JP2009202622A - 車両用サスペンションシステム - Google Patents

Abstract

【課題】実用性の高い車両用サスペンションシステムを提供する。
【解決手段】サスペンションスプリングと、ばね上部とばね下部との接近離間動作に対する減衰力を発生させるとともにその減衰力の大きさを変更可能な液圧式のダンパ装置と、接近離間力を制御可能に発生させる接近離間力発生装置とが互いに並列的に配設されたシステムにおいて、接近離間力をばね上部の振動に対しての減衰力として発生させる振動減衰制御を実行し、その振動減衰制御実行時に、ダンパ装置が発生させる減衰力を、ばね下共振周波数の振動の強度が設定値を超えない状況下（Ｓ２５）において、設定値を超える状況下（Ｓ２４）に比較して低減するように構成する。このような構成のシステムによれば、通常は、ダンパ装置が発生させる減衰力の上記振動減衰制御への影響を低下させ、高周波域の振動が生じた場合には、車輪の接地性を高めることが可能となる。
【選択図】図１２

Description

本発明は、電磁モータの力によってばね上部とばね下部とを接近・離間させる装置と、液圧式のダンパ装置とを設けた車両用サスペンションシステムに関する。

近年では、下記特許文献に記載されているような車両用サスペンションシステム、具体的に言えば、電磁モータの発生させる力に依拠してばね上部とばね下部とを接近・離間させる力（以下、「接近離間力」という場合がある）を制御可能に発生させる接近離間力発生装置を、サスペンションスプリングおよび液圧式のダンパ装置と並列的に設けたシステムが検討され始めている。このシステムでは、上記接近離間力を車体のロールを抑制するロール抑制力として作用させることで、車体のロールを抑制可能とされている。
特開２００２−２１８７７８号公報 特開２００２−２１１２２４号公報 特開２００６−８２７５１号公報

上記特許文献に記載の車両用サスペンションシステムの備える接近離間力発生装置は、例えば、車体のロールを抑制するように制御されており、車体姿勢の安定についての一役を担っている。ところが、このような接近離間力発生装置を備えたシステムは、未だ開発途上であり、改良の余地を多分に残すものとなっている。そのため、種々の改良を施すことによって、そのシステムの実用性が向上すると考えられる。本発明は、そのような実情に鑑みてなされたものであり、実用性の高い車両用サスペンション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に、本発明の車両用サスペンションシステムは、サスペンションスプリングと、ばね上部とばね下部との接近離間動作に対する減衰力を発生させるとともにその減衰力の大きさを変更可能な液圧式のダンパ装置と、接近離間力を制御可能に発生させる接近離間力発生装置とが、互いに並列的に配設されたシステムであって、接近離間力をばね上部の振動に対しての減衰力として発生させるばね上振動減衰制御を実行し、そのばね上振動減衰制御実行時に、ダンパ装置が発生させる減衰力を、ばね下共振周波数の振動の強度が設定された値を超えない状況下において、設定された値を超える状況下に比較して低減させる減衰力低減制御を実行するように構成される。

本発明のシステムは、接近離間力をばね上部の振動に対する減衰力として作用させており、ばね上部の振動を効果的に減衰することが可能とされている。ただし、上記液圧式のダンパ装置が発生させる力（以下、「ダンパ力」という場合がある）は、ばね上部とばね下部とに対して作用することから、上記接近離間力発生装置によるばね上振動減衰制御に影響を及ぼす虞がある。このため、上記ばね上振動減衰制御のことを考慮すれば、ダンパ力を低減させることが望ましい。ただし、ダンパ力は、後に詳しく説明するように、車輪の接地性と密接に関係しており、ダンパ力の低減に伴って車輪の接地性、特に、比較的高周波域の振動に対する車輪の接地性が低下する虞がある。したがって、本発明のシステムによれば、ばね下共振周波数の振動の強度が設定値を超えない状況下にある場合には、ダンパ力を低減させることでダンパ力の上記ばね上振動減衰制御への影響を小さくすることが可能となり、一方、ばね下共振周波数の振動の強度が設定値を超える状況下にある場合には、比較的高周波域の振動に対する車輪の接地性の低下を抑制することが可能となる。

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、以下の各項において、（１）項ないし（６）項が、それぞれ、請求項１ないし請求項６に相当し、（８）項ないし（１１）項が、それぞれ、請求項７ないし請求項１０に相当する。

（１）ばね上部とばね下部との間に配設されたサスペンションスプリングと、
そのサスペンションスプリングと並列的に配設され、ばね上部とばね下部との接近離間動作に対する減衰力を発生させるとともに、その減衰力の大きさを変更する減衰力変更機構を有する液圧式のダンパ装置と、
前記サスペンションスプリングと並列的に配設され、電磁モータを有し、その電磁モータの発生させる力に依拠して、ばね上部とばね下部とを接近・離間させる力である接近離間力を発生させる接近離間力発生装置と、
前記減衰力変更機構を制御することで前記ダンパ装置が発生させる減衰力を制御する減衰力制御部と、前記電磁モータの作動を制御することで前記接近離間力発生装置が発生させる接近離間力を制御する接近離間力制御部とを有する制御装置と
を備えた車両用サスペンションシステムであって、
前記接近離間力制御部が、前記接近離間力発生装置が発生させる接近離間力をそれがばね上部の振動に対する減衰力となるように制御するばね上振動減衰制御を実行し、かつ、前記減衰力制御部が、前記ばね上振動減衰制御の実行時に、前記ダンパ装置が発生させる減衰力を、ばね下共振周波数の振動の強度が設定された値を超えない状況下において、設定された値を超える状況下に比較して低減させる減衰力低減制御を実行する車両用サスペンションシステム。

本項に記載の態様のサスペンションシステムでは、接近離間力発生装置が発生させる接近離間力をばね上部の振動に対する減衰力として作用させることで、ばね上振動減衰制御が実行されている。その接近離間力発生装置と並列的に設けられる液圧式のダンパ装置は、ばね上部とばね下部との接近離間動作に対する減衰力を発生させるものである。このため、ダンパ装置が発生させる減衰力（以下、「ダンパ力」という場合がある）が、ばね上部の振動に作用して、接近離間力発生装置によるばね上振動減衰制御に影響を与える虞がある。このことから、ばね上振動減衰制御実行時には、ダンパ力を可及的に低減させることが望ましい。ただし、ばね上部の振動への影響を考慮してダンパ力を低減させれば、ダンパ力のばね下部の振動への影響も低下し、ばね下部の振動に対する減衰効果が低下することで、車輪の接地性が低下する虞がある。特に、比較的高周波域の振動に対する車輪の接地性は、ダンパ力の低減に伴って顕著に低下する虞がある。

上記のことに鑑みて、本項に記載の態様のシステムでは、上記ばね上振動減衰制御実行時に、ばね下共振周波数の振動の強度が設定値を超えない状況下にある場合には、そのような振動の強度が設定値を超える状況下にある場合のダンパ力と比較して、ダンパ力を低減させている。したがって、本項に記載の態様のシステムによれば、例えば、ばね下共振周波数の振動の強度が設定値を超えない状況下にある場合には、ダンパ力を低減させることで、ダンパ力の上記ばね上振動減衰制御への影響を小さくすることが可能となり、ばね下共振周波数の振動の強度が設定値を超える状況下にある場合には、比較的高周波域の振動に対する車輪の接地性の低下を抑制することが可能となる。

本項に記載された「ダンパ装置」は、それの具体的な構成が特に限定されるものではなく、例えば、シリンダ式，ロータリ式等種々の構造のものを広く採用することが可能である。そのダンパ装置の有する「減衰力変更機構」は、ばね上部とばね下部との相対速度に依拠することなくダンパ力の大きさを変更するものであればよく、例えば、ダンパ装置に設定されている減衰係数を変更可能な構造とされ、減衰係数を変更することでダンパ力の大きさを変更するものであってもよい。つまり、本項に記載の「減衰力低減制御」は、減衰係数を低減させる制御であってもよい。また、「減衰力変更機構」は、例えば、ばね上部とばね下部との一方とダンパ装置との連結を解除可能な構造とされ、それらの連結を解除してダンパ力の発生を禁止することで、ダンパ力の大きさを０に変更するものであってもよい。つまり、本項に記載の「減衰力低減制御」は、ダンパ力を０にまで低減する制御であってもよい。

本項に記載の「ばね下共振周波数の振動の強度が設定された値を超えない状況下」にあるか「設定された値を超える状況下」にあるかは、ばね下共振周波数の振動そのものに基づいて判定するだけでなく、例えば、ばね下共振周波数域の振動、つまり、ばね下共振周波数を中心とするある程度の幅のある周波数域、例えば、ばね下共振周波数の前後３Ｈｚの振動に基づいて判定してもよい。ばね下共振周波数域の振動に基づいて判定する場合には、例えば、ばね下共振周波数域の振動の強度の平均値に基づいて判定してもよく、ばね下共振周波数域の振動の強度の最高値に基づいて判定してもよい。具体的に言えば、例えば、その振動の強度の値がある閾値を超えたときに「設定された値を超える状況下」にあると判定することが可能である。また、本項に記載の「振動の強度」は、例えば、振動の振幅，加速度等を意味する。

本項に記載の「ばね上振動減衰制御」は、接近離間力をばね上絶対速度に基づいて決定される減衰力として作用させる制御、いわゆるスカイフックダンパ理論に基づく制御であってもよく、そのスカイフックダンパ理論に基づく制御においていわゆる擬似的なグランドフックダンパ理論を考慮した制御、つまり、接近離間力をばね上絶対速度とばね下絶対速度とに基づいて決定される減衰力として作用させる制御であってもよい。また、本項にいう「ばね上部」は、例えば、サスペンションスプリングによって支持される車体の部分を広く意味し、「ばね下部」は、例えば、サスペンションアーム等、車輪軸とともに上下動する車両の構成要素を広く意味する。

（２）前記減衰力低減制御が、前記ダンパ装置が発生させる減衰力を、その減衰力に対する減衰係数が５００Ｎ・ｓｅｃ／ｍ以下となる大きさに低減させる制御である(1)項に記載の車両用サスペンションシステム。

液圧式のダンパ装置は、一般的に、ばね上部とばね下部との接近離間動作に伴うダンパ装置内の作動液の流通を制限することによって、減衰力を発生させる構造とされており、減衰係数を変更するための機構を有するような場合には、その機構は、通常、作動液の流れに抵抗を与える部分の流路面積を変更するような構造とされる。つまり、本項に記載のダンパ装置の備える「減衰力変更機構」は、例えば、上記流路面積を変更可能な構造とされて減衰係数変更機構として機能するものを採用することが可能である。

上記接近離間力発生装置を備えていないサスペンションシステムに設けられる液圧式のダンパ装置、つまり、コンベンショナルな液圧式のダンパ装置に設定されている減衰係数の値は、通常、３０００〜５０００Ｎ・ｓｅｃ／ｍである。このことから、減衰係数の値が５００Ｎ・ｓｅｃ／ｍ以下であれば、ダンパ力の上記ばね上振動減衰制御への影響を相当に低下させることが可能となる。また、本項に記載の「５００Ｎ・ｓｅｃ／ｍ」は、ダンパ力を、ばね上部とばね下部との接近離間動作に伴うダンパ装置の動作に対して作用させる場合の値ではなく、ばね上部とばね下部との接近離間動作に対して、上下方向において車体と車輪とに直接作用させたと仮定した場合の値である。

（３）前記減衰力低減制御が、前記ダンパ装置が発生させる減衰力を実質的に０に低減させる制御である(2)項に記載の車両用サスペンションシステム。

本項に記載の態様のシステムでは、例えば、ダンパ力の発生を禁止することでダンパ力を０に低減させてもよく、減衰係数を可及的に小さくすることでダンパ力を実質的に０に低減させてもよい。具体的に言えば、例えば、後に説明するように、ばね上部とばね下部との少なくとも一方とダンパ装置との連結を解除することで、ダンパ力の発生を禁止することが可能となる。また、例えば、減衰力低減機構が、ダンパ装置内の作動液の流れに抵抗を与える部分の流路面積を変更して減衰係数を変更可能な構造である場合には、その流路面積を可及的に大きくすることで、減衰係数を可及的に小さくすることが可能となる。さらに、ダンパ装置内の作動液に粘度の低い作動液、例えば、シリコンオイル等を採用することでも、減衰係数を小さくすることが可能となる。

（４）前記ダンパ装置が、ばね上部と連動するばね上部連動部とばね下部と連動するばね下部連動部とを有し、それらばね上部連動部とばね下部連動部との相対動作に対する抵抗力を発生させることによってばね上部とばね下部との接近離間動作に対する減衰力を発生させる構造とされており、
前記減衰力変更機構が、ばね上部と前記ばね上部連動部との連動と、ばね下部と前記ばね下部連動部との連動との少なくとも一方を、自身の作動によって解除する連動解除装置を有し、
前記減衰力制御部が、前記減衰力低減制御において、前記ばね上部とばね上部連動部との連動と前記ばね下部とばね下部連動部との連動との少なくとも一方を解除するように前記連動解除装置を作動させる(3)項に記載の車両用サスペンションシステム。

本項に記載の態様のシステムでは、減衰力低減制御において、ダンパ力の発生を禁止することが可能である。したがって、本項に記載のシステムによれば、ばね下共振周波数の振動の強度が設定値を超えない状況下にある場合に、ダンパ力の上記ばね上振動減衰制御への影響を排除することが可能となり、例えば、接近離間力発生装置によるばね上部の振動に対する減衰制御を効果的に実行することが可能となる。

（５）前記減衰力制御部が、前記ばね上振動減衰制御の実行時に、前記ダンパ装置が発生させる減衰力を、ばね下共振周波数の振動の強度が設定された値を超える状況下において、その減衰力に対する減衰係数が１０００〜２０００Ｎ・ｓｅｃ／ｍとなる大きさに制御する(1)項ないし(4)項のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。

上記接近離間力発生装置は、電磁モータの作動を制御することによって接近離間力を変化させる構造とされており、電磁モータの作動の追従性等の問題から、上記ばね上振動減衰制御を実行する場合に比較的高周波域の振動の減衰を良好に行うことが困難となる可能性が高い。このため、比較的高周波域の振動はダンパ装置によって対処することが望ましい。ダンパ装置の減衰係数とばね下部からばね上部への振動の伝達性とは関係があり、大まかに言えば、減衰係数が低いほど、比較的高周波域の振動はばね上部に伝達し難くなる。このため、比較的高周波域の振動の伝達性を考慮した場合には、ダンパ装置の減衰係数は低い方が望ましい。ただし、ダンパ装置の減衰係数は車輪の接地性とも密接に関係しており、後に詳しく説明するが、減衰係数が低いほど、比較的高周波域の振動に対する車輪の接地性は低下する傾向にある。特に、減衰係数がある程度小さくなると、比較的高周波域の振動に対する車輪の接地性は相当に低下する傾向にある。本項に記載の「１０００〜２０００Ｎ・ｓｅｃ／ｍ」は、比較的高周波域の振動の伝達性と比較的高周波域の振動に対する車輪の接地性とのバランスを考慮した減衰係数の値であることから、本項に記載のシステムによれば、ばね下共振周波数の振動の強度が設定された値を超える状況下であっても、例えば、車輪の接地性をある程度確保しつつ、接近離間力発生装置の追従し難い振動のばね上部への伝達を抑制することが可能である。

また、本項に記載の「１０００〜２０００Ｎ・ｓｅｃ／ｍ」も、先の項に記載の「５００Ｎ・ｓｅｃ／ｍ」と同様に、ダンパ力を、ばね上部とばね下部との接近離間動作に伴うダンパ装置の動作に対して作用させる場合の値ではなく、ばね上部とばね下部との接近離間動作に対して、上下方向において車体と車輪とに直接作用させたと仮定した場合の値である。

（６）前記接近離間力制御部が、前記ばね上振動減衰制御において、前記接近離間力発生装置が発生させる接近離間力の少なくとも１成分をばね上部の絶対速度に応じた大きさの力となるように制御する(1)項ないし(5)項のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。

本項に記載の態様のシステムでは、ばね上振動減衰制御の制御則が限定されている。上記接近離間力発生装置は、電磁モータの発生させる力により、ばね上部とばね下部との相対速度に依存しない減衰力を発生させることが可能であることから、ばね上絶対速度に応じた大きさの減衰力を発生させる制御、いわゆるスカイフックダンパ理論に基づく制御を実行することが可能である。したがって、本項に記載の態様によれば、ばね上部の振動を効果的に減衰することが可能となる。

（７）前記接近離間力制御部が、前記接近離間力発生装置が発生させる接近離間力の少なくとも１成分を、それが車体のロールを抑制するロール抑制力と車体のピッチを抑制するピッチ抑制力との少なくとも一方となるように制御する姿勢変化抑制制御を実行する(1)項ないし(6)項のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。

本項に記載の態様のシステムでは、接近離間力を車体の姿勢変化を抑制する姿勢変化抑制力として作用させて、ロール抑制制御とピッチ抑制制御との少なくとも一方が実行される。本項に記載の「ロール抑制力」は、車両の旋回に起因して生じる車体のロール量を低減させることで車体のロールを抑制するものであり、例えば、車両の旋回に起因して車体が受けるロールモーメントに基づいて決定されるものであってもよい。また、本項に記載の「ピッチ抑制力」は、車両の加減速に起因して生じる車体のピッチ量を低減させることで車体のピッチを抑制するものであり、例えば、車両の加減速に起因して車体が受けるピッチモーメントに基づいて決定されるものであってもよい。なお、上記ばね上振動減衰制御と姿勢変化抑制制御とを同時に実行させる場合には、ばね上部の振動に対する減衰力としての接近離間力に加えて、姿勢変化抑制力としての接近離間力が、接近離間力発生装置によって発生させられることになる。

（８）前記接近離間力発生装置が、
一端部がばね上部とばね下部との一方に連結される弾性体と、
その弾性体の他端部とばね上部とばね下部との他方との間に配設されてその他方と前記弾性体とを連結するとともに、前記電磁モータを自身の構成要素とし、その電磁モータが発生させる力に依拠して自身が発生させる力を前記弾性体に作用させることで、自身の動作量に応じて前記弾性体の変形量を変化させるとともに、その力を前記弾性体を介して接近離間力としてばね上部とばね下部とに作用させる電磁式のアクチュエータと
を有する(1)項ないし(7)項のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。

本項に記載の態様のシステムでは、接近離間力発生装置の構造が具体的に限定されている。本項に記載された「接近離間力発生装置」は、アクチュエータの発生させる力を弾性体に作用させるとともに、アクチュエータの動作量に応じて弾性体の変形量を変化させる構造のものとされており、その弾性体は、変形量に応じた何らかの弾性力を発揮するものであればよく、例えば、コイルばね，トーションばね等、種々の構造の弾性体を採用することができる。

（９）前記弾性体が、車体に回転可能に保持されたシャフト部と、そのシャフト部の一端部からそのシャフト部と交差して延びるとともに先端部が車輪を保持する車輪保持部材に連結されたアーム部とを有し、
前記アクチュエータが、車体に固定されるとともに、自身が発生させる力によって前記シャフト部をそれの軸線まわりに回転させるものである(8)項に記載の車両用サスペンションシステム。

本項に記載のシステムでは、接近離間力発生装置の構造がさらに具体的に限定されている。本項の態様における「弾性体」は、シャフト部とアーム部との少なくとも一方が、弾性体としての機能を有していればよい。例えば、シャフト部が捩られることでそれがばねとしての機能を有するようにしてもよく、アーム部が撓むことでそれがばねとしての機能を有するようにしてもよい。なお、上記弾性体は、シャフト部とアーム部とが別部材とされてそれらが結合されたものであってもよく、それらが一体化して成形されたものであってもよい。

（１０）外部入力に抗して前記アクチュエータを作動させるのに必要な前記電磁モータの力に対するその外部入力の比率を、前記アクチュエータの正効率と、外部入力によっても前記アクチュエータが動作させられないために必要となる前記電磁モータの力のその外部入力に対する比率を、前記アクチュエータの逆効率と、それら正効率と逆効率との積を、正逆効率積と、それぞれ定義した場合において、
前記アクチュエータが、１／２以下の正逆効率積を有する構造とされた(8)項または(9)項に記載の車両用サスペンションシステム。

本項にいう「正逆効率積」は、ある大きさの外部入力に抗してアクチュエータを動作させるのに必要なモータ力と、その外部入力によってもアクチュエータが動作させられないために必要なモータ力との比と考えることができ、正逆効率積が小さいほど、外部入力に対して動かされ難いアクチュエータとなる。したがって、正逆効率積が比較的小さなアクチュエータを採用すれば、例えば、車体のロール，ピッチ等を抑制する際に、外部入力の作用下、車体と車輪との距離をある距離に維持させるような場合において、比較的小さな電力によって、その距離を維持することが可能なる。したがって、本項に記載の態様のシステムによれば、省電力の観点において優れたシステムが実現され得る。

（１１）前記アクチュエータが、前記電磁モータの動作を減速する減速機を有してその減速機によって減速された動作が自身の動作となるとともに、その減速機の減速比が１／１００以下となる構造とされた(8)項ないし(10)項のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。

本項に記載の態様のシステムは、比較的減速比が大きい（電磁モータの動作量に対するアクチュエータの動作量が小さいことを意味する）アクチュエータを採用したシステムである。減速比が大きい減速機を採用する場合、一般に、上述した正逆効率積の値は小さくなると考えることができる。その観点からすれば、本項の態様のシステムは、正逆効率積の比較的小さなアクチュエータを採用するシステムの一種と考えることができる。減速機の減速比を大きくすれば、電磁モータの小型化が可能となる。

以下、請求可能発明のいくつかの実施例を、図を参照しつつ詳しく説明する。なお、本請求可能発明は、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。

（Ａ）第１実施例
＜車両用サスペンションシステムの構成＞
図１に、実施例の車両用サスペンションシステム１０を模式的に示す。本システム１０は、前後左右４つの車輪１２に対応して設けられた４つのサスペンション装置２０と、それらサスペンション装置２０の制御を担う制御装置とを含んで構成されている。転舵輪である前輪のサスペンション装置２０と非転舵輪である後輪のサスペンション装置２０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２０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２０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２０は、それぞれが車輪保持部材としてのサスペンションアームである第１アッパアーム３０，第２アッパアーム３２，第１ロアアーム３４，第２ロアアーム３６，トーコントロールアーム３８を備えている。５本のアーム３０，３２，３４，３６，３８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１２を回転可能に保持するアクスルキャリア４０に回動可能に連結されている。それら５本のアーム３０，３２，３４，３６，３８により、アクスルキャリア４０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。

サスペンション装置２０は、ばね上部の一構成部分であるタイヤハウジングに設けられたマウント部５０と、ばね下部の一構成部分である第２ロアアーム３６との間に配設されたサスペンションスプリングとしてのコイルスプリング５２を備えており、車輪１２と車体とを弾性的に連結している。また、サスペンション装置２０は、第２ロアアーム３６の車体側の端部にロータリ式のダンパ装置５６を備えており、第２ロアアーム３６は、そのダンパ装置５６を介して、車体に回動可能に連結されている。

ロータリ式のダンパ装置５６は、図４および図４におけるＡ−Ａ’断面図である図５に示すように、第２ロアアーム３６の端部に固定的に嵌合されて作動液を収容する概して筒状のダンパハウジング６０と、そのダンパハウジング６０を貫通する中空状のダンパ軸６２と、そのダンパ軸６２にそれの軸線を中心として対称的に固着された１対のベーン６４とを含んで構成されている。ダンパ軸６２は、ダンパハウジング６０とシールを介して摺接しており、ダンパハウジング６０を貫通した状態で軸線周りに回転可能とされている。また、１対のベーン６４はそれぞれ、ダンパハウジング６０の内部においてダンパ軸６２に固着されており、ダンパ軸６２の回転に伴ってダンパハウジング６０内部においてダンパ軸６２の軸線回りに回転するものとされている。なお、ダンパハウジング６０の内周面には対称的に１対の突部６６が設けられており、それら１対の突部６６によってダンパハウジング６０の内部は１対の液室に区画されている。このため、１対のベーン６４の各々は、ダンパ軸６２の回転に伴って１対の液室の各々において回転するものとされている。

また、第２ロアアーム３６が取り付けられる車体の部分にはヨーク部６８が形成されており、そのヨーク部６８に取付ブシュ７０が締結されている。その取付ブシュ７０に、ダンパ装置５６の備える中空状のダンパ軸６２が、ボールベアリングを介して回転可能に取り付けられており、第２ロアアーム３６が、ダンパ装置５６を介して車体に回動可能に連結されているのである。その取付ブシュ７０には、ダンパ装置５６を構成する電磁クラッチ７２も取り付けられている。電磁クラッチ７２は、自身の内部を取付ブシュ７０に貫通させた状態でヨーク部６８に締結されたケーシング７４と、そのケーシング７４とダンパ軸６２の端部に形成されたフランジ部８０との間に設けられた環状の係合部材７６と、その係合部材７６と向きあうようにしてケーシング７４に配設されたコイル７８とを含んで構成されている。係合部材７６は、ダンパ軸６２のフランジ部８０に、そのフランジ部８０の４等配の位置の各々に設けられた取付ピン（図４には２つ図示されている）８２によって取り付けられており、フランジ部８０に対して接近離間可能とされている。取付ピン８２の係合部材７６側とは反対側の端部にはヘッド部が形成されており、そのヘッド部とフランジ部８０との間には、圧縮コイルスプリング８４が圧縮された状態で配設されている。つまり、係合部材７６は、圧縮コイルスプリング８４の弾性力によってフランジ部８０に向って付勢されている。

上記のような構造により、例えば、電磁クラッチ７２が消磁状態にある場合には、係合部材７６はケーシング７４から離れた状態とされており、第２ロアアーム３６が車体に対して回動すると、ダンパ軸６２は第２ロアアーム３６とともに回動する。つまり、ダンパ軸６２はダンパハウジング６０に対して回転しないのである。一方、電磁クラッチ７２が励磁状態とされた場合には、係合部材７６はコイル７８に引き寄せられてケーシング７４に接触する。係合部材７６には、大きな摩擦力の発生を可能とする表面処理が施されており、摩擦力によって、ダンパ軸６２がケーシング、つまり、車体に対して固定される。ダンパ軸６２が車体に対して固定された状態において、第２ロアアーム３６が車体に対して回動すると、ダンパ軸６２はダンパハウジング６０に対して回転し、ベーン６４がダンパハウジング６０内において回転する。

電磁クラッチ７２が励磁状態とされて、第２ロアアーム３６の回動に伴ってベーン６４がダンパハウジング６０内で回転させられる場合には、ベーン６４は、自身の回転に対してダンパハウジング６０内に充填された作動液からの抵抗を受けることになる。この抵抗は、ベーン６４の回転、つまり、第２ロアアーム３６の回動に対する減衰力として作用することになる。第２ロアアーム３６の回動は、ばね上部とばね下部との接近離間動作に伴って生じるものであり、ダンパハウジング６０はばね下部と連動し、ダンパ軸６２、およびベーン６４はばね上部と連動可能である。つまり、ダンパ装置５６は、ばね下部連動部としてのダンパハウジング６０とばね上部連動部としてのダンパ軸６２、およびベーン６４との相対動作に対して抵抗力を発生させることで、ばね上部とばね下部との接近離間動作に対して減衰力を発生させる構造とされている。なお、電磁クラッチ７２が消磁状態とされると、ダンパ軸６２とばね上部との連動が解除されることから、電磁クラッチ７２は連動解除装置としての機能を有しているのである。また、電磁クラッチ７２が励磁状態とされると、ダンパ装置５６はばね上部とばね下部との接近離間動作に対して減衰力を発生させ、電磁クラッチ７２が消磁状態とされると、ばね上部とばね下部との接近離間動作に対する減衰力は発生しない。つまり、電磁クラッチ７２は、減衰力の大きさを変更する減衰力変更機構としての機能も有しているのである。

また、サスペンション装置２０は、車体と車輪との距離（以下、「車体車輪間距離」という場合がある）を調整可能な車体車輪間距離調整装置（以下、「調整装置」という場合がある）１２０を備えており、その調整装置１２０はそれぞれ、概してＬ字形状をなすＬ字形バー１２２と、そのバー１２２を回転させるアクチュエータ１２６とを備えている。Ｌ字形バー１２２は、図２，３に示すように、概ね車幅方向に延びるシャフト部１３０と、シャフト部１３０と連続するとともにそれと交差して概ね車両後方に延びるアーム部１３２とに区分することができる。Ｌ字形バー１２２のシャフト部１３０は、アーム部１３２に近い箇所において、車体に固定された保持具１３４によって車体の下部に回転可能に保持されている。アクチュエータ１２６は、それの一端部に設けられた取付部材１３６によって車体下部の車幅方向における中央付近に固定されており、シャフト部１３０の端部（車幅方向における中央側の端部）がそのアクチュエータ１２６に接続されている。一方、アーム部１３２の端部（シャフト部１３０とは反対側の端部）は、リンクロッド１３７を介して、第２ロアアーム３６に連結されている。詳しく言えば、第２ロアアーム３６には、リンクロッド連結部１３８が設けられ、リンクロッド１３７の一端部は、そのリンクロッド連結部１３８に、他端部はＬ字形バー１２２のアーム部１３２の端部に、それぞれ遥動可能に連結されている。

調整装置１２０の備えるアクチュエータ１２６は、図６に示すように、駆動源としての電磁モータ１４０と、その電磁モータ１４０の回転を減速して伝達する減速機１４２とを含んで構成されている。これら電磁モータ１４０と減速機１４２とは、アクチュエータ１２６の外殻部材であるハウジング１４４内に設けられており、そのハウジング１４４は、それの一端部に固定された上述の取付部材１３６によって、車体に固定的に取り付けられている。Ｌ字形バー１２２は、それのシャフト部１３０がハウジング１４４の他端部から延び入るように、配設されている。Ｌ字形バー１２２のシャフト部１３０は、それのハウジング１４４内に存在する部分において、後に詳しく説明するように、減速機１４２と接続されている。さらに、シャフト部１３０は、それの軸方向の中間部において、ブシュ型軸受１４６を介してハウジング１４４に回転可能に保持されている。

電磁モータ１４０は、ハウジング１４４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１４８と、ハウジング１４４に回転可能に保持された中空状のモータ軸１５０と、コイル１４８と向きあうようにしてモータ軸１５０の外周に固定して配設された永久磁石１５２とを含んで構成されている。電磁モータ１４０は、コイル１４８がステータとして機能し、永久磁石１５２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１４４内に、モータ軸１５０の回転角度、すなわち、電磁モータ１４０の回転角度を検出するためのモータ回転角センサ１５４が設けられている。モータ回転角センサ１５４は、エンコーダを主体とするものであり、アクチュエータ１２６の制御、つまり、調整装置１２０の制御に利用される。

減速機１４２は、波動発生器（ウェーブジェネレータ）１５６，フレキシブルギヤ（フレクスプライン）１５８およびリングギヤ（サーキュラスプライン）１６０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１５６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１５０の一端部に固定されている。フレキシブルギヤ１５８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１４２では、４００歯）が形成されている。このフレキシブルギヤ１５８は、先に説明したＬ字形バー１２２のシャフト部１３０に接続され、それによって支持されている。詳しく言えば、Ｌ字形バー１２２のシャフト部１３０は、モータ軸１５０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、フレキシブルギヤ１５８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１６０は、概してリング状をなして内周に複数の歯（本減速機１４２においては、４０２歯）が形成されたものであり、ハウジング１４４に固定されている。フレキシブルギヤ１５８は、その周壁部が波動発生器１５６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１６０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１５６が１回転（３６０度）すると、つまり、電磁モータ１４０のモータ軸１５０が１回転すると、フレキシブルギヤ１５８とリングギヤ１６０とが、２歯分だけ相対回転させられる。つまり、減速機１４２の減速比は、１／２００とされている。１／２００という減速比は、比較的大きな減速比であり（電磁モータ１４０の回転速度に対してアクチユエータ１２６の回転速度が比較的小さいことを意味する）、この減速比の大きさに依存して、本アクチュエータ１２６では、電磁モータ１４０の小型化が図られているのである。また、その減速比に依存して、外部入力等によっては動作させられ難いものなっている。

以上の構成から、電磁モータ１４０が駆動させられると、そのモータ１４０が発生させるモータ力によって、Ｌ字形バー１２２が回転させられて、そのＬ字形バー１２２のシャフト部１３０が捩じられることになる。この捩りにより生じる捩り反力が、アーム部１３２，リンクロッド１３７，リンクロッド連結部１３８を介し、第２ロアアーム３６に伝達され、第２ロアアーム３６の先端部を車体に対して押し下げたり、引き上げたりする力、言い換えれば、車体と車輪とを上下に接近離間させる力である接近離間力として作用する。つまり、アクチュエータ１２６が発生させる力であるアクチュエータ力が、弾性体として機能するＬ字形バー１２２を介して、接近離間力として作用することになる。このことから、調整装置１２０は、接近離間力を発生する接近離間力発生装置としての機能を有していると考えることができ、その接近離間力を調整することで、車体と車輪との距離を調整することが可能となっている。

サスペンション装置２０の構成は、概念的には、図７のように示すことができる。図から解るように、マウント部５０を含むばね上部としての車体の一部と、第２ロアアーム３６等を含んで構成されるばね下部との間に、コイルスプリング５２，ダンパ装置５６および調整装置１２０が、互いに並列的に配置されている。また、調整装置１２０を構成する弾性体としてのＬ字形バー１２２およびアクチュエータ１２６は、ばね上部とばね下部との間に直列的に配置されている。言い換えれば、Ｌ字形バー１２２は、コイルスプリング５２およびダンパ装置５６と並列的に配置され、Ｌ字形バー１２２と車体の一部５０との間には、それらを連結するアクチュエータ１２６が配設されているのである。

調整装置１２０は、ばね上部とばね下部とを接近・離間させる力である接近離間力を発生させ、その接近離間力の大きさを変更可能とされている。詳しく言えば、アクチュエータ１２６が、モータ力に依拠するアクチュエータ力によって、弾性体としてのＬ字形バー１２２を変形させつつ、つまり、Ｌ字形バー１２２のシャフト部１３０を捩りつつ、そのアクチュエータ力を、Ｌ字形バー１２２を介して、ばね上部とばね下部とに接近離間力として作用させているのである。Ｌ字形バー１２２の変形量、つまり、シャフト部１３０の捩り変形量は、アクチュエータ１２６の動作量に対応したものとなっており、また、アクチュエータ力に対応するものとなっている。接近離間力は、Ｌ字形バー１２２の変形による弾性力に相当するものであることから、アクチュエータ１２６の動作量に対応し、アクチュエータ力に対応するものとなる。したがって、アクチュエータ１２６の動作量とアクチュエータ力とのいずれか一方を変化させることで、接近離間力を変化させることが可能とされているのである。本サスペンションシステム１０では、アクチュエータ１２６の動作量を直接の制御対象とした制御を実行することで、接近離間力が制御される。

なお、本システム１０の制御においては、アクチュエータ１２６の動作量は、所定の中立位置を基準とする動作量として扱われる。この中立位置は、例えば、車体に、ロールモーメント，ピッチモーメント等が実質作用しておらず、かつ、車体，車輪１２に振動が生じていないとみなせる状態である基準状態において、アクチュエータ力を発揮していないときのアクチュエータ１２６の動作位置として設定される。また、本システム１０の制御においては、アクチュエータ１２６の動作量と電磁モータ１４０の回転角とは対応関係にあるため、実際には、アクチュエータ１２６の動作量に代えて、モータ回転角センサによって取得されるモータ回転角を対象とした制御が行われる。

本システム１０では、図１に示すように、４つの調整装置１２０についての制御を実行する調整装置電子制御ユニット（調整装置ＥＣＵ）１７０と、４つのダンパ装置５６についての制御を実行するダンパ装置電子制御ユニット（ダンパ装置ＥＣＵ）１７２とが設けられている。これら２つのＥＣＵ１７０，１７２を含んで、本サスペンションシステム１０の制御装置が構成されている。

調整装置ＥＣＵ１７０は、各調整装置１２０の備える各アクチュエータ１２６の作動を制御する制御装置であり、各アクチュエータ１２６が有する電磁モータ１４０に対応する駆動回路としての４つのインバータ１７４と、ＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ等を備えたコンピュータを主体とする調整装置コントローラ１７６とを備えている。一方、ダンパ装置ＥＣＵ１７２は、ダンパ装置５６の備える電磁クラッチ７２の作動を制御する制御装置であり、４つのドライバ１７８と、ＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ等を備えたコンピュータを主体とするダンパ装置コントローラ１８０とを備えている（図１３参照）。インバータ１７４の各々およびドライバ１７８の各々は、コンバータ１８２を介してバッテリ１８４に接続されており、インバータ１７４の各々は、対応する調整装置１２０の電磁モータ１４０に接続され、ドライバ１７８の各々は、対応する電磁クラッチ７２に接続されている。

調整装置１２０のアクチュエータ１２６が有する電磁モータ１４０は定電圧駆動され、電磁モータ１４０への供給電力量は、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１７４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。

調整装置コントローラ１７６には、上記モータ回転角センサ１５４とともに、操舵量としてのステアリング操作部材の操作量であるステアリングホイールの操作角を検出するためのステアリングセンサ１９０，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１９２，車体に発生している前後加速度を検出する前後加速度センサ１９４，車体のマウント部５０に設けられてばね上縦加速度を検出するばね上縦加速度センサ１９６が接続されている。調整装置コントローラ１７６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）２００が接続されている。ブレーキＥＣＵ２００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２０２が接続され、ブレーキＥＣＵ２００は、それら車輪速センサ２０２の検出値に基づいて、車両の走行速度（以下、「車速」という場合がある）を推定する機能を有している。調整装置コントローラ１７６は、必要に応じ、ブレーキＥＣＵ２００から車速を取得するようにされている。さらに、調整装置コントローラ１７６は、各インバータ１７４にも接続され、それらを制御することで、各調整装置１２０の電磁モータ１４０を制御する。なお、調整装置コントローラ１７６のコンピュータが備えるＲＯＭには、後に説明する各調整装置１２０の制御に関するプログラム，各種のデータ等が記憶されている。

一方、ダンパ装置コントローラ１８０には、上記縦加速度センサ１９６が接続されている。さらに、ダンパ装置コントローラ１８０は、各ドライバ１７８にも接続され、それらを制御することで、各電磁クラッチ７２の作動を制御する。なお、ダンパ装置コントローラ１８０のコンピュータが備えるＲＯＭには、後に説明する各ダンパ装置５６の制御に関するプログラム，各種のデータ等が記憶されている。

＜調整装置のアクチュエータの正効率および逆効率＞
ここで、調整装置１２０が有するアクチュエータ１２６の効率（以下、「アクチュエータ効率」という場合がある）について考察する。アクチュエータ効率には、正効率，逆効率との２種が存在する。アクチュエータ逆効率（以下、単に「逆効率」という場合がある）η_Nは、ある外部入力によっても電磁モータ１４０が回転させられない最小のモータ力の、その外部入力に対する比率と定義されるものであり、また、アクチュエータ正効率（以下、単に「正効率」という場合がある）η_Pは、ある外部入力に抗してＬ字形バー１２２のシャフト部１３０を回転させるのに必要な最小のモータ力に対するその外部入力の比率と定義されるものである。つまり、アクチュエータ力（アクチュエータトルクと考えてもよい）をＦａと、電磁モータ１４０が発生させる力であるモータ力（モータトルクと考えてもよい）をＦｍとすれば、正効率η_P，逆効率η_Nは、下式のように表現できる。
正効率η_P＝Ｆａ_P／Ｆｍ_P
逆効率η_N＝Ｆｍ_N／Ｆａ_N

本アクチュエータ１２６のモータ力−アクチュエータ力特性は、図８に示すようであり、本アクチュエータ１２６の正効率η_P，逆効率η_Nは、それぞれ、図に示す正効率特性線の傾き、逆効率特性線の傾きの逆数に相当するものとなる。図から解るように、同じ大きさのアクチュエータＦａを発生させる場合であっても、正効率特性下において必要な電磁モータ１４０のモータ力Ｆｍ_Pと、逆効率特性下において必要なモータ力Ｆｍ_Nとでは、その値が比較的大きく異なっている（Ｆｍ_P＞Ｆｍ_N）。

ここで、正効率η_Pと逆効率η_Nとの積を正逆効率積η_P・η_Nと定義すれば、正逆効率積η_P・η_Nは、ある大きさの外部入力に抗してアクチュエータを動作させるのに必要なモータ力と、その外部入力によってもアクチュエータが動作させられないために必要なモータ力との比と考えることができる。そして、正逆効率積η_P・η_Nが小さい程、正効率特性下において必要な電磁モータのモータ力Ｆｍ_Pに対して、逆効率特性下において必要なモータ力Ｆｍ_Nが小さくなる。簡単に言えば、正逆効率積η_P・η_Nが小さい程、動かされ難いアクチュエータであるといえるのである。

本アクチュエータ１２６は、図８から解るように、正逆効率積η_P・η_Nが比較的小さく、具体的な数値で言えば、正逆効率積η_P・η_Nが１／３となっており、外部入力によっては比較的動作させられ難いアクチュエータとなっている。このことは、例えば、外部入力の作用下で動作位置を維持させる場合等において、外部入力に抗してアクチュエータ１２６を動作させる場合に比較して、電磁モータ１４０が発生させるべき力を大きく低減することを可能としている。モータ力は、電磁モータへの供給電力に比例すると考えることができるため、正逆効率積η_P・η_Nが小さい本アクチュエータ１２６では、電力消費が大きく削減されることになる。

具体的にいえば、車両の旋回時において、例えば、アクチュエータ１２６を制御して車体のロールを抑制するような場合には、後に説明するように、旋回初期には、ロールモーメントに抗してアクチュエータ１２６を動作させ、一方、旋回中期には、ロールモーメントの作用下でアクチュエータ１２６の動作位置を維持させることになる。つまり、本アクチュエータ１２６では、車体のロールの抑制時における電磁モータ１４０の電力消費が抑制されることになる。また、車両の加速，減速時における車体のピッチを抑制する場合においても、同様に、ピッチモーメントの作用下でアクチュエータ１２６の動作位置を維持させる状況がある。このことから、車体のピッチの抑制時における電磁モータ１４０の電力消費もが抑制されることになる。

＜車両用サスペンションシステムの制御＞
i）調整装置の制御
本サスペンションシステム１０では、各調整装置１２０が発生させる接近離間力を独立して制御することによって、４つの車輪１２の各々に対応するばね上振動を減衰する制御（以下、「ばね上振動減衰制御」という場合がある），車両の旋回に起因する車体のロールを抑制する制御（以下「ロール抑制制御」という場合がある），車両の加減速に起因する車体のピッチを抑制する制御（以下、「ピッチ抑制制御」という場合がある）が実行可能とされている。本システム１０においては、通常、それら３つの制御が総合された制御が実行されている。この総合された制御では、各調整装置１２０において、ばね上速度，車体が受けるロールモーメント，ピッチモーメント等に基づいて、適切な接近離間力を発生させるべく、電磁モータ１４０のモータ回転角が制御されている。詳しく言えば、ばね上速度，車体が受けるロールモーメント，ピッチモーメント等に基づいて、目標となるモータ回転角である目標モータ回転角が決定され、実際のモータ回転角がその目標モータ回転角となるように電磁モータ１４０が制御される。なお、ロール抑制制御およびピッチ抑制制御は、車体のロール，ピッチ等のそれぞれの車体の姿勢変化を抑制する制御であることから、姿勢変化抑制制御の一種と考えることができる。

本システム１０においては、上述の目標モータ回転角は、ばね上振動減衰制御，ロール抑制制御，ピッチ抑制制御の各制御ごとの制御目標値成分である目標モータ回転角成分を和することによって決定される。各制御ごとの成分は、それぞれ、
ばね上振動減衰目標モータ回転角成分（ばね上振動減衰成分）θ^* _U
ロール抑制目標モータ回転角成分（ロール抑制成分）θ^* _R
ピッチ抑制目標モータ回転角成分（ピッチ抑制成分）θ^* _P
である。以下に、ばね上振動減衰制御，ロール抑制制御，ピッチ抑制制御の各々を、その各々の目標モータ回転角成分の決定方法を中心に詳しく説明するとともに、目標モータ回転角に基づく上記電磁モータ１４０への供給電力の決定について詳しく説明する。

ａ）ばね上振動減衰制御
ばね上振動減衰制御では、接近離間力を、車体の上下方向への移動速度、いわゆるばね上絶対速度に応じた大きさの減衰力として発生させており、いわゆるスカイフックダンパ理論に基づいた制御が実行される。具体的には、ばね上絶対速度に応じた大きさの接近離間力を発生させるべく、車体のマウント部５０に設けられたばね上縦加速度センサ１９６によって検出されるばね上縦加速度Ｇｕに基づき、ばね上絶対速度Ｖｕが計算され、次式に従って、ばね上振動減衰成分θ^* _Uが演算される。
θ^* _U＝Ｋ₁・Ｃ_S・Ｖｕ
ここで、Ｋ₁は、ばね上振動に対する減衰力をばね上振動成分θ^* _Uに変換するためのゲインであり、Ｃ_Sは、スカイフックダンパ理論に基づく減衰係数である。

ｂ）ロール抑制制御
ロール抑制制御では、車両の旋回時において、その旋回に起因するロールモーメントに応じて、旋回内輪側の調整装置１２０にはバウンド方向の接近離間力を、旋回外輪側の調整装置１２０にはリバウンド方向の接近離間力を、それぞれ、ロール抑制力として発生させる。具体的に言えば、まず、車体が受けるロールモーメントを指標する横加速度として、ステアリングホイールの操舵角δと車両走行速度ｖに基づいて推定された推定横加速度Ｇｙｃと、実測された実横加速度Ｇｙｒとに基づいて、制御に利用される横加速度である制御横加速度Ｇｙ^*が、次式に従って決定される。
Ｇｙ^*＝Ｋ₂・Ｇｙｃ＋Ｋ₃・Ｇｙｒ （Ｋ₂，Ｋ₃：ゲイン）
そして、決定された制御横加速度Ｇｙ^*に基づいて、ロール抑制成分θ^* _Rが決定される。調整装置ＥＣＵ１７０の調整装置コントローラ１７６内には、制御横加速度Ｇｙ^*をパラメータとするロール抑制成分θ^* _Rのマップデータが格納されており、ロール抑制成分θ^* _Rの決定にあたっては、そのマップデータが参照される。

ｃ）ピッチ抑制制御
ピッチ抑制制御では、車体の制動時に発生する車体のノーズダイブに対して、そのノーズダイブを生じさせるピッチモーメントに応じて、前輪側の調整装置１２０にはリバウンド方向の接近離間力を、後輪側の調整装置１２０にはバウンド方向の接近離間力を、それぞれピッチ抑制力として発生させる。それによって、ノーズダイブが抑制されることになる。また、車体の加速時に発生する車体のスクワットに対して、そのスクワットを生じさせるピッチモーメントに応じて、後輪側の調整装置１２０にはリバウンド方向の接近離間力を、前輪側の調整装置１２０にはバウンド方向の接近離間力を、それぞれ、ピッチ抑制力として発生させる。ピッチ抑制制御では、そのような接近離間力によって、ノーズダイブおよびスクワットが抑制されることになる。具体的には、車体が受けるピッチモーメントを指標する前後加速度として、実測された実前後加速度Ｇｚｇが採用され、その実前後加速度Ｇｚｇに基づいて、ピッチ抑制成分θ^* _Pが、次式に従って決定される。
θ^* _P＝Ｋ₄・Ｇｚｇ （Ｋ₄：ゲイン）

ｄ）目標供給電流の決定
以上のように、ばね上振動減衰成分θ^* _U，ロール抑制成分θ^* _R，ピッチ抑制成分θ^* _Pがそれぞれ決定されると、目標モータ回転角θ^*が、次式に従って決定される。
θ^*＝θ^* _U＋θ^* _R＋θ^* _P
そして、実際のモータ回転角である実モータ回転角θが上記目標モータ回転角θ^*になるように、電磁モータ１４０が制御される。この電磁モータ１４０の制御において、電磁モータ１４０に供給される電力は、実モータ回転角θの目標モータ回転角θ^*に対する偏差であるモータ回転角偏差Δθ（＝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、電磁モータ１４０が備えるモータ回転角センサ１５４の検出値に基づいて、上記モータ回転角偏差Δθが認定され、次いで、それをパラメータとして、次式に従って、目標供給電流ｉ^*が決定される。
ｉ^*＝Ｋ_P・Δθ＋Ｋ_I・Ｉｎｔ（Δθ）
この式は、ＰＩ制御則に従う式であり、第１項，第２項は、それぞれ、比例項、積分項を、Ｋ_P，Ｋ_Iは、それぞれ、比例ゲイン，積分ゲインを意味する。また、Ｉｎｔ（Δθ）は、モータ回転角偏差Δθの積分値に相当する。なお、モータ回転角偏差Δθは、それの符号が、実モータ回転角θが目標モータ回転角θ^*に近づくべき方向、すなわち電磁モータ１４０の動作方向を表し、それの絶対値が、動作させるべき量を表すものとなっている。

上記目標供給電流ｉ^*を決定するための式は、２つの項からなり、それら２つの項は、それぞれが、目標供給電力の成分と考えることができる。第１項の成分は、モータ回転角偏差Δθに応じた成分（以下、「比例項電流成分」という場合がある）ｉ_hであり、第２項の成分は、その偏差Δθの積分に応じた成分（以下、「積分項電流成分」という場合がある）ｉ_Sである。アクチュエータ１２６は、Ｌ字形バー１２２の弾性反力といった外部入力を受けながら動作するものであり、ＰＩ制御の理論からすれば、積分項電流成分ｉ_Sは、外部入力によっては電磁モータ１４０が回転させられないようにするための電流成分、つまり、外部入力の作用下においてアクチュエータ１２６の回転位置を維持するためのモータ力に関する成分と考えることができる。また、比例項電流成分ｉ_hは、外部入力の作用下において、アクチュエータ１２６を適切に動作させるための電流成分であり、つまり、外部入力に抗ってアクチュエータ１２６を動作させるためのモータ力に関する成分と考えることができる。

ここで、先のアクチュエータ効率を考えれば、概して言えば、上記積分項電流成分ｉ_Sは、モータ回転角θを維持するための電流成分であればよいため、逆効率η_Nに従う大きさのモータ力を発生させる電流成分であればよいことなる。したがって、目標供給電流ｉ^*を決定するための上記式における第２項のゲインである積分ゲインＫ_Iは、積分項成分ｉ_Sが逆効率特性に沿った値となるように設定されている。例えば、車両が典型的な一旋回動作を行う場合のロール抑制について考えてみれば、図９に示すように、調整装置１２０が発生させるべきロール抑制力、つまり、接近離間力は変化し、電磁モータ１４０の目標モータ回転角θ^*は変化する。この例では、旋回初期［ａ］，旋回中期［ｂ］および旋回後期［ｃ］を通じて、モータ回転角が目標モータ回転角θ^*を維持することができるように、積分項電流成分ｉ_Sが、逆効率η_Nに従って決定される。

それに対して、上記比例項電流成分ｉ_hは、外部入力の作用下において、目標モータ回転角θ^*に対する実モータ回転角θのずれをなくすための成分であり、上記式における第１項のゲインである比例ゲインＫ_Pは、モータ回転角偏差Δθに応じた適切な比例項電流成分ｉ_hの増減補正が行われるような値に設定されている。特に、旋回初期［ａ］では、外部入力に抗してアクチユエータ１２６を動作させなければならないため、正効率特性に従ったモータ力以上のモータ力を発生させるような大きさの電流が電磁モータ１４０に供給される必要がある。そのことに鑑み、比例ゲインＫ_Pは、モータ回転角偏差Δθがあまり大きくならない状態において正効率特性に従ったモータ力を発生可能な値に設定されている。

ロール抑制制御を例にとって説明したが、比例ゲインＫ_P，積分ゲインＫ_Iが適切に設定された上記式に従って目標供給電流ｉ^*を決定することにより、ピッチ抑制制御あるいはそれらが複合された制御においても、同様に、アクチュエータ１２６の正効率η_P，逆効率η_Nが考慮されることなる。したがって、アクチュエータ１２６の正効率η_P，逆効率η_Nを考慮した目標供給電流ｉ^*の決定により、モータ回転角θが同じ角度に維持される状態および減少させられる状態、言い換えれば、モータ力、すなわち、アクチュエータ力，接近離間力が同じ大きさに維持される状態および減少させられる状態において、電磁モータ１４０の電力消費は、効果的に低減されることになるのである。

なお、上記目標供給電流ｉ^*は、それの符号により電磁モータ１４０のモータ力の発生方向をも表すものとなっており、電磁モータ１４０の駆動制御にあたっては、目標供給電流ｉ^*に基づいて、電磁モータ１４０を駆動するためのデューティ比およびモータ力発生方向が決定される。そして、それらデューティ比およびモータ力発生方向についての指令がインバータ１７４に発令され、インバータ１７４によって、その指令に基づいた電磁モータ１４０の駆動制御がなされる。このようにして、４つの調整装置１２０の各々は、発生させるべき接近離間力を発生させ、車体のロール，ピッチ等を抑制するとともに、ばね上振動を減衰するのである。

ii）ダンパ装置の制御
本システム１０においては、上述のように、正逆効率積η_P・η_Nが比較的小さいアクチュエータ１２６を採用していること等の理由から、調整装置１２０は、比較的高周波域の振動に対処することが困難となっている。そこで、本システム１０が備えるダンパ装置５６は、高周波域の振動減衰に好適なダンパ装置とされており、このダンパ装置５６の作用によって、比較的高周波数域の振動の車体への伝達が抑制されることになる。つまり、本システム１０では、アクチュエータ１２６の作動が充分に追従可能な比較的低周波数域、つまり、ばね上共振周波数を含む低周波域の振動には調整装置１２０によって対処し、ばね下共振周波数を含む高周波域の振動にはダンパ装置５６によって対処するようにされている。このため、ダンパ装置５６の減衰係数は、上記機能を担保するためにできるだけ低目に設定されている。

ただし、ダンパ装置５６の減衰系数の値は、ばね下部からばね上部への振動の伝達性に影響するだけでなく、車輪の接地性等にも影響する。具体的に言えば、図１０に示すように、ばね下共振周波数の振動に対する接地荷重変動率は、減衰係数が小さいほど高くなっている。特に、減衰係数がある程度小さくなると、図からわかるように、接地荷重変動率は著しく高くなっている。接地荷重変動率と車輪の接地性とは相対関係にあり、接地荷重変動率が高くなるほど、車輪の接地性は低くなることから、ばね下共振周波数の振動に対する接地性は、減衰係数が小さいほど低くなっている。つまり、減衰係数がある程度小さくなると、ばね下共振周波数の振動に対する接地性は著しく低下する。したがって、本システム１０では、ダンパ装置５６の減衰係数は、比較的高周波域の振動の伝達性とその振動に対する車輪の接地性とのバランスを考慮して設定されている。具体的に言えば、ダンパ装置５６の減衰係数は、１５００Ｎ・ｓｅｃ／ｍ（車輪の動作に対してその車輪に直接作用させたと仮定した値）とされており、調整装置１２０を有していないサスペンションシステムにおけるショックアブソーバ、つまり、コンベンショナルなショックアブソーバに設定されている値である３０００〜５０００Ｎ・ｓｅｃ／ｍの半分以下に設定されている。

本システム１０においては、ダンパ装置５６の減衰係数が、上述のように設定されていることから、調整装置１２０が追従し難い高周波域の振動のばね上部への伝達を抑制するとともに、そのような振動に対する車輪の接地性をある程度確保することが可能となっている。ただし、ダンパ装置５６が発生させる減衰力（調整装置１２０が発生させる減衰力と区別するため、以下、「ダンパ力」という場合がある）は、ばね上部とばね下部とに対して作用することから、調整装置１２０の上記制御、特に、接近離間力をばね上部の振動に対する減衰力として作用させるばね上振動減衰制御に影響を及ぼす虞がある。つまり、ばね上絶対速度に応じた大きさの接近離間力を調整装置１２０が発生させても、ダンパ力がばね上部に作用するため、ばね上部にばね上絶対速度に応じた大きさの力が作用しない虞がある。このことから、ばね上振動減衰制御実行時に、ダンパ力を可及的に低減させることが望ましい。

上記のことに鑑みて、本システム１０では、比較的高周波域の振動が生じている場合には、ダンパ力を発生させることで、そのような振動をダンパ力によって対処し、それ以外の場合には、ダンパ力の発生を禁止することで、調整装置１２０の制御へのダンパ力の影響を排除している。具体的に言えば、通常は、電磁クラッチ７２を消磁状態としておくことで、ダンパ力の発生を禁止し、ばね下共振周波数の振動が発生するような場合には、電磁クラッチ７２を励磁状態とすることで、ばね上部とばね下部との接近離間動作に伴ってダンパ力を発生させる。つまり、ばね下共振周波数の振動が発生していない場合にダンパ力を０に低減させる制御である減衰力低減制御、言い換えれば、ダンパ装置５６の減衰係数をあたかも０にしたような制御が実行されるのである。このように、ダンパ装置５６の電磁クラッチ７２を制御することで、通常は、調整装置１２０が発生させる接近離間力を適切にばね上部に作用させることが可能となり、比較的高周波域の振動が生じた場合には、そのような振動のばね上部への伝達を抑制するとともに、車輪の接地性の低下を抑制することが可能となる。

また、ばね下共振周波数の振動の発生の有無を判定するには、ばね上部の振動から、フィルタ処理によって、その周波数域の振動成分を算出し、その周波数域の振動成分の大きさを比較する。具体的に言えば、まず、ばね上縦加速度センサ１９６によってばね上縦加速度Ｇｕを検出し、その検出されたばね上縦加速度Ｇｕに基づいて、ばね下共振周波数の前後３Ｈｚの領域の振動についてのフィルタ処理を実行する。そして、その周波数域の振動の強度としての振幅のうちの最大振幅αを算出する。その算出された最大振幅αが閾値α₁より大きい場合には、ばね下共振周波数の振動が発生していると判定される。つまり、ばね下共振周波数の振動の強度が設定された値を超える状況下において、ばね下共振周波数の振動が発生していると判定され、ばね下共振周波数の振動の強度が設定された値を超えない状況下において、ばね下共振周波数の振動が発生していないと判定されるのである。

＜制御プログラム＞
本システム１０において、調整装置１２０の発生させる接近離間力の制御は、図１１にフローチャートを示す調整装置制御プログラムが調整装置コントローラ１７６によって実行されることで行われる。一方、ダンパ装置５６の電磁クラッチ７２の制御は、図１２にフローチャートを示すダンパ装置制御プログラムがダンパ装置コントローラ１８０によって実行されることで行われる。それら２つのプログラムは、イグニッションスイッチがＯＮ状態とされている間、短い時間間隔（例えば、数ｍsec）をおいて繰り返し実行されており、並行して実行されている。以下に、それぞれの制御のフローを、図に示すフローチャートを参照しつつ、簡単に説明する。なお、調整装置制御プログラムは、４つの調整装置１２０の各アクチュエータ１２６ごとに実行され、また、ダンパ装置制御プログラムは、４つのダンパ装置５６の電磁クラッチ７２ごとに実行される。以降の説明においては、説明の簡略化に配慮して、１つのアクチュエータ１２６に対しての制御処理、１つの電磁クラッチ７２に対しての制御処理について説明する。

i）調整装置制御プログラム
本プログラムに従う処理では、まず、ステップ１（以下、単に「Ｓ１」と略す。他のステップについても同様とする）において、ばね上縦加速度センサ１９６によって検出されるばね上縦加速度Ｇｕに基づいて、ばね上絶対速度Ｖｕが演算され、Ｓ２においてその演算されたばね上絶対速度Ｖｕに基づいて、ばね上振動減衰制御のためのばね上振動減衰成分θ^* _Uが決定される。次に、Ｓ３において、横加速度センサ１９２によって検出される実横加速度Ｇｙｒと上記推定横加速度Ｇｙｃとに基づいて、制御横加速度Ｇｙ^*が演算され、Ｓ４において、その制御横加速度Ｇｙ^*に基づいて、ロール抑制制御のためのロール抑制成分θ^* _Rが決定される。続いて、Ｓ５において、前後加速度センサ１９４によって前後加速度Ｇｚｇが検出され、Ｓ６において、その検出された前後加速度Ｇｚｇに基づいて、ピッチ抑制制御のためのピッチ抑制成分θ^* _Pが決定される。そして、Ｓ７において、ばね上振動減衰成分θ^* _Uとロール抑制成分θ^* _Rとピッチ抑制成分θ^* _Pとが合計されることによって、目標モータ回転角θ^*が決定される。目標モータ回転角θ^*が決定されると、Ｓ８において、モータ回転角センサ１５４に基づいて実モータ回転角θが取得され、Ｓ９において、実モータ回転角θの目標モータ回転角θ^*に対する偏差であるモータ回転角偏差Δθが決定される。そして、Ｓ１０において、目標モータ回転角θ^*に基づき、前述のＰＩ制御則に従う式に従って、目標供給電流ｉ^*が決定され、Ｓ１１において、決定された目標供給電流ｉ^*に基づく制御信号がインバータ１７４に送信された後、本プログラムの１回の実行が終了する。

ii）ダンパ装置制御プログラム
本プログラムに従う処理では、まず、ばね下共振周波数の振動が発生しているか否かが判定される。具体的に言えば、Ｓ２１において、ばね上縦加速度センサ１９６によってばね上縦加速度Ｇｕが検出され、Ｓ２２において、その検出されたばね上縦加速度Ｇｕに基づき、ばね下共振周波数域についてのフィルタ処理を実行して、ばね下共振周波数域の振動の振幅の最大振幅αを算出する。続いて、Ｓ２３において、その最大振幅αが設定閾値α₁より大きいか否かが判定される。最大振幅αが設定閾値α₁より大きいと判定された場合には、ばね下共振周波数の振動が生じていると判定され、Ｓ２４において、電磁クラッチ７２を励磁状態とする指令がドライバ１７８に送信される。また、最大振幅αが設定閾値α₁以下と判定された場合には、ばね下共振周波数の振動が生じていないと判定され、上記減衰力低減制御を実行すべく、Ｓ２５において、電磁クラッチ７２を消磁状態とする指令がドライバ１７８に送信される。

＜コントローラの機能構成＞
上記調整装置制御プログラムを実行する調整装置コントローラ１７６は、それの実行処理に鑑みれば、図１３に示すような機能構成を有するものと考えることができる。図から解るように、調整装置コントローラ１７６は、Ｓ１〜Ｓ１１の処理を実行する機能部、つまり、調整装置１２０が発生させる接近離間力を制御する機能部として、接近離間力制御部２１０を備えている。なお、接近離間力制御部２１０は、Ｓ１，Ｓ２の処理を実行する機能部、つまり、ばね上振動減衰制御を実行する機能部として、ばね上振動減衰制御実行部２１２を、Ｓ３，Ｓ４の処理を実行する機能部、つまり、ロール抑制制御を実行する機能部として、ロール抑制制御実行部２１４を、Ｓ５，Ｓ６の処理を実行する機能部、つまり、ピッチ抑制制御を実行する機能部として、ピッチ抑制制御実行部２１６を、それぞれ有している。

また、上記ダンパ装置制御プログラムを実行するダンパ装置コントローラ１８０も、それの実行処理に鑑みれば、図１３に示すような機能構成を有するものと考えることができる。図から解るように、ダンパ装置コントローラ１８０は、Ｓ２１〜Ｓ２３の処理を実行する機能部、つまり、ばね下共振周波数の振動の発生の有無を判定する機能部として、ばね下共振周波数振動発生判定部２１８を、Ｓ２４，Ｓ２５の処理を実行する機能部、つまり、ダンパ装置５６が発生させる減衰力を制御する機能部として、減衰力制御部２２０を、それぞれ備えている。なお、減衰力制御部２２０は、Ｓ２４の処理を実行する機能部、つまり、ダンパ力を発生させる機能部として、ダンパ力発生部２２２を、Ｓ２５の処理を実行する機能部、つまり、ダンパ力の発生を禁止して減衰力低減制御を実行する機能部として、減衰力低減制御実行部２２４を、それぞれ有している。

（Ｂ）第２実施例
＜車両用サスペンションシステムの構成＞
図１４に、第２実施例の車両用サスペンションシステム２３０を模式的に示す。先の実施例のサスペンションシステム１０が、液圧式のダンパ装置として上記ロータリ式のダンパ装置５６を備えているのに対し、本システム２３０は、液圧式のダンパ装置としてシリンダ式のダンパ装置２３２を備えている。本システム２３０は、先の実施例のシステム１０と共通する構成要素を多く備えているため、本システム２３０の説明において、先のシステム１０と共通する構成要素については、同じ符号を用い、それらの説明は省略あるいは簡略に行うものとする。

本システム２３０は、前後左右４つの車輪１２に対応して設けられた４つのサスペンション装置２３４を備えており、サスペンション装置２３４は、図１５に示すように、先の実施例のサスペンションシステム１０が備えるサスペンション装置２０と同様に、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２３４は、サスペンションスプリングとしてのコイルスプリング２３６とシリンダ式のダンパ装置２３２とを備えており、それらは、それぞれ、マウント部５４と第２ロアアーム３６との間に、互いに並列的に配設されている。

ダンパ装置２３２は、図１６に示すように、第２ロアアーム３６に連結されて作動液を収容する概して筒状のダンパハウジング２４０と、そのダンパハウジング２４０にそれの内部において液密かつ摺動可能に嵌合されたピストン２４２と、そのピストン２４２に下端部が連結されて上端部がダンパハウジング２４０の上方から延び出すピストンロッド２４４とを含んで構成されている。ダンパハウジング２４０は、それの内部が、ピストン２４２の下側の下室２４６と上側の上室２４８とに区画されている。また、ピストンロッド２４４は、ダンパハウジング２４０の上部に設けられた蓋部２５０を貫通しており、シールを介してその蓋部２５０と摺接している。ちなみに、ダンパ装置２３２は、ツインチューブ式のダンパ装置とされており、ダンパハウジング２４０は、外筒２５２と内筒２５４とを含んで構成され、それらの間にリザーバ室２５６が形成されている。なお、上記ピストン２４２は、その内筒２５４内に液密かつ摺動可能に嵌合されている。

さらに、ダンパ装置２３２はソレノイド２６０を備えており、そのソレノイド２６０のハウジング２６２が、それの外周部において、緩衝ゴムを介してマウント部５０に連結されている。ソレノイド２６０のハウジング２６２の下面側には、ピストンロッド２４４の上端部が固定的に連結されており、そのような構造によって、ピストンロッド２４４がマウント部５０に対して固定されている。そのピストンロッド２４４は、中空状とされており、それの内部を貫通する貫通穴２６６を有している。その貫通穴２６６には、ソレノイド２６０のロッド２６８が、軸線方向に移動可能に挿入されており、ソレノイド２６０が作動させられると、そのロッド２６８が軸線方向に移動するようにされている。

ピストンロッド２４４の内部の貫通穴２６６は、大径部２７０と、大径部２７０の下方に延びる小径部２７２とを有しており、その貫通穴２６６の大径部２７０と小径部２７２との境界部分には、段差部２７４が形成されている。その段差部２７４の上方には、上室２４８と貫通穴２６６とを接続させる接続通路２７６が設けられている。この接続通路２７６と貫通穴２６６とによって、上室２４８と下室２４６とは連通可能とされている。また、貫通穴２６６の大径部２７０には、上記ソレノイド２６０のロッド２６８が、ピストンロッド２４４の上端部から挿入されている。そのロッド２６８の下端部は、貫通穴２６６の小径部２７２に進入可能とされており、ロッド２６８の外径は、その小径部２７２の内径より大きくされている。このため、ソレノイド２６０のロッド２６８を下方に移動することで、ロッド２６８の下端部によって貫通穴２６６の小径部２７２を塞ぐことが可能とされている。つまり、ソレノイド２６０が消磁状態にある場合には、上室２４８と下室２４６とは、接続通路２７６と貫通穴２６６とによって連通させられているが、ソレノイド２６０が励磁状態とされた場合には、ソレノイド２６０のロッド２６８によって貫通穴２６６が塞がれて、接続通路２７６と貫通穴２６６とによる上室２４８と下室２４６との連通が遮断されるのである。

ソレノイド２６０が励磁状態とされて貫通穴２６６が塞がれている場合には、ダンパ装置２３２は、ピストン２４２に設けられた上下方向に貫通する連通路によって、ピストン２４２の移動に伴う上室２４８と下室２４６との間の作動液の流通を許容するとともに、連通路に設けられた絞りによって、２つの液室２４６，２４８の間の作動液の流通に対する抵抗を付与するものとされている。また、下室２４６とリザーバ室２６４との間に設けられたベースバルブ体２７８によって、それら下室２４６とリザーバ室２６４との間の作動液の流通に対する抵抗を付与するものとされている。一方、ソレノイド２６０が消磁状態とされて貫通穴２６６が開放されている場合には、ピストン２４２の移動に伴う上室２４８と下室２４６との間の作動液の流通は、ほとんど貫通穴２６６によって許容されることから、２つの液室２４６，２４８の間の作動液の流通に対する抵抗はほとんど生じない。ただし、下室２４６とリザーバ室２６４との間の作動液の流通に対する抵抗は、ベースバルブ体２７８によって付与される。

上記のような構造によって、ダンパ装置２３２は、ピストン２４２の移動に伴う作動液の流通に対して抵抗力が付与され、その抵抗力によってピストン２４２の移動、つまり、ばね上部とばね下部との接近・離間動作に対して減衰力を発生させる構造とされている。また、ダンパ装置２３２は、ソレノイド２６０の作動によって、ばね上部とばね下部との相対速度に依拠することなく減衰力の大きさを変更することが可能な構造とされている。言い換えれば、ばね上部とばね下部との接近・離間動作に対する減衰特性、つまり、いわゆる減衰係数を変更することが可能な構造とされている。ダンパ装置２３２は、ソレノイド２６０，貫通穴２６６，接続通路２７６等で構成される減衰力変更機構を備えるものとされており、その減衰力変更機構は、ダンパ装置２３２の減衰係数を変更する機能を有しているのである。

また、ダンパハウジング２４０には、その外周部に環状の下部リテーナ２８０が設けられ、マウント部５０の下面側には、防振ゴムを介して、環状の上部リテーナ２８２が付設されている。コイルスプリング２３６は、それら下部リテーナ２８０と上部リテーナ２８２とによって、それらに挟まれる状態で支持されている。なお、ピストンロッド２４４の上室２４８に収容される部分の外周部には、環状部材２８４が固定的に設けられており、その環状部材２８４の上面に、環状の緩衝ゴム２８６が貼着されている。また、ソレノイド２６０の下面には、筒状の緩衝ゴム２８８が附着されている。車体と車輪とがリバウンド方向にある程度相対移動した場合には、環状部材２８４が緩衝ゴム２８６を介してダンパハウジング２４０の蓋部２５０の下面に当接し、逆に、車体と車輪とがバウンド方向にある程度相対移動した場合には、蓋部２５０の上面が緩衝ゴム２８８を介してソレノイド２６０の下面に当接するようになっている。つまり、ダンパ装置２３２は、車体と車輪との接近・離間に対するストッパ、いわゆるバウンドストッパ、および、リバウンドストッパを有しているのである。

また、本サスペンションシステム２３０では、図１４に示すように、４つの調整装置１２０についての制御を実行する調整装置電子制御ユニット（調整装置ＥＣＵ）１７０と、４つのダンパ装置２３２についての制御を実行するダンパ装置電子制御ユニット（ダンパ装置ＥＣＵ）３００とが設けられている。ダンパ装置ＥＣＵ３００は、各ダンパ装置２３２の備えるソレノイド２６０の作動を制御する制御装置であり、各ソレノイド２６０に対応するドライバ３０２と、ＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ等を備えたコンピュータを主体とするダンパ装置コントローラ３０４とを備えている（図１８参照）。各ドライバ３０２は、コンバータ１８２を介してバッテリ１８４に接続されており、各ドライバ３０２は各ダンパ装置２３２のソレノイド２６０に接続されている。また、ダンパ装置コントローラ３０４は、ドライバ３０２にも接続され、それを制御することで、ソレノイド２６０の作動を制御するものとされている。

＜車両用サスペンションシステムの制御＞
本サスペンションシステム２３０でも、先のシステム１０と同様に、各調整装置１２０が発生させる接近離間力をそれぞれ独立して制御することによって、ばね上振動減衰制御，ロール抑制制御，ピッチ抑制制御が実行されている。また、本システム２３０の液圧式のダンパ装置２３２も、先のシステム１０の備えるダンパ装置５６と同様に、調整装置１２０と並列的に設けられており、ダンパ装置２３２が発生させる減衰力であるダンパ力が、ばね上部とばね下部とに対して作用する。このため、ダンパ力が、調整装置１２０の上記制御に影響を及ぼす虞がある。したがって、本システム２３０においても、車輪の接地性，ダンパ力の調整装置１２０の制御への影響等を考慮して、減衰力低減制御を実行している。ただし、本システム２３０における減衰力低減制御は、ダンパ力の発生を禁止する制御ではなく、ダンパ装置２３２の減衰係数を低減する制御である。

詳しく言えば、通常は、減衰係数を低くしておくことで、調整装置１２０の制御へのダンパ力の影響を低下させ、ばね下共振周波数の振動が発生するような場合には、減衰係数を高くすることで、そのような振動に対する車輪の接地性を高めている。具体的に言えば、通常は、ソレノイド２６０を消磁状態として貫通穴２６６を開放しておくことで、ばね上部とばね下部との接近・離間動作に対する減衰特性、つまり、いわゆる減衰係数を低減させ、ばね下共振周波数の振動が発生するような場合には、ソレノイド２６０を励磁状態として貫通穴２６６を塞ぐことで、減衰係数を高くする。なお、貫通穴２６６が塞がれた状態でのダンパ装置２３２の減衰係数は、先に説明したように、比較的高周波域の振動の伝達性とその振動に対する車輪の接地性とのバランスを考慮して、１５００Ｎ・ｓｅｃ／ｍ（車輪の動作に対してその車輪に直接作用させたと仮定した値）とされている。また、貫通穴２６６が開放された状態でのダンパ装置２３２の減衰係数は、５００Ｎ・ｓｅｃ／ｍとされており、コンベンショナルなダンパ装置に設定されている値である３０００〜５０００Ｎ・ｓｅｃ／ｍの１／１０〜１／６程度に設定されている。このため、本システム２３０において、ばね下共振周波数の振動が発生していないような場合には、ダンパ力の調整装置１２０の制御への影響を相当に低下させることが可能となっている。

＜制御プログラム＞
本システム２３０において、先のシステム１０において実行されている調整装置１２０の制御と同様の制御が、図１１にフローチャートを示す調整装置制御プログラムが調整装置コントローラ１７６によって実行されることで行われる。一方、ダンパ装置２３２のソレノイド２６０の制御は、図１７にフローチャートを示すダンパ装置制御プログラムがダンパ装置コントローラ３０４によって実行されることで行われる。それら２つのプログラムは、イグニッションスイッチがＯＮ状態とされている間、短い時間間隔（例えば、数ｍsec）をおいて繰り返し実行されており、並行して実行されている。調整装置１２０の制御のフローは先の実施例において説明されていることから、調整装置の制御のフローの説明は省略する。また、ダンパ装置制御プログラムに従う処理は、先のシステム１０のダンパ装置制御プログラムに従う処理と略同様であるため、ダンパ装置２３２の制御のフローを、省略あるいは簡略して説明するものとする。

本ダンパ装置制御プログラムに従う処理では、先のダンパ装置制御プログラムに従う処理と略同様に、Ｓ３１〜Ｓ３３において、ばね下共振周波数の振動が発生しているか否かが判定される。ばね下共振周波数の振動が発生していると判定された場合には、Ｓ３４において、ソレノイド２６０を励磁状態とする指令がドライバ３０２に送信される。また、ばね下共振周波数の振動が生じていないと判定された場合には、上記減衰力低減制御を実行すべく、Ｓ２５において、ソレノイド２６０を消磁状態とする指令がドライバ３０２に送信される。

＜コントローラの機能構成＞
上記調整装置制御プログラムを実行する調整装置ＥＣＵ１７０の調整装置コントローラ１７６、および、ダンパ装置制御プログラムを実行するダンパ装置ＥＣＵ３００のダンパ装置コントローラ３０２は、それらの実行処理に鑑みれば、図１８に示すような機能構成を有するものと考えることができる。調整装置ＥＣＵ１７０の調整装置コントローラ１７６の機能構成の説明は、先の実施例において説明されていることから省略するものとする。また、ダンパ装置ＥＣＵ３００のダンパ装置コントローラ３０２の機能構成は、先のシステム１０のダンパ装置コントローラ１８０と略同様の機能構成であることから、ダンパ装置コントローラ３０２の機能構成の説明は、簡略して行うものとする。

ダンパ装置コントローラ３０２は、Ｓ３１〜Ｓ３３の処理を実行する機能部として、ばね下共振周波数振動発生判定部３１０を、Ｓ３４，Ｓ３５の処理を実行する機能部として、減衰力制御部３１２を、それぞれ備えている。なお、減衰力制御部３１２は、Ｓ３４の処理を実行する機能部、つまり、減衰係数を増大させる機能部として、減衰係数増大部３１４を、Ｓ３５の処理を実行する機能部、つまり、減衰係数を低減させて減衰力低減制御を実行する機能部として、減衰力低減制御実行部３１６を、それぞれ有している。

請求可能発明の第１実施例である車両用サスペンションシステムの全体構成を示す模式図である。 図１の車両用サスペンションシステムの備えるサスペンション装置を車両後方からの視点において示す模式図である。 図１の車両用サスペンションシステムの備えるサスペンション装置を車両上方からの視点において示す模式図である。 サスペンション装置の備えるダンパ装置を示す概略断面図である。 図４に示すＡＡ’線における断面図である。 サスペンション装置の備える調整装置を構成するアクチュエータを示す概略断面図である。 サスペンション装置を概念的に示す図である。 アクチュエータの正効率および逆効率を概念的に示すグラフである。 車両の典型的な一旋回動作中におけるロール抑制力，目標モータ回転角，実モータ回転角，比例項電流成分，積分項電流成分，目標供給電流の時間経過に対する変化を概略的に示すチャートである。 ばね下共振周波数の振動に対する接地荷重変動率と減衰係数との関係を概念的に示すグラフである。 調整装置制御プログラムを示すフローチャートである。 ダンパ装置制御プログラムを示すフローチャートである。 サスペンションシステムの制御を司る制御装置の機能を示すブロック図である。 請求可能発明の第２実施例である車両用サスペンションシステムの全体構成を示す模式図である。 図１４の車両用サスペンションシステムの備えるサスペンション装置を車両後方からの視点において示す模式図である。 サスペンション装置の備えるダンパ装置を示す概略断面図である。 ダンパ装置制御プログラムを示すフローチャートである。 サスペンションシステムの制御を司る制御装置の機能を示すブロック図である。

符号の説明

１０：車両用サスペンションシステム ３６：第２ロアアーム（ばね下部） ５０：マウント部（ばね上部） ５２：コイルスプリング（サスペンションスプリング） ５６：ダンパ装置 ６０：ダンパハウジング（ばね下部連動部） ６２：ダンパ軸（ばね上部連動部） ６４：ベーン（ばね上部連動部） ７２：電磁クラッチ（減衰力変更機構）（連動解除装置） １２０：車体車輪間距離調整装置（接近離間力発生装置） １２２：Ｌ字形バー（弾性体） １２６：アクチュエータ １３０：シャフト部 １３２：アーム部 １４０：電磁モータ １４２：減速機 １７０：調整装置電子制御ユニット（調整装置） １７２：ダンパ装置電子制御ユニット（調整装置） ２１０：接近離間力制御部 ２２０：減衰力制御部 ２３０：車両用サスペンションシステム ２３２：ダンパ装置 ２３６：コイルスプリング（サスペンションスプリング） ２６０：ソレノイド（減衰力変更機構） ２６６：貫通穴（減衰力変更機構） ２７６：接続通路（減衰力変更機構） ３００：ダンパ装置電子制御ユニット（調整装置） ３１２：減衰力制御部

Claims (10)

1. ばね上部とばね下部との間に配設されたサスペンションスプリングと、
   そのサスペンションスプリングと並列的に配設され、ばね上部とばね下部との接近離間動作に対する減衰力を発生させるとともに、その減衰力の大きさを変更する減衰力変更機構を有する液圧式のダンパ装置と、
   前記サスペンションスプリングと並列的に配設され、電磁モータを有し、その電磁モータの発生させる力に依拠して、ばね上部とばね下部とを接近・離間させる力である接近離間力を発生させる接近離間力発生装置と、
   前記減衰力変更機構を制御することで前記ダンパ装置が発生させる減衰力を制御する減衰力制御部と、前記電磁モータの作動を制御することで前記接近離間力発生装置が発生させる接近離間力を制御する接近離間力制御部とを有する制御装置と
   を備えた車両用サスペンションシステムであって、
   前記接近離間力制御部が、前記接近離間力発生装置が発生させる接近離間力をそれがばね上部の振動に対する減衰力となるように制御するばね上振動減衰制御を実行し、かつ、前記減衰力制御部が、前記ばね上振動減衰制御の実行時に、前記ダンパ装置が発生させる減衰力を、ばね下共振周波数の振動の強度が設定された値を超えない状況下において、設定された値を超える状況下に比較して低減させる減衰力低減制御を実行する車両用サスペンションシステム。
2. 前記減衰力低減制御が、前記ダンパ装置が発生させる減衰力を、その減衰力に対する減衰係数が５００Ｎ・ｓｅｃ／ｍ以下となる大きさに低減させる制御である請求項１に記載の車両用サスペンションシステム。
3. 前記減衰力低減制御が、前記ダンパ装置が発生させる減衰力を実質的に０に低減させる制御である請求項２に記載の車両用サスペンションシステム。
4. 前記ダンパ装置が、ばね上部と連動するばね上部連動部とばね下部と連動するばね下部連動部とを有し、それらばね上部連動部とばね下部連動部との相対動作に対する抵抗力を発生させることによってばね上部とばね下部との接近離間動作に対する減衰力を発生させる構造とされており、
   前記減衰力変更機構が、ばね上部と前記ばね上部連動部との連動と、ばね下部と前記ばね下部連動部との連動との少なくとも一方を、自身の作動によって解除する連動解除装置を有し、
   前記減衰力制御部が、前記減衰力低減制御において、前記ばね上部とばね上部連動部との連動と前記ばね下部とばね下部連動部との連動との少なくとも一方を解除するように前記連動解除装置を作動させる請求項３に記載の車両用サスペンションシステム。
5. 前記減衰力制御部が、前記ばね上振動減衰制御の実行時に、前記ダンパ装置が発生させる減衰力を、ばね下共振周波数の振動の強度が設定された値を超える状況下において、その減衰力に対する減衰係数が１０００〜２０００Ｎ・ｓｅｃ／ｍとなる大きさに制御する請求項１ないし請求項４のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。
6. 前記接近離間力制御部が、前記ばね上振動減衰制御において、前記接近離間力発生装置が発生させる接近離間力の少なくとも１成分をばね上部の絶対速度に応じた大きさの力となるように制御する請求項１ないし請求項５のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。
7. 前記接近離間力発生装置が、
   一端部がばね上部とばね下部との一方に連結される弾性体と、
   その弾性体の他端部とばね上部とばね下部との他方との間に配設されてその他方と前記弾性体とを連結するとともに、前記電磁モータを自身の構成要素とし、その電磁モータが発生させる力に依拠して自身が発生させる力を前記弾性体に作用させることで、自身の動作量に応じて前記弾性体の変形量を変化させるとともに、その力を前記弾性体を介して接近離間力としてばね上部とばね下部とに作用させる電磁式のアクチュエータと
   を有する請求項１ないし請求項６のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。
8. 前記弾性体が、車体に回転可能に保持されたシャフト部と、そのシャフト部の一端部からそのシャフト部と交差して延びるとともに先端部が車輪を保持する車輪保持部材に連結されたアーム部とを有し、
   前記アクチュエータが、車体に固定されるとともに、自身が発生させる力によって前記シャフト部をそれの軸線まわりに回転させるものである請求項７に記載の車両用サスペンションシステム。
9. 外部入力に抗して前記アクチュエータを作動させるのに必要な前記電磁モータの力に対するその外部入力の比率を、前記アクチュエータの正効率と、外部入力によっても前記アクチュエータが動作させられないために必要となる前記電磁モータの力のその外部入力に対する比率を、前記アクチュエータの逆効率と、それら正効率と逆効率との積を、正逆効率積と、それぞれ定義した場合において、
   前記アクチュエータが、１／２以下の正逆効率積を有する構造とされた請求項７または請求項８に記載の車両用サスペンションシステム。
10. 前記アクチュエータが、前記電磁モータの動作を減速する減速機を有してその減速機によって減速された動作が自身の動作となるとともに、その減速機の減速比が１／１００以下となる構造とされた請求項７ないし請求項９のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。

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