JP2019031113A

JP2019031113A - サスペンション制御システム

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Publication number: JP2019031113A
Application number: JP2017151428A
Authority: JP
Inventors: 浩貴古田; Hirotaka Furuta
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2017-08-04
Filing date: 2017-08-04
Publication date: 2019-02-28
Anticipated expiration: 2037-08-04
Also published as: JP6825515B2

Abstract

【課題】車両の加減速時のストローク速度の推定精度を高めることができるサスペンション制御システムを提供する。【解決手段】制御装置は、ばね上上下加速度を検出する手段と、ばね上前後加速度を検出する手段と、サスペンションからばね上構造体へ入力される力の合算値を算出する合算値算出手段と、単輪モデルオブザーバと、を含む。合算値算出手段は、ばね上前後加速度を用いて、ばね上構造体の姿勢変化に伴う車両の接地荷重変動を算出し、車両の加速又は減速によって車輪に入力される前後方向の力がサスペンションに作用することによって生じるサスペンション反力を算出し、少なくとも接地荷重変動とサスペンション反力とを用いて合算値を算出するように構成される。オブザーバは、合算値を既知の入力とし、ばね上上下加速度を観測量の入力として、サスペンションのストローク速度の推定値を出力する。【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制御システムに関する。

減衰力を変更することが可能なサスペンションを利用したスカイフックダンパー制御が知られている。スカイフックダンパー制御では、要求減衰力を発生させるために、サスペンションを介して連結されるばね上構造体とばね下構造体との間の相対速度（以下、「ストローク速度」と称する）を推定する必要がある。ストローク速度を推定する技術としては、例えば特許文献１に記載されたものがある。この文献では、ダンパの減衰力のうちの非線形成分を制御入力としたオブザーバを用いてストローク速度を推定する手法において、この非線型成分を、車体のロール運動によるスタビライザのばね力、車体の横加速度に基づいたロール運動による接地荷重変動分、及び前後加速度に基づいたピッチ運動による接地荷重変動分で補償することが提案されている。

特開２０００−２８９４２４号公報

上記従来の技術では、車両の加減速時にサスペンションのばね上に入力される力として、ピッチ運動による接地荷重変動分を考慮している。しかしながら、車両の加減速時にサスペンションのばね上に入力される力は接地荷重変動分だけではなく、例えば車両の加減速によるサスペンションの反力等も存在する。このため、車両の加減速時にサスペンションのばね上に入力される力として、接地荷重変動分以外の力を考慮せずに加減速時のストローク速度を推定する構成では、推定精度が低くなるおそれがある。

本発明は、上述のような課題に鑑みてなされたもので、サスペンションを備える車両において、車両の加減速時のストローク速度の推定精度を高めることができるサスペンション制御システムを提供することを目的とする。

上記の課題を解決するため、本発明は、車両に搭載されるサスペンション制御システムに適用される。サスペンション制御システムは、車両のばね上構造体とばね下構造体との間を連結するサスペンションと、ばね上構造体とばね下構造体との間の相対速度であるストローク速度を推定する制御装置と、を備える。制御装置は、ばね上構造体の上下方向の加速度であるばね上上下加速度を検出するばね上上下加速度検出手段と、ばね上構造体の前後方向の加速度であるばね上前後加速度を検出するばね上前後加速度検出手段と、サスペンションからばね上構造体へ入力される力の合算値を算出する合算値算出手段と、単輪モデルに基づく運動方程式の状態空間に基づいて構成されたオブザーバと、を含む。合算値算出手段は、ばね上前後加速度を用いて、ばね上構造体の姿勢変化に伴う車両の接地荷重変動を算出し、車両の加速又は減速によって車輪に入力される前後方向の力がサスペンションに作用することによって生じるサスペンション反力を算出し、そして少なくとも接地荷重変動とサスペンション反力とを用いて合算値を算出するように構成される。オブザーバは、合算値を既知の入力とし、ばね上上下加速度を観測量の入力として、サスペンションのストローク速度の推定値を出力するように構成されている。

本発明に係るサスペンション制御システムによれば、サスペンションからばね上構造体へ入力される力の合算値を算出する際に、ばね上構造体の姿勢変化に伴う車両の接地荷重変動と、車両の加速又は減速によって車輪に入力される前後方向の力がサスペンションに作用することによって生じるサスペンション反力とが用いられる。これにより、車両の加減速時において、サスペンションからばね上構造体へ入力される力の算出精度が上がるので、車両の加減速時のストローク速度の推定精度を高めることが可能となる。

実施の形態１に係るサスペンション制御システムが搭載された車両の構成を示す図である。１自由度の単輪モデルオブザーバのモデル構成を示す図である。単輪モデルオブザーバの制御ブロック図である。車両の加減速時に作用する力について説明するための図である。実施の形態１のＥＣＵが可変サスペンションのストローク速度を推定する際に実行するルーチンのフローチャートである。実施の形態２のＥＣＵが可変サスペンションのストローク速度を推定する際に実行するルーチンのフローチャートである。

以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。ただし、以下に示す実施の形態において各要素の個数、数量、量、範囲等の数に言及した場合、特に明示した場合や原理的に明らかにその数に特定される場合を除いて、その言及した数に、この発明が限定されるものではない。また、以下に示す実施の形態において説明する構造やステップ等は、特に明示した場合や明らかに原理的にそれに特定される場合を除いて、この発明に必ずしも必須のものではない。

実施の形態１．
＜実施の形態１の車両のシステム構成＞
以下、図面を参照して本発明の実施の形態１について説明する。図１は、実施の形態１に係るサスペンション制御システムが搭載された車両の構成を示す図である。なお、以下の説明では、車両１０の進行方向（前後方向）をＸ方向とし、車両１０の左右方向をＹ方向とし、車両１０の上下方向をＺ方向と定義する。また、Ｚ方向の符号は上向きを「正」と定義する。

実施の形態１に係る車両１０は、４つの車輪１２を備えている。４つの車輪１２は、前輪と後輪とがＸ方向に互いに離れて配置され、左車輪と右車輪とがＹ方向に延びる同一車軸上に互いに離れて配置されている。なお、以下の説明では、各車輪１２を特に区別するときには、右前輪，左前輪，右後輪，左後輪を、それぞれ車輪１２ｆｒ，１２ｆｌ，１２ｒｒ，１２ｒｌと表記する。

各車輪１２には、可変サスペンション１４とばね上上下加速度センサ１６がそれぞれ設けられている。なお、以下の説明では、車輪１２ｆｒ，１２ｆｌ，１２ｒｒ，１２ｒｌに対して設けられた各可変サスペンション１４及びを特に区別するときには、それぞれ可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｆｌ，１４ｒｒ，１４ｒｌと表記する。同様に、車輪１２ｆｒ，１２ｆｌ，１２ｒｒ，１２ｒｌに対して設けられた各ばね上上下加速度センサ１６を特に区別するときには、それぞればね上上下加速度センサ１６ｆｒ，１６ｆｌ，１６ｒｒ，１６ｒｌと表記する。

可変サスペンション１４は、駆動電流に応じて減衰力を変更可能な伸圧従属可変ショックアブソーバとばねとから構成されている。可変サスペンション１４は、車両１０のばね上構造体（ボデー等）とばね下構造体（車輪等）との間を連結する。可変サスペンション１４の構造自体は本発明の要旨をなすものではないので、制御量に応じて減衰力を制御し得る限りにおいて任意の構造を採ることができる。また、その制御内容についても、車両の姿勢変化を抑える内容になっている限りにおいて任意の内容であってよい。

ばね上上下加速度センサ１６は、車両１０の各車輪１２の近傍のばね上構造体に配置され、車両の上下方向（Ｚ方向）の加速度を検出する。

車両１０のばね上構造体の重心位置の近傍には、車両の前後方向（Ｘ方向）の加速度を検出するためのばね上前後加速度センサ１８が設けられている。

実施の形態１に係る車両１０は、可変サスペンション１４の制御装置としてのＥＣＵ２０を備えている。ＥＣＵ２０は、ばね上上下加速度センサ１６とばね上前後加速度センサ１８と可変サスペンション１４の各々から入力される信号に基づいて、可変サスペンション１４のストローク速度を推定する。なお、以下の説明では、ストローク速度の符号は、可変サスペンション１４の伸側を「正」とし圧側を「負」と定義する。ＥＣＵ２０は、推定されたストローク速度に基づいて、車両１０の姿勢が安定化されるように、可変サスペンション１４へ出力される駆動電流値を制御する。

＜実施の形態１の動作＞
ＥＣＵ２０は、可変サスペンション１４を用いたスカイフックダンパー制御を実行可能に構成されている。スカイフックダンパー制御は、車両１０のばね上構造体であるボデー部の姿勢が安定化されるように、各車輪１２の可変サスペンション１４の要求減衰力を個別に決定する。可変サスペンション１４の減衰力Ｆ_ｆｃは、ばね上構造体とばね下構造体の相対速度であるストローク速度と可変サスペンション１４へと付加される駆動電流値によって変化する。このため、可変サスペンション１４の減衰力を要求減衰力に近づけるためには、ストローク速度の推定精度を高めることが求められる。

ストローク速度の推定には、単輪モデルに基づく運動方程式の状態空間に基づいて構成されたオブザーバ（以下、「単輪モデルオブザーバ」と称する）が用いられる。以下、単輪モデルオブザーバの一例として、ばね上上下加速度のフィードバックを行う１自由度の単輪モデルオブザーバを用いたストローク速度の推定手法について説明する。

図２は、１自由度の単輪モデルオブザーバのモデル構成を示す図である。この図に示す単輪モデルの例では、ばね上質量をＭ_ｂ、サスペンションのばね定数をＫ_ｓ、ショックアブソーバのベース減衰係数をＣ_ｓとしている。また、この図に示す単輪モデルの例では、可変サスペンション１４に作用するＺ方向の力をｆ、ばね上の上下変位をＺ_ｂ、ばね下の上下変位をＺ_ｗとしている。

状態量ｘが次式（１）に示す通りであり、観測量ｙがばね上上下加速度Ｚ_ｂ”であり、ｆが既知の入力ｕであり、そしてＺ_ｗが未知の入力ｗであるとき、１自由度の単輪モデルの状態方程式と観測方程式は、次式（２）、（３）のように表される。

ここで、上式（２）、（３）における係数行列Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ｇ、Ｈは以下の通りである。

次に、状態量ｘ、観測量ｙの推定値をそれぞれｘ＾、ｙ＾とすると、カルマンフィルタを用いた状態量推定方程式と観測量推定方程式は、次式（４）、（５）のように表される。

ここで、Ｌはオブザーバゲインであって、次式（６）に示すリカッチ方程式の正定対称な解Ｐから次式（７）に決定される。

図３は、単輪モデルオブザーバの制御ブロック図である。以下、図３を参照して、状態量ｘの推定値ｘ＾であるストローク速度の推定値を算出するための単輪モデルオブザーバの構成について更に詳しく説明する。単輪モデルオブザーバ３０には、既知の入力ｕとして力ｆが入力される。なお、力ｆを算出するための制御ロジックは、実施の形態１のシステムの特徴であるため、説明を後述する。

単輪モデルオブザーバ３０へと入力された既知の入力ｕは、係数行列Ｂが乗算された後、加算器３６へと入力される。加算器３６では、式（４）の演算が行われ、状態量ｘの推定値ｘ＾の時間微分値ｘ＾’が出力される。加算器３６のからの出力は積分器３８に入力される。積分器から出力された状態量ｘの推定値ｘ＾は、係数行列Ａが乗算された後、加算器３６へ入力される。

また、積分器３８から出力された状態量ｘの推定値ｘ＾は、係数行列Ｃが乗算された後、加算器４０へ入力される。加算器４０には、既知の入力ｕと係数行列Ｄとの積も入力される。加算器４０では、式（５）の演算が行われ、観測量ｙの推定値ｙ＾が出力される。

加算器４０から出力された観測量ｙの推定値ｙ＾は、加算器４２に入力される。加算器４２には、観測量ｙとしてのばね上上下加速度Ｚ_ｂ”も入力される。加算器４２では、これらの入力値を用いて観測量ｙの推定誤差（ｙ−ｙ＾）が演算される。推定誤差（ｙ−ｙ＾）は、オブザーバゲインＬが乗算された後、加算器３６へと入力される。

上記の手法による演算を各車輪１２についてそれぞれ行うことにより、直接計測することのできない状態量ｘ、つまり各車輪１２における可変サスペンション１４のストローク速度（Ｚ_ｂ’−Ｚ_ｗ’）を推定することが可能となる。

＜実施の形態１の特徴＞
次に、実施の形態１の特徴について説明する。車両１０が加速又は減速すると、車輪１２には種々の力が作用する。図４は、車両の加減速時に作用する力について説明するための図である。この図に示すように、加減速時の車両には、式（８）に示す前後方向（Ｘ方向）の力である前後力Ｆ_ｘが作用する。式（８）において、Ｍは車両重量であり、ａ_ｘは前後方向（Ｘ方向）の加速度（以下、「ばね上前後加速度」と称する）である。車両重量Ｍは、車両１０の構成から定まる固定値であって、予めＥＣＵ２０のメモリに格納されている値が使用される。ばね上前後加速度ａ_ｘは、車両の加速時にａ_ｘ≧０となり、車両の減速時にａ_ｘ＜０となる。

車両に前後力Ｆ_ｘが作用すると、車両の各車輪に作用する接地荷重が変動する。車輪一輪当たりの接地荷重の変動分をΔＷ_ｘとすると、ΔＷ_ｘは次式（９）にて表される。なお、式（９）において、Ｈはばね上構造体の重心高さであり、ｌは車両のホイールベースである。これらの値Ｈ，ｌは、車両１０の構成から定まる固定値であって、予めＥＣＵ２０のメモリに格納されている値が使用される。接地荷重変動分ΔＷ_ｘは、上下方向（Ｚ方向）の力であり、加速時の前輪及び減速時の後輪ではＺ方向下向きとなり、加速時の後輪及び減速時の前輪ではＺ方向上向きとなる。

また、車両の加速時には、各車輪の中心に前後力が作用する。前輪一輪の中心に作用する前後力をＦ_ｘＩｆとし、後輪一輪の中心に作用する前後力をＦ_ｘＩｒとすると、前後力Ｆ_ｘＩｆ，Ｆ_ｘＩｒは次式（１０），（１１）で表される。なお、これらの式において、Ｄ_ｄｆは前輪駆動力配分を、Ｄ_ｄｒは後輪駆動力配分をそれぞれ示している。これらの値Ｄ_ｄｆ，Ｄ_ｄｒは、車両１０の構成から定まる固定値であって、予めＥＣＵ２０のメモリに格納されている値が使用される。

一方、車両の減速時には、各車輪の接地点に前後力が作用する。前輪一輪の接地点に作用する前後力をＦ_ｘＪｆとし、後輪一輪の接地点に作用する前後力をＦ_ｘＪｒとすると、前後力Ｆ_ｘＪｆ，Ｆ_ｘＪｒは次式（１２），（１３）で表される。なお、これらの式において、Ｄ_ｂｆは前輪制動力配分を、Ｄ_ｂｒは後輪制動力配分をそれぞれ示している。これらの値Ｄ_ｂｆ，Ｄ_ｂｒは、車両１０の構成から定まる固定値であって、予めＥＣＵ２０のメモリに格納されている値が使用される。

さらに、車両の加減速時には、各車輪の中心にばね下構造体の慣性力が作用する。前輪一輪に作用するばね下慣性力をＦ_ｘｗｆとし、後輪一輪の中心に作用するばね下慣性力をＦ_ｘｗｒとすると、ばね下慣性力Ｆ_ｘｗｆ，Ｆ_ｘｗｒは次式（１４），（１５）で表される。なお、これらの式において、Ｍ_ｗｆは各前輪のばね下質量を、Ｍ_ｗｒは各後輪のばね下質量を、それぞれ示している。これらの値Ｍ_ｗｆ，Ｍ_ｗｒは、車両１０の構成から定まる固定値であって、予めＥＣＵ２０のメモリに格納されている値が使用される。ばね下慣性力Ｆ_ｘｗｆ，Ｆ_ｘｗｒは前後方向（Ｘ方向）の力であり、加速時は負値となり、減速時は正値となる。

上式（９）〜（１５）に示す力は、各車輪の可変サスペンション１４のばね上に入力される。接地荷重変動分ΔＷ_ｘによって前輪側の可変サスペンション１４のばね上に入力されるＺ方向の力をＦ_ｚｘｆ１とし、後輪側の可変サスペンション１４のばね上に入力されるＺ方向の力をＦ_ｚｘｒ１とすると、Ｆ_ｚｘｆ１，Ｆ_ｚｘｒ１は次式にて表される。

減速時（ａ_ｘ＜０）の前後力Ｆ_ｘＪｆ，Ｆ_ｘＪｒによる可変サスペンション１４の反力をそれぞれＦ_ｚｘｆ２，Ｆ_ｚｘｒ２とすると、Ｆ_ｚｘｆ２，Ｆ_ｚｘｒ２は次式にて表される。なお、これらの式において、ｔａｎθ_Ｊｆは前輪側アンチダイブ係数を示し、ｔａｎθ_Ｊｒは後輪側アンチリフト係数を示している。これらの値ｔａｎθ_Ｊｆ，ｔａｎθ_Ｊｒは、車両１０の構成から定まる固定値であって、予めＥＣＵ２０のメモリに格納されている値が使用される。

加速時（ａ_ｘ≧０）の前後力Ｆ_ｘＩｆ，Ｆ_ｘＩｒによる可変サスペンション１４の反力をそれぞれＦ_ｚｘｆ３，Ｆ_ｚｘｒ３とすると、Ｆ_ｚｘｆ３，Ｆ_ｚｘｒ３は次式にて表される。なお、これらの式において、ｔａｎθ_Ｉｆは前輪側アンチリフト係数を示し、ｔａｎθ_Ｉｒは後輪側アンチスクォート係数を示している。これらの値ｔａｎθ_Ｉｆ，ｔａｎθ_Ｉｒは、車両１０の構成から定まる固定値であって、予めＥＣＵ２０のメモリに格納されている値が使用される。

ばね下慣性力Ｆ_ｘｗｆ，Ｆ_ｘｗｒによる可変サスペンション１４の反力をそれぞれＦ_ｚｘｆ４，Ｆ_ｚｘｒ４とすると、Ｆ_ｚｘｆ４，Ｆ_ｚｘｒ４は次式にて表される。

以上より、前輪側及び後輪側の各可変サスペンション１４において、車両の加減速時にばね上に入力される力の合計値（以下、「ばね上入力」と称する）Ｆ_ｚｘｆ，Ｆ_ｚｘｒは、以下の通りとなる。

このように、上式（２４）〜（２７）によれば、車両１０の加減速時における各車輪の可変サスペンション１４のばね上入力を、精度よく算出することが可能となる。

上述した単輪モデルオブザーバを用いたストローク速度の推定では、既知の入力ｕとして、可変サスペンション１４に作用するＺ方向の力ｆを入力する。実施の形態１のシステムでは、この力ｆに対して上記のばね上入力Ｆ_ｚｘｆ，Ｆ_ｚｘｒを反映させる点に特徴を有している。具体的には、力ｆは、可変サスペンション１４の減衰力Ｆ_ｆｃとばね上入力とを含んでいる。可変サスペンション１４ｆｌ，１４ｆｒ，１４ｒｌ，１４ｒｒにて発生する減衰力Ｆ_ｆｃをそれぞれＦ_ｆｃｆｌ，Ｆ_ｆｃｆｒ，Ｆ_ｆｃｒｌ，Ｆ_ｆｃｒｒとすると、可変サスペンション１４ｆｌ，１４ｆｒ，１４ｒｌ，１４ｒｒに作用する力ｆ_ｆｌ，ｆ_ｆｒ，ｆ_ｒｌ，ｆ_ｒｒは、次式（２８）にて表される。以下の説明では、減衰力にばね上入力が合算された力を「合算値」とも称する。なお、ばね上入力Ｆ_ｚｘｆ，Ｆ_ｚｘｒ及び減衰力Ｆ_ｆｃｆｌ，Ｆ_ｆｃｆｒ，Ｆ_ｆｃｒｌ，Ｆ_ｆｃｒｒはともにＺ方向のベクトル量であるから、これらを合算した合算値ｆ_ｆｌ，ｆ_ｆｒ，ｆ_ｒｌ，ｆ_ｒｒについてもＺ方向のベクトル量として算出される。

式（２８）の演算は、図３に示す加算器４８で行われる。具体的には、加算器４８は、入力される減衰力とばね上入力とを合算した力ｆを既知の入力ｕとして出力する。

なお、減衰力Ｆ_ｆｃは、可変サスペンション１４に供給される駆動電流値とストローク速度に応じて変動する。ＥＣＵ２０は、この関係の規定したマップを記憶している。図３に示す演算器４４には、状態量ｘの推定値ｘ＾であるストローク速度の推定値と駆動電流値が入力される。演算器４４では、このマップに従い、駆動電流値とストローク速度の推定値に対応する減衰力Ｆ_ｆｃが算出される。なお、減衰力Ｆ_ｆｃは応答遅れの要素を含んでいる。このため、演算器４４から出力された減衰力Ｆ_ｆｃは、演算器４６において減衰力の１次遅れが補正された後、加算器４８へ出力される。

このように、合算値ｆ_ｆｌ，ｆ_ｆｒ，ｆ_ｒｌ，ｆ_ｒｒには、可変サスペンション１４のばね上に入力される力が合算されている。これにより、可変サスペンション１４に入力される上下方向（Ｚ方向）の力の合算値を精度よく算出することができるので、ストローク速度の推定精度を高めることが可能となる。

＜実施の形態１の具体的処理＞
次に、フローチャートを参照して、実施の形態１のシステムがストローク速度を推定する際に実行する具体的処理について説明する。図５は、ＥＣＵ２０が可変サスペンション１４のストローク速度を推定する際に実行するルーチンのフローチャートである。

このルーチンでは、先ず、ばね上上下加速度センサ１６のセンサ信号がＡ／Ｄ変換される（ステップＳ１）。以下の説明では、ばね上上下加速度センサ１６_ｆｒ，１６_ｆｌ，１６_ｒｒ，１６_ｒｌのセンサ信号のＡ／Ｄ変換後の値を、それぞれ検出加速度Ｚ_１”，Ｚ_２”，Ｚ_３”，Ｚ_４”と称する。

次のステップでは、ばね上前後加速度センサ１８のセンサ信号から、ばね上前後加速度ａ_ｘが検出される（ステップＳ２）。次に、ばね上前後加速度ａ_ｘの符号判定が行われる（ステップＳ３）。ここでは、ばね上前後加速度ａ_ｘが０以上か否かが判定される。その結果、ａ_ｘ≧０の成立が認められた場合には、車両１０が加速又は等速の状態にあると判断されて、ステップＳ４に移行する。

ステップＳ４では、加速によるばね上入力が算出される。ここでは、ステップＳ２において検出されたばね上前後加速度ａ_ｘを式（１６）、（１７）、（２０）、（２１）、（２２）、（２３）に代入することにより、接地荷重変動分ΔＷ_ｘによる力Ｆ_ｚｘｆ１，Ｆ_ｚｘｒ１、加速時の前後力によるサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ３，Ｆ_ｚｘｒ３、及びばね下慣性力によるサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ４，Ｆ_ｚｘｒ４が算出される。次に、算出された力を式（２４）、（２６）に代入することにより、加速時のばね上入力Ｆ_ｚｘｆ，Ｆ_ｚｘｒが算出される。

一方、ステップＳ３においてａ_ｘ≧０の成立が認められない場合には、車両１０が減速状態にあると判断されて、ステップＳ５に移行する。ステップＳ５では、減速によるばね上入力が算出される。ここでは、ステップＳ２において検出されたばね上前後加速度ａ_ｘを式（１６）、（１７）、（１８）、（１９）、（２２）、（２３）に代入することにより、接地荷重変動分ΔＷ_ｘによる力Ｆ_ｚｘｆ１，Ｆ_ｚｘｒ１、減速時の前後力によるサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ２，Ｆ_ｚｘｒ２、及びばね下慣性力によるサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ４，Ｆ_ｚｘｒ４が算出される。次に、算出された力を式（２５）、（２７）に代入することにより、減速時のばね上入力Ｆ_ｚｘｆ，Ｆ_ｚｘｒが算出される。

次に、各輪位置でのばね上上下加速度が算出される（ステップＳ６）。ここでは、先ず
検出加速度Ｚ_１”，Ｚ_２”，Ｚ_３”，Ｚ_４”を用いた次式（２９）〜（３２）に従い、ばね上構造体の重心位置の上下加速度Ｚｇ”、ロール加速度Φｇ”、ピッチ加速度Θｇ”が算出される。なお、次式（２９）〜（３２）において、Ｌ_１，Ｌ_２，Ｌ_３，Ｌ_４、及び、Ｗ_１，Ｗ_２，Ｗ_３，Ｗ_４は、ばね上上下加速度センサ１６_ｆｒ，１６_ｆｌ，１６_ｒｒ，１６_ｒｒのＸ方向の位置、及びＹ方向の位置をそれぞれ示している。また、Ｌ_ｇ、及びＷ_ｇは、ばね上構造体のＸ方向の重心位置、及びＹ方向の重心位置を示している。これらの値Ｌ_ｉ，Ｗ_ｉ（ｉ＝１，２，３，４）、Ｌ_ｇ、Ｗ_ｇは、センサ配置等から定まる固定値であって、予めＥＣＵ２０のメモリに格納されている値が使用される。

ステップＳ６では、次に、各輪位置でのばね上上下加速度Ｚｂ”が算出される。ここでは、次式（３３）に従い、可変サスペンション１４ｆｌ，１４ｆｒ，１４ｒｌ，１４ｒｒの直上部におけるばね上上下加速度Ｚ_ｂｆｌ”，Ｚ_ｂｆr”，Ｚ_ｂrｌ”，Ｚ_ｂrr”が算出される。なお、式（３３）において、Ｔ_ｆは前輪のトレッド幅であり、Ｔ_ｒは後輪のトレッド幅であり、ｌ_ｆは前輪軸−ばね上重心間の距離であり、ｌ_ｒは後輪軸−ばね上重心間の距離である。これらの値Ｔ_ｆ、Ｔ_ｒ、Ｌ_ｆ、Ｌ_ｒは、車両１０の構成から定まる固定値であって、予めＥＣＵ２０のメモリに格納されている値が使用される。

なお、ばね上上下加速度Ｚ_ｂｆｌ”，Ｚ_ｂｆr”，Ｚ_ｂrｌ”，Ｚ_ｂrr”を算出する方法は上記のものに限られない。すなわち、例えば３個のばね上上下加速度センサ１６を用いた公知の手法を採用してもよい。

次のステップでは、各可変サスペンション１４の駆動電流とストローク速度の推定値とが読み込まれ、これらの値に対応する減衰力Ｆ_ｆｃｆｌ，Ｆ_ｆｃｆｒ，Ｆ_ｆｃｒｌ，Ｆ_ｆｃｒｒがマップから特定される（ステップＳ７）。

次のステップでは、上記ステップＳ４又はＳ５において算出されたばね上入力Ｆｚｘｆ，Ｆｚｘｒと、上記ステップＳ７において算出された減衰力Ｆ_ｆｃｆｌ，Ｆ_ｆｃｆｒ，Ｆ_ｆｃｒｌ，Ｆ_ｆｃｒｒを上式（２８）に代入することにより、可変サスペンション１４ｆｌ，１４ｆｒ，１４ｒｌ，１４ｒｒに作用する力の合算値ｆ_ｆｌ，ｆ_ｆｒ，ｆ_ｒｌ，ｆ_ｒｒが算出される（ステップＳ８）。

次に、上記ステップＳ８にて算出された力ｆ_ｆｌ，ｆ_ｆｒ，ｆ_ｒｌ，ｆ_ｒｒを既知の入力ｕとし、上記ステップＳ１において算出されたばね上上下加速度Ｚ_ｂｆｌ”，Ｚ_ｂｆr”，Ｚ_ｂrｌ”，Ｚ_ｂrr”を観測量ｙとして、上述した単輪モデルオブザーバを用いることにより、状態量ｘとしてのストローク速度（Ｚ_ｂ’−Ｚ_ｗ’）が推定される（ステップＳ９）。

以上説明したように、実施の形態１のサスペンション制御システムによれば、車両１０の加減速による前後力によって可変サスペンション１４のばね上に入力される力として、接地荷重変動分ΔＷ_ｘによる力Ｆ_ｚｘｆ１，Ｆ_ｚｘｒ１、減速時の前後力によるサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ２，Ｆ_ｚｘｒ２、加速時の前後力によるサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ３，Ｆ_ｚｘｒ３、及びばね下慣性力によるサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ４，Ｆ_ｚｘｒ４が考慮される。これにより、可変サスペンション１４へ入力される力（既知の入力）を精度よく算出することができるので、単輪モデルオブザーバを利用したストローク速度の推定を高精度に行うことが可能となる。

実施の形態１のサスペンション制御システムは、以下のように変形した形態を適用してもよい。

上述した実施の形態１のサスペンション制御システムは、車両１０の減速は摩擦ブレーキによって行われることを前提としているが、厳密にはエンジンブレーキも作用している。エンジンブレーキによる減速時には、前後力が車輪１２の中心に作用する。このため、減速時の前後力によるサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ２，Ｆ_ｚｘｒ２は、摩擦ブレーキによる減速時とエンジンブレーキによる減速時とで異なる値となる。そこで、実施の形態１のサスペンション制御システムは、減速時の加速度の大きさに応じて、エンジンブレーキによる減速時と摩擦ブレーキによる減速時とを区別することとしてもよい。具体的には、例えば、減速時のばね上前後加速度ａ_ｘが所定のしきい値よりも大きい場合にはエンジンブレーキによる減速時としてサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ２，Ｆ_ｚｘｒ２を算出し、しきい値以下の場合には摩擦ブレーキによる減速時としてサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ２，Ｆ_ｚｘｒ２を算出すればよい。なお、エンジンブレーキによる減速時のサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ２，Ｆ_ｚｘｒ２の演算では、式（１８）、（１９）において、ｔａｎθ_Ｊｆ，ｔａｎθ_Ｊｒに替えてｔａｎθ_Ｉｆ，ｔａｎθ_Ｉｒを用いればよい。

上述した実施の形態１のサスペンション制御システムは、駆動力及び制動力の制御をインホイールモーターによって行うインホイールモーター車両に適用してもよい。但し、インホイールモーター車両では、加速時の前後力が車輪の接地点に作用する。このため、サスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ３，Ｆ_ｚｘｒ３の演算では、式（２０）、（２１）においてｔａｎθ_Ｉｆ，ｔａｎθ_Ｉｒに替えてｔａｎθ_Ｊｆ，ｔａｎθ_Ｊｒを用いればよい。

オブザーバは、単輪モデルオブザーバであれば、その自由度の数、状態方程式の取り方、連続系、離散系等に限定はない。例えば、システムは、２自由度の単輪モデルオブザーバを利用してストローク速度を推定する構成でもよい。また、単輪モデルオブザーバは連続系のカルマンフィルタを利用する構成に限らず、離散系のカルマンフィルタを利用する構成でもよい。

なお、実施の形態１のサスペンション制御システムでは、ＥＣＵ２０がステップＳ１及びステップＳ６の処理を実行することにより本発明の「ばね上上下加速度検出手段」が実現され、ＥＣＵ２０がステップＳ２の処理を実行することにより本発明の「ばね上前後加速度検出手段」が実現され、ＥＣＵ２０がステップＳ３〜Ｓ５、ステップＳ７及びステップＳ８の処理を実行することにより本発明の「合算値算出手段」が実現されている。

実施の形態２．
以下、図面を参照して本発明の実施の形態２について説明する。実施の形態２のサスペンション制御システムは、車両１０の駆動力源であるエンジン又はモータで発生する制駆動力を演算するエンジンＥＣＵと、回生ブレーキを除くブレーキにおいて発生する制動力を演算するブレーキＥＣＵを備えている点を除き、実施の形態１のサスペンション制御システムと同様の構成を備えている。

＜実施の形態２の特徴＞
実施の形態２の特徴について説明する。実施の形態２のサスペンションシステムでは、車輪１２に作用する前後力を、エンジンＥＣＵ又はブレーキＥＣＵによって演算する点に特徴を有している。すなわち、実施の形態２のエンジンＥＣＵは、エンジン又はモータの制駆動によって各車輪１２の中心に作用する前後力Ｆ_ｘＩｄｆ，Ｆ_ｘＩｄｒ、及び各車輪１２の接地点に作用する前後力Ｆ_ｘＪｄｆ，Ｆ_ｘＪｄｒを演算可能に構成されている。また、ブレーキＥＣＵは、回生ブレーキを除くブレーキによる制動によって各車輪１２の中心に作用する前後力Ｆ_ｘＩｂｆ，Ｆ_ｘＩｂｒ、及び各車輪１２の接地点に作用する前後力Ｆ_ｘＪｂｆ，Ｆ_ｘＪｂｒを演算可能に構成されている。

減速時のサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ２，Ｆ_ｚｘｒ２及び加速時のサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ３，Ｆ_ｚｘｒ３は、エンジンＥＣＵ及びブレーキＥＣＵから供給される前後力を次式（３４）〜（３７）に代入することにより算出することが可能となる。

以上より、各車輪１２のばね上入力Ｆ_ｚｘｆ，Ｆ_ｚｘｒは、次式（３８）、（３９）にて算出することができる。

このように、上式（３８）、（３９）によれば、エンジンＥＣＵ及びブレーキＥＣＵから供給される前後力を用いて、車両１０の加減速時における各車輪の可変サスペンション１４のばね上入力を、精度よく算出することが可能となる。

なお、車両１０が回生ブレーキを備える場合においては、回生ブレーキによる制動によって各車輪１２の中心に作用する前後力Ｆ_ｘＩｂｆ，Ｆ_ｘＩｂｒをＥＣＵから供給可能な場合がある。この場合、ブレーキＥＣＵからの情報の供給に替えて、次式に従い接地点に作用する前後力Ｆ_ｘＪｂｆ，Ｆ_ｘＪｂｒを算出する構成でもよい。

＜実施の形態２の具体的処理＞
次に、フローチャートを参照して、実施の形態２のシステムがストローク速度を推定する際に実行する具体的処理について説明する。図６は、ＥＣＵ２０が可変サスペンション１４のストローク速度を推定する際に実行するルーチンのフローチャートである。

このルーチンでは、先ず、ばね上上下加速度センサ１６のセンサ信号がＡ／Ｄ変換される（ステップＳ１１）。次のステップでは、ばね上前後加速度センサ１８のセンサ信号から、ばね上前後加速度ａ_ｘが検出される（ステップＳ１２）。

次に、ステップＳ１２において検出されたばね上前後加速度ａ_ｘを式（１６）、（１７）、（２２）、（２３）に代入することにより、接地荷重変動分ΔＷ_ｘによる力Ｆ_ｚｘｆ１，Ｆ_ｚｘｒ１、及びばね下慣性力によるサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ４，Ｆ_ｚｘｒ４が算出される（ステップＳ１３）。

次に、各車輪１２の中心に作用する前後力が算出される（ステップＳ１４）。ここでは、具体的には、エンジン又はモータの制駆動によって各車輪１２の中心に作用する前後力Ｆ_ｘＩｄｆ，Ｆ_ｘＩｄｒがエンジンＥＣＵから算出される。また、回生ブレーキを除くブレーキによる制動によって各車輪１２の中心に作用する前後力Ｆ_ｘＩｂｆ，Ｆ_ｘＩｂｒがブレーキＥＣＵから算出される。

次に、各車輪１２の接地点に作用する前後力が算出される（ステップＳ１５）。ここでは、具体的には、エンジン又はモータの制駆動によって各車輪１２の接地点に作用する前後力Ｆ_ｘＪｄｆ，Ｆ_ｘＪｄｒがエンジンＥＣＵから算出される。また、回生ブレーキを除くブレーキによる制動によって各車輪１２の接地点に作用する前後力Ｆ_ｘＪｂｆ，Ｆ_ｘＪｂｒがブレーキＥＣＵから算出される。

次に、ばね上入力Ｆ_ｚｘｆ，Ｆ_ｚｘｒが算出される（ステップＳ１６）。ここでは、先ず上記ステップＳ１４及びＳ１５において算出された上下力を上式（３４）から（３７）に代入することにより、サスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ２，Ｆ_ｚｘｒ２，Ｆ_ｚｘｆ３，Ｆ_ｚｘｒ３が算出される。そして、算出されたサスペンション反力Ｆ_ｚｘｆ２，Ｆ_ｚｘｒ２，Ｆ_ｚｘｆ３，Ｆ_ｚｘｒ３と、上記ステップＳ１３において算出された力Ｆ_ｚｘｆ１，Ｆ_ｚｘｒ１，Ｆ_ｚｘｆ４，Ｆ_ｚｘｒ４を上式（３８）、（３９）に代入することにより、ばね上入力Ｆ_ｚｘｆ，Ｆ_ｚｘｒが算出される。

図６に示すルーチンのステップＳ１７からＳ２０の処理は、図５に示すルーチンのステップＳ６からＳ９の処理と同様の処理が実行される。

以上説明したように、実施の形態２のサスペンション制御システムによれば、エンジンＥＣＵ及びブレーキＥＣＵから供給される前後力を用いて、車両１０の加減速時における各車輪の可変サスペンション１４のばね上入力が算出される。これにより、可変サスペンション１４へ入力される力（既知の入力）を精度よく算出することができるので、単輪モデルオブザーバを利用したストローク速度の推定を高精度に行うことが可能となる。また、高精度なストローク速度の推定によってストローク量の推定精度も向上する。

なお、実施の形態２のサスペンション制御システムでは、ＥＣＵ２０がステップＳ１１及びステップＳ１７の処理を実行することにより本発明の「ばね上上下加速度検出手段」が実現され、ＥＣＵ２０がステップＳ１２の処理を実行することにより本発明の「ばね上前後加速度検出手段」が実現され、ＥＣＵ２０がステップＳ１３〜Ｓ１６、ステップＳ１８及びステップＳ１９の処理を実行することにより本発明の「合算値算出手段」が実現されている。

１０車両
１２車輪
１４可変サスペンション
１６ばね上上下加速度センサ
１８ばね上前後加速度センサ
２０ＥＣＵ
３０単輪モデルオブザーバ
３６，４０，４２，４８加算器
３８積分器
４４，４６演算器

Claims

車両に搭載されるサスペンション制御システムであって、
前記車両のばね上構造体とばね下構造体との間を連結するサスペンションと、
前記ばね上構造体と前記ばね下構造体との間の相対速度であるストローク速度を推定する制御装置と、を備え、
前記制御装置は、
前記ばね上構造体の上下方向の加速度であるばね上上下加速度を検出するばね上上下加速度検出手段と、
前記ばね上構造体の前後方向の加速度であるばね上前後加速度を検出するばね上前後加速度検出手段と、
前記サスペンションから前記ばね上構造体へ入力される力の合算値を算出する合算値算出手段と、
単輪モデルに基づく運動方程式の状態空間に基づいて構成されたオブザーバと、を含み、
前記合算値算出手段は、
前記ばね上前後加速度を用いて、前記ばね上構造体の姿勢変化に伴う前記車両の接地荷重変動を算出し、
前記車両の加速又は減速によって車輪に入力される前後方向の力が前記サスペンションに作用することによって生じるサスペンション反力を算出し、
少なくとも前記接地荷重変動と前記サスペンション反力とを用いて前記合算値を算出するように構成され、
前記オブザーバは、前記合算値を既知の入力とし、前記ばね上上下加速度を観測量の入力として、前記サスペンションのストローク速度の推定値を出力するように構成されていることを特徴とするサスペンション制御システム。