JP2009096366A - 車体ロール抑制システム - Google Patents

Abstract

【課題】実用性の高い車体ロール抑制システムを提供することを課題とする。
【解決手段】ばね上部とばね上部との間に左右において互いに逆向きの力となるロール抑制力を発生させるとともにアクチュエータの作動によってそのロール抑制力を変更可能に構成されたアクティブスタビライザ装置１４を、車両の前輪側および後輪側の各々に対して設けたシステムにおいて、それらスタビライザ装置の発生させるロール抑制力を当該車両が走行する路面の起伏に起因して生じる車体のロールを抑制するための力として作用させるための制御、つまり、路面起伏起因ロール抑制制御２０２を実行可能に構成される。例えば、従来のスタビライザ装置で行っていた車両の旋回に起因するロールを抑制する制御２００に加え、上記路面起伏起因ロール抑制制御を実行可能とすれば、車両の乗り心地が向上する。
【選択図】 図１１

Description

本発明は、車両に搭載される車体ロール抑制システムに関し、詳しくは、車両が走行する路面の起伏に起因する車体のロールを抑制するための制御を実行可能な車体ロール抑制システムに関する。

自動車の分野では、近年、下記特許文献に記載されているような車体ロール抑制システム、つまり、車体のロールを抑制するロール抑制力を発生させるとともに、そのロール抑制力をアクチュエータの作動によって変更可能なロール抑制装置を備えたシステムの開発が始まっている。このようなシステムは、アクティブスタビライザシステム等と呼ばれ、既に一部の車両では、実際に搭載されるに至っている。

これまでに検討されてきた車体ロール抑制システムは、専ら車両の旋回に起因して生じる車体のロールを対象としており、その車体のロールを効果的に抑制すべく、車両の旋回によって車体が受けるロールモーメントを推定し、その推定したロールモーメントに基づき、適切なロール抑制力を発生させるように構成されている。
特開２００６−３２１２９６号公報 特開２００６−２５６４５９号公報

車体のロールは、車両の旋回にのみ起因して生じるものではない。例えば、荒れた路面，凸凹な路面，段差のある路面等を車両が直進して通過する際にも、それらの路面の起伏に起因して生じる。これまでに検討されてきた車体ロール抑制システムでは、そのような車体のロールを対象としておらず、そのような車体のロールへの効果的な対処は、車体ロール抑制システムの実用性の向上に繋がることになる。本発明は、そのような実情に鑑みてなされたものであり、実用性の高い車体ロール抑制システムを提供することを課題とする。

上記課題を解決するため、本発明の車体ロール抑制システムは、ばね上部とばね上部との間に左右において互いに逆向きの力となるロール抑制力を発生させるとともにアクチュエータの作動によってそのロール抑制力を変更可能に構成されたロール抑制装置を、車両の前輪側および後輪側の各々に対して設けたシステムであって、それらロール抑制装置の発生させるロール抑制力を当該車両が走行する路面の起伏に起因して生じる車体のロールを抑制するための力として作用させるための制御、つまり、路面起伏起因ロール抑制制御を実行可能に構成される。

本発明の車体ロール抑制システムでは、路面の起伏に起因して生じる車体のロールが、上記ロール抑制装置によって効果的に抑制されるため、当該の車両の乗り心地が向上させられることになる。その意味において、本発明の車体ロール抑制システムは、実用性の高いシステムとなる。

発明の態様

以下に、本願において特許請求が可能と認識されている発明（以下、「請求可能発明」という場合がある）の態様をいくつか例示し、それらについて説明する。各態様は請求項と同様に、項に区分し、各項に番号を付し、必要に応じて他の項の番号を引用する形式で記載する。これは、あくまでも請求可能発明の理解を容易にするためであり、それらの発明を構成する構成要素の組み合わせを、以下の各項に記載されたものに限定する趣旨ではない。つまり、請求可能発明は、各項に付随する記載，実施例の記載等を参酌して解釈されるべきであり、その解釈に従う限りにおいて、各項の態様にさらに他の構成要素を付加した態様も、また、各項の態様から何某かの構成要素を削除した態様も、請求可能発明の一態様となり得るのである。

なお、下記（１）項が、請求項１に相当し、（２）項ないし（６）項が請求項２ないし請求項６に、（８）項が請求項７に、（９）項が請求項８に、（１１）項が請求項９に、（１３）項が請求項１０に、（１８）項が請求項１１に、（１９）項が請求項１２に、（２０）項が請求項１３に、（２１）項が請求項１４に、（２２）項が請求項１５に、（２３）項ないし（２６）項を合わせたものが請求項１６に、（２７）項が請求項１７に、（２８）項が請求項１８に、（３０）項が請求項１９に、（３１）項と（３２）項とを合わせたものが請求項２０に、（３５）項が請求項１２に、（３６）項が請求項２２に、それぞれ相当する。

（１）(a)ばね上部とばね下部とを弾性的に連結するサスペンションスプリングと(b)ばね上部とばね下部との相対動作に対しての減衰力を発生させるダンパとを有するサスペンション装置を前輪側および後輪側の左右の車輪の各々に対して備えた車両に設けられ、当該車両の車体のロールを抑制するための車体ロール抑制システムであって、
それぞれが、左右の車輪の一方に対応するばね上部とばね下部とを接近させつつ左右の車輪の他方に対応するばね上部とばね下部とを離間させる力となるロール抑制力を発生させるとともに、アクチュエータを有して、そのアクチュエータの作動によってそのロール抑制力を変更可能に構成された前輪側および後輪側ロール抑制装置と、
それら前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々が発生させるべきロール抑制力である目標装置個別ロール抑制力を決定し、その決定された目標装置個別ロール抑制力に基づいて前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々が有する前記アクチュエータの作動を制御することで、その各々を制御する制御装置と
を備え、
前記制御装置が、
当該車両が走行する路面の起伏に起因して生じる車体のロールを抑制するために、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の両方によって発生させるべきロール抑制力である目標路面起伏起因ロール抑制力を決定する路面起伏起因ロール抑制力決定部を有する車体ロール抑制システム。

本項に記載の態様は、簡単に言えば、車体ロール抑制システムを、車両が走行する路面の起伏に起因して生じる車体のロール（以下、「路面起伏起因ロール」という場合ある）を抑制するための力として上記前輪側および後輪側のロール抑制装置が発生する力を作用させる制御、つまり、「路面起伏起因ロール抑制制御」を実行可能に構成した態様である。これまでに検討されている車体ロール抑制システムは、専ら、車両の旋回に起因して生じる車体のロール（以下、「車両旋回起因ロール」という場合がある）を抑制するための制御、つまり、「車両旋回起因ロール抑制制御」が実行されるシステムであり、本項の態様は、路面起伏起因ロール抑制制御を実行できるという点でユニークである。本項の態様によれば、路面起伏起因ロールを効果的に抑制できることから、車両の乗り心地を向上させることが可能となる。なお、本明細書において、「車体のロール」とは、特に断りのない限り、左右のばね下部を基準とした車体のロール、つまり、相対ロールではなく、車体の水平状態を基準とする車体のロール、つまり、絶対ロールを意味するものしてと扱うこととする。

本項の態様における「ロール抑制装置」は、特にその構造が限定されるものではなく、例えば、いわゆるアクティブスタビライザ装置と呼ばれるような装置を採用できる。スタビライザ装置は、例えば、自身が備えるスタビライザバーによって、専ら、右側のばね上部とばね下部との間と左側のばね上部とばね下部との間に、同じ大きさであって互いに逆方向となるの力を作用させる装置であり、アクティブスタビライザ装置は、その力をアクチュエータによって積極的に変更することができる装置である。このアクティブスタビライザ装置の構造については、後に詳しく説明する。なお、本項の態様におけるロール抑制装置は、左右のそれぞれに独立して制御可能なアクチュエータを備え、それらのアクチュエータを連係させるように制御することで、ロール抑制力を発生させるような型式の装置であってもよい。

また、ロール抑制装置が備える「アクチュエータ」は、電動モータを主体として構成されるようなものであってもよく、油圧等の流体圧によって作動するようなアクチュエータであってもよい。また、「制御装置」は、例えば、コンピュータを主体として構成されたものを採用可能である。アクチュエータは、それの種類に応じた駆動装置によって当該制御装置の制御下において駆動されるものが一般的であり、制御装置は、その駆動装置を自身の構成要素として含んで構成されるものであってもよく、また、外部に設けられた駆動装置を駆動するような構成のものであってもよい。

また、制御装置は、前輪側および後輪側のロール抑制装置に対して目標ロール抑制力を個別に決定し、それらロール抑制装置を個別に制御可能とされている。制御装置は、路面起伏起因ロール抑制制御を実行する主たる機能部として、上記「路面起伏起因ロール抑制力決定部」を有しており、また、それによって決定された上記「目標路面起伏起因ロール抑制力」に基づいて、前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々の上記「目標装置個別ロール抑制力」を決定する機能をも有している。目標路面起伏起因ロール抑制力は、路面起伏起因ロール抑制制御において前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々が発生させるべき個別のロール抑制力として決定されるものであってもよく、それらの装置によって発生させるべきロール抑制力の合計として決定されるものであってもよい。

（２）前記制御装置が、
路面起伏起因ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起因ロール抑制力を、設定配分比に基づいて、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々の目標装置個別ロール抑制力に配分するロール抑制力配分部を有する(1)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項に記載の態様は、目標路面起伏起因ロール抑制力決定部が、前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々が発生させるべきロール抑制力の合計を決定するように構成されている場合において、特に有効的な態様である。例えば、一般に、旋回において車両がアンダーステア傾向となるように前輪側および後輪側のロール剛性配分が設定される。本項における「設定配分比」は、例えば、そのように設定されたロール剛性配分に従った配分比とすることができる。設定配分比は、その値が変更不能に設定されていもよく、その値が何らかの情況，条件に応じて変更されるように設定されもるようなものであってもよい。ちなみに、車体は剛体とみなせるため、設定配分比を変更しても、車体のロールの抑制効果には、大きくは影響しない。

（３）前記ロール抑制力配分部が、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々の負荷に基づいて、前記設定配分比を変更するように構成された(2)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様によれば、例えば、各ロール抑制装置に過度の負担をかけることが抑制若しくは防止できる。具体的に言えば、ロール抑制力配分部を、例えば、２つのロール抑制装置の一方の負荷が大きくなる場合に、その一方が担うべきロール抑制力の一部を他方に担わせるように設定分配比を変更するようにすればよい。さらに言えば、例えば、各ロール抑制装置の負担を指標する負担指標を設定しておき、一方のロール抑制装置の負担指標の値が設定閾値を超えることが予測される場合に、その一方が発生させるべきロール抑制力が小さくなりかつ他方が発生させるべきロール抑制力が大きくなるように、設定配分比を変更するような構成とすることも可能である。また、例えば、２つのロール抑制装置の負担指標が等しくなるように、設定配分比を変更するような構成とすることも可能である。なお、ロール抑制装置の負担指標としては、例えば、ロール抑制装置が発生させるべきロール抑制力そのものを採用することもできる。また、ロール抑制装置のアクチュエータが電動モータを駆動源として有するものである場合には、その電動モータに供給する電力，電流等を採用することも可能である。

（４）前記制御装置が、
当該車両の旋回に起因して生じる車体のロールを抑制するために、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の両方によって発生させるべきロール抑制力である目標車両旋回起因ロール抑制力を決定する車両旋回起因ロール抑制力決定部を有する(1)項ないし(3)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、従来の車体ロール抑制システムが有している機能、つまり、車両旋回起因ロールを抑制するための機能を実現可能な態様である。本項の態様によれば、車両旋回起因ロール抑制制御と路面起伏起因ロール抑制制御との両者が実行可能であり、車両旋回起因ロールと路面起伏起因ロールとの両方が抑制される。したがって、本項の態様のシステムを搭載した車両は、それの乗り心地が良好なものとなる。ちなみに、上記２つの制御は選択的に実行されるものであってもよいが、乗り心地を良好なものとするという観点からすれば、それらの制御は同時に実行されることが望ましい。つまり、車両旋回起因ロール抑制力決定部と路面起伏起因ロール抑制力決定部とは、同時期において機能するものであることが望ましいのである。なお、２つの制御を同時に実行する場合、車両旋回起因ロール抑制力決定部によって決定された目標車両旋回起因ロール抑制力と路面起伏起因ロール抑制力決定部によって決定された目標路面起伏起因ロール抑制力とを合計したものに基づいて、前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々の目標装置個別ロール抑制力を決定すればよい。なお、目標路面起伏起因ロール抑制力と同様、車両旋回起因ロール抑制力決定部によって決定される目標車両旋回起因ロール抑制力は、車両旋回起因ロール抑制制御において前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々が発生させるべき個別のロール抑制力として決定されるものであってもよく、それらの装置によって発生させるべきロール抑制力の合計として決定されるものであってもよい。

（５）前記制御装置が、
前記路面起伏起因ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力を、設定配分比に基づいて、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々の目標装置個別ロール抑制力に配分するロール抑制力配分部を有し、
そのロール抑制力配分部が、
前記路面起伏起因ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力と、前記車両旋回起因ロール抑制力決定部によって決定された前記目標車両旋回起因ロール抑制力とを合わせた力を、前記設定配分比に基づいて、前記前輪側および後輪側のロール抑制装装置の各々の目標装置個別ロール抑制力に配分するように構成された(4)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、車両旋回起因ロール抑制制御と路面起伏起因ロール抑制制御とを同時に実行可能とされた態様において好適な態様である。

（６）前記車両旋回起因ロール抑制力決定部が、
当該車両の旋回に起因して車体に作用するロールモーメントを指標する車両旋回起因ロールモーメント指標の値に基づいて、前記目標車両旋回依拠ロール抑制力を決定するように構成された(4)項または(5)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、車両旋回起因ロール抑制制御の具体的手法に関する限定を加えた態様である。上記「車両旋回起因ロールモーメント指標」の値に基づいて目標車両旋回依拠ロール抑制力を決定すれば、車両旋回起因ロールを効果的に抑制できる。

（７）前記車両旋回起因ロール抑制力決定部が、
前記車両旋回起因ロールモーメント指標の値として、車体に生じる横加速度，当該車両のヨーレート，当該車両の走行速度，車両の操舵量から選ばれる１以上のものの値に基づいて、前記目標車両旋回依拠ロール抑制力を決定するように構成された(6)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、上記車両旋回起因ロールモーメント指標を、具体的に限定して採用する態様である。本項に列挙した車両旋回起因ロールモーメント指標は、いずれも、比較的簡便に検出でき、また、比較的正確に車両の旋回に起因するロールモーメントを推定可能である。

（８）前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、当該車両が走行する路面の起伏に起因して生じる車体のロールを抑制するために設定された仮想的なロール挙動モデルに従って、前記目標路面起伏起因ロール抑制力を決定するように構成された(1)項ないし(7)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

上記「ロール挙動モデル」は、言い換えれば、車体のロール動作を推定するためのモデルであり、振動モデルの一種である「ロール運動モデル」，「ロール振動モデル」等とも呼ぶことのできるものである。上記ロール挙動モデルとして、種々のモデルを設定可能であり、制御の目的，車両の走行状態，車両が走行する路面の状態等に応じて好適なモデルを採用することができる。

具体的に言えば、ロール挙動モデルの基本的モデルとして、車体を剛体とみなし、前輪側および後輪側の各々に相対ストローク対応スプリングおよび相対ストローク対応ダンパを備えた前後２輪モデルを採用することができる。この相対ストローク対応スプリングは、前輪側若しくは後輪側２つのサスペンションスプリングによって、左輪側のばね上部とばね下部との距離と右輪側のばね上部とばね下部の距離との差（以下、「相対ストローク量」という場合がある）に応じた弾性反力を発生させる仮想的なサスペンションスプリングであり、相対ストローク対応ダンパは、前輪側若しくは後輪側の２つのダンパによって、左輪側のばね上部とばね下部との距離と右輪側のばね上部とばね下部の距離との差の変化速度（以下、「相対ストローク速度」という場合がある）に応じた減衰力を発生させる仮想的なダンパである。ちなみに、上記相対ストローク対応スプリングは、相対ストローク量に対しての特定のばね定数（以下、「ロールばね定数」という場合がある）を有し、上記相対ストローク対応ダンパは、相対ストローク速度に対しての特定の減衰係数（以下、「ロール減衰係数」という場合がある）を有している。

そして、路面起伏起因ロール抑制制御においては、例えば、上記基本的モデル基づき、２つのモデルを設定し、それらモデルの対照することによって、目標路面起伏起因ロール抑制力を決定すればよい。２つのモデルのうちの１つは、実際の装置構成に従ったモデル（以下、「実装置モデル」という場合がある）であり、上記基本的モデルに、前輪側および後輪側のロール抑制装置を追加したモデルである。もう１つは、理想的な制御状態に従うモデル（以下、「理想制御状態モデル」という場合がある）であり、上記基本的モデルに、例えば、車体のロールを抑制するための車体のロール量に応じた弾性反力を発生させる仮想的なスプリング（以下、「ロール抑制スプリング」という場合がある）と、車体のロール速度に応じた減衰力を発生させる仮想的なダンパ（以下、「ロール抑制ダンパ」という場合がある）との少なくとも一方を追加したようなモデルである。

上記実装置モデルでは、相対ストローク対応スプリングおよび相対ストローク対応ダンパは、それぞれ、実際に車両に装備されたサスペンションスプリングのばね定数におよびダンパの減衰係数に基づくロールばね定数およびロール減衰係数を有する。それに対して、上記理想制御状態モデルでは、相対ストローク対応スプリングおよび相対ストローク対応ダンパのロールばね定数およびロール減衰係数は、目標とする制御状態に応じて、実装置モデルにおけるそれらとは異なる値に設定してもよく、また、ロール抑制スプリングのばね定数（以下、「ロールばね定数」という場合がある）およびロール抑制ダンパの減衰係数（以下、「ロール減衰係数」という場合がある）は、目標とする制御状態に応じて、任意の値に設定すればよい。

起伏のある路面を車両が走行し、その起伏によってばね下部が相対変位した場合であっても、上記理想制御状態モデルに従えば、車体のロールが抑制された状態が実現される。したがって、上記実装置モデルにおいて、前輪側および後輪側のロール抑制装置の両方によってどのような大きさのロール抑制力を発生させれば理想制御状態モデルに従った状態を実現させることができるかが、容易に推認できる。つまり、理想制御状態モデルに従った車体のロール状態を実現するために、それら理想制御状態モデルと実装置モデルとを対照し、実装置モデルにおいて前輪側および後輪側のロール抑制装置の両方によって発生させるべきロール抑制力を決定するのである。このような手法によって、目標路面起伏起因ロール抑制力を決定することにより、適切な路面起伏起因ロール抑制制御が実行可能となる。

（９）前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、
前記ロール挙動モデルとして、車体のロールを抑制するためのスカイフックスプリングとスカイフックダンパとの少なくとも一方が配備されたスカイフックモデルを採用し、そのスカイフックモデルに従って、前記スカイフックスプリングと前記スカイフックダンパとの少なくとも一方が車体のロールを抑制する力の推定を行い、その推定された力に基づいて、前記目標路面起伏起因ロール抑制力を決定するように構成されたスカイフック型ロール抑制力決定部と、
前記ロール挙動モデルとして、前記サスペンション装置が有するサスペンションスプリングおよびダンパによって発生させられる力であって、前輪側および後輪側の左右のばね下部の相対変位動作に依存して生じて車体のロールを生じさせる力であるロール強制力を、低減させるための強制力低減モデルを採用し、その強制力低減モデルに従って、前記サスペンションスプリングおよびダンパが実際に発生させるロール強制力と低減させたロール強制力との差である低減力の推定を行い、その推定に基づいて、前記目標路面起伏起因ロール抑制力を決定するように構成された強制力低減型ロール抑制力決定部と
の少なくとも一方を有する(8)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、目標路面起伏起因ロール抑制力の決定のために採用する理想制御状態モデルに関する限定を加えた態様である。上記２種のロール抑制力決定部は、互いに異なる理想制御状態モデルに依拠して、目標路面起伏起因ロール抑制力を決定する。

上記「スカイフック型ロール抑制力決定部」は、特定の理想制御状態モデルに従って、目標路面起伏起因ロール抑制力を決定する。その理想制御状態モデル、つまり、上記「スカイフックモデル」では、前述のロール抑制スプリングとロール抑制ダンパとの少なくとも一方として、上記「スカイフックスプリング」と「スカイフックダンパ」との少なくとも一方を備えている。それらスカイフックスプリングおよびスカイフックダンパは、車体のロールをスカイフック理論に基づいて抑制する機能を有する。したがって、例えば、車体のロールを抑制するためにスカイフックスプリングとスカイフックダンパとの少なくとも一方が発生させる力を、目標路面起伏起因ロール抑制力として決定すれば、効果的な路面起伏起因ロール抑制制御が実行可能なのである。なお、スカイフックスプリングのロールばね定数、スカイフックダンパのロール減衰係数は、目標とする制御状態に応じて、適切な値に設定すればよい。また、その値は、固定的なものであってもよく、車両の走行状態，車両が走行する路面の状態等に応じて変更されるものであってもよい。なお、本項にいう「左右のばね下部の相対変位動作」とは、相対変位量，相対変位速度，相対変位加速度等を含む概念である。

路面の起伏によって左右のばね下部が相対変位させられた場合には、前述の相対ストローク対応スプリングが発生させる弾性反力と、前述の相対ストローク対応ダンパが発生させる減衰力とが、ばね上部すなわち車体に作用し、それら弾性反力と減衰力との作用によって車体がロールさせられることになる。そのことから、サスペンション装置が有するサスペンションスプリングおよびダンパは、車体のロールを生じさせる上記「ロール強制力」を発生させることになる。上記「強制力低減型ロール抑制力決定部」は、特定の理想制御状態モデルに従って、目標路面起伏起因ロール抑制力を決定する。その理想制御状態モデル、つまり、上記「強制力低減モデル」では、前輪側と後輪側との少なくとも一方において、前述の相対ストローク対応スプリングと相対ストローク対応ダンパとの少なくとも一方による弾性反力と減衰力との少なくとも一方が、実装置モデルにおけるそれらの少なくとも一方より小さくなるようにされている。この強制力低減モデルに従えば、上記ロール強制力が低減させられることで、車体のロールが抑制されることなる。したがって、例えば、低減させられた分のロール強制力、つまり、上記「低減力」に相当する大きさのロール抑制力を、目標路面起伏起因ロール抑制力として決定すれば、効果的な路面起伏起因ロール抑制制御が実行可能なのである。なお、低減力の大きさ、詳しく言えば、低減されていないロール強制力に対する低減力の割合である「低減率」は、目標とする制御状態に応じて、適切な値に設定すればよい。また、その値は、固定的なものであってもよく、車両の走行状態，車両が走行する路面の状態等に応じて変更されるものであってもよい。

（１０）前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、少なくとも前記スカイフック型ロール抑制力決定部を有する(9)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項は、スカイフック型ロール抑制力決定部を有する以下の態様、つまり、「スカイフック型ロール抑制制御」を実行可能な以下の態様の前提として位置付けられる項である。

（１１）前記スカイフック型ロール抑制力決定部が、
前記スカイフックモデルに従って車体のロール動作の推定を行い、その推定に基づいて、前記スカイフックスプリングとスカイフックダンパとの少なくとも一方が発生させるロール抑制力を推定するように構成された(10)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、スカイフック型ロール抑制制御における目標路面起伏起因ロール抑制力の決定手法に対して、具体的な限定を加えた態様である。なお、本項にいう「車体のロール動作」は、車体のロール量，車体のロール速度，車体のロール加速度等を含む概念である。なお、車体のロール量は、左側のばね上部と右側のばね上部の相対変位量と考えることができ、ロール速度，ロール加速度は、その相対変位の速度，加速度と考えることができる。

（１２）前記スカイフック型ロール抑制力決定部が、
前輪側の左右のばね上部とばね下部との距離の相対変動である前輪側の相対ストローク動作と後輪側の左右のばね上部とばね下部との距離の相対変動である後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方に基づいて、前記車体のロール動作の推定を行うように構成された(11)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項にいう「相対ストローク動作」は、左輪側のばね上部とばね下部のとの距離と、右輪側のばね上部とばね下部との距離との差に変化を生じさせるような動作を意味し、相対ストローク量，相対ストローク速度，相対ストローク加速度等を含む概念である。スカイフックモデルに従えば、前輪側と後輪側との少なくとも一方の相対ストローク動作から車体のロール動作を容易に推定することが可能である。

（１３）前記スカイフック型ロール抑制力決定部が、
測定された前記前輪側の左右のばね上部とばね下部との距離に基づく前記前輪側の相対ストローク動作と、その測定された前輪側の左右のばね上部とばね下部との距離，当該車両の走行速度および当該車両のホイールベースに基づいて推定された前記後輪側の相対ストローク動作とに基づいて、前記車体のロール動作の推定を行うように構成された(12)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項に記載の態様によれば、前輪側の左輪側および右輪側の各々のばね上部とばね下部との距離（以下、「ストローク量」という場合がある）と、車両の走行速度（以下、「車速」という場合がある）とを測定することにより、車体のロール動作が推定可能である。それら、ストローク量，車速は、いずれも、容易に測定可能であり、本項の態様によれば、簡便にロール動作を推定でき、ひいては、簡便に目標路面起伏起因ロール抑制力を決定することができる。

（１４）前記制御装置が、
当該車両の旋回に起因して生じる車体のロールを抑制するために、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の両方によって発生させるべきロール抑制力である目標車両旋回依拠ロール抑制力を決定する車両旋回起因ロール抑制力決定部を有し、
前記スカイフック型ロール抑制力決定部が、
前記車両旋回起因ロール抑制力決定部によって決定された目標車両旋回依拠ロール抑制力によって生じる前記前輪側の相対ストローク動作と前記後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方を推定し、その推定された前記前輪側の相対ストローク動作と前記後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方を除外した前記前輪側の相対ストローク動作と前記後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方に基づいて、前記車体のロール動作の推定を行うように構成された(12)項または(13)項に記載の車体ロール抑制システム。

車両旋回起因ロール抑制制御と路面起伏起因ロール抑制制御を同時に実行するような場合には、それぞれの制御におけるロール抑制力をロール抑制装置が発生させている。したがって、車両旋回起因ロール抑制制御でのロール抑制力の影響により、単に、ストローク量等の測定データに基づく推定では、路面の起伏に起因する相対ストローク動作を正確に推定できない可能性がある。本項の態様によれば、車両旋回依拠ロール抑制制御におけるロール抑制力の影響を排除するようにして目標車両旋回起因ロール抑制力が決定されることになり、上記２つの制御が同時に実行される場合でも、適切な路面起伏起因ロール抑制制御が実行可能である。

（１５）前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、少なくとも前記強制力低減型ロール抑制力決定部を有する(9)項ないし(14)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

本項は、強制力低減型ロール抑制力決定部を有する以下の態様、つまり、「強制力低減型ロール抑制制御」を実行可能な以下の態様の前提として位置付けられる項である。

（１６）前記強制力低減モデルが、車体のロールを抑制するため力を車体のロール量に応じて車体に作用させるロール抑制スプリングと車体のロール速度に応じて車体に作用させるロール抑制ダンパとの少なくとも一方が配備されたものである(15)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、前述のロール抑制スプリングとロール抑制ダンパとの少なくとも一方を有する強制力低減モデルを採用して強制力低減型ロール抑制制御を実行する態様である。ロール強制力を低減させた場合には、車体のロール量を小さくすることができるが、単にロール強制力を低減させただけのモデルに従う車体のロール挙動は、発生した車体のロールの減衰が考慮されていないことになる。本項の態様において採用する強制力低減モデルでは、上記ロール抑制スプリングとロール抑制ダンパとの少なくとも一方に、発生した車体のロールの速やかなる減衰といった機能を持たせることが可能である。つまり、ロール抑制スプリングとロール抑制ダンパとの少なくとも一方のロールばね定数若しくはロール減衰係数を適切化することにより、より効果的に、路面起伏起因ロールが抑制されるのである。

（１７）前記ロール強制力が、前記前輪側のサスペンション装置が有する２つのサスペンションスプリングである前輪側スプリングによって発生させられる前輪側スプリング強制力と、前記前輪側のサスペンション装置が有する２つのダンパである前輪側ダンパによって発生させられる前輪側ダンパ強制力と、前記後輪側のサスペンション装置が有する２つのサスペンションスプリングである後輪側スプリングによって発生させられる後輪側スプリング強制力と、前記後輪側のサスペンション装置が有する２つのダンパである後輪側ダンパによって発生させられる後輪側ダンパ強制力とを成分として含み、
前記強制力低減モデルが、それら前輪側スプリング強制力，前輪側ダンパ強制力，後輪側スプリング強制力，後輪側ダンパ強制力のうちの１以上のものを低減させるように設定されたものである(15)項または(16)項に記載の車体ロール抑制システム。

先に説明した前後２輪モデルである強制力低減モデルに従えば、ロール強制力は、前述の相対ストローク対応スプリングおよび相対ストローク対応ダンパごとの成分として、「前輪側スプリング強制力」，「前輪側ダンパ強制力」，「後輪側スプリング強制力」，「後輪側ダンパ強制力」の４つの成分力に分けることができる。本項の態様は、それらの成分力の少なくとも１つのものを低減させるような態様である。いずれのものをどれくらい低減させるかは、目標とする制御状態，車両の走行状態，路面の起伏状態等に応じて適切に設定すればよい。

（１８）前記強制力低減モデルが、前記前輪側スプリング強制力，前輪側ダンパ強制力，後輪側スプリング強制力，後輪側ダンパ強制力のうちの１以上のものを、その１以上のものの各々に対して設定された低減率に基づいて低減させるように設定されたものである(17)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、上述したロール強制力の成分の少なくとも１つを「設定低減率」に基づいて低減させる強制力低減モデルを採用する態様である。この設定低減率は、各成分ごとに設定することができる。設定低減率、つまり、低減されていない各成分力に対する各成分の低減力の割合は、それの値が、固定的なものであってもよく、車両の走行状態，車両が走行する路面の状態等に応じて変更されるものであってもよい。なお、低減率は、成分力を低減させてない場合を“０”と、すべて低減させる場合つまり成分力を発生させない場合を、“１”とする尺度で設定することができる。この尺度において、いずれかの成分の低減率をマイナスの値に設定して、反対方向に成分力を作用させるようにすることもでき、また、１を超える値に設定して、成分力を増大させることも可能である。本項の態様は、そのような場合をも含み得る。

（１９）前記強制力低減モデルが、
前記前輪側スプリング強制力，前記後輪側スプリング強制力が、それぞれ、前記前輪側スプリングの各々のばね定数によって定まる前輪側ロールばね定数，前記後輪側スプリングの各々のばね定数によって定まる前輪側ロールばね定数に依拠した大きさの力となり、前記前輪側ダンパ強制力，前記後輪側ダンパ強制力が、それぞれ、前記前輪側ダンパの各々の減衰係数によって定まる前輪側ロール減衰係数，前記後輪側ダンパの各々の減衰係数によって定まる後輪側ロール減衰係数に依拠した大きさの力となるように設定され、かつ、
それら前輪側ロールばね定数，後輪側ロールばね定数，前輪側ロール減衰係数，後輪側ロール減衰係数のうちの１以上のものを、その１以上の各々に対応する前記前輪側スプリング強制力，前輪側ダンパ強制力，後輪側スプリング強制力，後輪側ダンパ強制力のうちの１以上のものに対して設定された前記低減率に基づいて低減させるように設定されたものである(18)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、上記成分力を低減させる場合に、その成分力が先に説明した相対ストローク対応スプリングによるものであれば、それのロールばね定数を、相対ストローク対応ダンパであれば、それのロール減衰係数を、上記設定低減率に従って低減させる態様である。

（２０）前記強制力低減モデルが、
車体のロールを抑制するための力を車体のロール量に応じて車体に作用させるロール抑制スプリングと車体のロール速度に応じて車体に作用させるロール抑制ダンパとの少なくとも一方が配備されたものであり、かつ、
前記前輪側ロールばね定数と前記後輪側ロールばね定数との少なくとも一方を低減させる場合には、それらの低減させる分に相当するロールばね定数を有する前記ロール抑制スプリングが少なくとも配備され、前記前輪側ロール減衰定数と前記後輪側ロール減衰定数との少なくとも一方を低減させる場合には、それらの低減させる分に相当するロール減衰定数を有する前記ロール抑制ダンパが少なくとも配備されたものである(19)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、簡単に言えば、上記ロール抑制スプリングとロール抑制ダンパとの少なくとも一方によって、上述の低減力に応じた力を、車体のロールを抑制するための力として発生させるように設定された強制力低減モデルを、採用する態様である。この強制力低減モデルは、ロール強制力の低減によって生じた車体のロールの減衰能力の低下を、ロール抑制スプリングとロール抑制ダンパとの少なくとも一方の力によって、低減力に応じて補完するように設定されたモデルであるといえる。本項の態様によれば、ロール抑制スプリングのロールばね定数，ロール抑制ダンパの減衰係数が適切化され、効果的な路面起伏起因ロール抑制制御が実行可能となる。

（２１）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
前記前輪側スプリング強制力，前輪側ダンパ強制力，後輪側スプリング強制力，後輪側ダンパ強制力のうちの１以上のものの各々に対して設定された前記低減率のうちの１以上のものを、当該車両の走行速度に基づいて変更するように構成された(18)項ないし(20)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、車両の走行状態に基づいて強制力低減型ロール抑制制御の特性を変更する態様の一態様である。したがって、本項の態様によれば、車速に応じたきめ細かな強制力低減型ロール抑制制御が可能となる。

（２２）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
当該車両の走行速度が設定閾速度以下である場合に、前記前輪側スプリング強制力および前記前輪側ダンパ強制力に対して設定された前記低減率を０とし、前記後輪側スプリング強制力および前記後輪側ダンパ強制力に対して設定された前記低減率を１とするように構成された(21)項に記載の車体ロール抑制システム。

路面の起伏によって左右のばね下部の相対変位（以下、単に、「ばね下部の相対変位」という場合がある）が生じてから、サスペンションスプリングおよびダンパによってロール強制力が車体に作用させられるまでには、ある程度の時間的な遅れ（以下、「ロール強制力作用遅れ」という場合がある）が存在する。そのため、強制力低減モデルに従って決定される目標路面起伏起因ロール抑制力は、その遅れの影響を受けることになる。この遅れは、ロール強制力を低減させるほど大きくなる。一方で、同じ路面の起伏を前輪と後輪とが時間をおいて通過することから、後輪側のばね下部の相対変位は、前輪側のばね下部の相対変位に対して、車速に応じた遅れ（以下、「後輪側ばね下部変位遅れ」という場合がある）が生じる。これらのことに鑑みれば、前輪側においてロール強制力を低減させずに、その分後輪側においてロール抑制力を大きく低減させるような強制力低減モデルを採用することが、目標路面起伏起因ロール抑制力の決定において、ロール強制力作用遅れの影響を小さくできることになる。簡単にいえば、強制力低減ロール抑制制御を後輪側に特化することで、目標路面起伏起因ロール抑制力の決定精度が向上するのである。また、例えば、先に説明したロール抑制スプリングとロール抑制力ダンパとの少なくとも一方を採用する強制力低減モデルの場合には、前輪側の左右のばね下部の相対変位が開始した後、比較的早い時点で、ロール抑制スプリングとロール抑制力ダンパとの少なくとも一方による力を車体に作用させ得、後輪側の左右のばね下部の相対変位が開始するよりも比較的早い時点で、それらの少なくとも一方の力を車体に作用させ得るのである。この目標路面起伏起因ロール抑制力の決定精度を向上させる効果は、車速が低い場合に、高いものとなる。本項の態様は、そのことに考慮した態様であり、本項の態様によれば、低速走行時における制御の応答性の低下が抑制され、低速時においても、路面起伏起因ロールの抑制効果が充分に担保されることになる。

（２３）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
当該車両の走行速度が設定閾速度以上である場合において、当該車両の走行速度が高いときに、低いときに比較して、前記前輪側スプリング強制力に対して設定された前記低減率を大きくするように構成された(21)項または(22)項に記載の車体ロール抑制システム。

（２４）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
当該車両の走行速度が設定閾速度以上である場合において、当該車両の走行速度が高いときに、低いときに比較して、前記前輪側ダンパ強制力に対して設定された前記低減率を小さくするように構成された(21)項ないし(23)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

（２５）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
当該車両の走行速度が設定閾速度以上である場合において、当該車両の走行速度が高いときに、低いときに比較して、前記後輪側スプリング強制力に対して設定された前記低減率を小さくするように構成された(21)項ないし(24)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

（２６）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
当該車両の走行速度が設定閾速度以上である場合において、当該車両の走行速度が高いときに、低いときに比較して、前記後輪側ダンパ強制力に対して設定された前記低減率を大きくするように構成された(21)項ないし(25)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

車体に作用するロール強制力は、前輪側のロール強制力と後輪側のロール強制力の和と考えることができ、それらロール抑制力の各々は、スプリング強制力とダンパ強制力の合成された力と考えることができる。左右のばね下部の相対変位を振動と考えれば、その相対変位に対して、スプリング強制力は同じ位相にあるが、ダンパ強制力は位相において９０゜先行することなる。その一方で、後輪側のばね下部の相対変位は、前輪側のばね下部の相対変位に対して、車速をホイールベース（前輪と後輪との水平距離）で除した時間だけ遅れる。つまり、先に説明した後輪側ばね下部変位遅れが発生するのである。これらのことに鑑みれば、４つのロール強制力の成分、つまり、前輪側スプリング強制力，前輪側ダンパ強制力，後輪側スプリング強制力，後輪側ダンパ強制力の低減のさせ方次第で、車体に作用するロール強制力を可及的に小さくすることが可能となる。強制力低減型ロール抑制制御は、ロール強制力を小さくすることを目的とする制御であり、上記４つの項の態様は、上述のことを考慮して、４つのロール強制力の成分の低減率の適切化を図ることを目的とする態様である。

車体のロールの抑制を図る場合、車両の乗り心地の観点から、何某かの周波数を有するばね下部の相対変位、例えば、ロール共振周波数を有するばね下部の相対変位を対象の中心として考えることが望ましい。その周波数は、具体的には、１．５〜３Ｈｚの間の値とするのが望ましい。ホイールベースによって異なるが、上記周波数のばね下部の相対変位を想定して説明すれば、車速が３０ｋｍ／ｈである場合には、位相にして、概ね２７０゜の後輪側ばね下部変位遅れが発生し、９０ｋｍ／ｈである場合には、概ね９０゜の後輪側ばね下部変位遅れが発生すると想定することができる。このような想定に基づく強制力低減型ロール抑制制御に関して望ましい態様が、上記の４つの態様であり、それらの態様によれば、車体に作用するロール強制力を好適に低減させて、車体のロールを効果的に抑制することが可能となる。

なお、上記４つの態様において、低減率を変更する場合に、車速に応じて、その値が連続して漸変するように変更してもよく、また、その値がステップ的に変化するように変更してもよい。また、上記４つの項にいう「設定閾速度」は、それらが、同じ速度であることを要しない。それらの設定閾速度は、互いに独立して、互いに異なる速度に設定することが可能である。ちなみに、それら４つの設定閾速度は、先に説明した設定閾速度、つまり、前輪側のロール強制力を発生させないような強制力低減モデルを採用した態様における設定閾速度と同じであることも要しない。互いに独立して、互いに異なる速度に設定することが可能である。

（２７）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
前記強制力低減モデルに従って前記前輪側の左右のばね下部の相対変位動作と前記後輪側の左右のばね下部の相対変位動作との少なくとも一方の推定を行い、その推定に基づいて、前記低減力を推定するように構成された(15)項ないし(26)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

強制力低減制御は、ばね下部の相対変位によるロール強制力の低減を目的とする制御であるため、本項の態様によれば、低減力を比較的精度よく推定可能である。

（２８）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
(i)前輪側における左輪側のばね上部とばね下部との距離と右輪側のばね上部とばね下部との距離との相対変動である前輪側の相対ストローク動作と、後輪側における左輪側のばね上部とばね下部との距離と右輪側のばね上部とばね下部との距離との相対変動である後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方と、(ii)車体のロール動作との少なくとも一方に基づいて、前記前輪側の左右のばね下部の相対変位動作と前記後輪側の左右のばね下部の相対変位動作との少なくとも一方の推定を行うように構成された(27)項に記載の車体ロール抑制システム。

前輪側および後輪側の相対ストローク動作と車体のロール動作は、いずれも、ばね下部の相対変位動作を好適に推定するための動作である。そのため、本項の態様によれば、効果的な強制力低減型ロール抑制制御が実行できる。

（２９）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
前記前輪側の相対ストローク動作と後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方に基づく推定と、前記車体のロール動作に基づく推定とを、択一的に行うように構成された(28)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、基づく動作が異なる２種のばね下部の相対変位動作の推定を選択的に行う態様であり、例えば、車両の走行状態，車両が走行する路面の状態等に応じて、適切な方を選択すればよい。

（３０）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
当該車両の走行速度が設定閾速度より高い場合において、前記前輪側の相対ストローク動作と後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方に基づく推定を行い、当該車両の走行速度が設定閾速度より低い場合において、前記車体のロール動作に基づく推定を行うように構成された(29)項に記載の車体ロール抑制システム。

例えば、後に説明するように、前輪側および後輪側の一方の相対ストローク量を測定して前輪側と後輪側との両方のばね下部の相対変位動作を推定する場合、車速が低いときには、上述した後輪側ばね下部変位遅れの推定精度が比較的悪いため、前輪側と後輪側との他方のばね下部の相対変位動作の推定精度も比較的悪くなる。一方で、車体のロール動作の推定は、車体のロール量を測定する等して行うが、その測定は、ばね上部の上下加速度センサ等を利用して行わなければならず、煩雑な処理を伴う。本項に記載の態様は、上記２種のばね下部の相対変位動作の推定を、それらの長所，短所等を比較考量し、車速に応じて切り換える態様である。なお、本項にいう「設定閾速度」は、他の項において説明した設定閾速度と同じであることを要しない。つまり、それら他の項の設定閾速度とは、互いに独立して、互いに異なる速度に設定することが可能である。

（３１）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
前記前輪側の相対ストローク動作と後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方に基づく推定を行う場合において、測定された前輪側の左右のばね上部とばね下部との距離に基づく前記前輪側の相対ストローク動作と、その測定された前輪側の左右のばね上部とばね下部との距離，当該車両の走行速度および当該車両のホイールベースに基づいて推定された前記後輪側の相対ストローク動作とに基づいて、前記前輪側の左右のばね下部の相対変位動作と前記後輪側の左右のばね下部の相対変位動作との少なくとも一方の推定を行うように構成された(28)項ないし(30)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、先に説明した相対ストローク動作に基づくばね下部の相対変位動作の推定に関して、それの具体的な手法について限定した態様である。

（３２）前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
前記車体のロール動作に基づく推定を行う場合において、測定された車体のロール量に基づく車体のロール動作車体のロール動作と、当該車両の走行速度および当該車両のホイールベースとに基づいて、前記前輪側の左右のばね下部の相対変位動作と前記後輪側の左右のばね下部の相対変位動作との少なくとも一方の推定を行うように構成された(28)項ないし(31)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

本項の態様は、先に説明した車体のロール動作に基づくばね下部の相対変位動作の推定に関して、それの具体的手法を限定した態様である。先に説明したように、車体のロール量の測定は、例えば、左右のばね上部の加速度等を検出し、その検出結果を基に演算処理等することによって行うことができる。

（３３）前記制御装置が、
当該車両の旋回に起因して生じる車体のロールを抑制するために、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の両方によって発生させるべきロール抑制力である目標車両旋回依拠ロール抑制力を決定する車両旋回起因ロール抑制力決定部を有し、
前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
前記車両旋回起因ロール抑制力決定部によって決定された目標車両旋回依拠ロール抑制力によって生じる前記前輪側の相対ストローク動作と前記後輪側の相対ストローク動作ととの少なくとも一方と車体のロール動作との少なくとも一方を推定し、その推定された前記前輪側の相対ストローク動作と前記後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方と車体のロール動作との少なくとも一方を除外した前記前輪側の相対ストローク動作と前記後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方と車体のロール動作との少なくとも一方に基づいて、前記前輪側の左右のばね下部の相対変位動作と前記後輪側の左右のばね下部の相対変位動作との少なくとも一方の推定を行うように構成された(28)項ないし(32)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

車両旋回起因ロール抑制制御と路面起伏起因ロール抑制制御を同時に実行するような場合には、それぞれの制御におけるロール抑制力をロール抑制装置が発生させている。したがって、車両旋回起因ロール抑制制御でのロール抑制力の影響により、単に、ストローク量，車体のロール量等の測定データに基づく推定では、路面の起伏に起因する相対ストローク動作，車体のロール動作を正確に推定できない可能性がある。本項の態様によれば、車両旋回依拠ロール抑制制御におけるロール抑制力の影響を排除するようにして目標車両旋回起因ロール抑制力が決定されることになり、上記２つの制御が同時に実行される場合でも、適切な路面起伏起因ロール抑制制御が実行可能である。

（３４）前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、
前記スカイフック型ロール抑制力決定部と前記強制力低減型ロール抑制力決定部との両方を有する(9)項ないし(33)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

本項は、スカイフック型ロール抑制制御と強制力低減型ロール抑制制御との両者を実行可能な以下の態様の前提として位置付けられる項である。

（３５）前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、
前記スカイフック型ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力と、前記強制力低減型ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力とを、設定重み付け係数を用いた重み付けをして和することにより、前記目標路面起伏起因ロール抑制力を決定するように構成された(34)項に記載の車体ロール抑制システム。

スカイフック型ロール抑制制御と強制力低減型ロール抑制制御とは、互いに、依拠するロール挙動モデルが異なるため、互いに異なる特徴を有する。それらの両方を実行可能に構成されたロール抑制システムでは、車両の走行状態，車両が走行する路面の状態等に応じて、それらの一方を選択的に実行することが可能である。本項の態様は、単にそれらの一方を選択的に実行するのではなく、それら２つの制御の特徴を考慮する等して、それらを同時に実行可能な一態様である。本項にいう「設定重み付け係数」は、固定的に設定されたものであってもよく、また、何らかの情況，条件に応じて、段階的に、あるいは、無段階的に、つまり、連続的に変化するように設定されたものであってもよい。

（３６）前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、
当該車両が走行する路面に起因した車体のロール振動が、比較的高い周波数の振動成分が大きい場合には、前記スカイフック型ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力に対する重み付けを大きく、比較的低い周波数の振動成分が大きい場合には、前記強制力低減型ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力に対する重み付けを大きくするように構成された(35)項に記載の車体ロール抑制システム。

強制力低減型ロール抑制制御は、上述のロール強制力を低減させることを目的と制御であり、先に説明したように、ロール強制力作用遅れが影響して、目標路面起伏起因ロール抑制力の決定精度が悪化する虞がある。具体的に言えば、ばね下部の相対変位を振動と観念すれば、比較的高周波域のばね下部の相対変位についての目標路面起伏起因ロール抑制力の決定精度が比較的悪化する傾向にある。本項の態様は、スカイフック型ロール抑制制御と強制力低減型ロール抑制制御とを同時に実行する場合に、例えば上記傾向等を考慮して重み付け係数が変更される態様である。

本項の態様において、振動成分の周波数の推定，特定周波数域の振動成分の強度の推定等は、例えば、車体のロール動作，ばね下部の相対変位動作等の経時的な変化をフィルター処理等をすることによって推定することが可能である。より具体的に言えば、本項の態様は、例えば、特定の高周波数域の振動の強度と特定の低周波数域の振動の強度との比等に基づいて、上記重み付け係数を設定，変更するような態様とすることができる。

（３７）前記サスペンション装置の各々が、自身に対応する車輪を保持する車輪保持部材を有しており、
前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々が、
左右のサスペンション装置が有する車輪保持部材に両端部が連結されてロール抑制力を発生させるスタビライザバーを備え、前記アクチュエータが自身の作動量に応じて前記スタビライザバーが発生させるロール抑制力を変更するように構成された(1)項ないし(36)項のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。

本項に記載の態様は、ロール抑制装置の具体的な構造に限定を加えた態様であり、いわゆるアクティブスタビライザ装置をロール抑制装置として備えたシステムに関する態様である。本項の態様おいて、ロール抑制装置の構成は、特に限定されるものではない。例えば、後に説明するように、１つのスタビライザバーを、中央部で２つに分離して１対のスタビライザバー部材によって構成し、それら１対のスタビライザバー部材の間にアクチュエータを配設して、上記電磁モータが発生させる力に依拠して、そのアクチュエータがそれら１対のスタビライザバー部材を相対回転させロール抑制力を変化させるような構成であってもよい。また、スタビライザバーの一方の端部と左右のサスペンション装置の一方が有する車輪保持部材との間にアクチュエータを配設して、そのアクチュエータがその一方の端部と車輪保持部材との間隔を変化させることでロール抑制力を変化させるような構成であってもよい。

本項に記載のロール抑制装置では、例えば、スタビライザバーの捩り反力に基づいてロール抑制力が発生され、アクチュエータの作動量に応じてスタビライザバーの捩り量が変更されることによって、ロール抑制力が変更されるような構成となる。アクチュエータの作動量が０である場合、つまり、アクチュエータの動作位置が中立位置にある場合は、スタビライザバーは、そのスタビライザバーの捩り剛性に応じたロール抑制力を発生させることになる。言い換えれば、ロール抑制装置は、コンベンショナルなスタビライザ装置、つまり、アクティブではないスタビライザ装置と同様の機能を有することになる。そして、アクチュエータを中立位置から作動させることにより、あたかも、そのスタビライザバーの剛性が変更されたのごとく、アクチュエータの作動量に応じた分、ロール抑制力が増減させられることになる。

（３８）前記スタビライザバーが、
それぞれが、車幅方向に延びる１つの軸線上に配設されるトーション部と、そのトーション部に連続してそのトーション部と交差して延びるとともに先端部において前記車輪保持部材に連結されるアーム部とを有する１対のスタビライザバー部材を含んで構成され、
前記アクチュエータが、前記１対のスタビライザバー部材のトーション部を前記軸線のまわりに相対回転させるものである(37)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項に記載の態様は、ロール抑制装置の具体的構造、詳しく言えば、上記スタビライザバーとアクチュエータとの構成に関する限定を加えた態様である。本項の態様によれば、ロール抑制装置が発生させるロール抑制力を効率的に変更可能である。

（３９）前記アクチュエータが、ハウジングと、それぞれがそのハウジングに支持されて配設された電動モータおよびその電動モータの回転を減速させる減速機とを含んで構成され、前記１対のスタビライザバー部材の一方のトーション部が前記ハウジングに相対回転不能に接続され、他方のトーション部が前記減速機の出力部に相対回転不能に接続された(38)項に記載の車体ロール抑制システム。

本項に記載の態様は、アクチュエータの構造、および、アクチュエータとスタビライザバーとの連結，配置関係を具体的に限定した態様である。本項の態様においてアクチュエータが有する減速機は、それの機構が特に限定されるものではない。例えば、ハーモニックギヤ機構（「ハーモニックドライブ（登録商標）機構」，「ストレインウェーブギヤリング機構」等と呼ばれることもある）、ハイポサイクロイド減速機構等、種々の機構の減速機を採用することが可能である。電磁モータの小型化を考えれば、減速機の減速比は比較的大きい（電動モータの作動量に対するアクチュエータの作動量が小さいことを意味する）ことが望ましく、その点を考慮すれば、ハーモニックギヤ機構を採用する減速機は、本項の態様のシステムにおいて好適である。

以上、請求可能発明の各種態様について説明したが、「車体のロール量」は、例えば、左側のばね上部と右側のばね上部の相対変位量と解釈できるものであり、上記態様のうちのいくつかのものについては、その解釈に基づく説明を行っている。その解釈の他に、例えば、車体のロール量を、車体のロール角、つまり、左右のばね上部を結ぶ直線の傾斜角と解釈することも可能である。その解釈に従う場合には、例えば、上記「左右のばね下部の相対変位量」は、ロール角に換算した相対変位量、つまり、左右のばね下部を結ぶ直線の傾斜角として扱えばよい。そして、その場合には、上記「相対ストローク量」は、車体のロール角と、左右のばね下部を結ぶ直線の傾斜角との差分として扱えばよく、ロール速度および加速度、左右のばね下部の相対変位速度および加速度、相対ストローク速度および加速度等についても、車体のロール量に準じた扱いとすればよい。つまり、上記各種の態様において、車体のロール量を車体のロール角と擬制し、ばね上部およびばね下部の運動、ロール挙動モデル等をロール角に対応した単位系で表すこともでき、そのような表現が採用された態様も、請求可能発明の態様となり得るのである。

また、ロール抑制装置が上述のスタビライザバーを含んで構成されるような装置である場合には、その装置が発生させるロール抑制力は、基本ロール抑制力，制御ロール抑制力という２つの成分が合わさった力と考えることができる。基本ロール抑制力は、そのスタビライザバーが本来的に発生させるロール抑制力、つまり、アクチュエータの作動量が０である場合のロール抑制力であり、また、制御ロール抑制力は、アクチュエータの作動量に応じて増減させられるロール抑制力である。このような考え方の下では、便宜的に、基本ロール抑制力を、車体ロールを抑制するためにサスペンションスプリングが発生させる力と一体化させて、つまり、その力の一部であるとして扱い、制御ロール抑制力のみを、ロール抑制装置が発生させるロール抑制力として扱うことが可能である。そしてそのような扱いの下、上記ロール挙動モデルを設定して路面起伏依拠ロール抑制制御を行い、車両旋回起因ロール抑制制御を行うこともできるのである。そのようにして行っても、路面起伏依拠ロール抑制制御，車両旋回起因ロール抑制制御は、ともに、ロール抑制装置が実際に発生させるロール抑制力に基づいて行う場合のそれらの制御と等価なものとなる。したがって、上記各種の態様は、制御ロール抑制力のみをロール抑制装置が発生させるロール抑制力として扱った態様も、上記各種態様に含まれるもと解釈すべきであり、本願の請求可能発明の態様の一種なのである。

以下、請求可能発明の実施例を、図を参照しつつ詳しく説明する。なお、請求可能発明は、下記実施例の他、前記〔発明の態様〕の項に記載された態様を始めとして、当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を施した種々の態様で実施することができる。

≪車体ロール抑制システムの構成およびスタビライザ装置の機能等≫
（ａ）全体構成
図１に、本実施例の車体ロール抑制システム１０を模式的に示す。本車体ロール抑制システム１０は、車両の前輪側、後輪側の各々に配設された１対のロール抑制装置である１対のスタビライザ装置１４を含んで構成されている。スタビライザ装置１４はそれぞれ、両端部において左右の車輪１６を保持する車輪保持部材としてのサスペンションアーム（図２，３参照）に連結されたスタビライザバー２０を備えている。そのスタビライザバー２０は、それが分割された１対のスタビライザバー部材２２を含む構成のものとされている。それら１対のスタビライザバー部材２２は、アクチュエータ２６によって相対回転可能に接続されている。

（ｂ）サスペンション装置の構成
本システム１０を搭載する車両には、各車輪１６に対応した４つのサスペンション装置が設けられている。転舵輪である前輪のサスペンション装置と非転舵輪である後輪のサスペンション装置とは、車輪を転舵可能とする機構を除き略同様の構成とみなせるため、説明の簡略化に配慮して、後輪のサスペンション装置を代表して説明する。図２，３に示すように、サスペンション装置３０は、独立懸架式のものであり、マルチリンク式サスペンション装置とされている。サスペンション装置３０は、それぞれがサスペンションアームである第１アッパアーム３２，第２アッパアーム３４，第１ロアアーム３６，第２ロアアーム３８，トーコントロールアーム４０を備えている。５本のアーム３２，３４，３６，３８，４０のそれぞれの一端部は、車体に回動可能に連結され、他端部は、車輪１６を回転可能に保持するアクスルキャリア４２に回動可能に連結されている。それら５本のアーム３２，３４，３６，３８，４０により、アクスルキャリア４２は、車体に対して略一定の軌跡を描くような上下動が可能とされている。また、サスペンション装置３０は、サスペンションスプリングであるコイルスプリング４４と、ダンパである液圧式のショックアブソーバ４６とを備えており、それらは、それぞれ、タイヤハウジングに設けられたマウント部と、第２ロアアーム３８との間に、互いに並列的に配設されている。つまり、サスペンション装置３０は、車輪１６と車体とを、つまり、ばね下部とばね上部とを、弾性的に相互支持するとともに、それらの接近離間動作（以下、「ストローク動作」という場合がある）に対する減衰力を発生させる構造とされている。

（ｃ）スタビライザ装置の構成
スタビライザ装置１４の各スタビライザバー部材２２はそれぞれ、図２，３に示すように、概して車幅方向に延びるトーションバー部５０と、トーションバー部５０と一体をなしてそれと交差して概ね車両の前方に延びるアーム部５２とに区分することができる。各スタビライザバー部材２２のトーションバー部５０は、アーム部５２に近い箇所において、車体に固定的に設けられた保持具５４によって回転可能に保持され、互いに同軸的に配置されている。各トーションバー部５０の端部（アーム部５２側とは反対側の端部）は、それぞれ、後に詳しく説明するようにアクチュエータ２６に接続されている。一方、各アーム部５２の端部（トーションバー部５０側とは反対側の端部）は、リンクロッド５６を介して第２ロアアーム３８に連結されている。第２ロアアーム３８には、リンクロッド連結部５８が設けられ、リンクロッド５６の一端部は、そのリンクロッド連結部５８に、他端部はスタビライザバー部材２２のアーム部５２の端部に、それぞれ遥動可能に連結されている。

スタビライザ装置１４の備えるアクチュエータ２６は、図４に示すように、駆動源としての電動モータ６０と、その電動モータ６０の回転を減速して伝達する減速機６２とを含んで構成されている。これら電動モータ６０と減速機６２とは、アクチュエータ２６の外殻部材であるハウジング６４内に設けられている。そのハウジング６４の一端部には、１対のスタビライザバー部材２２の一方のトーションバー部５０の端部が固定的に接続されており、一方、１対のスタビライザバー部材２２の他方は、ハウジング６４の他端部からそれの内部に延び入る状態で配設されるとともに、後に詳しく説明するように、減速機６２と接続されている。さらに、１対のスタビライザバー部材２２の他方は、それの軸方向の中間部において、ブシュ型軸受７０を介してハウジング６４に回転可能に保持されている。

電動モータ６０は、ハウジング６４の周壁の内面に沿って一円周上に固定して配置された複数のコイル７２と、ハウジング６４に回転可能に保持された中空状のモータ軸７４と、コイル７２と向きあうようにしてモータ軸７４の外周に固定して配設された永久磁石７６とを含んで構成されている。電動モータ６０は、コイル７２がステータとして機能し、永久磁石７６がロータとして機能するモータであり、３相のＤＣブラシレスモータとされている。なお、ハウジング６４内に、モータ軸７４の回転角度、すなわち、電動モータ６０の回転角度を検出するためのモータ回転角センサ７８が設けられている。モータ回転角センサ７８は、エンコーダを主体とするものであり、アクチュエータ２６の制御、つまり、スタビライザ装置１４の制御に利用される。

減速機６２は、波動発生器（ウェーブジェネレータ）８０，フレキシブルギヤ（フレクスプライン）８２およびリングギヤ（サーキュラスプライン）８４を備え、ハーモニックギヤ機構（「ハーモニックドライブ（登録商標）機構」，「ストレインウェーブギヤリング機構」等と呼ばれることもある）として構成されている。波動発生器８０は、楕円状カムと、それの外周に嵌められたボールベアリングとを含んで構成されるものであり、モータ軸７４の一端部に固定されている。フレキシブルギヤ８２は、周壁部が弾性変形可能なカップ形状をなすものとされており、周壁部の開口側の外周に複数の歯（本減速機６２では、４００歯）が形成されている。このフレキシブルギヤ８２は、先に説明した１対のスタビライザバー部材２２の他方のトーションバー部５０の端部に接続され、それによって支持されている。詳しく言えば、そのスタビライザバー部材２２のトーションバー部５０は、モータ軸７４を貫通しており、それから延び出す部分の外周面において、当該減速機６２の出力部としてのフレキシブルギヤ８２の底部を貫通する状態でその底部とスプライン嵌合によって相対回転不能に接続されているのである。リングギヤ８４は、概してリング状をなして内周に複数の歯（本減速機６２においては、４０２歯）が形成されたものであり、ハウジング６４に固定されている。フレキシブルギヤ８２は、その周壁部が波動発生器８０に外嵌して楕円状に弾性変形させられ、楕円の長軸方向に位置する２箇所においてリングギヤ８４と噛合し、他の箇所では噛合しない状態とされている。このような構造により、波動発生器８０が１回転（３６０度）すると、つまり、電動モータ６０のモータ軸７４が１回転すると、フレキシブルギヤ８２とリングギヤ８４とが、２歯分だけ相対回転させられる。つまり、減速機６２の減速比は、１／２００とされている。

（ｄ）スタビライザ装置の機能等
以上の構成から、車両が旋回する場合にはその旋回に起因して、車両が起伏のある路面を走行する場合にはその路面の起伏に起因して、車体にロールモーメントが作用する。そのロールモーメントによって、各サスペンション装置３０には、左右の車輪１６の一方と車体との距離と、左右の車輪１６の他方と車体との距離とを相対変化させる力、つまり、左右におけるばね上部とばね下部との距離を相対変動させる力が作用し、相対ストローク動作が発生する。この相対ストローク動作に対して、前輪側および後輪側の各々の左右のコイルスプリング４４は、相対ストローク量を減少させる向きに弾性反力を発生させる。また、前輪側および後輪側の各々の左右のショックアブソーバ４６は、相対ストローク速度に応じた減衰力を発生させる。上記弾性反力は、左右のコイルスプリング４４のばね定数によって定まる特定のロールばね定数に依拠した大きさの力となり、上記減衰力は、左右のショックアブソーバ４６の減衰係数によって定まる特定のロール減衰係数に依拠した大きさの力となる。

その一方で、スタビライザ装置１４は、スタビライザバー２０が上記相対ストローク動作によって捩られることで、それの捩り反力に依拠して、左右の一方のばね上部とばね下部とを接近させ、他方のばね上部とばね下部とを離間させる力であるロール抑制力を発生させる。このロール抑制力は、スタビライザバー２０の捩りばね定数によって定まるそれのロールばね定数に依拠した大きさの力となる。ちなみに、その状態は、アクチュエータ２６によって左右のスタビライザバー部材２２を相対回転させていない状態であり、つまり、アクチュエータ２６が中立作動位置にある状態である。

それに対し、アクチュエータ２６が所定の作動量だけ作動することにより、つまり、所定の角度だけ回転することにより、左右のスタビライザバー部材２２がその所定角度だけ相対回転することになる。その状態においては、その相対回転角に応じて、上記ロール抑制力が変更されることになる。したがって、スタビライザ装置１４は、アクチュエータ２６の作動量に応じて、あたかもスタビライザバー２０の捩り剛性が増減したがのごとく、ロール抑制力を変化させるのである。つまり、スタビライザ装置１４自体のロールばね定数が変化したかのごとくロール抑制力が増減させられることになる。

スタビライザ装置１４が発生させるロール抑制力Ｆ’は、大まかには、次式（１’）で表すことができる。

Ｆ’＝Ｋ_SＳ_T＋Ｋ_SＤ ・・・（１’）

Ｋ_S：スタビライザバーのロールばね定数
Ｓ_T：相対ストローク量
Ｄ：スタビライザ装置の作動量

ここで、スタビライザバー２０のロールばね定数Ｋ_Sは、２つのスタビライザバー部材２２が一体化されたと仮定した場合のロールばね定数であり、スタビライザバー２０自体の固有値である。相対ストローク量Ｓ_Tは、左輪側のばね上部とばね下部との距離と右輪側のばね上部とばね下部との距離の差と考えることができる。また、スタビライザ装置１４の作動量Ｄとは、アクチュエータ２６の作動によって相対ストローク量Ｓ_T換算で自身がどのぐらい作動したかを示す量と観念できるものであり、次式（２）で近似することができる。

Ｄ＝ＡＬ_A／Ｒ ・・・（２）

Ａ：アクチュエータの作動量（回転角）
Ｌ_A：スタビライザバー部材のアーム部の長さ
Ｒ：第２ロアアームのレバー比

ちなみに、アクチュエータの作動量Ａは、スタビライザ装置１４の作動量Ｄが０である状態を基準とした作動量、つまり、中立位置からの作動量である。

上記の式から解るように、スタビライザ装置１４が発生させるロール抑制力Ｆ’は、スタビライザバーのロールばね定数Ｋ_Sに依拠して本来的に発生させられる基本ロール抑制力（Ｋ_SＳ_T）と、アクチュエータ２６の制御によって基本ロール抑制力を増減させる制御ロール抑制力（Ｋ_SＤ）との合計と捉えることができ、後者を制御によって変更することで、ロール抑制力Ｆ’が変化させられることになる。なお、以後の説明については、便宜的に、基本ロール抑制力（Ｋ_SＳ_T）を、車体のロールを抑制すべくコイルスプリング４４が発生させる力の一部と考え、制御ロール抑制力（Ｋ_SＤ）を、スタビライザ装置１４によるロール抑制力Ｆとして扱うものとする。このような扱いをすれば、上記式（１’）は、下記式（１）となる。

Ｆ＝Ｋ_SＤ ・・・（１）

（ｅ）制御システムのハード構成
本車体ロール抑制システム１０では、図１に示すように、２つのスタビライザ装置１４を統括して制御する電子制御ユニット（ＥＣＵ）９０が設けられている。ＥＣＵ９０は、各スタビライザ装置１４、詳しくは、各アクチュエータ２６の作動を個別に制御可能な制御装置であり、それぞれが各アクチュエータ２６が有する電動モータ６０に対応した駆動回路である２つのインバータ９２と、ＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ等を備えたコンピュータを主体とするコントローラ９６とを備えている（図１１参照）。インバータ９２の各々は、コンバータ９８を介してバッテリ１００に接続されており、対応するスタビライザ装置１４の電動モータ６０に接続されている。電動モータ６０は定電圧駆動され、電動モータ６０への供給電力は、供給電流量を変更することによって変更される。供給電流量の変更は、インバータ９２がＰＷＭ（Pulse Width Modulation）によるパルスオン時間とパルスオフ時間との比（デューティ比）を変更することによって行われる。

コントローラ９６には、上記モータ回転角センサ７８とともに、ステアリングホイールの操作角（操舵量の一種である）を検出するためのステアリングセンサ１０２，車体に実際に発生している横加速度である実横加速度を検出する横加速度センサ１０４が接続されている。コントローラ９６には、さらに、ブレーキシステムの制御装置であるブレーキ電子制御ユニット（以下、「ブレーキＥＣＵ」という場合がある）１０８が接続されている。ブレーキＥＣＵ１０８には、４つの車輪のそれぞれに対して設けられてそれぞれの回転速度を検出するための車輪速センサ１１０が接続され、ブレーキＥＣＵ１０８は、それら車輪速センサ１１０の検出値に基づいて、車速を推定する機能を有している。コントローラ９６は、必要に応じ、ブレーキＥＣＵ１０８から車速を取得するようにされている。さらに、コントローラ９６には、ばね上部とばね下部との距離であるストローク量を検出するストロークセンサ１１２が接続されている。当該車両においては、ストロークセンサ１１２は、前側の左右の車輪１６に対応して２つ設けられている。また、車体の左右の特定の部位における上下加速度を検出するために、１対の上下加速度センサ１１４が設けられており、それらも、コントローラ９６に接続されている。コントローラ９６は、各インバータ９２とも接続され、それらを制御することで、各スタビライザ装置１４の電動モータ６０を制御する。なお、コントローラ９６のコンピュータが備えるＲＯＭには、後に説明する各スタビライザ装置１４の制御に関するプログラム，その制御のために必要な各種のデータ等が記憶されている。

≪ロール抑制制御≫
本車体ロール抑制システム１０において行われるロール抑制制御は、車両の旋回に起因する車体のロールを抑制するための車両旋回起因ロール抑制制御と、車両が走行する路面の起伏に起因する車体のロールを抑制する路面起伏起因ロール抑制制御との２つの制御があり、本システム１０では、それら２つの制御が同時に実行可能とされ、２つの制御のいずれにおいても、前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４が個別に制御される。以下に、上記２つの制御を順に説明し、その後に、それらの制御が同時に実行された場合におけるロール抑制力の２つのスタビライザ装置への配分について説明する。

（ａ）車両旋回起因ロール抑制制御
車両旋回起因ロール抑制制御は、車両の旋回に起因して車体に作用するロールモーメント指標に基づいて、前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４の両者によって発生させるべきロール抑制力を、目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Tとして決定して行われる。決定された目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Tは、前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４の各々が発生させるべきロール抑制力である目標装置個別ロール抑制力Ｆ_D（前輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Df、後輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Drと区別して呼ぶ場合がある）に配分され、その目標装置個別ロール抑制力Ｆ_Dに基づいて、各スタビライザ装置１４が制御作動させられることによって行われる。

目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Tの決定処理においては、車両の旋回に起因して車体に作用するロールモーメントを指標する車両旋回起因ロールモーメント指標として、制御用横加速度が採用される。制御用横加速度Ｇ_Y ^*は、次式（３）で表されるものである。

Ｇ_Y ^*＝ε_cＧ_Yc＋ε_rＧ_Yr ・・・（３）

Ｇ_Yc：推定横加速度
Ｇ_Yr：実横加速度
ε_c：制御ゲイン
ε_r：制御ゲイン

推定横加速度Ｇ_Ycは、ステアリングホイールの操作角δと車速ｖに基づいて推定される。操作角δは、車両の操舵量（操舵角）を指標するものであり、ステアリングセンサ１０２によって検出された値が用いられる。車速ｖは、ブレーキＥＣＵ１０８において車輪速センサ１１０の検出値に基づいて推定され、ブレーキＥＣＵ１０８から送られてくる値が用いられる。実横加速度Ｇ_Yrは、横加速度センサ１０４による検出値が用いられる。制御ゲインε_c，ε_rは、車両旋回起因ロール抑制制御の応答性等に鑑み、適切な値に設定されている。

目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Tは、制御用横加速度Ｇ_Y ^*に基づき、コントローラ９６に格納されている車両旋回起因ロール抑制力マップを参照することによって行われる。このマップは、特定の規則、つまり、どの程度の制御用横加速度Ｇ_Y ^*が生じている場合には、どの程度のロール量車体がロールし、そのロールをどの程度のロール量抑制すべきかが規定されたものである。なお、この車両旋回起因ロール抑制力マップは、参照することにより、逆に、目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Tが作用している場合における車体のロールの抑制量として、抑制ロール量ΔＸおよび抑制相対ストローク量ΔＳ_Tを求められるようにもなっている。

（ｂ）路面起伏起因ロール抑制制御
路面起伏起因ロール抑制制御は、設定されたロール挙動モデルに従って、前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４の両者によって発生させるべきロール抑制力の合計を、目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uとして決定して行われる。決定された目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Uは、前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４の各々が発生させるべきロール抑制力である目標装置個別ロール抑制力Ｆ_Dに配分され、その目標装置個別ロール抑制力Ｆ_Dに基づいて、各スタビライザ装置１４が制御作動させられることによって行われる。

路面起伏起因ロール制御における理想制御状態を示すロール挙動モデルは、２つ設定されている。路面起伏起因ロール制御は、一時期において、２つのモデルにそれぞれ対応した２つタイプの制御のうちの一方が、若しくは、両方が実行される。以下、先ず、それら２つの理想制御状態モデルと対照されるロール挙動モデルを説明した後、２つのタイプの制御の各々、２つのタイプの制御の選択および重み付けについて順次説明する。

（i）システム構成に基づくロール挙動モデル
図５に、実際のサスペンション装置およびスタビライザ装置の構成に基づくロール挙動モデル（以下、「実装置モデル」という場合がある）を示す。このモデルは、路面起伏ロール抑制制御において目標となるロール抑制力である目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uを決定するために、後に説明する２つの理想制御状態モデルと対照されるモデルである。

実装置モデルは、前輪側（図５における左側）において、車体１４０と車輪１６との間、すなわち、ばね上部とばね下部との間に、前輪側相対ストローク対応スプリング１４４ｆと、前輪側相対ストローク対応ダンパ１４６ｆと、前輪側スタビライザ装置１４ｆとが配備され、後輪側（図における右側）において、ばね上部とばね下部との間に、後輪側相対ストローク対応スプリング１４４ｒと、後輪側相対ストローク対応ダンパ１４６ｒと、後輪側スタビライザ装置１４ｒとが配備されている。相対ストローク対応スプリング１４４は、前輪側若しくは後輪側２つのコイルスプリング４４によって、前輪側若しくは後輪側の相対ストローク量に応じた弾性反力を発生させる仮想的なサスペンションスプリングであり、相対ストローク対応ダンパ１４６は、前輪側若しくは後輪側の２つのショックアブソーバ４６によって、左輪側若しくは後輪側の相対ストローク速度に応じた減衰力を発生させる仮想的なダンパである。なお、前輪側相対ストローク対応スプリング１４４ｆ，前輪側相対ストローク対応ダンパ１４６ｆ，後輪側相対ストローク対応スプリング１４４ｒ，後輪側相対ストローク対応ダンパ１４６ｒは、以下、それぞれ、前輪側スプリング１４４ｆ，前輪側ダンパ１４６ｆ，後輪側スプリング１４４ｒ，後輪側ダンパ１４６ｒと呼ぶ場合がある。

実装置モデルの運動方程式は、下記式（４）のように表される。

[Ｉｓ²＋(Ｃ_f＋Ｃ_r)ｓ＋(Ｋ_f＋Ｋ_r)]Ｘ
＝(Ｃ_fｓ＋Ｋ_f)Ｘ_f＋(Ｃ_rｓ＋Ｋ_r)Ｘ_r＋Ｋ_SfＤ_f＋Ｋ_SrＤ_r ・・・（４）

ｓ：ラプラス演算子、ｄ/ｄｔ，ｉω
Ｉ：車体慣性モーメント
Ｘ：車体ロール量
Ｘ_f：前輪側ばね下部相対変位量
Ｘ_r：後輪側ばね下部相対変位量
Ｃ_f：前輪側ダンパロール減衰係数
Ｃ_r：後輪側ダンパロール減衰係数
Ｋ_f：前輪側スプリングロールばね定数
Ｋ_r：後輪側スプリングロールばね定数
Ｋ_Sf：前輪側スタビライザバーのロールばね定数
Ｋ_Sr：後輪側スタビライザバーのロールばね定数
Ｄ_f：前輪側スタビライザ装置作動量
Ｄ_r：後輪側スタビライザ装置作動量

上記式（４）に基づけば、前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４が発生させるロール抑制力Ｆ（詳しくは、制御ロール抑制力）は、下記式（５）のようになる。

Ｆ＝Ｋ_SfＤ_f＋Ｋ_SrＤ_r ・・・（５）

先に説明したように、スタビライザバー２０の基本的ロール抑制力は、車体のロールを抑制するために相対ストローク対応スプリング１４４によって発生させられる力の一部と擬制しているため、下記式（６），（７）が成立している。

Ｋ_f＝Ｋ_Cf＋Ｋ_Sf ・・・（６）
Ｋ_r＝Ｋ_Cr＋Ｋ_Sr ・・・（７）

Ｋ_Cf：前輪側相対ストローク対応スプリングのみに基づくロールばね定数
Ｋ_Cr：後輪側相対ストローク対応スプリングのみに基づくロールばね定数

また、前輪側のばね下部の相対変位に対しての後輪側のばね下部の相対変位の遅れ、つまり、後輪側ばね下部変位遅れに基づけば、下記式（８），（９），（１０）が成立する。

Ｘ_r＝Ｘ_fｅ^-τ^s ・・・（８）
ｅ^-τ^s≒ (２−τｓ)／(２＋τｓ) ・・・（９）
τ＝Ｌ／ｖ ・・・（１０）

Ｌ：ホイールベース
ｖ：車速
ｅ^-τ^s：後輪側ばね下部変位遅れ係数

ちなみに、上記式（９）は、近似のための式である。

（ii）スカイフック型ロール抑制制御
前述の２つのタイプの制御のうちの１つであるスカイフック型ロール抑制制御では、上記実装置モデルと対照される理想制御状態モデルとして、図６に示すスカイフックモデルを採用する。このスカイフックモデルでは、前輪側（図における左側）のばね上部とばね下部との間に、前輪側スプリング１４４ｆおよび前輪側ダンパ１４６ｆとが配備され、後輪側（図における右側）のばね上部とばね下部との間に、後輪側スプリング１４４ｒおよび後輪側ダンパ１４６ｒが配備されている。そのような基本的モデルに加え、スカイフックモデルでは、スカイフックスプリング１４８およびスカイフックダンパ１５０が配備されている。それらスカイフックスプリング１４８およびスカイフックダンパ１５０は、車体１４０のロールをスカイフック理論に基づいて抑制する機能を有する。

スカイフックモデルの運動方程式は、下記式（１１）のように表される。

[Ｉｓ²＋(Ｃ_fｓ＋Ｋ_f)＋(Ｃ_rｓ＋Ｋ_r)＋(ΔＣｓ＋ΔＫ)]Ｘ
＝(Ｃ_fｓ＋Ｋ_f)Ｘ_f＋(Ｃ_rｓ＋Ｋ_r)Ｘ_r ・・・（１１）

ΔＣ：スカイフックダンパのロール減衰係数
ΔＫ：スカイフックスプリングのロールばね定数

ちなみに、上記式（１１）の右辺は、いわゆるロール強制力と呼ぶことができる力を意味している。このロール強制力とは、左右のばね下部の相対変位動作に依存して生じ、車体のロールを生じさせる力と考えることができる。一方、左辺は、車体のロールを抑制するための力と考えることができる。

スカイフック型ロール抑制制御では、スカイフックモデルに関する上記式（１１）と、実装置モデルに関する先の式（４）とを対照して、前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４によって発生させるべきロール抑制力Ｆ、つまり、スカイフック型ロール抑制力制御における目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uが決定される。この目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uは、スカイフック型ロール抑制力Ｆ_Sと呼ぶことができるものであり、下記式（１２）ように決定される。

Ｆ_S＝Ｋ_SfＤ_f＋Ｋ_SrＤ_r＝−(ΔＣｓ＋ΔＫ)Ｘ ・・・（１２）

上記式（１２）から解るように、スカイフック型ロール抑制力Ｆ_Sの決定においては、車体のロール量Ｘを推定する必要がある。そこで、本システム１０のスカイフック型ロール抑制制御では、車体のロール量Ｘは、前輪側の相対ストローク量Ｓ_Tfに基づき、本スカイフックモデルに従って行われる。その前輪側の相対ストローク量Ｓ_Tfは、下記式（１３）で表され、２つのストロークセンサ１１２の検出値、つまり、前輪側の左右のストロール量Ｓ_Lf，Ｓ_Lrについての検出値に基づいて測定される。

Ｓ_Tf＝Ｘ_f−Ｘ ・・・（１３）

なお、本システム１０では、先に説明したように、車両旋回起因ロール抑制制御も実行されており、測定された前輪側相対ストローク量Ｓ_Tfは、その制御の影響を受けている。そこで、現時点で発生させられている目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Tに基づき、先に説明した車両旋回起因ロール抑制力マップが参照されて抑制相対ストローク量ΔＳ_Tが求められ、その抑制相対ストローク量ΔＳ_Tを除外する補正が、下記式（１４）に従い、車体のロール量Ｘを推定に先立って行われる。

Ｓ_Tf＝Ｓ_Tf−ΔＳ_T ・・・（１４）

車体のロール量Ｘの推定は、補正された前輪側相対ストローク量Ｓ_Tf，ブレーキＥＣＵ１０８から取得された車速ｖ，コントローラ９６に格納されているホイールベースＬの値に基づき、上記式（１１）に従って行われる。なお、後輪側の相対ストローク量Ｓ_Trは測定されないなめ、前記式（８）に示す推定、つまり、前輪側ばね下部相対変位量Ｘ_fに基づく後輪側ばね下部相対変位量Ｘ_rの推定が利用される。ちなみに、この推定での後輪側ばね下部変位遅れ係数ｅ^-τ^sの値は、実際は、前記式（９）に従って近似された値が用いられる。推定された車体のロール量Ｘは、下記式（１５）のように表される。

Ｘ＝Ｓ_Tf[(Ｃ_fｓ＋Ｋ_f)＋(Ｃ_rｓ＋Ｋ_r)ｅ^-τ^s]
／[Ｉｓ²＋(１−ｅ^-τ^s)(Ｃ_rｓ＋Ｋ_r)＋(ΔＣｓ＋ΔＫ)] ・・・（１５）

この推定された車体のロール量Ｘに基づいて、先の式（１２）に従って、スカイフック型ロール抑制力Ｆ_Sが決定されるのである。

（iii）強制力低減型ロール抑制制御
iii-a）強制力低減モデル
前述の２つのタイプの制御のうちのもう１つである強制力低減型ロール抑制制御では、上記実装置モデルと対照される理想制御状態モデルとして、図７に示す強制力低減モデルを採用する。この強制力低減モデルでは、前述の基本的モデルに加え、ロール抑制スプリング１５２およびロール抑制ダンパ１５４が配備されている。

強制力低減モデルの運動方程式は、下記式（１６）のように表される。

[Ｉｓ²＋[α_CfＣ_fｓ＋α_KfＫ_f]＋[α_CrＣ_rｓ＋α_KrＫ_r]
＋[(１−α_Cf)Ｃ_f＋(１−α_Cr)Ｃ_r]ｓ＋[(１−α_Kf)Ｋ_f＋(１−α_Kr)Ｋ_r]]Ｘ
＝(α_CfＣ_fｓ＋α_KfＫ_f)Ｘ_f＋(α_CrＣ_rｓ＋α_KrＫ_r)Ｘ_r ・・・（１６）

α_Cf：前輪側ダンパ強制力低減ゲイン
α_Cr：後輪側ダンパ強制力低減ゲイン
α_Kf：前輪側スプリング強制力低減ゲイン
α_Kr：後輪側スプリング強制力低減ゲイン

上記式（１６）を簡単にすると、下記式（１７）のようになる。

[Ｉｓ²＋(Ｃ_f＋Ｃ_r)ｓ＋(Ｋ_f＋Ｋ_r)]Ｘ
＝(α_CfＣ_fｓ＋α_KfＫ_f)Ｘ_f＋(α_CrＣ_rｓ＋α_KrＫ_r)Ｘ_r ・・・（１７）

ちなみに、前記スカイフックモデルと同様、上記式（１６），（１７）の右辺は、いわゆるロール強制力を意味しており、左辺は、車体のロールを抑制するための力と考えることができる。

前述のスカイフック型ロール抑制制御は、前記式（１１）の左辺にある車体のロール量Ｘについての係数を大きくして、車体のロールを抑制しようとすることを目的としている。それに対して、本強制力低減型ロール抑制制御は、上記式（１６），（１７）の右辺の値を小さくすることで、車体のロールを抑制することを目的としている。その目的の下、上記４つの強制力低減ゲインα_Cf，α_Cr，α_Kf，α_Krは、それぞれ、４つのロール強制力である前輪側ダンパ強制力(Ｃ_fｓＸ_f)，後輪側ダンパ強制力(Ｃ_rｓＸ_r)，前輪側スプリング強制力(Ｋ_fＸ_f)，後輪側スプリング強制力(Ｋ_rＸ_r)を低減させる制御ゲインである。それら強制力低減ゲインαの各々は、それの値が“０”となる場合において、対応するロール強制力を低減させず、“１”となる場合において、対応するロール強制力をずべて低減させる。したがって、(１−α)なる値が、各ロール強制力についての低減率としての意味を持っている。なお、以下の説明において、各強制力低減ゲインαを、前輪側ダンパゲインα_Cf，後輪側ダンパゲインα_Cr，前輪側スプリングゲインα_Kf，後輪側スプリングゲインα_Krと略すことがある。

ロール抑制スプリング１５２およびロール抑制ダンパ１５４は、ロール強制力を低減した分の力である低減力に応じた力を、車体のロールを抑制するための力として発生させる機能を有すると考えることができる。そのため、ロール抑制スプリング１５２のロールばね定数Ｋ_Cは、前輪側および後輪側スプリング１４４ｆ，１４４ｒのロールばね定数Ｋ_f，Ｋ_rの減少分に相当する値を有しており、ロール抑制ダンパ１５４のロール減衰係数Ｃ_Cは、前輪側および後輪側ダンパ１４６ｆ，１４６ｒのロール減衰係数Ｃ_f，Ｃ_rの減少分に相当する値を有している。具体的には下記式（１８），（１９）に表される値である。

Ｋ_C＝(１−α_Kf)Ｋ_f＋(１−α_Kr)Ｋ_r ・・・（１８）
Ｃ_C＝(１−α_Cf)Ｃ_f＋(１−α_Cr)Ｃ_r ・・・（１９）

つまり、ロール抑制スプリング１５２およびロール抑制ダンパ１５４は、ロール強制力の低減によって生じた車体のロールの減衰能力の低下を、低減力に応じて補完する機能を有するものと考えることができるのである。この機能により、発生した車体のロールが効果的に減衰されることになる。

強制力低減型ロール抑制制御では、強制力低減モデルに関する上記式（１７）と、実装置モデルに関する先の式（４）とを対照して、前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４によって発生させるべきロール抑制力Ｆ、つまり、強制力低減型ロール抑制力制御における目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uが決定される。この目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uは、強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rと呼ぶことができるもので、下記式（２０）ように決定される。

Ｆ_R＝Ｋ_SfＤ_f＋Ｋ_SrＤ_r
＝−[(１−α_Cf)Ｃ_fｓ＋(１−α_KfＫ_f)]Ｘ_f
−[(１−α_Cr)Ｃ_rｓ＋(１−α_KrＫ_r)]Ｘ_r ・・・（２０）

iii-b）ばね下部相対変位量を推定する２つの手法
上記式（２０）から解るように、強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Sの決定においては、前輪側、後輪側の各々のばね下部相対変位量Ｘ_f，Ｘ_rを推定する必要がある。そこで、本システム１０の強制力低減型ロール抑制制御では、それらばね下部相対変位量Ｘ_f，Ｘ_rの推定が行われるのであるが、その推定は、２つの互いに異なる推定手法のいずれかによって行われる。

ばね下部相対変位量Ｘ_f，Ｘ_rを推定するための１つの手法である第１推定手法は、前輪側の相対ストローク量Ｓ_Tfに基づき、本強制力低減モデルに従って行われる。推定にあたっては、先のスカイフック型ロール抑制制御と同様に、２つのストロークセンサ１１２の検出値に基づいて測定された相対ストローク量Ｓ_Tfに対して、前記式（１３）に従う抑制相対ストローク量ΔＳ_Tを除外した補正が行わる。また、後輪側ばね下部変位遅れ係数ｅ^-τ^sに基づく推定、つまり、前記式（８）に従う後輪側ばね下部相対変位量Ｘ_rの推定が利用される。第１推定手法では、ばね下部相対変位量Ｘ_f，Ｘ_rは、下記式（２１），（２２）に従って推定される。

Ｘ_f＝Ｓ_Tf[Ｉｓ²＋(Ｃ_f＋Ｃ_r)ｓ＋(Ｋ_f＋Ｋ_r)]／Ｂ ・・・（２１）
〔Ｂ＝Ｉｓ²＋(１−α_Cf)Ｃ_fｓ＋(１−α_Crｅ^-τ^s)Ｃ_rｓ
＋(１−α_Kf)Ｋ_f＋(１−α_Krｅ^-τ^s)Ｋ_r〕
Ｘ_r＝Ｘ_fｅ^-τ^s ・・・（２２）

ばね下部相対変位量Ｘ_f，Ｘ_rを推定するためのもう１つの手法である第２推定手法は、車体のロール量Ｘに基づき、本強制力低減モデルに従って行われる。この推定における車体のロール量Ｘは、測定値であり、１対の上下加速度センサ１１４による車体の左右の所定部位の各々の上下加速度Ｇ_XL，Ｇ_XRの検出値、すなわち、左右のばね上部の各々の上下加速度Ｇ_XL，Ｇ_XRの検出値から求められる。また、この第２推定手法においても、車両旋回起因ロール抑制制御の影響を排除すべく、測定された車体のロール量Ｘの補正が行われる。具体的には、現時点で発生させられている目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Tに基づき、先に説明した車両旋回起因ロール抑制力マップが参照されて、抑制ロール量ΔＸが求められ、その抑制ロール量ΔＸを除外した補正が、下記式（２３）に従って行われる。

Ｘ＝Ｘ−ΔＸ ・・・（２３）

また、第２推定手法に従う推定においても、後輪側ばね下部変位遅れ係数ｅ^-τ^sに基づく推定、つまり、前記式（８）に従う後輪側ばね下部相対変位量Ｘ_rの推定が利用される。この第２推定手法では、ばね下部相対変位量Ｘ_f，Ｘ_rは、下記式（２４），（２５）に従って推定される。

Ｘ_f＝Ｘ[Ｉｓ²＋(Ｃ_f＋Ｃ_r)ｓ＋(Ｋ_f＋Ｋ_r)]
／[(α_CfＣ_fｓ＋α_KfＫ_f)＋(α_CrＣ_rｓ＋α_KrＫ_r)ｅ^-τ^s] ・・・（２４）
Ｘ_r＝Ｘ_fｅ^-τ^s ・・・（２５）

本強制力低減型ロール抑制力制御では、上記第１推定手法と第２推定手法とが選択的に採用される。後輪側ばね下部相対変位量Ｘ_rの推定には、前記式（９）の近似式が用いられる。それによる推定の精度等の理由から、車両が低速走行している場合には、第１推定手法に従うばね下部相対変位量Ｘ_f，Ｘ_rの推定精度が悪くなってしまう。そこで、本強制力低減型ロール抑制制御では、車速ｖが設定閾速度ｖ₀以下のときには、第２推定手法に従う推定が行われ、設定閾速度より大きい場合には、第１推定手法に従う推定が行われるようにされている。ちなみに、本システム１０では、設定閾速度ｖ₀は、２０ｋｍ／ｈに設定されている。２つの推定手法のいずれが採用される場合であっても、前輪側および後輪側のばね下部相対変位量Ｘ_f，Ｘ_rが推定され、その推定されたばね下部相対変位量Ｘ_f，Ｘ_rに基づいて、上記式（２０）に従って、強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rが決定される。

iii-c）ロール抑制力の低減率の変更
次に、ロール強制力の低減率、つまり、上記抑制力低減ゲインの設定に関して説明する。本強制力低減モデルにおいて、ロール強制力は、前輪側および後輪側の左右のばね下部の相対変位に依存して、相対ストローク対応スプリング１４４ｆ，１４４ｒと相対ストローク対応ダンパ１４６ｆ，１４６ｒによって発生させられる力である。具体的には、前記式（１６），（１７）における右辺が示す力であり、前輪側ロール強制力Ｆ_Ef，後輪側ロール強制力Ｆ_Erは、それぞれ、下記式（２６），（２７）のように表し、総称的にロール強制力Ｆ_Eとして表せば、下記式（２８）のようになる。

Ｆ_Ef＝(α_CfＣ_fｓ＋α_KfＫ_f)Ｘ_f ・・・（２６）
Ｆ_Er＝(α_CrＣ_rｓ＋α_KrＫ_r)Ｘ_r ・・・（２７）
Ｆ_E＝(α_CＣｓ＋α_KＫ)Ｘ ・・・（２８）

上記式（２８）から解るように、(α_CＣｓＸ)は、ダンパ強制力であり、(α_KＫＸ)は、スプリング強制力である。

図８は、ばね下部相対変位，車体のロールを振動と考えた場合のロール強制力Ｆ_Eの位相について説明するための概念図である。図８（ａ）に示すように、スプリング強制力（便宜的にベクトル(α_KＫＸ)とする）の位相は、ばね下部の相対変位（便宜的にベクトルＸとする）の位相と一致しており、ダンパ強制力（便宜的にベクトル(α_CＣｓＸ)とする）の位相は、ばね下部の相対変位の位相に対して９０゜進む状態となる。ロール強制力Ｆ_Eは、スプリング強制力とダンパ強制力とが合成されたものであることから、スプリング強制力およびダンパ抑制力の各々の低減率(１−α)、つまり、上記強制力低減ゲインαを変更することで、ロール強制力Ｆ_Eの位相を変更することが可能となる。

具体的に言えば、図８（ｂ）に示すように、スプリング強制力の低減率(１−α_K)をダンパ抑制力の低減率(１−α_C)に対して大きくする、つまり、スプリング強制力の強制力低減ゲインα_Kをダンパ強制力の強制力低減ゲインα_Cに対して小さくすることにより、ロール強制力Ｆ_Eの位相は、ばね下部の相対変位Ｘの位相に対してより進むことになる。逆に、図８（ｃ）に示すように、ダンパ抑制力の低減率(１−α_C)をスプリング強制力の低減率(１−α_K)に対して大きくする、つまり、ダンパ強制力の強制力低減ゲインα_Cをスプリング強制力の強制力低減ゲインα_Kに対して小さくすることにより、ロール強制力Ｆ_Eの位相は、ばね下部の相対変位Ｘの位相に近づくことになる。

また、前輪側と後輪側の両方について考えれば、先に説明したように、後輪側のばね下部の相対変位Ｘ_rの位相は、前輪側のばね下部の相対変位Ｘ_fの位相に対して遅れる。つまり、前記式（８）に示すところの後輪側ばね下部変位遅れ（係数ｅ^-τ^s）が生じる。この遅れは、ばね下部の相対変位Ｘの振動周波数に依存するものであり、また、車速ｖ，トレッドＴに依存する。一方、本システム１０が搭載されている車両においては、ロール共振周波数が約２Ｈｚとなっており、路面起伏起因ロール抑制制御では、その周波数およびその周波数近傍のロール振動を効果的に抑制することを主眼としている。そのことに鑑みて、２Ｈｚの振動周波数を有するばね下部の相対変位Ｘについて考察すれば、本車両では、例えば、車速が９０ｋｍ／ｈの場合には、前輪側のばね下部の相対変位Ｘ_fの位相に対して、後輪側のばね下部の相対変位Ｘ_rの位相は、９０゜弱遅れ、例えば、車速が３０ｋｍ／ｈの場合には、２７０゜弱遅れることになる。

全体のロール強制力Ｆ_Eは、前輪側ロール強制力Ｆ_Efと後輪側ロール強制力Ｆ_Erとが合成されたものであり、全体のロール強制力Ｆ_Eを低減させることが、本強制力低減型ロール抑制制御の目的であることから、車速ｖに応じて、強制力低減ゲインαを変更することが望ましいことになる。具体的に言えば、図９に示すように、例えば、車速が９０ｋｍ／ｈにおいては、前輪側スプリングゲインα_Kfが大きく、前輪側ダンパゲインα_Cfが小さく、後輪側スプリングゲインα_Krが小さく、後輪側ダンパゲインα_Crが大きい場合（図９（ａ）参照）に比べ、前輪側スプリングゲインα_Kfが小さく、前輪側ダンパゲインα_Cfが大きく、後輪側スプリングゲインα_Krが大きく、後輪側ダンパゲインα_Crが小さい場合（図９（ｂ）参照）の方が、全体のロール強制力Ｆ_Eが小さくなる。逆に、車速が３０ｋｍ／ｈにおいては、前輪側スプリングゲインα_Kfが小さく、前輪側ダンパゲインα_Cfが大きく、後輪側スプリングゲインα_Krが大きく、後輪側ダンパゲインα_Crが小さい場合（図９（ｃ）参照）に比べ、前輪側スプリングゲインα_Kfが大きく、前輪側ダンパゲインα_Cfが小さく、後輪側スプリングゲインα_Krが小さく、後輪側ダンパゲインα_Crが大きい場合（図９（ｄ）参照）の方が、全体のロール強制力Ｆ_Eが小さくなる。

したがって、大まかに言えば、車速ｖが高いときには、車速ｖが低いときに比較して、前輪側スプリングゲインα_Kfを小さく、前輪側ダンパゲインα_Cfを大きく、後輪側スプリングゲインα_Krを大きく、後輪側ダンパゲインα_Crを小さくすることが望ましいのである。つまり、前輪側スプリング強制力の低減率(１−α_Kf)を大きく、前輪側ダンパ強制力の低減率(１−α_Cf)を小さく、後輪側スプリング強制力の低減率(１−α_Kr)を小さく、後輪側ダンパ強制力の低減率(１−α_Cr)を大きくすることが望ましいのである。

その一方で、上記減衰力低減モデルによれば、路面の起伏によってばね下部の相対変位が生じてから、相対ストローク対応スプリング１４４および相対ストローク対応ダンパ１４６によってロール強制力が車体に作用させられるまでには、ある程度の時間的な遅れ、つまり、ロール強制力作用遅れが存在する。この遅れは、ロール抑制スプリング１５２およびロール抑制ダンパ１５４がロールを抑制しようとする力の遅れにも繋がる。また、ロール強制力作用遅れは、ロール強制力を低減させるほど大きくなる。したがって、上述の後輪側ばね下部変位遅れをも加味して考えれば、前輪側ロール強制力Ｆ_Efを低減させずに、その分後輪側ロール抑制力Ｆ_Erを大きく低減させることが望ましい。そのように強制力低減ゲインαを設定すれば、前輪側のばね下部相対変位から比較的早い段階で、後輪側のばね下部相対変位よりも比較的大きく先行して、ロール抑制スプリング１５２およびロール抑制力ダンパ１５４による力を車体に作用させることができるのである。

上述したロール強制力作用遅れによる制御の応答性の悪化は、車速がある程度を超えて遅い場合に、比較的顕著であるため、本強制力低減型ロール抑制制御では、車速が前述の設定閾速度ｖ₀（２０ｋｍ／ｈ）を超えた場合に、前輪側スプリングゲインα_Kfおよび前輪側ダンパゲインα_Cfの値を“１”（低減率０）に、後輪側スプリングゲインα_Krおよび後輪側ダンパゲインα_Crの値を“０”（低減率１）にしている。つまり、そのように設定された強制力低減モデルは、前輪側ロール強制力Ｆ_Efが低減させられておらず、かつ、後輪側ロール強制力Ｆ_Erが発生しないモデルとなる。さらに言えば、そのような強制力低減モデルを採用した強制力低減型ロール抑制制御は、当該制御を後輪側に特化した制御と考えることができるのである。

以上のことに鑑みて、本強制力低減型ロール抑制制御においては、図１０に示すように、車速ｖに応じて、各強制力低減ゲインがα_Kf，α_Cf，α_Kr，α_Cr変更される。詳しく説明すれば、車速ｖが、設定閾速度ｖ₀以下では、前輪側スプリングゲインα_Kfおよび前輪側ダンパゲインα_Cfの値が、ともに“１”とされ、後輪側スプリングゲインα_Krおよび後輪側ダンパゲインα_Crの値が“０”とされる。車速ｖが設定閾速度ｖ₀より高い場合には、後輪側スプリングゲインα_Krおよび後輪側ダンパゲインα_Crの値は、車速ｖが高くなるにつれて、大きくされる。車速ｖが設定閾速度ｖ₁以上となった場合には、前輪側スプリングゲインα_Kfの値は、車速ｖが高くなるにつれて小さくされる。車速ｖが設定閾速度ｖ₂以上となった場合には、車速ｖに応じて大きくされていた後輪側ダンパゲインα_Crの値が、逆に、車速ｖが高くなるにつれて小さくなるようにされる。車速ｖが設定閾速度ｖ₃以上となった場合には、前輪側ダンパゲインα_Cfの値が、車速ｖが高くなるにつれて、大きくされる。これらの強制力低減ゲインαの変更は、その値の変化が連続的になるように行われる。また、前輪側ダンパゲインα_Cf，後輪側スプリングゲインα_Krは、ある程度車速ｖが高くなると、その値が“１”を超えるように変化させられる。この図１０に示す関係は、強制力低減ゲイン変更マップとして、コントローラ９６に格納されている。

（iv）２つのタイプの制御の選択と重み付け
路面起伏起因ロール抑制制御では、上述した２つのタイプの制御、つまり、スカイフック型ロール抑制制御と強制力低減型ロール抑制制御が、情況に応じて、選択的に、あるいは、同時に実行される。

車両が低速走行している場合には、前記式（９）に従う後輪側ばね下部変位遅れの推定精度が比較的低い。そして、先に説明したように、前輪側スプリングゲインα_Kfおよび前輪側ダンパゲインα_Cfの値を“１”に、後輪側スプリングゲインα_Krおよび後輪側ダンパゲインα_Crの値を“０”にした場合の強制力低減型ロール抑制制御、つまり、後輪側に特化した強制力低減型ロール抑制制御を車両の低速域において実行すれば、路面起伏起因ロール抑制制御の応答性の改善が期待できる。そのため、本路面起伏起因ロール抑制制御では、車速ｖが先に説明した設定閾速度ｖ₀（２０ｋｍ／ｈ）以下である場合には、後輪側に特化した強制力低減型ロール抑制制御が実行され、スカイフック型ロール抑制制御は実行されないようにされている。したがって、下記式（２９）のように、前記式（２０）に従って決定される強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rが、本路面起伏起因ロール抑制制御において前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４によって発生させられるべき目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uとされる。

Ｆ_U＝Ｆ_R ・・・（２９）

一方で、車両が比較的高速で走行している場合であっても、比較的高い周波数域のばね下部相対変位振動、ロール振動に対しては、上述の後輪側ばね下部変位遅れの推定精度が比較的悪いといった理由等から、スタビライザ装置１４が発生させるべきロール抑制力の決定精度が比較的低いものとなる。そこで、本路面起伏起因ロール抑制制御では、車速ｖが、設定閾速度ｖ₀を超えている場合に、発生しているロール振動の周波数に応じた重み付けをして、２つのタイプの制御を同時に行うようにされている。

具体的には、１対の上下加速度センサ１１４による前述の上下加速度Ｇ_XL，Ｇ_XRの検出値に基づいて、発生しているロール振動の様子が推定される。その推定結果にフィルタ処理を施すことで、ロール振動の高周波成分と低周波成分が特定される。より詳しく言えば、２Ｈｚを超える振動をカットするハイカットフィルタによる処理で、低周波成分が特定され、２Ｈｚ以下の振動をカットするローカットフィルタによる処理で、高周波成分が特定され、それぞれの強度（例えば、振幅等）が求められる。求められた低周波振動成分強度Ｉ_Lおよび高周波振動成分強度Ｉ_Hに基づいて、下記式（３０）に従って、スカイフック型ロール抑制力Ｆ_Sと強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rとが重み付けして合計される。この重み付け和が、路面起伏起因ロール抑制制御において前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４によって発生させられるべき目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uとなる。ちなみに、Ｉ_L／(Ｉ_L＋Ｉ_H)およびＩ_H／(Ｉ_L＋Ｉ_H)の各々は、設定重み付け係数としての機能を有する。

Ｆ_U＝Ｆ_RＩ_L／(Ｉ_L＋Ｉ_H)＋Ｆ_SＩ_H／(Ｉ_L＋Ｉ_H) ・・・（３０）

Ｉ_L：低周波振動成分強度
Ｉ_H：高周波振動成分強度

この結果、車両走行速度が、設定閾速度ｖ₀を超えている場合において、高周波振動成分が相対的に大きいときには、スカイフック型ロール抑制制御に重きが置かれ、低周波振動成分が相対的大きいときには、強制力低減型ロール抑制制御に重きが置かれた路面起伏起因ロール抑制制御が実行されることになる。

（ｃ）２つのロール抑制制御の統合とスタビライザ装置の作動制御
以上のようにして決定された目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Tおよび標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uは、下記式（３１）のようにして、単純に、合計される。その合計が、車両旋回起因ロール抑制制御と路面起伏ロール抑制制御とが統合されたロール抑制制御において、前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４によって発生させられるべきロール抑制力である目標ロール抑制力Ｆ^*となる。

Ｆ^*＝Ｆ_T＋Ｆ_U ・・・（３１）

上記のように決定された目標ロール抑制力Ｆ^*は、所定のロール剛性配分係数βに基づき、下記式（３２），（３３）に従って、目標前輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Dfと目標後輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Drとに配分される。それらは、それぞれ、前輪側スタビライザ装置１４ｆ，後輪側スタビライザ装置１４ｒの目標装置個別ロール抑制力Ｆ_Dである

Ｆ_Df＝βＦ^* ・・・（３２）
Ｆ_Dr＝(１−β)Ｆ^* ・・・（３３）

上記式（３２），（３３）から解るように、β：(１−β)が、前輪側スタビライザ装置１４ｆと後輪側スタビライザ装置１４ｒへの目標ロール抑制力Ｆ^*の設定配分比となる。

ところが、目標前輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Dfと目標後輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Drとのいずれか一方が、設定閾ロール抑制力Ｆ_MAXを超えている場合は、その一方に対応する前輪側スタビライザ装置１４ｆと後輪側スタビライザ装置１４ｒとの一方に負荷があると判断される。その判断に基づき、上記ロール剛性配分係数βが、調整ロール剛性配分係数β’に変更され、その調整ロール剛性配分係数β’に基づいて、上記式（３２），（３３）に従い、目標前輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Dfおよび目標後輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Drが調整される。つまり、上述の設定配分比が変更されるのである。

詳しく説明すれば、この調整ロール剛性配分係数β’に基づけば、設定閾ロール抑制力Ｆ_MAXを超えた目標前輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Dfと目標後輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Drとの一方が、設定閾ロール抑制力Ｆ_MAXとされる。そして、目標前輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Dfと目標後輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Drとの他方は、前記一方と設定閾ロール抑制力Ｆ_MAXとの差分ΔＦが加算された大きさとなる。なお、その場合、その他方が、設定閾ロール抑制力Ｆ_MAXを超えるときには、その他方も、設定閾ロール抑制力Ｆ_MAXとされる。つまり、調整ロール剛性配分係数β’は、目標前輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Dfと目標後輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Drとの両方ともが設定閾ロール抑制力Ｆ_MAXを超えないような値に、変更されるのである。

なお、厳密に言えば、スタビライザ装置１４の負荷は、前述の基本ロール抑制力(Ｋ_SＳ_T)と制御ロール抑制力(Ｋ_SＤ)との合計に基づいて判断すべきである。しかし、多くの場合、両者の合計は、制御ロール抑制力(Ｋ_SＤ)が大きくなる程大きくなることから、本システム１０におけるロール抑制制御では、制御処理の簡便化のため、制御ロール抑制力(Ｋ_SＤ)である上記目標装置個別ロール抑制力Ｆ_Dをもってして、スタビライザ装置１４の負荷を判断している。

上述のように決定されたあるいは決定された後調整された目標前輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Dfおよび目標後輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Drに基づき、前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４の各々の作動制御が行われる。先ず、下記式（３４），（３５）に従って、前輪側スタビライザ装置１４ｆの作動量Ｄである前輪側スタビライザ装置作動量Ｄ_fと、後輪側スタビライザ装置１４ｒの作動量Ｄである後輪側スタビライザ装置作動量Ｄ_rとが決定される。

Ｄ_f＝Ｆ_Df／Ｋ_Sf ・・・（３４）
Ｄ_r＝Ｆ_Dr／Ｋ_Sr ・・・（３５）

上記決定された前輪側スタビライザ装置作動量Ｄ_fおよび後輪側スタビライザ装置作動量Ｄ_rに基づき、下記式（３６），（３７）に従って、前輪側スタビライザ装置１４ｆのアクチュエータ２６の目標作動量Ａ_f ^*および後輪側スタビライザ装置１４ｒのアクチュエータ２６の目標作動量Ａ_r ^*が決定される。ちなみに、下記式（３６），（３７）におけるＲ，Ｌ_Aは、それぞれ、第２ロアアーム３８のレバー比，スタビライザバー２０のアーム部５２の長さである。

Ａ_f ^*＝Ｄ_fＲ／Ｌ_A ・・・（３６）
Ａ_r ^*＝Ｄ_rＲ／Ｌ_A ・・・（３７）

上記決定されたアクチュエータ２６の目標作動量Ａ_f ^*，Ａ_r ^*に基づき、前輪側および後輪側のスタビライザ装置１４の各々のアクチュエータ２６の作動制御が行われる。アクチュエータ２６の作動量Ａと、電動モータ６０の回転角であるモータ回転角θとは、減速機６２の減速比によって対応付けられている。そのため、アクチュエータ２６の作動制御はモータ回転角θに基づいて行われる。先ず、各アクチュエータ２６の目標作動量Ａ_f ^*，Ａ_r ^*に基づいて、各電動モータ６０の制御の目標となる目標モータ回転角θ_f ^*，θ_r ^*が決定される。各電動モータ６０の実際のモータ回転角である実モータ回転角θ_f，θ_rは、モータ回転角センサ７８によって検出されており、それぞれの電動モータ６０の実モータ回転角θ_f，θ_rが、それぞれの目標モータ回転角θ_f ^*，θ_r ^*になるように、電動モータ６０が制御されるのである。

電動モータ６０の制御は、供給電流が決定され、その決定された供給電流を電動モータ６０に供給することによって行われる。供給電流は、各電動モータ６０の実モータ回転角θ_f，θ_rの目標モータ回転角θ_f ^*，θ_r ^*に対する偏差であるモータ回転角偏差Δθ_f，Δθ_r（＝θ^*−θ）に基づいて決定される。詳しく言えば、モータ回転角偏差Δθに基づくフィードバック制御の手法に従って決定される。具体的には、まず、各電動モータ６０が備えるモータ回転角センサ７８の検出値に基づいて、各電動モータ６０の上記モータ回転角偏差Δθ_f，Δθ_rが認定され、次いで、それらをパラメータとして、下記式（３８），（３９）に従って、各電動モータ６０についての目標供給電流ｉ_f ^*，ｉ_r ^*が決定される。

ｉ_f ^*＝γ_PΔθ_f＋γ_IＩ_nt(Δθ_f) ・・・（３８）
ｉ_r ^*＝γ_PΔθ_r＋γ_IＩ_nt(Δθ_r) ・・・（３９）

Δθ_f，Δθ_r：モータ回転角偏差
Ｉ_nt(Δθ_f)，Ｉ_nt(Δθ_r)：偏差の時間的積分値
γ_P：比例項ゲイン
γ_I：積分項ゲイン

上記式は（３８），（３９）は、ＰＩ制御則に従う式であり、第１項，第２項は、それぞれ、目標供給電流ｉ^*の、モータ回転角偏差Δθに関する比例項成分、積分項成分を意味する。このような供給電流が電動モータ６０に供給されることにより、スタビライザ装置１４は、適切な目標ロール抑制力Ｆ^*を発生させる。

≪制御装置の機能構成≫
本システム１０における上記ロール抑制制御は、制御装置としてのＥＣＵ９０のコントローラ９６が、所定のロール抑制制御プログラムを実行することによって行われる。コントローラ９６は、そのプログラムの実行によって、それぞれが、自身に割り当てられた処理を実行する複数の機能部を有することになる。以下、コントローラ９６の複数の機能部の各々と、その各々による処理を、ロール抑制制御についての先の説明を参照しつつ説明する。

コントローラ９６は、図１１に示すように、２つのロール抑制力決定部として、車両旋回起因ロール抑制力決定部２００と、路面起伏起因ロール抑制力決定部２０２とを有している。車両旋回起因ロール抑制力決定部２００は、ステアリングホイールの操作角δおよび車速ｖと、実横加速度Ｇ_Yrとに基づいて、先に説明した処理を実行して目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Tを決定する。路面起因起伏ロール抑制力決定部２０２は、測定された前輪側相対ストローク量Ｓ_Tf若しくは車体のロール量Ｘに基づいて、目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uを決定する。この決定部２０２の詳細については、後に詳しく説明する。

上記前輪側相対ストローク量Ｓ_Tfは、ストロークセンサ１１２によって検出された前輪側の左右のストローク量Ｓ_Lf，Ｓ_Lrに基づいて、相対ストローク量算定部２０４によって算定され、その算定部２０４から路面起因起伏ロール抑制力決定部２０２に入力される。また、上記車体のロール量Ｘは、上下加速度センサ１１４によって検出された車体の左右の所定部位の上下加速度Ｇ_XL，Ｇ_XRに基づいて、車体ロール量算定部２０６によって算定され、その算定部２０６から、路面起因起伏ロール抑制力決定部２０２に入力される。また、目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uの決定の際の車両旋回起因ロール抑制制御による影響を排除するため、旋回依拠抑制量認定部２０８によって、目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Tに基づいて、抑制相対ストローク量ΔＳ_Tおよび抑制ロール量ΔＸが認定される。それら抑制相対ストローク量ΔＳ_Tおよび抑制ロール量ΔＸは、旋回依拠抑制量認定部２０８から、路面起因起伏ロール抑制力決定部２０２に入力される

また、コントローラ９６において、目標車両旋回起因ロール抑制力Ｆ_Tと目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uとが加算されて、目標ロール抑制力Ｆ^*が決定される。コントローラ９６は、ロール抑制力配分部２１０を有しおり、その配分部２１０は、目標ロール抑制力Ｆ^*を、目標前輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Dfと、目標後輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Drとに配分する。この配分部２１０の詳細については、後に説明する。さらに、コントローラ９６は、作動制御部２１２を有している。この作動制御部２１２は、前輪側および後輪側の装置個別ロール抑制力Ｆ_Df，Ｆ_Drから、先に説明したような処理に従って、左右のスタビライザ装置１４の各々のアクチュエータ２６が有する電動モータ６０への目標供給電流ｉ_f ^*，ｉ_r ^*を決定し、それら目標供給電流ｉ_f ^*，ｉ_r ^*に関する指令を、各インバータ９２に送る。なお、ロール抑制制御において使用されるマップ，データ等は、データ格納部２１４に格納されている。具体的に言えば、データ格納部２１４には、先に説明した車両旋回起因ロール抑制力マップ，強制力低減ゲインαに関する強制力低減ゲイン変更マップ，設定ロール剛性配分係数β等が格納されている。

路面起伏起因ロール抑制力決定部２０２は、図１２に示すように、２つのロール抑制力決定部として、スカイフック型ロール抑制力決定部２１６および強制力低減型ロール抑制力決定部２１８を有している。詳細については後に説明するが、これらの決定部２１６，２１８は、先に説明した処理に従って、前輪側相対ストローク量Ｓ_Tf，車体のロール量Ｘ，抑制相対ストローク量ΔＳ_Tおよび抑制ロール量ΔＸのうちの必要なものに基づいて、それぞれ、スカイフック型ロール抑制力Ｆ_S，強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rを決定する。

上記決定された２つのロール抑制力Ｆ_S，Ｆ_Rは、重み付け加算部２２０において合計される。重み付け加算部２２０は、先に説明したように、ロール振動の周波数成分に基づく重み付けを行う。具体的に言えば、周波数成分強度算出部２２２おいて、車体の左右の所定部位の上下加速度Ｇ_XL，Ｇ_XRに基づいて、ロール振動の低周波振動成分強度Ｉ_Lおよび高周波振動成分強度Ｉ_Hが求められる。これら強度Ｉ_L，Ｉ_Hに基づいて、スカイフック重み付け部２２４，強制力低減重み付け部２２６は、それぞれ、スカイフック型ロール抑制力Ｆ_S，強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rに対する重み付けを行う。先に説明したように、各重み付け部２２４，２２６による重み付けには、設定重み付け係数として、それぞれＩ_H／(Ｉ_L＋Ｉ_H)，Ｉ_L／(Ｉ_L＋Ｉ_H)の値が用いられる。

また、路面起伏起因ロール抑制力決定部２０２は、抑制力選択部２２８を有している。この抑制力選択部２２８では、重み付けして加算された上記２つのロール抑制力Ｆ_S，Ｆ_Rの加算値と、強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rとの一方を目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uとするための選択処理が実行される。具体的には、先に説明したように、車速ｖが設定閾速度ｖ₀以下の場合には、強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rが、設定閾速度ｖ₀を超えている場合には、上記２つのロール抑制力Ｆ_S，Ｆ_Rの加算値が、それぞれ、目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uとされる。この抑制力選択部２２８は、車速ｖが設定閾速度ｖ₀以下の場合において、スカイフック型ロール抑制制御を実行されないようにする機能を有している。

スカイフック型ロール抑制力決定部２１６は、図１３に示すような機能構成を有しており、先に説明したスカイフックモデルに従って、車体のロール量Ｘを推定し、その推定結果に基づいて、スカイフック型ロール抑制力Ｆ_Sを決定する。その機能を発揮するため、当該決定部２１６は、車体ロール推定部２３０と、抑制力算出部２３２とを有している。当該決定部２１６では、測定された前輪側相対ストローク量Ｓ_Tfに対する抑制相対ストローク量ΔＳ_Tよる補正処理が行われる。車体ロール推定部２３０は、その補正処理が施された前輪側相対ストローク量Ｓ_Tfを基に、前述の推定式に従って、車体のロール量Ｘを推定する。抑制力算出部２３２は、推定された車体のロール量Ｘに基づいて、前述の決定式に従って、スカイフック型ロール抑制力Ｆ_Sを決定する。

強制力低減型ロール抑制力決定部２１８は、図１４に示すような機能構成を有しており、先に説明した強制力低減モデルに従って、前輪側ばね下部相対変位量Ｘ_f，後輪側ばね下部相対変位量Ｘ_rを推定し、その推定結果に基づいて、強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rを決定する。当該決定部２１８では、上記ばね下部相対変位量Ｘ_f，Ｘ_rの推定手法として２つの手法を選択的に行うようにされており、それら２つの推定手法に対応して、第１前輪ばね下部変位量推定部２３４，第２前輪ばね下部変位量推定部２３６の２つの推定部を有している。

当該決定部２１８では、測定された前輪側相対ストローク量Ｓ_Tfおよび車体のロール量Ｘに対して、それぞれ、抑制相対ストローク量ΔＳ_T，抑制ロール量ΔＸによる補正処理が行われる。第１前輪ばね下部変位量推定部２３４は、補正が施された前輪側相対ストローク量Ｓ_Tfを基に、前述した第１推定手法における推定式に従って、前輪側ばね下部相対変位量Ｘ_fを推定する。一方、第２ばね下部変位量推定部２３６は、補正が施された車体のロール量Ｘを基に、前述した第２推定手法における推定式に従って、前輪側ばね下部相対変位量Ｘ_fを推定する。

上記２つの推定部２３４，２３６によって推定された前輪側ばね下部相対変位量Ｘ_fのうちのいずれを採用するかが、変位量選択部２３８に決められる。変位量選択部２３８では、車速ｖが上記設定閾速度ｖ₀以下の場合に、第２ばね下部変位量推定部２３６によって推定された前輪側ばね下部相対変位量Ｘ_fが選択され、設定閾速度ｖ₀を超えている場合に、第１ばね下部変位量推定部２３４によって推定された前輪側ばね下部相対変位量Ｘ_fが選択される。後輪ばね下部変位量推定部２４０は、選択された前輪側ばね下部相対変位量Ｘ_fに基づき、前述の推定式に従い、後輪側ばね下部相対変位量Ｘ_rを推定する。そして、前輪抑制力決定部２４２，後輪抑制力決定部２４４は、それぞれ、推定された前輪側および後輪側のばね下部ばね下部相対変位量Ｘ_f，Ｘ_rに基づき、前述の決定式に従って、前輪側ロール抑制力Ｆ_Rf，後輪側ロール抑制力Ｆ_Rrを決定する。それら、ロール抑制力Ｆ_Rf，Ｆ_Rrが合計されて、強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rが決定される。

上述した前輪側ばね下部相対変位量Ｘ_fの推定式に用いられている強制力低減ゲインαは、それらの値がデータ格納部２１４に格納された上述した強制力低減ゲイン変更マップを参照して設定される。図１０に示すように、強制力低減ゲインαは、車速ｖに応じて変更され、強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rが比較的小さくなるような値とされる。ちなみに、強制力低減ゲインαは、上記設定閾速度ｖ₀以下の場合には、前輪側ロール抑制力Ｆ_Rfが発生しないような値に設定される。その一方で、その場合には、先に説明したように、抑制力選択部２２８によって、スカイフック型ロール抑制力Ｆ_Sが目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uには含まれないようにされる。したがって、車速ｖが設定閾速度ｖ₀以下の場合には、後輪側に特化された強制力低減型ロール抑制力Ｆ_Rが、目標路面起伏起因ロール抑制力Ｆ_Uに決定されることになる。

前述のロール抑制力配分部２１０は、図１５に示すように構成されている。ロール抑制力配分部２１０は、前輪配分部２４６，後輪配分部２４８を有し、それら前輪配分部２４６，後輪配分部２４８は、設定ロール剛性配分係数βに基づいて、目標ロール抑制力Ｆ^*を、目標前輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Dfと、目標後輪側装置個別ロール抑制力Ｆ_Drとに配分する。配分比調整部２５０は、先に説明したように、配分された前輪側および後輪側の目標装置個別ロール抑制力Ｆ_Df，Ｆ_Drのいずれもが、設定閾ロール抑制力Ｆ_MAXを超えないようにする機能を有している。具体的には、それら目標装置個別ロール抑制力Ｆ_Df，Ｆ_Drのいずれかが設定閾ロール抑制力Ｆ_MAXを超えた場合に、新たな係数として、調整ロール剛性配分係数β’を設定する。そして、前輪配分部２４６，後輪配分部２４８は、その新たな係数β’を用いて目標ロール抑制力Ｆ^*の再配分を行う。すなわち、本ロール抑制力配分部２１０は、ロール剛性配分を変更することでスタビライザ装置１４の負荷が過大とならないようにする機能を有しているのである。

請求可能発明の実施例である車体ロール抑制システムの全体構成を示す斜視図である。 図１のシステムが有するロール抑制装置としてのスタビライザ装置を示す平面図である。 図１のシステムが有するロール抑制装置としてのスタビライザ装置を示す正面図である。 図２および図３のスタビライザ装置が有するアクチュエータを示す断面図である。 図１の車体ロール抑制システムで実行される路面起伏起因ロール抑制制御において依拠される実装置モデルを示す概念図である。 図１の車体ロール抑制システムで実行される路面起伏起因ロール抑制制御において依拠されるスカイフックモデルを示す概念図である。 図１の車体ロール抑制システムで実行される路面起伏起因ロール抑制制御において依拠される強制力低減モデルを示す概念図である。 図７のモデルに従う制御において用いられる強制力低減ゲインの設定手法を説明するための概念図である。 図７のモデルに従う制御において用いられる強制力低減ゲインの設定手法を説明するためのもう１つの概念図である。 図７のモデルに従う制御において用いられる強制力低減ゲインを設定するためのマップデータを示すグラフである。 図１のシステムが有する制御装置の機能を説明するためのブロック図である。 図１１の制御装置が有する路面起伏起因ロール抑制力決定部の機能を説明するためのブロック図である。 図１２の路面起伏起因ロール抑制力決定部が有するスカイフック型ロール抑制力決定部の機能を説明するためのブロック図である。 図１２の路面起伏起因ロール抑制力決定部が有する強制力低減型ロール抑制力決定部の機能を説明するためのブロック図である。 図１１の制御装置が有するロール抑制力配分部の機能を説明するためのブロック図である。

符号の説明

１０：車体ロール抑制システム １４ｆ，１４ｒ：スタビライザ装置（ロール抑制装置） ２０：スタビライザバー ２２：スタビライザバー部材 ２６：アクチュエータ ３０：サスペンション装置 ４４：コイルスプリング（サスペンションスプリング） ４６：ショックアブソーバ（ダンパ） ５０：トーションバー部 ５２：アーム部 ６０：電動モータ（駆動源） ６２：減速機 ６４：ハウジング ９０：電子制御ユニット（ＥＣＵ） ９６：コントローラ（制御装置） １０２：ステアリングセンサ １０４：横加速度センサ １０８：ブレーキ電子制御ユニット（ブレーキＥＣＵ） １１０：車輪速センサ １１２：ストロークセンサ １１４：上下加速度センサ １４０：車体 １４４ｆ，１４４ｒ：相対ストローク対応スプリング １４８：スカイフックスプリング １５０：スカイフックダンパ １５２：ロール抑制スプリング １５４：ロール抑制ダンパ ２００：車両旋回起因ロール抑制力決定部 ２０２：路面起伏起因ロール抑制力決定部 ２０４：相対ストローク量算定部 ２０６：車体ロール量算定部 ２０８：旋回依拠抑制量認定部 ２１０：ロール抑制力配分部 ２１２：作動制御部 ２１４：データ格納部 ２１６：スカイフック型ロール抑制力決定部 ２１８：強制力低減型ロール抑制力決定部 ２２０：重み付け加算部 ２２２：周波数成分強度算出部 ２２４：スカイフック重み付け部 ２２６：強制力低減重み付け部 ２２８：抑制力選択部 ２３０：車体ロール量推定部 ２３２：抑制力算出部 ２３４：第１前輪ばね下部変位量推定部 ２３６：第２前輪ばね下部変位量推定部 ２３８：変位量選択部 ２４０：後輪ばね下部変位量推定部 ２４２：前輪抑制力決定部 ２４４：後輪抑制力決定部 ２４６：前輪配分部 ２４８：後輪配分部 ２５０：配分比調整部

Claims (22)

1. (a)ばね上部とばね下部とを弾性的に連結するサスペンションスプリングと(b)ばね上部とばね下部との相対動作に対しての減衰力を発生させるダンパとを有するサスペンション装置を前輪側および後輪側の左右の車輪の各々に対して備えた車両に設けられ、当該車両の車体のロールを抑制するための車体ロール抑制システムであって、
   それぞれが、左右の車輪の一方に対応するばね上部とばね下部とを接近させつつ左右の車輪の他方に対応するばね上部とばね下部とを離間させる力となるロール抑制力を発生させるとともに、アクチュエータを有して、そのアクチュエータの作動によってそのロール抑制力を変更可能に構成された前輪側および後輪側ロール抑制装置と、
   それら前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々が発生させるべきロール抑制力である目標装置個別ロール抑制力を決定し、その決定された目標装置個別ロール抑制力に基づいて前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々が有する前記アクチュエータの作動を制御することで、その各々を制御する制御装置と
   を備え、
   前記制御装置が、
   当該車両が走行する路面の起伏に起因して生じる車体のロールを抑制するために、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の両方によって発生させるべきロール抑制力である目標路面起伏起因ロール抑制力を決定する路面起伏起因ロール抑制力決定部を有する車体ロール抑制システム。
2. 前記制御装置が、
   路面起伏起因ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起因ロール抑制力を、設定配分比に基づいて、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々の目標装置個別ロール抑制力に配分するロール抑制力配分部を有する請求項１に記載の車体ロール抑制システム。
3. 前記ロール抑制力配分部が、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々の負荷に基づいて、前記設定配分比を変更するように構成された請求項２に記載の車体ロール抑制システム。
4. 前記制御装置が、
   当該車両の旋回に起因して生じる車体のロールを抑制するために、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の両方によって発生させるべきロール抑制力である目標車両旋回起因ロール抑制力を決定する車両旋回起因ロール抑制力決定部を有する請求項１ないし請求項３のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。
5. 前記制御装置が、
   前記路面起伏起因ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力を、設定配分比に基づいて、前記前輪側および後輪側のロール抑制装置の各々の目標装置個別ロール抑制力に配分するロール抑制力配分部を有し、
   そのロール抑制力配分部が、
   前記路面起伏起因ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力と、前記車両旋回起因ロール抑制力決定部によって決定された前記目標車両旋回起因ロール抑制力とを合わせた力を、前記設定配分比に基づいて、前記前輪側および後輪側のロール抑制装装置の各々の目標装置個別ロール抑制力に配分するように構成された請求項４に記載の車体ロール抑制システム。
6. 前記車両旋回起因ロール抑制力決定部が、
   当該車両の旋回に起因して車体に作用するロールモーメントを指標する車両旋回起因ロールモーメント指標の値に基づいて、前記目標車両旋回依拠ロール抑制力を決定するように構成された請求項４または請求項５に記載の車体ロール抑制システム。
7. 前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、当該車両が走行する路面の起伏に起因して生じる車体のロールを抑制するために設定された仮想的なロール挙動モデルに従って、前記目標路面起伏起因ロール抑制力を決定するように構成された請求項１ないし請求項６のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。
8. 前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、
   前記ロール挙動モデルとして、車体のロールを抑制するためのスカイフックスプリングとスカイフックダンパとの少なくとも一方が配備されたスカイフックモデルを採用し、そのスカイフックモデルに従って、前記スカイフックスプリングと前記スカイフックダンパとの少なくとも一方が車体のロールを抑制する力の推定を行い、その推定された力に基づいて、前記目標路面起伏起因ロール抑制力を決定するように構成されたスカイフック型ロール抑制力決定部と、
   前記ロール挙動モデルとして、前記サスペンション装置が有するサスペンションスプリングおよびダンパによって発生させられる力であって、前輪側および後輪側の左右のばね下部の相対変位動作に依存して生じて車体のロールを生じさせる力であるロール強制力を、低減させるための強制力低減モデルを採用し、その強制力低減モデルに従って、前記サスペンションスプリングおよびダンパが実際に発生させるロール強制力と低減させたロール強制力との差である低減力の推定を行い、その推定に基づいて、前記目標路面起伏起因ロール抑制力を決定するように構成された強制力低減型ロール抑制力決定部と
   の少なくとも一方を有する請求項７に記載の車体ロール抑制システム。
9. 前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、少なくとも前記スカイフック型ロール抑制力決定部を有し、
   そのスカイフック型ロール抑制力決定部が、
   前記スカイフックモデルに従って車体のロール動作の推定を行い、その推定に基づいて、前記スカイフックスプリングとスカイフックダンパとの少なくとも一方が発生させるロール抑制力を推定するように構成された請求項８に記載の車体ロール抑制システム。
10. 前記スカイフック型ロール抑制力決定部が、
    前輪側の左右のばね上部とばね下部との距離の相対変動である前輪側の相対ストローク動作と後輪側の左右のばね上部とばね下部との距離の相対変動である後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方に基づいて、前記車体のロール動作の推定を行うように構成され、かつ、
    測定された前記前輪側の左右のばね上部とばね下部との距離に基づく前記前輪側の相対ストローク動作と、その測定された前輪側の左右のばね上部とばね下部との距離，当該車両の走行速度および当該車両のホイールベースに基づいて推定された前記後輪側の相対ストローク動作とに基づいて、前記車体のロール動作の推定を行うように構成された請求項９に記載の車体ロール抑制システム。
11. 前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、少なくとも前記強制力低減型ロール抑制力決定部を有し、
    前記ロール強制力が、前記前輪側のサスペンション装置が有する２つのサスペンションスプリングである前輪側スプリングによって発生させられる前輪側スプリング強制力と、前記前輪側のサスペンション装置が有する２つのダンパである前輪側ダンパによって発生させられる前輪側ダンパ強制力と、前記後輪側のサスペンション装置が有する２つのサスペンションスプリングである後輪側スプリングによって発生させられる後輪側スプリング強制力と、前記後輪側のサスペンション装置が有する２つのダンパである後輪側ダンパによって発生させられる後輪側ダンパ強制力とを成分として含み、
    前記強制力低減モデルが、それら前輪側スプリング強制力，前輪側ダンパ強制力，後輪側スプリング強制力，後輪側ダンパ強制力のうちの１以上のものをその１以上のものの各々に対して設定された低減率に基づいて低減させるように設定されたものである請求項８ないし請求項１１のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。
12. 前記強制力低減モデルが、
    前記前輪側スプリング強制力，前記後輪側スプリング強制力が、それぞれ、前記前輪側スプリングの各々のばね定数によって定まる前輪側ロールばね定数，前記後輪側スプリングの各々のばね定数によって定まる前輪側ロールばね定数に依拠した大きさの力となり、前記前輪側ダンパ強制力，前記後輪側ダンパ強制力が、それぞれ、前記前輪側ダンパの各々の減衰係数によって定まる前輪側ロール減衰係数，前記後輪側ダンパの各々の減衰係数によって定まる後輪側ロール減衰係数に依拠した大きさの力となるように設定され、かつ、
    それら前輪側ロールばね定数，後輪側ロールばね定数，前輪側ロール減衰係数，後輪側ロール減衰係数のうちの１以上のものを、その１以上の各々に対応する前記前輪側スプリング強制力，前輪側ダンパ強制力，後輪側スプリング強制力，後輪側ダンパ強制力のうちの１以上のものに対して設定された前記低減率に基づいて低減させるように設定されたものである請求項１１に記載の車体ロール抑制システム。
13. 前記強制力低減モデルが、
    車体のロールを抑制するための力を車体のロール量に応じて車体に作用させるロール抑制スプリングと車体のロール速度に応じて車体に作用させるロール抑制ダンパとの少なくとも一方が配備されたものであり、かつ、
    前記前輪側ロールばね定数と前記後輪側ロールばね定数との少なくとも一方を低減させる場合には、それらの低減させる分に相当するロールばね定数を有する前記ロール抑制スプリングが少なくとも配備され、前記前輪側ロール減衰定数と前記後輪側ロール減衰定数との少なくとも一方を低減させる場合には、それらの低減させる分に相当するロール減衰定数を有する前記ロール抑制ダンパが少なくとも配備されたものである請求項１２に記載の車体ロール抑制システム。
14. 前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
    前記前輪側スプリング強制力，前輪側ダンパ強制力，後輪側スプリング強制力，後輪側ダンパ強制力のうちの１以上のものの各々に対して設定された前記低減率のうちの１以上のものを、当該車両の走行速度に基づいて変更するように構成された請求項１１ないし請求項１３のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。
15. 前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
    当該車両の走行速度が設定閾速度以下である場合に、前記前輪側スプリング強制力および前記前輪側ダンパ強制力に対して設定された前記低減率を１とし、前記後輪側スプリング強制力および前記後輪側ダンパ強制力に対して設定された前記低減率を０とするように構成された請求項１４に記載の車体ロール抑制システム。
16. 前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
    当該車両の走行速度が設定閾速度以上である場合において、当該車両の走行速度が高いときに、低いときに比較して、(A)前記前輪側スプリング強制力に対して設定された前記低減率を大きくすることと、(B)前記前輪側ダンパ強制力に対して設定された前記低減率を小さくすることと、(C)前記後輪側スプリング強制力に対して設定された前記低減率を小さくすることと、(D)前記後輪側ダンパ強制力に対して設定された前記低減率を大きくすることとの、いずれか１以上を行うように構成された請求項１４または請求項１５に記載の車体ロール抑制システム。
17. 前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、少なくとも前記強制力低減型ロール抑制力決定部を有し、
    その強制力低減型ロール抑制力決定部が、
    前記強制力低減モデルに従って前記前輪側の左右のばね下部の相対変位動作と前記後輪側の左右のばね下部の相対変位動作との少なくとも一方の推定を行い、その推定に基づいて、前記低減力を推定するように構成された請求項１１ないし請求項１６のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。
18. 前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
    (i)前輪側における左輪側のばね上部とばね下部との距離と右輪側のばね上部とばね下部との距離との相対変動である前輪側の相対ストローク動作と、後輪側における左輪側のばね上部とばね下部との距離と右輪側のばね上部とばね下部との距離との相対変動である後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方と、(ii)車体のロール動作との少なくとも一方に基づいて、前記前輪側の左右のばね下部の相対変位動作と前記後輪側の左右のばね下部の相対変位動作との少なくとも一方の推定を行うように構成された請求項１７に記載の車体ロール抑制システム。
19. 前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
    前記前輪側の相対ストローク動作と後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方に基づく推定と、前記車体のロール動作に基づく推定とを、択一的に行うように構成され、かつ、
    当該車両の走行速度が設定閾速度より高い場合において、前記前輪側の相対ストローク動作と後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方に基づく推定を行い、当該車両の走行速度が設定閾速度より低い場合において、前記車体のロール動作に基づく推定を行うように構成された請求項１８に記載の車体ロール抑制システム。
20. 前記強制力低減型ロール抑制力決定部が、
    前記前輪側の相対ストローク動作と後輪側の相対ストローク動作との少なくとも一方に基づく推定を行う場合において、測定された前輪側の左右のばね上部とばね下部との距離に基づく前記前輪側の相対ストローク動作と、その測定された前輪側の左右のばね上部とばね下部との距離，当該車両の走行速度および当該車両のホイールベースに基づいて推定された前記後輪側の相対ストローク動作とに基づいて、前記前輪側の左右のばね下部の相対変位動作と前記後輪側の左右のばね下部の相対変位動作との少なくとも一方の推定を行うように構成と、
    前記車体のロール動作に基づく推定を行う場合において、測定された車体のロール量に基づく車体のロール動作と、当該車両の走行速度および当該車両のホイールベースとに基づいて、前記前輪側の左右のばね下部の相対変位動作と前記後輪側の左右のばね下部の相対変位動作との少なくとも一方の推定を行う構成と
    との少なくとも一方を有する請求項１８または請求項１９に記載の車体ロール抑制システム。
21. 前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、
    前記スカイフック型ロール抑制力決定部と前記強制力低減型ロール抑制力決定部との両方を有し、
    前記スカイフック型ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力と、前記強制力低減型ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力とを、設定重み付け係数を用いた重み付けをして和することにより、前記目標路面起伏起因ロール抑制力を決定するように構成された請求項８ないし請求項２０のいずれか１つに記載の車体ロール抑制システム。
22. 前記路面起伏起因ロール抑制力決定部が、
    当該車両が走行する路面に起因した車体のロール振動が、比較的高い周波数の振動成分が大きい場合には、前記スカイフック型ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力に対する重み付けを大きく、比較的低い周波数の振動成分が大きい場合には、前記強制力低減型ロール抑制力決定部によって決定された前記目標路面起伏起因ロール抑制力に対する重み付けを大きくするように構成された請求項２１に記載の車体ロール抑制システム。
    

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