〜７ＲＲへの制御信号を創成し、出力する。
この演算処理によれば、ロールセンタ位置を制御することにより、旋回中の輪荷重変化に伴うジャッキング力を“０”とすることができると共に、各車輪のダンパの減衰力（減衰係数を制御することにより、ロールセンタ位置の変更に伴うホイール端での減衰力を設定値に維持することができる。

また、ロールセンタ位置を変更したときの車輪接地点の移動方向に応じて、ダンパの減衰力を制御する構成としたため、ダンパの減衰力を適切に制御してホイール端での減衰力をより一層設定値に維持することができる。
また、ロールセンタを調整したときの車輪接地点の移動方向から、ダンパの作動速度と車輪の移動速度との比からなるダンパレバー比を求め、そのダンパレバー比に基づいてダンパの減衰力を制御する構成としたため、ダンパの減衰力をより一層適切に制御してホイール端での減衰力を設定値に維持することができる。

また、ロールセンタを調整したときの車輪接地点の移動方向からダンパフリクションを求め、そのダンパフリクションに基づいてダンパの減衰力を制御する構成としたため、ダンパの減衰力をより一層適切に制御してホイール端での減衰力を設定値に維持することができる。
また、ホイールキャリアストロークに応じてダンパの減衰力を制御する構成としたため、ダンパの減衰力を適切に制御してホイール端での減衰力をより一層設定値に維持することができる。

また、ホイールキャリアストロークから、ダンパ軸の作動速度と車輪の車体に対する上下変位速度との比からなるダンパレバー比を求め、そのダンパレバー比に基づいてダンパの減衰力を制御する構成としたため、ダンパの減衰力をより一層適切に制御してホイール端での減衰力を設定値に維持することができる。
また、ホイールキャリアストロークからダンパフリクションを求め、そのダンパフリクションに基づいてダンパの減衰力を制御する構成としたため、ダンパの減衰力をより一層適切に制御してホイール端での減衰力を設定値に維持することができる。

以上より、前記サスペンションストロークセンサ８ＦＬ〜８ＲＲ、横加速度センサ１１、走行速度センサ１２、ヨーレートセンサ１３が本発明の旋回状態検出手段を構成し、以下同様に、前記コントロールユニット１０及び図７の演算処理が制御手段を構成し、サスペンションストロークセンサ８ＦＬ〜８ＲＲはストローク検出手段を構成している。

次に、本発明のサスペンション制御装置の第２実施形態について説明する。本実施形態の車両の概略構成やサスペンション装置の構成は、前記第１実施形態の図１のものと同様であり、そのサスペンション装置によるロールセンタ位置並びにダンパの減衰力制御のためのシステム構成も、前記第１実施形態の図２のものと同様である。
本実施形態では、前記コントロールユニット１０の演算処理装置１４で行われるロールセンタ位置及びダンパ減衰力制御のための演算処理が、前記第１実施形態の図７のものから図９のものに変更されている。図９の演算処理は図７の演算処理に類似しており、同等のステップも多数存在する。そこで、同等のステップには同等の符号を付し、異なるステップについてのみ説明する。具体的には、図７の演算処理のステップＳ９が図９の演算処理ではステップＳ９’に変更され、更にステップＳ１０が追加されている。

前記ステップＳ９’では、前記図７の演算処理のステップＳ９と同様に、車輪接地点の移動方向及びホイールキャリアストロークからダンパレバー比並びにダンパフリクションを求め、それらに従ってダンパの減衰係数を設定する。但し、このステップＳ９’では、各減衰力調整用アクチュエータ７ＦＬ〜７ＲＲへの制御信号の創成出力は行わない。
次にステップＳ１０に移行して、例えば図１０の制御マップに従って、車輪接地点の移動方向及びホイールキャリアストロークからばねレバー比、即ちばね５ＦＬ〜５ＲＲ軸の作動速度と車輪１ＦＬ〜１ＲＲの車体に対する上下変位速度との比を求め、そのばねレバー比に応じて減衰力を補正し、その補正された減衰力を達成するための各減衰力調整用アクチュエータ７ＦＬ〜７ＲＲへの制御信号を創成出力してからメインプログラムに復帰する。

本実施形態では、前述のように、各ばね５ＦＬ〜５ＲＲはダンパ４ＦＬ〜４ＲＲと同軸に設けられているため、ロールセンタ位置の変更に伴ってダンパ４ＦＬ〜４ＲＲの傾きが変わると、ばね５ＦＬ〜５ＲＲの傾きも変わり、結果としてばねレバー比が変化する。そこで、臨界減衰力に作用するホイール端ばね定数を考慮して減衰力を設定することにより、より高精度の減衰力制御を達成する。具体的には、前記図１０の制御マップに従って、車輪接地点の移動方向及びホイールキャリアストロークからばねレバー比を求め、そのばねレバー比を用いてロールセンタ位置変更後のホイール端ばね定数Ｋを求める。このホイール端ばね定数Ｋを用いて、下記１５式に従って臨界減衰力Ｃ_C を算出し、その値が初期設定値からずれている分だけ、各ダンパ４ＦＬ〜４ＲＲの減衰力（減衰係数）を補正する。これにより、ホイール端ばね定数の変化を補償するように各ダンパの減衰力を設定することができる。

このように、本実施形態のサスペンション制御装置によれば、前記第１実施形態の効果に加え、ロールセンタを調整したときの車輪接地点の移動方向から、ばね軸の作動速度と車輪の車体に対する上下変位速度との比からなるばねレバー比を求め、そのばねレバー比に基づいてダンパの減衰力を制御する構成としたため、ダンパの減衰力をより一層適切に制御してホイール端での減衰力を設定値に維持することができる。
また、ホイールキャリアストロークからばねレバー比を求め、そのばねレバー比に基づいてダンパの減衰力を制御する構成としたため、ダンパの減衰力をより一層適切に制御してホイール端での減衰力を設定値に維持することができる。

以上より、前記サスペンションストロークセンサ８ＦＬ〜８ＲＲ、横加速度センサ１１、走行速度センサ１２、ヨーレートセンサ１３が本発明の旋回状態検出手段を構成し、以下同様に、前記コントロールユニット１０及び図９の演算処理が制御手段を構成し、サスペンションストロークセンサ８ＦＬ〜８ＲＲはストローク検出手段を構成している。

なお、前記各実施形態では、各車輪のアッパリンク車体取付点を移動することによりロールセンタを調整可能としたが、本発明のサスペンション装置はこれに限定されるものではなく、ロールセンタを調整可能なものであれば如何様なサスペンション装置も適用可能である。
また、ロールセンタ位置や減衰力の制御パラメータは前記に限定されるものではなく、種々の走行パラメータや車両パラメータを用いることができる。
また、演算処理装置はマイクロコンピュータに限定されるものではなく、各種の論理回路を組合せて構成してもよい。

本発明のサスペンション制御装置の一実施形態を示す車両概略構成図である。 図１のサスペンション制御装置のシステム構成図である。 旋回中に発生する力の説明図である。 旋回中に発生する力の説明図である。 ロールセンタを調整したときの力の説明図である。 図１のサスペンション制御装置によるロールセンタ調整の説明図である。 図１のコントロールユニットで行われる演算処理の第１実施形態を示すフローチャートである。 図７の演算処理に用いられる制御マップである。 図１のコントロールユニットで行われる演算処理の第２実施形態を示すフローチャートである。 図９の演算処理に用いられる制御マップである。

符号の説明

１ＦＬ〜１ＲＲは前左輪〜後右輪（車輪）
２ＦＬ〜２ＲＲはアッパリンク
３ＦＬ〜３ＲＲはロアリンク
４ＦＬ〜４ＲＲはダンパ
５ＦＬ〜５ＲＲはばね
６ＦＬ〜６ＲＲはロールセンタ調整用アクチュエータ
７ＦＬ〜７ＲＲは減衰力調整用アクチュエータ
８ＦＬ〜８ＲＲはサスペンションストロークセンサ
１０はコントロールユニット
１１は横加速度センサ
１２は走行速度センサ
１３はヨーレートセンサ

Claims (9)

1. ロールセンタを調整可能なサスペンション装置と、前記サスペンション装置への入力を減衰すると共に、その減衰力が可変なダンパと、車両の旋回状態を検出する旋回状態検出手段と、前記旋回状態検出手段で検出された車両の旋回状態に基づいて前記サスペンション装置によるロールセンタを制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記ロールセンタの制御時に、前記ダンパの減衰力を制御することを特徴とするサスペンション制御装置。
2. 前記制御手段は、前記ロールセンタを調整したときの車輪接地点の移動方向に応じて、前記ダンパの減衰力を制御することを特徴とする請求項１に記載のサスペンション制御装置。
3. 前記制御手段は、前記ロールセンタを調整したときの車輪接地点の移動方向から、前記ダンパ軸の作動速度と車輪の車体に対する上下変位速度との比からなるダンパレバー比を求め、そのダンパレバー比に基づいて前記ダンパの減衰力を制御することを特徴とする請求項２に記載のサスペンション制御装置。
4. 前記制御手段は、前記ロールセンタを調整したときの車輪接地点の移動方向からダンパフリクションを求め、そのダンパフリクションに基づいて前記ダンパの減衰力を制御することを特徴とする請求項２又は３に記載のサスペンション制御装置。
5. 車輪と車体との間にばねを介装し、前記制御手段は、前記ロールセンタを調整したときの車輪接地点の移動方向から、前記ばね軸の作動速度と車輪の車体に対する上下変位速度との比からなるばねレバー比を求め、そのばねレバー比に基づいて前記ダンパの減衰力を制御することを特徴とする請求項２乃至４の何れか一項に記載のサスペンション制御装置。
6. 車輪の上下方向への移動量を検出するストローク検出手段を備え、前記制御手段は、前記ストローク検出手段で検出された車輪の上下方向への移動量に応じて、前記ダンパの減衰力を制御することを特徴とする請求項１乃至５の何れか一項に記載のサスペンション制御装置。
7. 前記制御手段は、前記ストローク検出手段で検出された車輪の上下方向の移動量から、前記ダンパの作動速度と車輪の移動速度との比からなるダンパレバー比を求め、そのダンパレバー比に基づいて前記ダンパの減衰力を制御することを特徴とする請求項６に記載のサスペンション制御装置。
8. 前記制御手段は、前記ストローク検出手段で検出された車輪の上下方向の移動量からダンパフリクションを求め、そのダンパフリクションに基づいて前記ダンパの減衰力を制御することを特徴とする請求項６又は７に記載のサスペンション制御装置。
9. 車輪と車体との間にばねを介装し、前記制御手段は、前記ストローク検出手段で検出された車輪の上下方向の移動量から、前記ばねの作動速度と車輪の移動速度との比からなるばねレバー比を求め、そのばねレバー比に基づいて前記ダンパの減衰力を制御することを特徴とする請求項６乃至８の何れか一項に記載のサスペンション制御装置。

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