JP2009274600A - 車両用サスペンションシステム - Google Patents

Abstract

【課題】 ショックアブソーバとして機能する電磁式アクチュエータＡを備え、そのアクチュエータのばね下部側ユニットＭ_IをスプリングＫ₂によってばね下部Ｍ_Lに浮動支持させた構造の車両用サスペンションシステムの実用性を向上させる。
【解決手段】 ばね上部Ｍ_Uの動作速度に基づく減衰力（Ｃ_S）をアクチュエータ力として発生させるスカイフック制御に加え、上記スプリングに起因するばね下部側ユニットとばね下部との相対振動を抑制する制御を実行する。具体的には、ばね上部とばね下部との一方とばね下部側ユニットとの相対動作速度に基づいて、その相対振動に対する減衰力（Ｃ_R1若しくはＣ_R2）をアクチュエータ力として発生させる。上記スプリングに起因するばね下部側ユニットの相対振動、特に、共振周波数域の振動を効果的に抑制することで、車両の乗り心地，車両の操縦安定性等が改善される。
【選択図】 図５

Description

本発明は車両に搭載されるサスペンションシステム関し、詳しくは、振動減衰を行うための電磁式アクチュエータを備えた車両用サスペンションシステムに関する。

ショックアブソーバとして機能する電磁式アクチュエータを備えたサスペンションシステム、いわゆる電磁式サスペンションシステムは、例えば、下記特許文献１に記載されたようなものである。電磁式サスペンションシステムは、スカイフックダンパ理論に基づくばね上部の振動減衰を効果的に実現できる等の利点を有しており、車両の分野において、精力的に開発が進められている。現時点では、アクチュエータの制御に関して各種の提案がなされており、例えば、特許文献２に記載の電磁式サスペンションシステムでは、アクチュエータの内部慣性力を補償する制御が検討されるに到っている。

国際公開第０２／０８００１号パンフレット 特開２００４−２３７８２５号公報

電磁式サスペンションに装備されている電磁式アクチュエータは、例えば、(A)ばね上部に連結されるばね上部側ユニットと、(B)ばね下部に連結され、ばね上部とばね下部との接近離間に伴ってばね上部側ユニットと相対動作するばね下部側ユニットと、(C)互いに螺合するねじロッドおよびナットを有し、それらねじロッドとナットとの一方がばね上部側ユニットに設けられ他方がばね下部側ユニットに設けられて、それらねじロッドとナットとがばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの相対動作に応じて相対回転するように構成されたねじ機構と、(D)ねじロッドとナットとの一方にそれらの相対回転に対する力を付与する電磁モータとを有しており、その電磁モータの力に依拠して、ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの相対動作に対する力であるアクチュエータ力を発生させるように構成されている。

また、上記構成に加え、例えば、ばね下部からアクチュエータに加わる衝撃を緩和する等の目的で、特別な構造の連結機構を備える場合がある。その連結機構は、例えば、ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方をそれが連結されるばね上部とばね下部との一方に支持させるための支持スプリングを有し、そのばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と、そのばね上部とばね下部との一方との相対動作を許容しつつ、それらを上記支持スプリングの弾性力を利用して連結するように構成される。つまり、ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方をスプリングによって浮動支持するための構造を有している。

しかし、上記連結機構を有する電磁式サスペンションシステムでは、上記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方が有する慣性力と、その一方が弾性的に支持されていることとに起因して、その一方が振動することになる。その振動は、例えば、車両の乗り心地を悪化させたり、車両の操縦安定性を阻害する可能性がある。したがって、その振動を抑制することが、電磁式サスペンションシステムの実用性を向上させることに繋がるのである。本発明は、そのような実情に鑑みてなされたものであり、上記連結機構を備えた電磁式サスペンションシステムの実用性を向上させ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、電磁式アクチュエータの有するばね上部側ユニットとばね下部側のユニットの一方がばね上部とばね下部との一方に弾性的に支持された構造のシステムであって、そのアクチュエータの制御において、弾性的に支持されたことによって生じるばね上部側ユニットとばね下部側のユニットの一方の振動を減衰するための制御を実行可能に構成される。

本発明の車両用サスペンションシステムによれば、上記ばね上部側ユニットとばね下部側のユニットの一方の振動が効果的に抑制されるため、車両の乗り心地，車両の操縦安定性等が改善される。したがって、支持スプリングによってアクチュエータがばね上部とばね下部との一方に支持される構造のサスペンションシステムは、本発明によって、実用性が向上させられることになる。

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、下記態様において、（１）項が請求項１に相当する。また、（６）項が請求項２に、（９）項が請求項３に、（１０）項と（１１）項とを合わせたものが請求項４に、（１２）項と（１３）項とを合わせたものが請求項５に、（１４）項が請求項６に、（１５）項が請求項７に、（１６）項ないし（１８）項を合わせたものが請求項８に、それぞれ相当する。

（１）(A)ばね上部に連結されるばね上部側ユニットと、(B)ばね下部に連結され、ばね上部とばね下部との接近離間に伴って前記ばね上部側ユニットと相対動作するばね下部側ユニットと、(C)互いに螺合するねじロッドおよびナットを有し、それらねじロッドとナットとの一方が前記ばね上部側ユニットに設けられ他方が前記ばね下部側ユニットに設けられて、それらねじロッドとナットとが前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの相対動作に応じて相対回転するように構成されたねじ機構と、(D)前記ねじロッドと前記ナットとの一方にそれらの相対回転に対する力を付与する電磁モータとを有し、その電磁モータの力に依拠して、前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの相対動作に対する力であるアクチュエータ力を発生させる電磁式のアクチュエータと、
前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの一方をそれが連結されるばね上部とばね下部との一方に支持させるための支持スプリングを有し、そのばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と、そのばね上部とばね下部との一方との相対動作を許容しつつ、それらを前記支持スプリングの弾性力を利用して連結する連結機構と、
前記電磁モータの作動を制御することで、前記アクチュエータのアクチュエータ力を制御する制御装置と
を備えた車両用サスペンションシステムであって、
前記制御装置が、
ばね上部の振動を減衰すべく、ばね上部の動作速度に応じた大きさの力を、アクチュエータ力の一成分として発生させるばね上部振動減衰制御を実行するばね上部振動減衰制御部と、
前記支持スプリングに起因して生じる前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方の振動を減衰すべく、(a)前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの相対動作速度と、(b)前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作速度との一方に応じた大きさの力を、アクチュエータ力の一成分として発生させる相対振動減衰制御を実行する相対振動減衰制御部と
を有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は、先に説明した構造、つまり、電磁式アクチュエータの有するばね上部側ユニットとばね下部側のユニットの一方がばね上部とばね下部との一方に弾性的に支持された構造のシステムであって、アクチュエータの制御において、弾性的に支持されたことによって生じるばね上部側ユニットとばね下部側のユニットの一方の振動を減衰するための制御を実行可能に構成されている。本項の態様によれば、上記ばね上部側ユニットとばね下部側のユニットとの一方の上記振動が効果的に抑制されるため、車両の乗り心地，車両の操縦安定性等が改善される。つまり、支持スプリングによってアクチュエータがばね上部とばね下部との一方に支持される構造のサスペンションシステムは、実用性が向上させられることになる。

本項の態様における「電磁式のアクチュエータ」は、いわゆる電磁式のショックアブソーバとして機能することが可能なものであればよく、それ自体の構造が特に限定されるものではない。ねじ機構を採用した既に公知の構造を有する電磁式のアクチュエータを広く採用することが可能である。「ねじ機構」は、ねじロッドとナットとのいずれが回転可能とされてもよく、アクチュエータは、その回転可能とされたものに電磁モータが回転力を付与するように構成すればよい。また、ばね上部側ユニット，ばね下部側ユニットは、それぞれ、ねじロッドとナットとのうちの自身に設けられたものを自身の構成要素として含むように構成することができる。

本項の態様は、アクチュエータの上記「ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方」が、上記支持スプリングを有する連結機構によって、「ばね上部とばね下部との一方」に浮動支持された態様である。したがって、明細書の簡略化のため、そのばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方を、以下、「浮動ユニット」と呼ぶ場合があり、また、他方を、その一方と対比すべく、「固定ユニット」と呼ぶ場合があることとする。さらに、浮動ユニットが連結されるばね上部とばね下部との一方を、「ユニット浮動支持部」と呼び、固定ユニットが連結されるばね上部とばね下部との他方を、「ユニット固定部」と呼ぶことがあることとする。

制御装置が有する「ばね上部振動減衰制御部」は、上記「ばね上部振動減衰制御」を実行する制御装置の機能部であり、その制御は、いわゆるスカイフックダンパ理論に基づく制御である。ばね上部振動減衰制御部は、具体的には、アクチュエータ力が、実現させようとするフックダンパの減衰係数に相当する制御ゲインと、ばね上部の動作速度、つまり、ばね上絶対速度とを乗じた力となるように、電磁モータを制御するように構成すればよい。なお、特に、ばね上共振周波数およびその近傍の周波数の振動を減衰の主たる対象とするばね上部振動減衰制御を実行すれば、車両の乗り心地は、特に良好なものとなる。

浮動ユニットは、慣性質量を有し、かつ、ユニット浮動支持部に、連結機構が有する支持スプリングによって弾性的に浮動支持されていることから、ユニット浮動支持部に対して振動する。つまり、浮動ユニットとユニット浮動支持部とが相対振動する。その振動は、大まかには、浮動ユニットのユニット固定部に対する振動、つまり、浮動ユニットと固定ユニットとの相対振動とも考えることができる。このような浮動ユニットの振動が、ばね上部に伝達されれば、車両の運転者がその振動を体感することになり、その振動は、車両の乗り心地を悪化させる一因となる。また、その振動は、ばね下部の振動となって車輪の接地荷重の変動をひき起こし、車両の操縦安定性を悪化させる一因となる。本項の態様は、そのような現象を抑制するため、支持スプリングに起因する浮動ユニットの振動の減衰を図るようにしているのである。

なお、アクチュエータにおいては、回転可能に設けられたねじロッドとナットとの一方，電磁モータのロータ，そのモータの回転軸等によって、ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの相対動作に応じて回転する回転体が構成される。したがって、上述した浮動ユニットの慣性質量は、浮動ユニットとユニット浮動支持部との相対動作に対する慣性質量、つまり、狭義の慣性質量のみならず、それら回転体の慣性モーメント、厳密には、その慣性モーメントを上記相対動作に対する慣性質量に換算した換算質量をも含む概念である。なお、アクチュエータの構成によっては、慣性モーメントの換算質量が、狭義の慣性質量を上回る場合もあり得る。

上述した浮動ユニットの振動を減衰するための制御装置の機能部が、上記「相対振動減衰制御部」である。その相対振動減衰制御部が行う「相対振動減衰制御」は、上述した浮動ユニットとユニット浮動支持部との相対振動、若しくは、浮動ユニットと固定ユニットとの相対振動を減衰させることで、支持スプリングに起因する浮動ユニットの振動を減衰させるための制御である。つまり、浮動ユニットとユニット浮動支持部との間、若しくは、浮動ユニットと固定ユニットとの間に、適切な減衰係数を有するダンパを配設した理論モデルに従った制御を行えばよい。詳しく言えば、アクチュエータがそのダンパが発生させる力を発生させるように、アクチュエータを制御すればよいのである。具体的には、相対振動減衰制御部は、浮動ユニットとユニット浮動支持部との相対動作速度、若しくは、浮動ユニットと固定ユニットと相対動作速度と、上記ダンパの減衰係数に相当する制御ゲインとを乗じたアクチュエータ力を発生させるべく、電磁モータを制御するように構成することができる。

（２）前記相対振動減衰制御部が、相対振動減衰制御として、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作速度に応じた大きさの力を発生させる制御を実行する(1)項に記載の車両用サスペンションシステム。

本項の態様は、浮動ユニットとユニット浮動支持部との相対振動を減衰させることで、浮動ユニットの振動を減衰させる態様である。支持スプリングは、浮動ユニットとユニット浮動支持部との間に配設されていることから、本項の態様によれば、支持スプリングによる浮動ユニットの振動を効果的に減衰させることができる。

（３）前記相対振動減衰制御部が、前記電磁モータの回転速度と、ばね上部とばね下部との相対動作速度とに基づいて、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作速度に応じた大きさの力を発生させるように構成された(2)項に記載の車両用サスペンションシステム。

本項の態様は、浮動ユニットとユニット浮動支持部との相対振動を減衰させるためのさらに具体的な態様である。浮動ユニットとユニット浮動支持部との相対動作速度を直接的に用いるのではなく、浮動ユニットと固定ユニットとの相対動作速度と、ユニット浮動支持部とユニット固定部との相対動作速度とを用い、間接的に、浮動ユニットとユニット浮動支持部との相対動作速度に基づく制御を行う態様の一態様である。

電磁モータの回転量は、ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの相対動作量に対応しており、通常、電磁モータの制御においては、それの回転量を検出することが行われる。また、電磁式サスペンションシステムでは、多くのものにおいて、ばね上部とばね下部との離間距離（以下、「ばね上ばね下間距離」という場合がある）を測定するセンサ、つまり、ストロークセンサが装備されている。したがって、本項の態様によれば、新たなセンサ等を設けることなく、簡便に、相対振動減衰制御を行うことが可能となる。

（４）前記相対振動減衰制御部が、相対振動減衰制御として、前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの相対動作速度に応じた大きさの力を発生させる制御を実行する(1)項に記載の車両用サスペンションシステム。

本項の態様は、浮動ユニットと固定ユニットとの相対振動を減衰させることで、浮動ユニットの振動を減衰させる態様である。支持スプリングは、浮動ユニットとユニット浮動支持部との間に配設されているものの、支持スプリングによる浮動ユニットの振動は、概ね、浮動ユニットと固定ユニットとの相対振動と擬制することができることから、本項の態様によれば、浮動ユニットの振動を簡便に減衰させることができる。

（５）前記相対振動減衰制御部が、前記電磁モータの回転速度に基づいて、前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの相対動作速度に応じた大きさの力を発生させるように構成された(4)項に記載の車両用サスペンションシステム。

本項の態様は、浮動ユニットと固定ユニットとの相対振動を減衰させるためのさらに具体的な態様である。先に説明したように、通常、電磁モータの制御においては、それの回転量を検出することが行われる。したがって、本項の態様によれば、何ら新たなセンサを設けることなく、単に電磁モータの回転速度を得ることによって、極めて簡便に、相対振動減衰制御を行うことが可能となる。

（６）前記相対振動減衰制御部が、前記相対振動減衰制御として、前記連結機構の支持スプリングに起因して生じる前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方の共振現象を抑制するための制御を実行するように構成された(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。

慣性質量体がスプリングによって支持されている場合、その慣性質量体の慣性質量とスプリングのばね定数とに依存した固有の周波数の振動に対して、共振現象が生じる。共振現象を生じる周波数およびその近傍の周波数の振動は、先に説明した車両の乗り心地，車両の操縦安定性を阻害する程度が特に高い。したがって、少なくともその共振現象を抑制することが望ましい。逆に言えば、その共振現象を抑制することにより、車両の乗り心地、車両の操縦安定性を効果的に改善することができるのである。本項の態様は、そのことに鑑みて、制御の目的を相対振動減衰制御を浮動ユニットの共振現象の抑制に特化した態様である。本項の態様では、先に説明した理論モデルにおいて、ダンパの減衰係数を共振現象を抑制するための適切な値に設定すればよい。つまり、相対振動抑制制御部を、その適切な減衰係数に相当する制御ゲインと、浮動ユニットとユニット浮動支持部との相対動作速度、若しくは、浮動ユニットと固定ユニットと相対動作速度とを乗じたアクチュエータ力を発生させるべく、電磁モータを制御するように構成すればよい。

（７）前記制御装置が、さらに、
ばね下部の振動を減衰すべく、ばね下部の動作速度に応じた大きさの力を、アクチュエータ力の一成分として発生させるばね下部振動減衰制御を実行するばね下部振動減衰制御部を有する(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。

本項の態様は、アクチュエータの基本的な制御である上記ばね上部振動減衰制御に加え、「ばね下部振動減衰制御」を実行可能な態様である。特に、ばね下共振周波数およびその近傍の周波数のばね下部の振動に対処することが望ましく、その振動のばね上部への伝達を抑制すれば、車両の乗り心地が良好なものになり、また、その振動の抑制により車両の操縦安定性も向上することになる。

（８）前記制御装置が、さらに、
車体のピッチとロールとの少なくとも一方を抑制すべく、それらピッチとロールとの少なくとも一方の原因として車体に作用する力に応じた大きさのその力への対抗力を、アクチュエータ力の一成分として発生させる車体姿勢変化抑制制御を実行する車体姿勢変化抑制制御部を有する(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。

本項の態様は、サスペンションシステムに、例えば、車両の旋回に起因する車体のロール，車両の加減速に起因する車体のピッチ等を抑制する機能を備えさせた態様である。「車体姿勢変化抑制制御」により、車体のロールとピッチとの少なくとも一方を抑制すれば、車両の乗り心地が、さらに良好になる。

（９）前記支持スプリングが、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方としてのばね下部側ユニットを、前記ばね上部とばね下部との一方としてのばね上部に支持させるものであり、前記連結機構が、前記ばね下部側ユニットとばね下部との相対動作を許容しつつそれらを前記支持スプリングの弾性力を利用して連結するものであり、かつ、
前記相対振動減衰制御部が、前記相対振動減衰制御として、前記ばね下部側ユニットの振動を減衰すべく、(a)前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの相対動作速度と、(b)前記ばね下部側ユニットとばね下部との相対動作速度との一方に応じた大きさの力を発生させる制御を実行するように構成された(1)項ないし(8)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。

本項の態様は、上述の浮動ユニットをばね部下側ユニットとし、ユニット浮動支持部をばね下部とした態様である。本項の態様によれば、ばね下部とアクチュエータとの間に連結機構が設けられているため、ばね下部からアクチュエータに加わる衝撃、特に、電磁モータに加わる衝撃を、連結機構によって効果的に緩和することが可能となる。

（１０）当該車両用サスペンションシステムが、ばね上部とばね下部とを自身の弾性力を利用して連結するメインスプリングを備えた(1)項ないし(9)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。

（１１）当該車両用サスペンションシステムが、
前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と、前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの他方が連結されるばね上部とばね下部との他方とを、自身の弾性力を利用して連結する連結スプリングを有する(1)項ないし(9)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２つの項の態様は、ばね上部とばね下部とを連結するスプリング、すなわち、いわゆるサスペンションスプリングに関する限定を加えたものである。２つの態様うちの前者では、メインスプリングがサスペンションスプリングとして機能する。前者の態様では、連結機構の支持スプリングは、メインスプリングに並列的に配置される。それに対し、後者では、連結スプリングと支持スプリングとが直列的に配置され、それら２つのスプリングが、互いに協働して、サスペンションスプリングとして機能することになる。

ちなみに、上記２つ態様のうちの後者は、浮動ユニットが、連結スプリングによって、ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの他方にも浮動支持された態様と考えることができる。つまり、後者の態様では、浮動ユニットの上記振動は、連結スプリングの弾性力の影響を受けた状態で生じることになる。

（１２）当該車両用サスペンションシステムが、ばね上部とばね下部との相対動作に対する抵抗力を発生させる液圧式のダンパを備えた(1)項ないし(11)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。

（１３）前記連結機構が、
前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と、前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作に対する抵抗力を発生させる液圧式のダンパを備えた(1)項ないし(12)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２つの項の態様は、いずれも、液圧式のダンパが追加的に配設された態様である。２つの態様のうちの前者では、コンベンショナルな液圧式のショックアブソーバと同様の位置に、液圧式ダンパが配設される。それに対し、後者では、上記支持スプリングと並列的に液圧式ダンパが配設されることになる。

上述したばね上部振動減衰制御が実行されてばね上部の振動が減衰可能とされているため、２つの態様の各々の液圧式ダンパは、例えば、それの機能をばね下部の振動への対処に特化させることができ、ばね下部の振動のばね上部への伝達、あるいは、ばね下部の振動の抑制等に適した減衰係数を有するように構成することが可能である。特に、ばね下共振周波数およびそれの近傍の周波数の振動に対処するためのダンパとして機能させることにより、車両の乗り心地性能，操縦安定性等の特性を効果的に改善することが可能である。ちなみに、前者の態様における液圧式ダンパは、例えば、アクチュエータが失陥したような場合であっても、ばね上部とばね下部との相対振動に対して何某かの減衰力を発生させることができる。したがって、前者の態様は、フェールセーフの観点において優れることになる。

支持スプリングによってアクチュエータが浮動支持されている場合、アクチュエータ力は、支持スプリングを介して、ばね上部とばね下部とに作用することになる。そのため、ある大きさのアクチュエータ力を発生するように指令が発せられた時点から、そのアクチュエータ力が実際にばね上部とばね下部に作用するまでには、ある程度の時間的がずれが生じる。つまり、支持スプリングの存在は、アクチュエータの制御における応答性を、ある程度ではあるが、悪化させることになる。上述の２つの態様の後者において設けられている液圧式のダンパは、上記応答性を改善する目的で配設することも可能である。

（１４）前記相対振動減衰制御部が、前記相対振動減衰制御を、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方の振動の強度の、特定周波数についての成分が、設定閾値より高くなる状況下においてのみ実行するように構成された(1)項ないし(13)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。

（１５）前記相対振動減衰制御部が、
前記相対振動減衰制御として、前記連結機構の支持スプリングに起因して生じる前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方の共振現象を抑制するための制御を実行するように構成されており、かつ、その共振現象における共振周波数を特定周波数として、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方の振動の強度の、その共振周波数についての成分が、設定閾値より高くなる状況下においてのみ実行するように構成された(14)項に記載の車両用サスペンションシステム。

上記２つの項の態様は、簡単に言えば、浮動ユニットの振動の周波数に関連させて、相対振動減衰制御の実行を限定する態様である。つまり、特定周波数域の浮動ユニットの振動が発生する、あるいは、顕著になる状況下においてのみ、相対振動減衰制御を実行するようにすれば、制御に関する負担を軽減することが可能である。例えば、車両の乗り心地，操縦安定性等に比較的大きな悪影響を与える状況下においてのみ、相対振動減衰制御を実行する態様が、上記２つの項の態様の一態様となる。そして、２つの態様の後者は、相対振動減衰制御を共振周波数域の浮動ユニットの振動の減衰に特化させるようにして、その制御の実行を限定する態様である。その態様のように、共振周波数域の振動が発生する、あるいは、顕著になる状況下においてのみ、相対振動減衰制御を実行するようにしても、車両の乗り心地，車両の操縦安定性は、充分に担保されることになる。

浮動ユニットの振動強度の特定周波数成分が設定閾値より高くなる状況は、何らかの振動の振幅，速度等によって判断することができる。具体的には、例えば、浮動ユニットの絶対振動，浮動ユニットとユニット浮動支持部若しくはユニット固定部との相対振動等を対象として判断することができる。また、ばね上部若しくはばね下部の振動，ばね上部とばね下部の相対振動，ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの相対振動等の強度、つまり、それらの振動の振幅，速度等によっても判断することができる。したがって、それら種々の振動のいずれかを、相対振動減衰制御の実行の可否を判断するための対象として選定すればよい。さらに、浮動ユニットの振動の強度の特定周波数成分が設定閾値より高くなるか否かは、判断対象として選定した振動の強度の特定周波数成分そのものによって判断されてもよく、また、その周波数の近傍の周波数をも含む所定の周波数域についての振動強度の成分をもって判断されてもよい。例えば、ユニット浮動支持部若しくは固定ユニットに対する浮動ユニットの動作速度，電磁モータの回転速度，ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの相対動作速度等、振動の様子を指標するパラメータを連続的に検出し、その検出結果をフィルタ処理する等して、振動強度の特定周波数域についての成分の値を取得若しくは推定するようにすればよい。そして、その取得若しくは推定された値に基づいて、相対振動減衰制御の実行の有無を決定すればよいのである。

（１６）当該車両用サスペンションシステムが、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作におけるそれらの相対変位を制限する相対変位制限機構を備えた(1)項ないし(15)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。

浮動ユニットのユニット浮動支持部に対しての可動範囲を大きくすれば、例えば、連結機構が大型化する。詳しく言えば、ばね上部とばね下部とを結ぶ方向における連結機構の長さが長くなり、サスペンションシステムがコンパクトなものとはならなくなる虞がある。また、支持スプリングのばね定数を小さくして可動範囲を大きくする場合には、アクチュエータ力が、ばね上部とばね下部に対して応答性よく作用しない可能性もある。したがって、そのような観点からすれば、浮動ユニットの可動範囲は、ある程度に制限することが望まれる。本項の態様は、そのような要望に基づく態様である。「相対変位制限機構」の具体的な構造は特に限定されるものではなく、例えば、浮動ユニットの一部分を当接させてそれの動作を禁止するストッパを設けることにより、相対変位制限機構を実現させることができる。

（１７）前記相対振動減衰制御部が、前記アクチュエータが前記相対振動減衰制御において発生させる力についての制御ゲインを、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作におけるそれらの相対変位量が設定閾量を超えた場合に、超えない場合に比較して大きくするように構成された(16)項に記載の車両用サスペンションシステム。

（１８）前記相対振動減衰制御部が、前記アクチュエータが前記相対振動減衰制御において発生させる力についての制御ゲインを、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作におけるそれらの相対変位量が大きくなるにつれて大きくするように構成された(16)項または(17)項に記載の車両用サスペンションシステム。

上述した相対変位制限機構を設けた場合には、浮動ユニットの可動範囲の終端において、浮動ユニットの動作が禁止されることになる。例えば、相対変位制限機構が上述のストッパを含んで構成されるような場合、可動範囲の終端においてストッパが機能することによる衝撃が、少なからず発生することなる。その衝撃を、運転者が振動として体感し、あるいは、衝撃音として認識すれば、運転の快適性を損なうことになる。このように、相対変位制限機構を設けたことによる弊害が存在する可能性もあるのである。

上記２つの項に記載の態様は、相対変位制限機構を設けることによる弊害を少なくするためのの態様である。２つの態様のうちの前者は、例えば、浮動ユニットの可動範囲の終端にある程度近づいた場合に、相対振動減衰制御によって発生させるアクチュエータ力を大きくして、浮動ユニットが可動範囲の終端へ向かう動作に比較的大きな抵抗力を与えるような態様が含まれる。そのような態様によれば、浮動ユニットの終端への到達を回避させ、あるいは、その到達において発生する上述の衝撃を小さくすることが可能となる。また、後者は、例えば、浮動ユニットが可動範囲の終端に近づけば近づくほど、相対振動減衰制御によって発生させるアクチュエータ力をより大きくするような態様とすることができる。そのような態様によれば、前者の態様と同様、浮動ユニットの終端への到達を回避させ、あるいは、その到達において発生する上述の衝撃を小さくすることが可能となる。

なお、上記２つの態様を組み合わせることもできる。つまり、浮動ユニットのユニット浮動部に対する相対変位量が設定閾量を超えたときに、相対振動減衰制御によるアクチュエータ力を大きくし、かつ、その大きくする度合を、可動範囲の終端に近づくつれて大きくするといった態様とすることもできるのである。

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。

≪第１実施例≫
（Ａ）サスペンションシステムの構成
第１実施例の車両用サスペンションシステムは、図１に示すように、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の制御を担う制御システム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、サスペンション装置２０の構成の説明は、後輪のサスペンション装置２０を代表して説明する。

i）サスペンション装置の構成
図２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、車体に対して一定の軌跡に沿った上下動が許容されている。

サスペンション装置２０は、直列に配置された２つの圧縮コイルスプリング４６，４８と、電磁式のアクチュエータ５０と、液圧式のダンパ５２とを備えている。それら２つのコイルスプリング４６，４８は、互いに協働して、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して機能する。また、アクチュエータ５０は、ショックアブソーバとして機能するものであり、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５４と、ばね下部の一構成部分である第２ロアアーム３６との間に配設されている。

ii）電磁式アクチュエータの構成
各サスペンション装置２０が備えるアクチュエータ５０は、図３に示すように、アウタチューブ６０と、そのアウタチューブ６０に嵌入してアウタチューブの上端部から上方に突出するインナチューブ６２とを含んで構成されている。後に詳しく説明するが、アウタチューブ６０は、圧縮コイルスプリング４８を構成要素として有する連結機構６４を介して、第２ロアアーム５２に連結され、また、インナチューブ６２は、それの上端部において、マウント部５４に連結されている。

アウタチューブ６０には、それの内面において、アクチュエータ５０の軸方向に延びる１対のガイド溝６６が設けられおり、その一方で、インナチューブ６２には、それの下端部に、１対のキー６８が付設されている。それら１対のキーが１対のガイド溝６６にそれぞれ嵌められており、それらキー６８およびガイド溝６６によって、アウタチューブ６０とインナチューブ６２とは、相対回転不能、かつ、軸方向に相対動作可能とされている。ちなみに、アウタチューブ６０の上端部には、ダストシール７０が設けられ、外部からの塵埃，泥等の侵入を防止するようにされている。

また、アクチュエータ５０は、雄ねじが形成された中空のねじロッド７２と、ベアリングボールを保持してねじロッド７２と螺合するナット７４と、電磁モータ７６（以下、単に「モータ７６」という場合がある）とを有している。

モータ７６は、モータケース７８に固定して収容され、そのモータケース７８の鍔部がマウント部５４の上面に固定されることでマウント部５４に対して固定される。なお、モータケース７８の鍔部には、鍔状に形成されたアウターチューブ６０の上端部も固定されており、そのような構造によって、アウターチューブ６０が、マウント部５４に固定的に連結される。

モータ７６の回転軸であるモータ軸８０は、中空軸とされ、ねじロッド７２の上端部と一体的に接続されている。つまり、ねじロッド７２は、モータ軸８０を延長する状態でインナチューブ３２内に配設され、モータ７６によって回転力が付与される。一方、アウタチューブ６０の底部には、支持筒８２が、ねじロッド７２を内部に収容する状態で固定されており、ナット７４は、支持筒８２の上端部に固定されている。ねじロッド７２は、支持筒８２に固定された状態のナット７４と螺合させられており、それらねじロッド７２とナット７４とによってねじ機構８４が構成されている。

以上のような構造から、アクチュエータ５０は、インナチューブ６２，モータケース７８，モータ７６，ねじロッド７２等を含んで構成されるばね上部側ユニット８６と、アウタチューブ６０，支持筒８２，ナット７４等を含んで構成されるばね下部側ユニット８８とを備えるものとされている。アクチュエータ５０は、ばね上部とばね下部との相対動作に伴って、ばね上部側ユニット８６とばね下部側ユニット８８とが相対動作し、ねじロッド７２およびモータ７６が回転するようにされている。さらに、アクチュエータ５０は、モータ７６がねじロッド７２に回転力を付与することでばね上部側ユニット８６とばね下部側ユニット８８との相対動作に対する力であるアクチュエータ力を発生させるようになっている。ちなみに、このアクチュエータ力は、圧縮コイルスプリング４８を介して、ばね上部とばね下部とに作用することになる。

iii）液圧式ダンパの構成
各サスペンション装置２０が備えるダンパ５２は、シリンダ装置として構成されており、アクチュエータ５０と第２ロアアーム３６との間に配置されている。ダンパ５２は、概して円筒状のハウジング９０を有している。このハウジング９０は、それの下端部に固定的に設けられた連結部９２において、第２ロアアーム３６に連結されており、内部に作動液を収容している。ハウジング９０の内部には、ピストン９４が配設されており、そのピストン９４は、ハウジング９０の内部を、２つの液室である上液室９６と下液室９８とに区画するとともに、ハウジング９０に対して摺動可能とされている。

また、ダンパ５２は、ピストンロッド１００を有しており、そのピストンロッド１００は、下端部においてピストン９４に連結されるとともに、ハウジング９０の蓋部から延び出している。ピストンロッド１００は、アウタチューブ６０の底部に設けられた穴を貫通し、かつ、ねじロッド７２およびモータ軸８０をも貫通しており、上端部においてモータケース７８に固定されている。

ダンパ５２は、ツインチューブ式のショックアブソーバに類似する構造を有している。図４を参照しつつさらに詳しく説明すれば、ハウジング９０は、外筒１０２と内筒１０４と有する二重構造とされており、外筒１０２と内筒１０４との間には、バッファ室１０６が形成されている。また、ハウジング９０内の底部付近には、仕切壁１０８が設けられ、連通穴１１０を介してバッファ室１０６と通じる補助液室１１２が形成されている。つまり、下液室９８とバッファ室１０６とは、補助液室１１２を介して連通している。

ピストン９４には、それを軸方向に貫通し、上液室９６と下液室９８とを連通させる複数の連通路１１４，１１６（図４にはそれぞれ２つ図示されている）が設けられている。また、ピストン９４には、それの下面および上面のそれぞれに、弾性材製の円板状をなす弁部材１１８，１２０が設けられており、弁部材１１８によって連通路１１４の下液室９８側の開口が塞がれ、弁部材１２０によって連通路１１６の上液室９６側の開口が塞がれている。

また、仕切壁１０８には、ピストン９４と同様に、下液室９８と補助液室１１２とを連通させる複数の連通路１２２，１２４（図４にはそれぞれ２つ図示されている）が設けられている。また、仕切壁１０８には、それの下面および上面のそれぞれに、弾性材料製の円板状をなす弁部材１２６，１２８が設けられており、弁部材１２６によって連通路１２２の補助液室１１２側の開口が塞がれ、弁部材１２８によって連通路１２４の下液室９８側の開口が塞がれている。

例えば、ピストン９４がハウジング９０内を上方に移動させられる場合には、上液室９６内の作動液の一部が連通路１１４を通って下液室９８へ流れるとともに、バッファ室１０６の作動液の一部が液通路１２４を通って下液室９８に流入する。その際、作動液が弁部材１１８，弁部材１２８を撓ませて下液室９８内へ流入することとによって、ピストン９４の上方への移動に対して抵抗が付与される。一方、ピストン９４がハウジング９０内を下方に移動させられる場合には、下液室９６内の作動液の一部が連通路１１６を通って上液室９６へ流れるとともに、液通路１２２を通ってバッファ室１０６に流出する。その際、作動液が弁部材１２０，弁部材１２６を撓ませて下液室９８から流出することとによって、ピストン９４の下方への移動に対して抵抗が付与される。

上述のような構造から、ダンパ５２は、ハウジング９０に対するピストン９４の上下動に伴って、上液室９６と下液室９８との間、および、下液室９８とバッファ室１０６との間の作動液の流通を許容するとともに、その流通に対しての抵抗を付与する流通抵抗付与機構を備えるものとされている。つまり、ダンパ５２は、ばね上部とばね下部との相対動作に対する抵抗力、つまり、その相対動作に対する減衰力を発生させるものとされているのである。

iv）サスペンションスプリングおよび連結機構の構成
ハウジング９０には、それの外周部において、下部スプリング座１４０が鍔状に付設されている。一方、アウタチューブ６０には、それの外周部において、中間スプリング座１４２が鍔状に付設されている。圧縮コイルスプリング４８は、それら下部スプリング座１４０と中間スプリング座１４２とに挟まれるようにして、圧縮状態で配設されている。さらに、マウント部５４の下面には、防振ゴム１４４を介して、上部スプリング座１４６が付設されている。圧縮コイルスプリング４６は、中間スプリング座１４２と上部スプリング座１４６とに挟まれるようにして、圧縮状態で配設されている。

このような構造から、圧縮コイルスプリング４６は、ばね上部とばね下部側ユニット８８とを弾性的に連結する連結スプリングとして機能するものとなっており、圧縮コイルスプリング４８は、ばね下部側ユニット８８をばね下部に弾性的に支持させる支持スプリングとして機能するものとなっている。したがって、圧縮コイルスプリング４６と圧縮コイルスプリング４８とは、それらが協働することで、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して機能し、また、圧縮コイルスプリング４８は、ばね下部とばね下部側ユニット８８を弾性的に連結する連結機構６４の構成要素とされている。

つまり、本サスペンション装置２０においては、アクチュエータ５０のばね上部側ユニット８６は、固定ユニットとして、ユニット固定部であるばね上部に固定的に連結され、その一方で、ばね下部側ユニット８８は、浮動ユニットとして、ユニット浮動支持部であるばね下部に浮動支持されているのである。ちなみに、本サスペンション装置２０では、ばね下部側ユニット８８は、圧縮コイルスプリング４６によって、ばね上部に対しても浮動支持されている。

連結機構６４は、ばね下部側ユニット８８のばね下部に対する相対動作を許容するものとされているが、その相対動作におけるばね下部側ユニット８８とばね下部との相対変位は、連結機構６４が有する相対変位制限機構１５０によって制限されている。相対変位制限機構１５０は、アウタチューブ６０の底部，ダンパ５２のハウジング９０の上端部，アウタチューブ６０の底部に付設された筒状のスカート１５２，ハウジング９０の外周部に付設された係止環１５４等によって構成されている。

具体的に言えば、ばね下部側ユニット８８がばね下部に接近する場合には、アウタチューブ６０の底部がダンパ５２のハウジング９０の上端部に、緩衝ゴム１５６を介して当接することで、その接近が制限される。一方、ばね下部側ユニット８８がばね下部から離間する場合には、上記スカート１５２の内鍔状に形成された下端部が、上記係止環１５４に、緩衝ゴム１５８を介して当接することで、その離間が制限される。

相対変位制限機構１５０によって制限される相対変位の範囲、言い換えれば、ばね下部側ユニット８８のばね下部に対する相対動作が許容されている範囲（以下、「相対動作許容範囲」という場合がある）は、図３において、ΔＷと示されている。ちなみに、ばね上部とばね下部との接近動作および離間動作（以下、総称して「ストローク動作」という場合がある）は、それぞれ、図示を省略するバウンドストッパ，リバウンドストッパによって第２ロアアーム３６の回動範囲が制限されることによって、制限される。ストローク動作が許容される範囲であるスローク範囲に対して、上記相対動作許容範囲は、狭くされている。

v）制御システムの構成
本実施例のサスペンションシステムでは、図１に示すように、４つのアクチュエータ５０の作動を、詳しくは、各アクチュエータ５０のアクチュエータ力を制御するための制御装置である電子制御ユニット１７０（以下、「ＥＣＵ１７０」と省略する場合がある）が設けられている。ＥＣＵ１７０は、ＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ等を備えたコンピュータを主体として構成されたものである。そのＥＣＵ１７０には、それぞれが各アクチュエータ５０が有するモータ７６の駆動回路である４つのインバータ１７２が接続されている。インバータ１７２の各々は、コンバータ１７４を介して、電源であるバッテリ１７６に接続されており、対応するアクチュエータ５０のモータ７６に接続されている。各モータ７６は、ＤＣブラシレスモータであり、定電圧駆動される。各アクチュエータ５０のアクチュエータ力の制御は、各モータ７６に流れる電流を制御することによって行われる。その電流の制御は、ＰＷＭ（Pulse Width Modulation）におけ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。ちなみに、各モータ７６の回転角θは、モータ回転角センサ１７８によって検出されており、インバータ１７２は、その検出されたモータ回転角θに基づいてモータ７６の作動を制御する。

ＥＣＵ１７０には、上記４つのモータ回転角センサ１７８が接続されている。また、ＥＣＵ１７２には、操舵量としてのステアリングホイールの操作角δを検出するためのステアリングセンサ１８０，車体に実際に発生している横加速度である実横加速度Ｇ_YRを検出する横加速度センサ１８２，車体に発生している前後加速度Ｇ_Xを検出する前後加速度センサ１８４が接続されている。さらには、４つのサスペンション装置２０に対応して設けられた各種のセンサ、詳しくは、ばね上部の縦加速度であるばね上加速度Ｇ_Uを検出するばね上縦加速度センサ１８６，ばね下部の縦加速度であるばね下加速度Ｇ_Lを検出するばね下縦加速度センサ１８８，ばね上ばね下間距離に相当するストローク量Ｓを検出するためのストロークセンサ１９０等が、接続されている。

ＥＣＵ１７０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１９２（以下、「ブレーキＥＣＵ１９２」という場合がある）が接続されている。ブレーキＥＣＵ１９２には、４つの車輪に対応して設けられてそれぞれが対応する車輪の回転速度を検出するための４つの車輪速センサ１９４が接続され、ブレーキＥＣＵ１９２は、それら車輪速センサ１９４の検出値に基づいて車両の走行速度ｖ（以下、「車速ｖ」という場合がある）を推定する機能を有している。ＥＣＵ１７０は、必要に応じ、ブレーキＥＣＵ１９２から車速を取得するようにされている。

本実施例のサスペンションシステムが有する制御システムにおいて、ＥＣＵ１７０は、上記各種のセンサ等からの信号に基づいて、各アクチュエータ５０が有するモータ７６の作動の制御を行う。なお、制御システムには、後に説明する相対振動減衰制御における２つの制御の切換のために、運転者によって操作される制御切換スイッチ１９６が設けられており、その制御切換スイッチ１９６も、ＥＣＵ１７０に接続されている。また、ＥＣＵ１７０のコンピュータが備えるＲＯＭには、後に説明するアクチュエータ５０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。

（Ｂ）電磁式アクチュエータの制御
本実施例のサスペンションシステムでは、アクチュエータ５０が制御されることによって、以下の３つの制御が実行される。詳しく言えば、ばね上部の振動を減衰するためのばね上部振動減衰制御，車体のピッチおよびロールを抑制するための車体姿勢変化抑制制御、圧縮コイルスプリング４６，４８に起因して生じるばね下部側ユニット８８の振動、つまり、ばね下部側ユニット８８のばね下部に対する相対振動を減衰するための相対振動減衰制御が実行される。

i）ばね上部振動減衰制御
上記サスペンション装置２０の実際の装置構成に基づく振動モデル（以下、「実装置モデル」という場合がある）は、図５（ａ）に示すものとなる。この振動モデルは、ばね上部の慣性質量であるばね上質量Ｍ_Uと、ばね下部の慣性質量であるばね下質量Ｍ_Lとの他に、アクチュエータ５０のばね下部側ユニット８８の動作についての慣性質量（後述する）となる中間質量Ｍ_Iを含むモデルである。このモデルでは、ばね上質量Ｍ_Uとばね下質量Ｍ_Lとの間に、ダンパ５２に相当するダンパ、すなわち、減衰係数がＣ₁のダンパＣ₁が、配設されている。また、ばね上質量Ｍ_Uと中間質量Ｍ_Iとの間に、圧縮コイルスプリング４６に相当するばね、すなわち、ばね定数がＫ₁のばねＫ₁、および、アクチュエータ５０に相当するアクチュエータＡが、互いに並列的に配設されている。さらに、中間質量Ｍ_Iとばね下質量Ｍ_Lとの間に、圧縮コイルスプリング４８に相当するばね、すなわち、ばね定数がＫ₂のばねＫ₂が配設され、また、ばね下質量Ｍ_Lと路面との間に、タイヤに相当するばね、すなわち、ばね定数がＫ₃のばねＫ₃が配設されている。

一方、アクチュエータ５０の制御のための理論モデルである制御モデルは、図５（ｂ），図５（ｃ）に示すものであり、それらのモデルでは、ばね上質量Ｍ_Uが、減衰係数がＣ_SのスカイフックダンパＣ_Sによって懸垂されたモデルになっている。つまり、それらの制御モデルは、いずれも、スカイフックダンパ理論に基づくモデルである。ちなみに、図５（ｂ）に示す第１制御モデルと、図５（ｃ）に示す第２制御モデルとの相違については後述する。

ばね上部振動減衰制御は、４つのサスペンション装置２０の各々のアクチュエータ５０に対して、独立して行われる。ばね上部振動減衰制御では、スカイフックダンパＣ_Sを配設した上記２つの制御モデルに従って、実装置モデルにおけるアクチュエータＡの発生させるアクチュエータ力が、制御モデルにおけるスカイフックダンパＣ_Sが発生させる減衰力に相当する力となるように、アクチュエータ５０が制御される。より具体的に言えば、ばね上縦加速度センサ１８６によって検出されたばね上部の縦加速度Ｇ_U（以下、「ばね上加速度Ｇ_U」という場合がある）に基づいて、ばね上部の動作速度（絶対速度）であるばね上速度Ｖ_Uが算定され、次式に従ったアクチュエータ力、つまり、そのばね上速度Ｖ_Uに応じた大きさのアクチュエータ力を、ばね上部振動減衰成分Ｆ_Uとして発生させるように、モータ７６の作動が制御されるのである。
Ｆ_U＝Ｃ_S・Ｖ_U

ちなみに、減衰係数Ｃ_Sは、制御ゲインと考えることのできるものであり、ばね上共振周波数およびその近傍の周波数の振動を効果的に減衰させるのに適した値に設定されている。なお、本実施例のサスペンションシステムでは、ばね下部の共振現象への対処は、ダンパ５２によって行われる。つまり、上記実装置モデルおよび制御モデルにおけるダンパＣ₁の減衰係数Ｃ₁、つまり、ダンパ５２の減衰係数は、ばね下共振周波数およびその近傍の周波数の振動を効果的に減衰させるのに適した値に設定されている。

ii）車体姿勢変化抑制制御
本実施例のサスペンションシステムでは、ばね上部振動減衰制御に加えて、車両の旋回に起因して生じる車体のロール、および、車両の加減速に起因して生じる車体のピッチを緩和すべく、車体姿勢変化抑制制御が実行される。その車体姿勢変化抑制制御では、車体のロールを生じさせる原因として車体に作用するロールモーメントに対抗する力、および、車体のピッチを生じさせる原因として車体に作用するピッチモーメントに対抗する力を、アクチュエータ５０によって発生させる。

さらに詳しく言えば、車体のロールに対しては、上記ロールモーメントに応じて、旋回内輪側の２つのサスペンション装置２０の各々のアクチュエータ５０に、ばね上部とばね下部が接近する方向（以下、「バウンド方向」という場合がある）のアブソーバ力を、一方、旋回外輪側の２つのサスペンション装置２０の各々のアクチュエータ５０に、ばね上部とばね下部とが離間する方向（以下、「リバウンド方向」という場合がある）のアクチュエータ力を、それぞれ、ロール抑制成分Ｆ_R（姿勢変化抑制成分の一種である）として発生させるのである。

具体的に言えば、ステアリングセンサ１８０によって検出されたステアリングホイールの操舵角δとブレーキＥＣＵ１９２によって得られた車速ｖとに基づいて推定された推定横加速度Ｇ_YCと、横加速度センサ１８２によって検出された実横加速度Ｇ_YRとに基づいて、制御に利用される横加速度Ｇ_Yが、次式に従って、決定される。
Ｇ_Y＝α_C・Ｇ_YC＋α_R・Ｇ_YR （α_C，α_R：ゲイン）
そのように決定された横加速度Ｇ_Yは、車体に作用するロールモーメントを指標するロールモーメント指標量であり、その横加速度Ｇ_Yに基づいて、次式に従って、ロール抑制成分Ｆ_Rが決定される。
Ｆ_R＝β・Ｇ_Y （β：制御ゲイン）

車体のピッチについて詳しく言えば、車体の制動時に発生する車体のノーズダイブに対しては、ピッチモーメントに応じて、前輪側の２つのサスペンション装置２０の各々のアクチュエータ５０に、リバウンド方向のアクチュエータ力を、その一方で、後輪側の２つのサスペンション装置２０の各々のアクチュエータ５０に、バウンド方向のアクチュエータ力を、それぞれピッチ抑制成分Ｆ_Pとして発生させる。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は、ピッチモーメントに応じて、後輪側の２つのサスペンション装置２０の各々のアクチュエータ５０に、リバウンド方向のアクチュエータ力を、その一方で、前輪側の２つのサスペンション装置２０の各々のアクチュエータ５０に、バウンド方向のアブソーバ力をピッチ抑制成分Ｆ_P（姿勢変化抑制成分）として発生させる。

具体的には、ピッチモーメントを指標するピッチモーメント指標量として、前後加速度センサ１８２によって検出された前後加速度Ｇ_Xが採用され、その実前後加速度Ｇ_Xに基づいて、ピッチ抑制成分Ｆ_Pが、次式に従って決定される。
Ｆ_P＝γ・Ｇ_X （γ：制御ゲイン）

iii）相対振動減衰制御
a）意義
アクチュエータ５０のばね下部側ユニット８８は、ばね下部に対して浮動支持されている。したがって、浮動ユニットであるばね下部側ユニット８８は、ユニット浮動支持部であるばね下部に対して振動する。このばね下部側ユニット８８のばね下部に対する振動、つまり、ばね下部側ユニット８８の相対振動が、ばね上部に伝達すれば、車両の運転者がその振動を体感することになり、その振動は、車両の乗り心地を悪化させる一因となる。また、その振動は、ばね下部の振動となって車輪の接地荷重の変動をひき起こし、車両の操縦安定性を悪化させる一因となる。ばね下部側ユニット８８は、図５の振動モデルに示すように、固有の中間質量Ｍ_Iを有しているため、固有の周波数の振動に対して共振現象が発生する。ばね下部側ユニット８８の相対振動において共振現象が生じた場合、車両の乗り心地、操縦安定性の悪化は顕著になる。

ちなみに、ばね下部側ユニット８８のばね上部側ユニット８６に対する動作に伴って、ばねロッド７２およびモータ７６が回転する。そのため、ばね下部側ユニット８８の振動に対しては、それらばねロッド７２およびモータ７６の回転部分等を１つの回転体とみなした場合のその回転体が有する慣性モーメントの作用を除外すべきではない。つまり、その回転体の慣性モーメントをばね下部側ユニット８８の上下動おける慣性質量に換算した換算質量も、ばね下部側ユニット８８の慣性質量の一部とみなすことが望ましいのである。そこで、図５に示す振動モデルでは、中間質量Ｍ_Iは、その換算質量を含んだものとして扱っている。

b）２つの相対振動減衰制御
本実施例のサスペンションシステムでは、上述したばね下部側ユニット８８の相対振動に対処すべく、相対振動減衰制御が行われる。相対振動減衰制御は、ばね上部振動減衰制御と同様、４つのサスペンション装置２０の各々のアクチュエータ５０に対して、独立して行われる。なお、本実施例のサスペンションシステムでは、相対振動減衰制御として、２つの互いに異なる制御が設定されており、それら２つの制御のうちの１つが、選択的に実行される。

２つの制御のうちの一方である第１相対振動減衰制御は、図５（ｂ）に示す第１制御モデルに従うものである。この制御モデルでは、中間質量Ｍ_Iとばね下質量Ｍ_Lとの間に、ばね下部側ユニット８８の相対振動を減衰させるためのダンパとして、減衰係数がＣ_R1の相対振動減衰ダンパＣ_R1が配設されている。第１相対振動減衰制御では、図５（ａ）に示す実装置モデルにおけるアクチュエータＡの発生させるアクチュエータ力が、ダンパＣ_R1が発生させる減衰力に相当する力となるように、アクチュエータ５０が制御される。詳しく言えば、ばね下部側ユニット８８とばね下部との相対動作速度Ｖ_ILに基づき、次式に従ったアクチュエータ力、つまり、その相対動作速度Ｖ_ILに応じた大きさのアクチュエータ力を、相対振動減衰成分Ｆ_Iとして発生させるように、モータ７６の作動が制御される。
Ｆ_I＝Ｃ_R1・Ｖ_IL

具体的には、モータ回転角センサ１７８によって検出されたモータ回転角θに基づいて、ばね上部側ユニット８６とばね下部側ユニット８８との相対動作位置、つまり、アクチュエータ長Ｌが算定され、そして、そのアクチュエータ長Ｌと、ストロークセンサ１９０によって検出されたストローク量Ｓとの差分に基づいて、アクチュエータばね下部間距離（Ｌ−Ｓ）が算定される。次いで、その距離（Ｌ−Ｓ）の変化速度に基づいて、ばね下部側ユニット８８とばね下部との相対動作速度Ｖ_ILが算定され、その相対動作速度Ｖ_ILに基づいて、相対振動減衰成分Ｆ_Iが決定される。

２つの制御のうちのもう一方である第２相対振動減衰制御は、図５（ｃ）に示す第２制御モデルに従うものである。この制御モデルでは、中間質量Ｍ_Iとばね上質量Ｍ_Uとの間に、ばね下部側ユニット８８の相対振動を減衰させるためのダンパとして、減衰係数がＣ_R2の相対振動減衰ダンパＣ_R2が配設されている。第２相対振動減衰制御では、図５（ａ）に示す実装置モデルにおけるアクチュエータＡの発生させるアクチュエータ力が、相対振動減衰ダンパＣ_R2が発生させる減衰力に相当する力となるように、アクチュエータ５０が制御される。詳しく言えば、ばね下部側ユニット８８とばね上部側ユニット８６との相対動作速度Ｖ_IUに基づき、次式に従ったアクチュエータ力、つまり、その相対動作速度Ｖ_IUに応じた大きさのアクチュエータ力を、相対振動減衰成分Ｆ_Iとして発生させるように、モータ７６の作動が制御される。
Ｆ_I＝Ｃ_R2・Ｖ_IU

具体的には、モータ回転角センサ１７８によって検出されたモータ回転角θに基づいて、アクチュエータ長Ｌが算定され、そのアクチュエータ長Ｌの変化速度に基づいて、ばね下部側ユニット８８とばね上部側ユニット８６との相対動作速度Ｖ_IUが算定され、その相対動作速度Ｖ_IUに基づいて、相対振動減衰成分Ｆ_Iが決定される。

上記第１，第２相対振動減衰制御は、運転者による制御切換スイッチ１９６の操作によって切換られる。いずれの制御を行っても、ばね下部側ユニット８８の相対振動が効果的に抑制される。ちなみに、上記制御モデルにおける相対振動減衰ダンパＣ_R1，Ｃ_R2の上記減衰係数Ｃ_R1，Ｃ_R2は、共振周波数およびその近傍の周波数のばね下部側ユニット８８の相対振動を効果的に減衰させるのに適した値に設定されている。なお、相対振動減衰ダンパＣ_R1，Ｃ_R2、および減衰係数Ｃ_R1，Ｃ_R2は、以下、総称して「相対振動減衰ダンパＣ_R」、「減衰係数Ｃ_R」という場合があることとする。

c）相対振動減衰制御の効果
ばね下部に路面から振動入力があった場合に、その振動がばね上部にどのような強度で伝達されるかを、図６に示す。つまり、図６は、振動周波数に対する振動伝達特性を示すグラフであり、縦軸が振動強度、横軸が振動周波数とされている。グラフにおける点線が、上記相対振動減衰制御を行わない場合の特性であり、実線が、上記相対振動減衰制御を行った場合の特性である。

図から解るように、相対振動減衰制御を行わない場合には、６Ｈｚあたりの振動に対して、振動伝達強度のピークが存在している。つまり、その周波数を共振周波数とする共振現象が生じている。これが、ばね下部側ユニット８８がばね下部に弾性的に支持されたことに起因する共振現象である。それに対し、相対振動減衰制御を行った場合には、上記ピークは存在せず、ばね下部側ユニット８８の共振現象が効果的に抑制されている。したがって、上記相対振動減衰制御により、本サスペンションシステムが搭載された車両は、それの乗り心地および操縦安定性が改善されることになる。

d）相対振動減衰制御の実行条件
相対振動減衰制御は、ばね下部側ユニット８８の相対振動の強度の特定周波数成分が設定閾値より高くなる状況下においてのみ実行される。図７に示すように、上記共振周波数ｆ_Rおよびその近傍の周波数の帯域（本サスペンションシステムでは、共振周波数±３Ｈｚの帯域）を、共振周波数域Δｆ_Rと設定し、その共振周波数域Δｆ_Rにおけるばね下部側ユニット８８の相対振動の強度である共振周波数域振動強度成分Ｉ_Rが、モニタされている。そして、その成分Ｉ_Rが、設定閾強度Ｉ₀を超えた場合に、相対振動減衰制御が実行されるのである。つまり、本サスペンションシステムにおける相対振動減衰制御が、ばね下部側ユニットの共振現象を抑制することを主目的とするため、当該周波数域の相対振動強度成分に基づいて、相対振動減衰制御を実行するように構成されているのである。

具体的には、第１相対振動減衰制御においては、ばね下部側ユニット８８とばね下部との相対振動が直接的な判断対象とされ、ばね下部側ユニットとばね下部との相対動作速度Ｖ_ILに対してフィルタ処理が施されて、共振周波数域Δｆ_Rのばね下部側ユニット８８の相対振動成分が認定され、その成分の振幅値に基づいて、共振周波数域振動強度成分Ｉ_Rが認定される。一方、第２相対振動減衰制御においては、ばね下部側ユニット８８とばね上部側ユニット８６との相対振動が直接的な判断対象とされ、ばね下部側ユニット８８とばね上部側ユニット８６との相対動作速度Ｖ_IUに対してフィルタ処理が施されて、共振周波数域Δｆ_Rのばね下部側ユニット８８の相対振動成分が認定され、その成分の振幅値に基づいて、共振周波数域振動強度成分Ｉ_Rが認定される。

e）相対振動減衰成分の補正
先に説明したように、連結機構６４によって、ばね下部側ユニット８８のばね下部に対する相対動作が許容されている。ところが、その相対動作は、相対変位制限機構１５０によって、相対動作許容範囲ΔＷ内に制限されている。したがって、ばね下部側ユニット８８の相対振動が激しい場合、ばね下部側ユニット８８がばね下部に接近するときには、アウタチューブ６０の底部がダンパ５２のハウジング９０の上端部に当接する可能性が高くなり、一方、ばね下部側ユニット８８がばね下部から離間するときには、アウタチューブ６０に付設されたスカート１５２の内鍔状の下端部が、ハウジング９０に付設された係止環１５４に当接する可能性が高くなる。それらの当接は、時には衝撃を伴い、その衝撃を、運転者が振動として体感し、あるいは、衝撃音として認識すれば、運転の快適性を損なうことになる。そこで、本実施例のサスペンションシステムでは、その衝撃を防止あるいは緩和すべく、相対振動減衰成分Ｆ_Iの補正が行われる。

図３は、ばね下部側ユニット８８がばね下部に対して中立位置にある状態を示している。この中立位置は、車両が平坦かつ水平な路面上に静止している状態における位置である。相対動作許容範囲ΔＷは、中立位置を中心にして、ばね下部側ユニット８８がばね下部から離れる方向の許容変位量と、接近する方向の許容変位量とが等しくなるように設定されている。つまり、それら許容変位量はΔＷ／２とされているのである。

相対振動減衰成分Ｆ_Iの補正は、ばね下部側ユニット８８の中立位置を基準とした相対変位量Ｗが、許容変位量ΔＷ／２より小さい値に設定された設定閾変位量Ｗ₀を超えたときに、その相対振動減衰成分Ｆ_Iが大きくなるように行われる。つまり、ばね下部側ユニット８８が、相対動作許容範囲ΔＷの終端にある程度近づいた場合に、その終端へのさらなる接近に対して大きな抵抗が与えられるように、相対振動減衰成分Ｆ_Iが大きくされるのである。具体的には、補正後の相対振動減衰成分Ｆ_IAは、次式に従って決定される。
Ｆ_IA＝ε・Ｆ_I （ε：補正ゲイン）
ちなみに、ばね下部側ユニット８８の相対変位量Ｗは、上述のアクチュエータばね下部間距離（Ｌ−Ｓ）に基づいて算定される。

補正ゲインεは、図８に示すように設定されており、マップデータとして、ＥＣＵ１７０のＲＯＭに格納されている。補正後の相対振動減衰成分Ｆ_IAの決定の際、補正ゲインεは、そのマップデータ参照されて、ばね下部側ユニット８８の相対変位量Ｗに応じた値として取得される。図から解るように、補正ゲインε、ばね下部側ユニット８８の相対変位量Ｗが設定閾変位量Ｗ₀を超えるまでは“１”とされており、設定閾変位量Ｗ₀を超えた場合に、相対変位量がＷが大きくなるにつれて、大きくなるようにされている。

iv）各制御の総合
上述したばね上部振動減衰制御，車体姿勢変化抑制制御，相対振動減衰制御は、総合的に行われ、それらの制御におけるばね上部振動減衰成分Ｆ_U，ロール抑制成分Ｆ_R，ピッチ抑制成分Ｆ_P，相対振動減衰成分Ｆ_I（詳しくは、補正後相対振動減衰成分Ｆ_IAである）は、一元的に扱われる。具体的には、それらの成分Ｆ_U，Ｆ_R，Ｆ_P，Ｆ_IAが、次式に従って合計され、アクチュエータ５０の発生させるべき総合的なアクチュエータ力Ｆが決定される。
Ｆ＝Ｆ_U＋Ｆ_R＋Ｆ_P＋Ｆ_IA
なお、相対振動減衰制御が行われない場合には、相対振動減衰成分Ｆ_Iは、“０”とされることで、補正後相対振動減衰成分Ｆ_IAも、“０”とされる。

各成分Ｆ_U，Ｆ_R，Ｆ_P，Ｆ_IAが総合されたアクチュエータ力Ｆは、４つのサスペンション装置２０の各々のアクチュエータ５０が発生させるべきアクチュエータ力であり、そのアクチュエータ力を発生させるべく、各アクチュエータ５０が有するモータ７６の作動が制御される。具体的には、各アクエータ５０の発生させるべきアクチュエータ力Ｆに基づき、各アクチュエータ５０のモータ７６についてのデューティ比Ｄが決定され、その決定されたデューティ比Ｄに関する指令が、対応するインバータ１７２に送信される。各インバータ１７２は、そのデューティ比Ｄに基づいて、対応するアクチュエータ５０のモータ７６の作動制御を実行する。

v）制御プログラム
アクチュエータ５０の制御は、図９にフローチャートを示すアクチュエータ制御プログラムがＥＣＵ１７０において実行されることによって行われる。このプログラムは、車両のイグニッションスイッチがＯＮ状態とされている間中、短い時間間隔（例えば数ｍ〜数十ｍsec）をおいて、繰り返し実行される。このプログラムに従う処理は、４つのアクチュエータ５０の各々について行われるが、それらの処理はどのアクチュエータ５０についても同様に行われるため、ここでは、１つのアクチュエータについてのみ説明する。

アクチュエータ制御プログラムによる処理では、まず、ステップ１（以下、「Ｓ１」と略し、他のステップも同様とする）において、図１０にフローチャートを示すばね上部振動減衰成分決定サブルーチンが実行され、続いて、Ｓ２において、図１１にフローチャートを示す姿勢変化抑制成分決定サブルーチンが実行される。次のＳ３では、相対振動減衰制御として、第１相対振動減衰制御と第２相対振動減衰制御とのいずれが選択されているかが判断される。第１相対振動減衰制御が選択されている場合には、図１２にフローチャートを示す第１相対振動減衰成分決定サブルーチンが実行され、第２相対振動減衰制御が選択されている場合には、図１３にフローチャートを示す第２相対振動減衰成分決定サブルーチンが実行される。

上記各サブルーチンによる処理では、先に詳しく説明した手法に従って、それぞれ、アクチュエータ力のばね上部振動減衰成分Ｆ_U、ロール抑制成分Ｆ_Rおよびピッチ抑制成分Ｆ_P、補正後の相対振動減衰成分Ｆ_Iである補正後相対振動減衰成分Ｆ_IAが決定される。

それらの成分Ｆ_U，Ｆ_R，Ｆ_P，Ｆ_IAが決定された後、Ｓ７において、それらの成分Ｆ_U，Ｆ_R，Ｆ_P，Ｆ_IAが合計されて、総合的なアクチュエータ力Ｆが決定される。次いで、Ｓ８において、その決定されたアクチュエータ力Ｆに基づいて、インバータ１７２に、デューティ比Ｄについての指令が発令される。Ｓ８の処理が終了した後、本アクチュエータ制御プログラムの１回の実行が終了する。本プログラムおよび各サブルーチンを構成する各ステップの処理は、先の説明を参照することにより容易に理解可能であるため、ここでの詳しい説明は省略する。

（Ｃ）制御装置の機能構成
本実施例のサスペンションシステムにおけるＥＣＵ１７０は、電磁式のアクチュエータ５０が発生させるアクチュエータ力を制御するための制御装置としての役割を果たしている。このＥＣＵ１７０の機能に関して言えば、ＥＣＵ１７０は、図１４に示すような機能構成を有していると考えることができる。

図に示すように、ＥＣＵ１７０は、それぞれがアクチュエータ力の成分を決定する３つの成分決定部２００，２０２，２０４を有している。具体的には、ばね上部振動減衰成分Ｆ_Uを決定するばね上部振動減衰成分決定部２００と、ロール抑制成分Ｆ_Rおよびピッチ抑制成分Ｆ_Pを決定する姿勢変化抑制成分決定部２０２と、相対振動減衰成分Ｆ_I（厳密には、補正後相対振動減衰成分Ｆ_IAである）を決定する相対振動減衰成分決定部２０４とを有している。

具体的には、上記ばね上部振動減衰成分決定部２００は、アクチュエータ制御プログラムにおけるＳ１の処理、つまり、ばね上部振動減衰成分決定サブルーチンに従う処理を実行するＥＣＵ１７０の部分であり、上記姿勢変化抑制成分決定部２０２は、Ｓ２の処理、つまり、姿勢変化抑制成分決定サブルーチンに従う処理を実行する部分である。また、上記相対振動減衰成分決定部２０４は、Ｓ３〜Ｓ５の処理、つまり、制御切換スイッチ１９６の選択に応じて、第１相対振動減衰成分決定サブルーチンと第２相対振動減衰成分決定サブルーチンとの一方に従う処理を実行する部分である。

また、ＥＣＵ１７０は、Ｓ６の処理を実行する部分、つまり、上記各成分Ｆ_U，Ｆ_R，Ｆ_P，Ｆ_I（Ｆ_IA）を総合して、各アクチュエータ５０が発生させるべきアクチュエータ力Ｆを決定する部分として、アクチュエータ力決定部２０６を有している。さらに、Ｓ７の処理を実行する部分、つまり、そのアクチュエータ力Ｆに基づいて、各アクチュエータ５０に対応するインバータ１７２にデューティ比Ｄについての指令を発する部分として、デューティ比指令部２０８を有している。

以上のような機能構成から、ＥＣＵ１７０は、３つの制御を実行する制御部を有するものと考えることができる。その３つの制御部のうちの１つは、ばね上部振動減衰成分決定部２００を含んで構成され、上述のばね上部振動減衰制御を実行する「ばね上部振動減衰制御部」である。また、別の１つは、姿勢変化抑制成分決定部２０２を含んで構成され、上述の車体姿勢変化抑制制御を実行する「車体姿勢変化抑制制御部」である。そして、さらに別の１つは、相対振動減衰成分決定部２０４を含んで構成され、上述の相対振動減衰制御を実行する「相対振動減衰制御部」である。

≪第２実施例≫
（Ａ）サスペンションシステムの構成
i）全体構成
第２実施例の車両用サスペンションシステムは、第１実施例の車両用サスペンションシステムと同様に、４つのサスペンション装置を有している。ただし、各サスペンション装置は、前述の第１実施例の車両サスペンションシステムのサスペンション装置２０と異なる構成のものとなっている。

具体的に言えば、各サスペンション装置において、第１実施例のサスペンションシステムで採用された２つの圧縮コイルスプリング４６，４８、アクチュエータ５０、ダンパ５２、連結機構６４に代えて、図１５に示すスプリング・アクチュエータAssy２５０が採用されている。このスプリング・アクチュエータAssy２５０は、ばね上部とばね下部とを弾性的に連結するメインスプリング、つまり、サスペンションスプリングと、電磁式のアクチュエータとが一体化されたものである。ちなみに、メインスプリングは、エア圧を利用したエアスプリング（流体スプリングの一種）である。

制御システムも、上記メインスプリングを制御するための機能を除き、第１実施例における制御システムと略同様の機能を有している。言い換えれば、電磁式のアクチュエータを制御するための構成は、第１実施例のサスペンションシステムにおいて採用されていた制御システムと略同じ構成である。

したがって、第２実施例のサスペンションシステムの構成の説明では、第１実施例のサスペンションシステムと異なる部分を中心に行い、同様若しくは類似する構成要素については、第１実施例における符号と同じ符号を用いるとともに、できるだけ説明を省略することとする。

ii）スプリング・アクチュエータAssy２５０の構成および機能
スプリング・アクチュエータAssy２５０は、図１５に示すように、ばね上部の一構成部分であるマウント部５４と、ばね下部の一構成部分である第２ロアアーム３６との間に配設されている。スプリング・アクチュエータAssy２５０は、大まかに言えば、電磁式ショックアブソーバとして機能する電磁式のアクチュエータ２５２と、そのアクチュエータ２５２と第２ロアアーム３６とを連結するための連結機構２５４と、エアスプリング２５６とを含んで構成されており、それらが一体化されたものとなっている。

a）アクチュエータの構成
アクチュエータ２５２は、ねじ溝２６０が形成された雄ねじ部としてのねじロッド２６２と、ベアリングボールを保持してねじロッド２６２と螺合する雌ねじ部としてのナット２６４とを含んで構成されるボールねじ機構２６６と、動力源としての電磁モータ２６８（以下、単に「モータ２６８」という場合がある）と、それらボールねじ機構２６６およびモータ２６８を収容するケーシング２７０とを備えている。そのケーシング２７０が、外周部において、マウント部５４に連結されている。モータ２６８（ＤＣブラシレスモータである）は、中空とされたモータ軸２７２を有しており、そのモータ軸２７２の下端部の内側には、ナット２６４が固定されている。つまり、モータ２６８は、ナット２６４に回転力を付与するものとなっている。そして、ねじロッド２６２が、ナット２６４と螺合させられて、モータ軸２７２内から下方に延び出した状態で配設される。なお、本アクチュエータ２５２においては、モータ回転角センサ１７８は、モータ軸２７２の回転角を検出するものとして、ケーシング２７０の内部に設けられている。

また、ケーシング２７０内には、ロッドホルダ２７４が、上記ナット２６４と同軸的に固定されている。ボールねじ機構２６６の構成要素であるねじロッド２６２には、ねじ溝に加えスプライン溝２７６も形成されており、ねじロッド２６２とロッドホルダ２７４とが、スプライン嵌合させられている。それらねじロッド２６２とロッドホルダ２７４とを含んで構成されるボールスプライン機構２７８によって、ねじロッド２６２がケーシング２７０に対して相対回転不能、かつ、軸線方向に相対移動可能とされている。

ねじロッド２６２は、ケーシング２７０から下方に延び出している。ねじロッド２６２の下端部には、下方に開口するカップ形状を有するばね受部材２８０が設けられている。アクチュエータ２５２は、そのばね受部材２８０において、後に詳しく説明する連結機構２５４を介して第２ロアアーム３６に連結されている。

上述の構造から、アクチュエータ２５２は、ばね上部に固定的に連結されるばね上部側ユニット２８２と、連結機構２５４を介してばね下部に連結されたばね下部側ユニット２８４とを備えている。ばね上部側ユニット２８２は、ケーシング２７０，モータ２６８，ナット２６２，ロッドホルダ２７４を含んで構成され、また、ばね下部側ユニット２８４は、ねじロッド２６２，ばね受部材２８０を含んで構成されている。

b）連結機構の構成
連結機構２５４は、液圧式のダンパ２９０を有している。そのダンパ２９０は、前述の第１実施例におけるダンパ５２と概ね同じ構造のものである。簡単に説明すれば、２重筒とされて作動液を収容するハウジング２９２と、そのハウジング２９２の内筒の内部を２つの液室に区画するともに、摺動可能に内筒に嵌合されたピストン２９４とを含んで構成されている。そのダンパ２９０は、ピストン２９４の移動に伴って、そのピストン２９４に設けられた弁によって、ハウジング２９２内の２つの液室の間の作動液の流通に対する抵抗を付与するとともに、仕切壁２９６に設けられた弁によって、バッファ室と下液室との間の作動液の流通、つまり、仕切壁２９６の下部に形成された補助液室を介して行われる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。

ハウジング２９２は、それの下端部に設けられたブシュ２９８を介して第２ロアアーム３６に連結されている。一方、上記ねじロッド２６２の下端部に固定的に接続されたピストンロッド３００が、ハウジング２９２内に延び入っており、ピストン２９４は、そのピストンロッド３００の下端部に連結されている。そのような構造により、ねじロッド２６２は、すなわち、ばね下部側ユニット２８４は、ダンパ２９０を介して第２ロアアーム３６に連結されているのである。

ダンパ２９０のハウジング２９２には、それの外周部において、環状の下部スプリング座３０２が付設されている。この下部スプリング座３０２には、支持筒３０４がハウジング２９２を自身の内部に収容する状態で固定されている。この支持筒３０４の上端部には、内鍔状に形成された上部スプリング座３０６が設けられている。一方、先に説明したばね受部材２８０は、ねじロッド２６２とピストンロッド２９０とが接続されている箇所において、それらに固定されている。ばね受部材２８０は、支持筒３０４の内部に収容されるとともに、ハウジング２９２の上端部を自身の内部に収容するようにして、設けられている。このばね受部材２８０の下端部付近には、外鍔状に形成された中間スプリング座３０８が設けられている。

上部スプリング座３０６と中間スプリング座３０８と間には、圧縮コイルスプリング３１０が、中間スプリング座３０８と下部スプリング座３０２との間には、圧縮コイルスプリング３１２が、それぞれ、圧縮状態で配設されている。これら２つの圧縮コイルスプリング３１０，３１２は、互いに協働し、それらの弾性力によって、ばね受部材２８０を、すなわち、ばね下部側ユニット２８４を、ばね下部に浮動支持させる支持スプリングとしての機能を有しているのである。

上記構造から、連結機構２５４は、ばね下部側ユニット２８４のばね下部に対する相対動作を許容するものとされているが、その相対動作におけるばね下部側ユニット２８４とばね下部との相対変位は、連結機構２５４が有する相対変位制限機構３１４によって制限されている。具体的に言えば、ばね下部側ユニット２８４とばね下部とが離間する方向に相対移動する場合には、ピストン２９４に設けられた緩衝ゴム３１６がダンパ２９０のハウジング２９２の内蓋の下面に当接して、その相対移動が制限される。その一方で、ばね下部側ユニット２８４とばね下部とが接近する方向に相対移動する場合には、ばね受部材２８０の内部に付設された緩衝ゴム３１８が、ハウジング２９２の外蓋の上面に当接して、その相対移動が制限される。つまり、ハウジング２９２の内蓋および外蓋、２つの緩衝ゴム３１６，３１８を含んで相対変位制限機構３１４が構成されているのである。相対変位制限機構３１４による相対移動許容範囲は、第１実施例の場合と同様、図においてΔＷで示されている。

なお、本サスペンション装置２０では、ばね上部とばね下部のストローク動作に対するバウンドストッパ機構，リバウンドストッパ機構は、スプリング・アクチュエータAssy２５０に設けられている。ばね上部とばね下部との接近動作は、支持筒３０４の上端に付設されたストッパ板３２０がばね上部側ユニット２８２のケーシング２７０に設けられた緩衝ゴム３２２に当接するか、あるいは、ケーシング２７０のロッドホルダ２７４が配設されている部分の下端面がばね受部材２８０の上面に設けられた緩衝ゴム３２４に当接することによって制限される。一方、ばね上部とばね下部との離間動作は、ケーシング２７０に付設されたスカート３２６の下端の内鍔部に設けられた緩衝ゴム３２８にストッパ板３２０が当接することによって制限される。ちなみに、上記相対移動許容範囲ΔＷは、ストローク動作の許容範囲より狭くされている。

c）エアスプリングの構成
エアスプリング２５６は、マウント部５４に連結されるチャンバシェル３４０と、ダンパ２９０のハウジング２９２に固定されたことで第２ロアアーム３６に連結されるエアピストン筒３４２と、チャンバシェル３４０とエアピストン筒３４２とを繋ぐダイヤフラム３４４とを含んで構成されている。

チャンバシェル３４０は、蓋部３４６を有し、その蓋部３４６が、防振ゴムを有するスプリングサポート３４８を介してアクチュエータ２５２のケーシング２７０に連結されている。また、蓋部３４６は、防振ゴムを有するアッパーサポート３５０を介してマウント部に５４に連結されている。また、エアピストン筒３４２は、連結機構２５４の支持筒３０４の上部と、ケーシング２７０に付設されたスカート３２６とを内部に収容した状態で、下端部において、支持筒３０４の外周部に固定されている。

ダイヤフラム３４４は、一端部において、チャンバシェル３４０の下端部に固着され、他端部において、エアピストン筒３４２の上端部に固着されている。それらチャンバシェル３４０，エアピストン筒３４２，ダイヤフラム３４４によって、圧力室３５２が区画形成されている。その圧力室３５２には、流体としての圧縮エアが封入されている。

上述の構造から、エアスプリング２５６は、その圧縮エアの圧力によって、第２ロアアーム３６とマウント部５４とを、つまり、ばね上部とばね下部とを弾性的に連結しているのである。ちなみに、前述した圧縮コイルスプリング３１０，３１２を１つのばねと仮定した場合におけるばね定数が、エアスプリング２５６のばね定数よりも大きく設定されている。

d）スプリング・アクチュエータAssy２５０の機能
本サスペンション装置２０においては、アクチュエータ２５２のばね上部側ユニット２８２は、固定ユニットとして、ユニット固定部であるばね上部に固定的に連結され、その一方で、ばね下部側ユニット２８４は、浮動ユニットとして、ユニット浮動支持部であるばね下部に浮動支持されている。

ばね上部とばね下部とが接近・離間する場合、ばね上部とばね下部とのストローク動作に伴って、ばね上部側ユニット２８２とばね下部側ユニット２８４とが相対動作する。その相対動作により、ねじロッド２６２とナット２６４とが軸線方向に相対移動しつつ、ナット２６４がモータ軸２７２とともに回転する。モータ２６８は、ナット２６４に回転力を付与可能であり、モータ２６８による回転力の付与によって、アクチュエータ２５２は、ばね上部側ユニット２８２とばね下部側ユニット２８４との相対動作に対する抵抗力あるいは推進力となるアクチュエータ力を発生させる。

アクチュエータ力は、連結機構２５４を介して、ばね上部とばね下部とに作用する。連結機構２５４は、圧縮コイルスプリング３１０，３１２がばね下部とばね下部側ユニット２８４との間に介装された構造をなしている。つまり、本サスペンション装置２０では、ばね下部側ユニット２８４が、圧縮コイルスプリング３１０，３１２によって、ばね下部に浮動支持されている。そのため、アクチュエータ力は、遅れを伴って、ばね上部とばね下部とに作用することになる。そこで、本スプリング・アクチュエータAssy２５０では、連結機構２５４において、ばね下部とばね下部側ユニット２８４との間にダンパ２９０を設け、アクチュエータ力の応答性を改善している。

エアスプリング２５６は、通常のサスペンションスプリングとしての機能の他に、圧力室３５２内にエアを流入させ、あるいは、圧力室３５２内からエアを流出させることで、ばね上ばね下間距離を変更する機能を有している。この機能を利用し、本実施例のサスペンションシステムは、車体と路面との距離、すなわち、車高を変更，調整することが可能とされている。この車高の変更，調整に関する構成および制御の説明は、省略する。

（Ｂ）電磁式アクチュエータの制御
本実施例のサスペンションシステムでは、第１実施例のサスペンションシステムにおけるばね上部振動減衰制御，車体姿勢変化抑制制御と同様の制御が実行される。また、相対振動減衰制御に関して言えば、第１実施例のサスペンションシステムにおいて実行されていた第１相対振動減衰制御は実行されず、第２相対振動減衰制御と同様の制御だけが実行される。本実施例のサスペンションシステムでは、それらの制御に加えて、後述するばね下部振動減衰制御が実行される。以下、各制御について順次説明するが、第１実施例における説明と同様となる説明については、できるだけ省略する。

i）ばね上部振動減衰制御
本実施例のサスペンションシステムが有するサスペンション装置２０の実装置モデルは、図１６（ａ）に示すものとなる。この振動モデルは、第１実施例に関して説明した実装置モデルと同様、ばね上質量Ｍ_Uと、ばね下質量Ｍ_Lと、中間質量Ｍ_Iとを含んだモデルである。ちなみに、中間質量Ｍ_Iは、ナット２６４，モータ軸２７２等のモータ２６８の回転部分等を１つの回転体の換算質量、詳しく言えば、その回転体の慣性モーメントをばね下部側ユニット２８４の上下動における慣性質量に換算した換算質量も含まれている。

本実装置モデルは、第１実施例における実装置モデルと同様、ばね上質量Ｍ_Uと中間質量Ｍ_Iとの間に、アクチュエータ２５２に相当するアクチュエータＡが配設されている。また、ばね下質量Ｍ_Lと路面との間に、タイヤに相当するばね、すなわち、ばね定数がＫ₃のばねＫ₃が配設されている。

一方、第１実施例における実装置モデルと異なり、本実装置モデルでは、ばね上質量Ｍ_Uとばね下質量Ｍ_Lとの間に、エアスプリング２５６に相当するメインスプリング、すなわち、ばね定数がＫ₄のばねＫ₄が配設されている。また、中間質量Ｍ_Iとばね下質量Ｍ_Lとの間には、圧縮コイルスプリング３１０，３１２によって構成される支持スプリングに相当するスプリング、すなわち、ばね定数がＫ₅のばねＫ₅が配設されており、さらに、そのばねＫ₅と並列に、ダンパ２５２に相当するダンパ、すなわち、減衰係数がＣ₂のダンパＣ₂が配設されている。なお、ダンパＣ₂は、先に説明したように、アクチュエータ力の応答性の向上を目的とするダンパであるため、減衰係数Ｃ₂は、その目的に適う適切な大きさに設定されている。

一方、アクチュエータ２５２の制御のための理論モデルである制御モデルは、図１６（ｂ）に示すものであり、その制御モデルでは、第１実施例における制御モデルと同様、ばね上質量Ｍ_Uが、減衰係数がＣ_SのスカイフックダンパＣ_Sによって懸垂されている。

ばね上部振動減衰制御は、第１実施例の場合と同様、４つのサスペンション装置２０の各々のアクチュエータ２５２に対して独立して行われ、各アクチュエータ２５２において、ばね上速度Ｖ_Uに基づき、アクチュエータ力を次式に従ったばね上部振動減衰成分Ｆ_Uとして発生させるように、モータ２６８の作動が制御される。
Ｆ_U＝Ｃ_S・Ｖ_U
ばね上部振動減衰制御の具体的な手法は、第１実施例の場合と同様であるため、詳細な説明は省略する。

ii）ばね下部振動減衰制御
ばね下部振動減衰制御は、いわゆる擬似的なグランドフックダンパ理論に基づく制御であり、４つのサスペンション装置２０の各々のアクチュエータ２５２に対して、独立して行われる。図１６（ｂ）に示す制御モデルでは、ばね下質量Ｍ_Lが、仮想的な路面線（グランドライン）に、減衰係数がＣ_GのダンパＣ_G（擬似的なグランドフックモデル理論に基づくダンパであるため、以下、「グランドフックダンパＣ_G」と呼ぶ）を介して支持されている。

ばね下部振動減衰制御は、実装置モデルにおけるアクチュエータＡの発生させるアクチュエータ力が、制御モデルにおけるグランドフックダンパＣ_Gが発生させる減衰力に相当する力となるように、アクチュエータ２５２が制御される。より具体的に言えば、ばね下縦加速度センサ１８８によって検出されたばね下部の縦加速度Ｇ_L（以下、「ばね下加速度Ｇ_L」という場合がある）に基づいて、ばね下部の動作速度（絶対速度）であるばね下速度Ｖ_Lが算定され、次式に従ったアクチュエータ力、つまり、そのばね下速度Ｖ_Lに応じた大きさのアクチュエータ力を、ばね下部振動減衰成分Ｆ_Lとして発生させるように、モータ２６８の作動が制御されるのである。
Ｆ_L＝−Ｃ_G・Ｖ_L
減衰係数Ｃ_Gは、制御ゲインと考えることのできるものであり、ばね下共振周波数およびその近傍の周波数の振動を効果的に減衰させるのに適した値に設定されている。

iii）車体姿勢変化抑制制御
車体姿勢変化抑制制御は、車体のロールおよびピッチを抑制するための制御であり、第１実施例における制御と同様の手法によって行われる。詳しい説明は省略するが、前述の横加速度Ｇ_Yに基づいて、ロール抑制成分Ｆ_Rが次式に従って決定され、
Ｆ_R＝β・Ｇ_Y （β：制御ゲイン）
実前後加速度Ｇ_Xに基づいて、ピッチ抑制成分Ｆ_Pが、次式に従って決定される。
Ｆ_P＝γ・Ｇ_X （γ：制御ゲイン）

iv）相対振動減衰制御
本実施例のサスペンションシステムの各サスペンション装置２０においても、アクチュエータ２５２のばね下部側ユニット２８４は、ばね下部に対して浮動支持されている。したがって、浮動ユニットであるばね下部側ユニット２８４は、ユニット浮動支持部であるばね下部に対して相対振動する。相対振動減衰制御は、第１実施例における相対振動制御と同様、その相対振動に対処することを目的とする制御である。

図１６（ｂ）に示す制御モデルでは、中間質量Ｍ_Iとばね上質量Ｍ_Uとの間に、ばね下部側ユニット２８４の相対振動を減衰させるためのダンパとして、減衰係数がＣ_Rの相対振動減衰ダンパＣ_Rが配設されている。本実施例の相対振動減衰制御は、その制御モデルに従う制御であり、第１実施例における第２相対振動減衰制御と同様の制御である。当該相対減衰制御においては、実装置モデルにおけるアクチュエータＡの発生させるアクチュエータ力が、相対振動減衰ダンパＣ_Rが発生させる減衰力に相当する力となるように、各アクチュエータ２５２が制御される。

具体的な制御手法は、先の第２相対振動減衰制御と同様であり、ばね下部側ユニット２８４とばね上部側ユニット２８２との相対動作速度Ｖ_IUに基づき、次式に従って、アクチュエータ力を、相対振動減衰成分Ｆ_Iとして発生させるように、モータ２６８の作動が制御される。
Ｆ_I＝Ｃ_R・Ｖ_IU
ちなみに、相対振動減衰ダンパＣ_Rの減衰係数Ｃ_Rは、共振周波数およびその近傍の周波数のばね下部側ユニット２８４の相対振動を効果的に減衰させるのに適した値に設定されている。

本実施例における相対振動減衰制御も、第１実施例における相対振動減衰制御と同様の実行条件に従って、ばね下部側ユニット２８２の相対振動の強度の特定周波数成分が設定閾値より高くなる状況下においてのみ実行される。また、相対変位制限機構３１４を備えることによる衝撃を防止あるいは緩和するため、第１実施例における制御と同様に、相対振動減衰成分Ｆ_Iの補正が行われる。それら、実行条件に基づく制御の実行，相対振動減衰成分Ｆ_Iの補正についての具体的な手法は、第１実施例における手法と同様である。

v）各制御の総合
上述したばね上部振動減衰制御，ばね下部振動減衰制御，車体姿勢変化抑制制御，相対振動減衰制御は、総合的に行われ、それらの制御におけるばね上部振動減衰成分Ｆ_U，ばね下部振動減衰成分Ｆ_L，ロール抑制成分Ｆ_R，ピッチ抑制成分Ｆ_P，相対振動減衰成分Ｆ_I（詳しくは、補正後相対振動減衰成分Ｆ_IAである）は、一元的に扱われる。具体的には、それらの成分Ｆ_U，Ｆ_L，Ｆ_R，Ｆ_P，Ｆ_IAが、次式に従って合計され、各アクチュエータ２５２の発生させるべき総合的なアクチュエータ力Ｆが決定される。
Ｆ＝Ｆ_U＋Ｆ_L＋Ｆ_R＋Ｆ_P＋Ｆ_IA

第１実施例の場合と同様、各アクチュエータ２５２についての総合的アクチュエータ力Ｆに基づき、各アクチュエータ２５２のモータ２６８についてのデューティ比Ｄが決定され、その決定されたデューティ比Ｄに関する指令が、対応するインバータ１７２に送信される。各インバータ１７２は、そのデューティ比Ｄに基づいて、対応するアクチュエータ２５２のモータ２６８の作動制御を実行する。

v）制御プログラム
アクチュエータ２５２の制御は、図１７にフローチャートを示すアクチュエータ制御プログラムがＥＣＵ１７０おいて実行されることによって行われる。このプログラムは、第１実施例におけるアクチュエータ制御プログラムと同様に、４つのアクチュエータ２５２の各々について行われ、車両のイグニッションスイッチがＯＮ状態とされている間中、短い時間間隔（例えば数ｍ〜数十ｍsec）をおいて、繰り返し実行される。

本アクチュエータ制御プログラムによる処理では、Ｓ１０１において、図１０にフローチャートを示すばね上部振動減衰成分決定サブルーチンが実行され、続いて、Ｓ１０２において、図１８にフローチャートを示すばね下部振動減衰成分決定サブルーチンが実行される。次に、Ｓ１０３において、図１１にフローチャートを示す姿勢変化抑制成分決定サブルーチンが実行される。本サスペンションシステムでは、第１実施例のサスペンションシステムと異なり、相対振動減衰制御が１つしか設定されていない。そこで、Ｓ１０３の後、Ｓ１０４において、設定されている相対振動減衰制御に従う相対振動減衰成分Ｆ_IAが決定される。このＳ１０４では、図１３にフローチャートを示す第２相対振動減衰成分決定サブルーチンと略同じサブルーチンが実行される。

上記各サブルーチンによる処理では、先に詳しく説明した手法に従って、それぞれ、アクチュエータ力のばね上部振動減衰成分Ｆ_U、ばね下部振動減衰成分Ｆ_L、ロール抑制成分Ｆ_Rおよびピッチ抑制成分Ｆ_P、補正後の相対振動減衰成分Ｆ_Iである補正後相対振動減衰成分Ｆ_IAが決定される。

それらの成分Ｆ_U，Ｆ_L，Ｆ_R，Ｆ_P，Ｆ_IAが決定された後、Ｓ１０５において、それらの成分Ｆ_U，Ｆ_L，Ｆ_R，Ｆ_P，Ｆ_IAが合計されて、総合的なアクチュエータ力Ｆが決定され、次いで、Ｓ１０６において、その決定されたアクチュエータ力Ｆに基づいて、インバータ１７２に、デューティ比Ｄについての指令が発令される。Ｓ１０６の処理が終了した後、本アクチュエータ制御プログラムの１回の実行が終了する。第１実施例の場合と同様、本プログラムおよび各サブルーチンを構成する各ステップの処理は、先の説明を参照することにより容易に理解可能であるため、ここでの詳しい説明は省略する。

（Ｃ）制御装置の機能構成
本実施例のサスペンションシステムにおけるＥＣＵ１７０は、電磁式のアクチュエータ２５２が発生させるアクチュエータ力を制御するための制御装置としての役割を果たしている。このＥＣＵ１７０の機能に関して言えば、ＥＣＵ１７０は、図１９に示すような機能構成を有していると考えることができる。

図に示すように、ＥＣＵ１７０は、第１実施例におけるＥＣＵ１７０と同様、ばね上部振動減衰成分決定部２００、姿勢変化抑制成分決定部２０２と、相対振動減衰成分決定部２０４を有している。さらに、本ＥＣＵ１７０では、ばね下部振動減衰成分Ｆ_Lを決定するための機能部として、ばね下部振動減衰決定部３７０を有している。それら上記ばね上部振動減衰成分決定部２００，ばね下振動減衰成分決定部３７０，姿勢変化抑制成分決定部２０２，相対振動減衰成分決定部２０４は、それぞれ、アクチュエータ制御プログラムにおけるＳ１０１，Ｓ１０２，Ｓ１０３，Ｓ１０４の処理を実行するＥＣＵ１７０の部分である。

また、ＥＣＵ１７０は、Ｓ１０５の処理を実行する部分、つまり、第１実施例におけるＥＣＵ１７０と同様、上記各成分Ｆ_U，Ｆ_L，Ｆ_R，Ｆ_P，Ｆ_I（Ｆ_IA）を総合して、各アクチュエータ２５２が発生させるべきアクチュエータ力Ｆを決定する部分として、アクチュエータ力決定部２０６を有している。さらに、Ｓ１０６の処理を実行する部分、つまり、そのアクチュエータ力Ｆに基づいて、各アクチュエータ２５２に対応するインバータ１７２にデューティ比Ｄについての指令を発する部分として、デューティ比指令部２０８を有している。

以上のような機能構成から、本実施例のＥＣＵ１７０は、４つの制御を実行する制御部を有するものと考えることができる。その４つの制御部のうちの１つは、ばね上部振動減衰成分決定部２００を含んで構成され、上述のばね上部振動減衰制御を実行する「ばね上部振動減衰制御部」であり、別の１つは、ばね下部振動減衰制御部３７０を含んで構成され、上述のばね下部振動減衰制御を実行する「ばね下振動減衰制御部」である。また、もう１つは、姿勢変化抑制成分決定部２０２を含んで構成され、上述の車体姿勢変化抑制制御を実行する「車体姿勢変化抑制制御部」であり、さらに別の１つは、相対振動減衰成分決定部２０４を含んで構成され、上述の相対振動減衰制御を実行する「相対振動減衰制御部」である。

≪その他の実施例≫
上述の第２実施例のサスペンションシステムは、相対振動減衰制御として第２相対振動減衰制御のみが実行可能に構成されているが、第２相対振動減衰制御に代えて、あるいは、それと選択的に、第１実施例のサスペンションシステムで採用されている第１相対振動減衰制御を実行するように構成してもよい。一方、第１実施例のサスペンションシステムは、第１，第２相対振動減衰制御のうちの一方のみを実行可能に構成されてもよい。

また、上記２つの実施例のサスペンションシステムにおいて、相対振動減衰制御は、特定周波数域の振動強度成分がある程度大きくなった場合にのみ実行されるようにされていたが、常に実行されるようにされてもよい。また、相対変位量Ｗに基づく相対振動減衰成分Ｆ_Iの補正を行っていたが、そのような補正を行わないように、相対振動減衰制御を構成してもよい。

上記第１実施例のサスペンションシステムは、ばね下部振動減衰制御が実行されないように構成されているが、当該制御を実行するように構成してもよい。逆に、上記第２実施例のサスペンションシステムは、ばね下部振動減衰制御が実行されるように構成されているが、当該制御が実行されないように構成してもよい。

上記２つの実施例のサスペンションシステムは、車両姿勢変化抑制制御において、車体のロールとピッチとの両者を抑制するように構成されていた。そのような構成に代え、車体のロールとピッチとの一方のみを抑制するように構成してもよい。また、車両姿勢変化抑制制御を実行しないように構成してもよい。

また、上記第１実施例のサスペンションシステムでは、液圧式のダンパ５２に代えて若しくは加えて、ばね上部とばね下部との相対動作に対する抵抗力を発生させる液圧式ダンパ、つまり、第２実施例のサスペンションシステムにおいて設けられたダンパ２９０と同様のダンパを設けてもよい。逆に、上記第２実施例のサスペンションシステムでは、液圧式のダンパ２９０に代えて若しくは加えて、ばね下部側ユニット２８４とばね下部との相対動作に対する抵抗力を発生させる液圧式のダンパ、つまり、第１実施例のサスペンションシステムにおいて設けられたダンパ５２と同様のダンパを設けてもよい。

上記第１実施例，第２実施例のいずれのサスペンションシステムも、ばね下部側ユニットを浮動ユニットとして構成されているが、請求可能発明に従うサスペンションシステムは、ばね上部側ユニットを浮動ユニットとして構成したサスペンションシステムであってもよい。

第１実施例の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のサスペンションシステムにおいて後輪に対して設けられたサスペンション装置を示す正面図である。 図２のサスペンション装置を構成するサスペンションスプリング，電磁式アクチュエータ，液圧式ダンパを示す断面図である。 図３に示されている液圧式ダンパの拡大断面図である。 図２のサスペンション装置についての振動モデルを示す概念図である。 図２のサスペンション装置の振動伝達特性を示すグラフである。 図３に示されている電磁式アクチュエータが有するばね下部側ユニットの相対振動の強度の特定周波数域における成分を模式的に示すグラフである。 図３に示されている電磁式アクチュエータが有するばね下部側ユニットとばね下部との相対振動を減衰するためのアクチュエータ力の補正ゲインを示すグラフである。 図３に示されている電磁式アクチュエータを制御するためのアクチュエータ制御プログラムのフローチャートである。 図９のプログラムにおいて実行されるばね上部振動減衰成分決定サブルーチンのフローチャートである。 図９のプログラムにおいて実行される姿勢変化抑制成分決定サブルーチンのフローチャートである。 図９のプログラムにおいて実行される第１相対振動減衰成分決定サブルーチンのフローチャートである。 図９のプログラムにおいて実行される第２相対振動減衰成分決定サブルーチンのフローチャートである。 図１のサスペンションシステムが有する制御装置の機能構成を示すブロック図である。 第２実施例の車両用サスペンションシステムのサスペンション装置において採用されているスプリング・アクチュエータAssyを示す断面図である。 第２実施例の車両用サスペンションシステムが備えるサスペンション装置についての振動モデルを示す概念図である。 図１５に示すスプリング・アクチュエータAssyが有する電磁式アクチュエータを制御するためのアクチュエータ制御プログラムのフローチャートである。 図１７のプログラムにおいて実行されるばね下部振動減衰成分決定サブルーチンのフローチャートである。 図１５のサスペンションシステムが有する制御装置の機能構成を示すブロック図である。

符号の説明

２０：サスペンション装置 ３６：第２ロアアーム（ばね下部） ４６：圧縮コイルスプリング（連結スプリング） ４８：圧縮コイルスプリング（支持スプリング） ５０：アクチュエータ ５２：ダンパ ５４：マウント部（ばね上部） ６４：連結機構 ７２：ねじロッド ７４：ナット ７６：電磁モータ ８４：ねじ機構 ８６：ばね上部側ユニット ８８：ばね下部側ユニット １５０：相対変位制限機構 １７０：電子制御ユニット（ＥＣＵ）（制御装置） ２００：ばね上部振動減衰成分決定部（ばね上部振動減衰制御部） ２０２：姿勢変化抑制成分決定部（車体姿勢変化抑制制御部） ２０４：相対振動減衰成分決定部（相対振動減衰制御部） ２５０：スプリング・アクチュエータAssy ２５２：アクチュエータ ２５４：連結機構 ２５６：エアスプリング（メインスプリング） ２６２：ねじロッド ２６４：ナット ２６６：ボールねじ機構 ２６８：電磁モータ ２８２：ばね上部側ユニット ２８４：ばね下部側ユニット ２９０：ダンパ ３１０：圧縮コイルスプリング（支持スプリング） ３１２：圧縮コイルスプリング（支持スプリング） ３１４：相対変位制限機構 ３７０：ばね下部振動減衰成分決定部（ばね下部振動減衰制御部）

Ｍ_U：ばね上質量 Ｍ_L：ばね下質量 Ｍ_I：中間質量 Ｃ₁：ダンパ（減衰係数） Ｃ₂：ダンパ（減衰係数） Ｃ_S：スカイフックダンパ（減衰係数） Ｃ_G：グランドフックダンパ（減衰係数） Ｃ_R：相対振動減衰ダンパ（減衰係数） Ｃ_R1：相対振動減衰ダンパ（減衰係数） Ｃ_R2：相対振動減衰ダンパ（減衰係数） Ｋ₁：ばね（ばね定数） Ｋ₂：ばね（ばね定数） Ｋ₃：ばね（ばね定数） Ｋ₄：ばね（ばね定数） Ｋ₅：ばね（ばね定数） Ｖ_U：ばね上速度 Ｖ_IL：相対動作速度（ばね下部側ユニット−ばね下部） Ｖ_IU：相対動作速度（ばね上部側ユニット−ばね下部側ユニット） Ｓ：ストローク量（ばね上ばね下間距離） θ：モータ回転角 Ｉ_R：共振周波数域振動強度成分 Ｉ₀：設定閾強度 ｆ_R：共振周波数 Δｆ_R：共振周波数域 Ｗ：相対変位量 Ｗ₀：設定閾変位量 ΔW：相対動作許容範囲 Ｆ：アクチュエータ力（総合的アクチュエータ力） Ｆ_U：ばね上部振動減衰成分 Ｆ_L：ばね下部振動減衰成分 Ｆ_R：ロール抑制成分（姿勢変化抑制成分） Ｆ_P：ピッチ抑制成分（姿勢変化抑制成分） Ｆ_I：相対振動減衰成分 Ｆ_IA：補正後相対振動減衰成分 ε：補正ゲイン

Claims (8)

1. (A)ばね上部に連結されるばね上部側ユニットと、(B)ばね下部に連結され、ばね上部とばね下部との接近離間に伴って前記ばね上部側ユニットと相対動作するばね下部側ユニットと、(C)互いに螺合するねじロッドおよびナットを有し、それらねじロッドとナットとの一方が前記ばね上部側ユニットに設けられ他方が前記ばね下部側ユニットに設けられて、それらねじロッドとナットとが前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの相対動作に応じて相対回転するように構成されたねじ機構と、(D)前記ねじロッドと前記ナットとの一方にそれらの相対回転に対する力を付与する電磁モータとを有し、その電磁モータの力に依拠して、前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの相対動作に対する力であるアクチュエータ力を発生させる電磁式のアクチュエータと、
   前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの一方をそれが連結されるばね上部とばね下部との一方に支持させるための支持スプリングを有し、そのばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と、そのばね上部とばね下部との一方との相対動作を許容しつつ、それらを前記支持スプリングの弾性力を利用して連結する連結機構と、
   前記電磁モータの作動を制御することで、前記アクチュエータのアクチュエータ力を制御する制御装置と
   を備えた車両用サスペンションシステムであって、
   前記制御装置が、
   ばね上部の振動を減衰すべく、ばね上部の動作速度に応じた大きさの力を、アクチュエータ力の一成分として発生させるばね上部振動減衰制御を実行するばね上部振動減衰制御部と、
   前記支持スプリングに起因して生じる前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方の振動を減衰すべく、(a)前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの相対動作速度と、(b)前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作速度との一方に応じた大きさの力を、アクチュエータ力の一成分として発生させる相対振動減衰制御を実行する相対振動減衰制御部と
   を有する車両用サスペンションシステム。
2. 前記相対振動減衰制御部が、前記相対振動減衰制御として、前記連結機構の支持スプリングに起因して生じる前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方の共振現象を抑制するための制御を実行するように構成された請求項１に記載の車両用サスペンションシステム。
3. 前記支持スプリングが、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方としてのばね下部側ユニットを、前記ばね上部とばね下部との一方としてのばね上部に支持させるものであり、前記連結機構が、前記ばね下部側ユニットとばね下部との相対動作を許容しつつそれらを前記支持スプリングの弾性力を利用して連結するものであり、かつ、
   前記相対振動減衰制御部が、前記相対振動減衰制御として、前記ばね下部側ユニットの振動を減衰すべく、(a)前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの相対動作速度と、(b)前記ばね下部側ユニットとばね下部との相対動作速度との一方に応じた大きさの力を発生させる制御を実行するように構成された請求項１または請求項２に記載の車両用サスペンションシステム。
4. 当該車両用サスペンションシステムが、
   ばね上部とばね下部とを自身の弾性力を利用して連結するメインスプリングと、
   前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と、前記ばね上部側ユニットと前記ばね下部側ユニットとの他方が連結されるばね上部とばね下部との他方とを、自身の弾性力を利用して連結する連結スプリングと
   の一方を有する請求項１ないし請求項３のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。
5. 当該車両用サスペンションシステムが、
   ばね上部とばね下部との相対動作に対する抵抗力を発生させる液圧式のダンパと、
   前記連結機構において設けられ、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と、前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作に対する抵抗力を発生させる液圧式のダンパと
   の少なくとも一方を備えた請求項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. 前記相対振動減衰制御部が、前記相対振動減衰制御を、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方の振動の強度の、特定周波数についての成分が、設定閾値より高くなる状況下においてのみ実行するように構成された請求項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. 前記相対振動減衰制御部が、
   前記相対振動減衰制御として、前記連結機構の支持スプリングに起因して生じる前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方の共振現象を抑制するための制御を実行するように構成されており、かつ、
   前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方の振動の強度の、前記共振原書における共振周波数についての成分が、設定閾値より高くなる状況下においてのみ実行するように構成された請求項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。
8. 当該車両用サスペンションシステムが、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作におけるそれらの相対変位を制限する相対変位制限機構を備え、
   前記相対振動減衰制御部が、
   前記アクチュエータが前記相対振動減衰制御において発生させる力についての制御ゲインを、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作におけるそれらの相対変位量が設定閾量を超えた場合に、超えない場合に比較して大きくすることと、
   前記アクチュエータが前記相対振動減衰制御において発生させる力についての制御ゲインを、前記ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの一方と前記ばね上部とばね下部との一方との相対動作におけるそれらの相対変位量が大きくなるにつれて大きくすることと
   の少なくとも一方を行うように構成された請求項１ないし請求項７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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