JP2019031125A

JP2019031125A - サスペンション制御システム

Info

Publication number: JP2019031125A
Application number: JP2017151714A
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

Abstract

【課題】車両の旋回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、ばね上横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、ばね上横加速度を用いて、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、車両の旋回によって車輪に入力される横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く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く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号公報特開平９−１５６３３７号公報

上記従来の技術では、車両のサスペンションのばね上に入力される力として、横加速度に基づくロール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、車両の旋回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、例えば車両の旋回によるサスペンションの反力等も存在する。このため、車両の旋回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、車両の旋回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。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、ばね上構造体の横方向の加速度であるばね上横加速度を検出するばね上横加速度検出手段と、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、ばね上横加速度を用いて、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、車両の旋回によって車輪に入力される横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、車両の旋回によって車輪に入力される横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、車両の旋回時において、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、車両の旋回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。車両の旋回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。

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（ロール方向）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、車両の横方向（Ｙ方向）の加速度を検出するためのばね上横加速度センサ１８が設けられている。

車両１０の前輪側には、左右の可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｆｌを互いに連結するスタビライザ８ｆが設けられている。また、車両１０の後輪側には、左右の可変サスペンション１４ｒｒ，１４ｒｌを互いに連結するスタビライザ８ｒが設けられている。スタビライザ８ｆ，８ｒは、スタビライザバーの両端部分が車両１０の左右のサスペンションアームに取り付けられると共に、中間部分が車両１０のボデー側に取り付けられる構造になっている。

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とばね上横加速度センサ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＞
（スタビライザによって可変サスペンションに入力される力）
次に、実施の形態１の特徴について説明する。上述したように、実施の形態１の車両１０は車両の前後輪にそれぞれスタビライザ８ｆ，８ｒを備えている。スタビライザ８は、左右輪の上下変位差を小さくする方向にスタビライザバーのねじり反力が作用する。以下の説明では、このねじり反力に依拠して各可変サスペンション１４に入力される力を「スタビライザ力」と称することとする。スタビライザ力はＺ方向のベクトル量として表され、上向きの符号を「正」と定義する。例えば、左前の車輪１２ｆｌの可変サスペンション１４ｆｌのストローク量がＺ_ｓｆｌであり、右前の車輪１２ｆｒの可変サスペンション１４ｆｒのストローク量がＺ_ｓｆｒであるとき、スタビライザ８ｆに発生するスタビライザ力Ｆ_ｆｆは次式（８）で表される。なお、次式（８）において、Ｋ_ａｆはスタビライザ８ｆのばね定数である。

上式（８）において、可変サスペンション１４ｆｌ，１４ｆｒのストローク量Ｚ_ｓｆｌ，Ｚ_ｓｆｒは、単輪モデルオブザーバを用いて推定された１サンプル前までのストローク量を用いることができる。また、車高センサを備えたシステムでは、車高センサの検出値を用いてストローク量を算出してもよい。

同様に、左後の車輪１２ｒｌの可変サスペンション１４ｒｌのストローク量がＺ_ｓｒｌであり、右後の車輪１２ｒｒの可変サスペンション１４ｒｒのストローク量がＺ_ｓｒｒであるとき、スタビライザ８ｒに発生するスタビライザ力Ｆ_ｒｒは次式（９）で表される。なお、次式（９）において、Ｋ_ａｒはスタビライザ８ｒのばね定数である。

上記のスタビライザ力Ｆ_ｆｆは左右輪に逆相で入力される。より詳しくは、可変サスペンション１４ｆｒに下向きのスタビライザ力＋Ｆ_ｆｆが入力されると、可変サスペンション１４ｆｌには上向きのスタビライザ力−Ｆ_ｆｆが入力される。このため、スタビライザ力Ｆ_ｆｆは、車両１０のばね上構造体であるボデーをロールさせる力として作用する。つまり、スタビライザ力Ｆ_ｆｆは、車両１０のボデーの姿勢変化に伴い後輪側の可変サスペンション１４ｒｒ，１４ｒｌにも作用する。前輪側ばね上質量をＭ_ｂｆ、後輪側ばね上質量をＭ_ｂｒとすると、スタビライザ力Ｆ_ｆｆによって可変サスペンション１４ｒｒ，１４ｒｌに入力されるスタビライザ力をＦ_ｒｆは、次式（１０）にて表される。

同様に、スタビライザ力Ｆ_ｒｒによって可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｆｌに入力されるスタビライザ力Ｆ_ｆｒは、次式（１１）にて表される。

このように、前輪側の可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｆｌには、自身に取り付けられたスタビライザ８ｆから直接的に入力されるスタビライザ力Ｆ_ｆｆだけでなく、自身に取り付けられていないスタビライザ８ｒから車両１０のボデーを介して間接的に入力されるスタビライザ力Ｆ_ｆｒも作用する。同様に、後輪側の可変サスペンション１４ｒｒ，１４ｒｌには、自身に取り付けられたスタビライザ８ｒから直接的に入力されるスタビライザ力Ｆ_ｒｒだけでなく、自身に取り付けられていないスタビライザ８ｆから車両１０のボデーを介して間接的に入力されるスタビライザ力Ｆ_ｒｆも作用する。以下の説明では、直接的に入力されるスタビライザ力Ｆ_ｆｆ，Ｆ_ｒｒを「直接スタビライザ力」とも称し、間接的に入力されるスタビライザ力Ｆ_ｆｒ，Ｆ_ｒｆを「間接スタビライザ力」とも称する。

以上より、前輪側の可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｆｌに作用する総スタビライザ力Ｆ_ｆａ、及び後輪側の可変サスペンション１４ｒｒ，１４ｒｌに作用する総スタビライザ力Ｆ_ｒａは、次式（１２）、（１３）にて表される。なお、上述したように、スタビライザ力はベクトル量であるから、これらを合算した総スタビライザ力Ｆ_ｆａ、Ｆ_ｒａはベクトル量として算出される。

（車両の旋回によって可変サスペンションに入力されるばね上入力）
ここで、車両１０が右方向又は左方向に旋回すると、各車輪１２に設けられた可変サスペンション１４のばね上には、上記の総スタビライザ力Ｆ_ｆａ、Ｆ_ｒａに加えて、旋回による力が発生する。以下、車両が左に旋回した場合の右前輪１２ｆｒおよび右後輪１２ｒｒを例に、旋回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について説明する。

図４は、車両の旋回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、旋回時の車両には、式（１４）に示す横方向（Ｙ方向）の力である横力Ｆ_ｙが作用する。式（１４）において、Ｍは車両重量であり、ａ_ｙは横方向（Ｙ方向）の加速度（以下、「ばね上横加速度」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。ばね上横加速度ａ_ｙは、車両の左旋回時にａ_ｙ＞０となり、車両の右旋回時にａ_ｙ＜０となる。

車両に横力Ｆ_ｙ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。車両全体の接地荷重の変動分をΔＷ_ｙとすると、接地荷重変動分ΔＷ_ｙ、及び接地荷重変動分ΔＷ_ｙによって可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｒｒのばね上に入力されるＺ方向のばね上入力Ｆ_ｚｙｆ１，Ｆ_ｚｙｒ１は、次式（１５）〜（１７）にて表される。なお、次式において、Ｈはばね上構造体の重心高さであり、Ｔは車両の重心位置のトレッド幅であり、Ｄ_ｒｆはΔＷ_ｙに対する前輪側の荷重移動配分であり、Ｄ_ｒｒはΔＷｙに対する後輪側の荷重移動配分である。これらの値Ｈ，Ｔ，Ｄ_ｒｆ，Ｄ_ｒｒ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_ｙは、上下方向（Ｚ方向）の力であり、左旋回時の車輪１２ｆｌ，１２ｒｌ及び右旋回時の車輪１２ｆｒ，１２ｒｒではＺ方向下向きとなり、左旋回時の車輪１２ｆｒ，１２ｒｒ及び右旋回時の車輪１２ｆｌ，１２ｒｌではＺ方向上向きとなる。

また、車両の旋回時には、各車輪の接地点にＹ方向の横力Ｆ_ｙＪが作用する。右前輪１２ｆｒの接地点に作用する横力をＦ_ｙＪｆとし、右後輪１２ｒｒの接地点に作用する横力をＦ_ｙＪｒとすると、横力Ｆ_ｙＪｆ，Ｆ_ｙＪｒ、及び横力Ｆ_ｙＪｆ，Ｆ_ｙＪｒによって可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｒｒのばね上に入力されるＺ方向のばね上入力（サスペンション反力）Ｆ_ｚｙｆ２，Ｆ_ｚｙｒ２は、次式（１８）〜（２１）にて表される。なお、これらの式において、ｌは車両のホイールベースを示し、ｌ_ｒは後輪軸重心間距離を示し、ｌ_ｆは前輪軸重心間距離を示し、Ｔ_ｆは前輪トレッド幅を示し、Ｔ_ｒは後輪トレッド幅を示し、Ｈ_ｆは前輪ロールセンター高さを示し、Ｈ_ｒは後輪ロールセンター高さを示している。また、ｔａｎφ_Ｊｆ（＝２Ｈ_ｆ／Ｔ_ｆ）は前輪の接地点と瞬間中心とを結ぶ仮想サスペンションリンクの路面に対する傾きを示し、ｔａｎφ_Ｊｒ（＝２Ｈ_ｒ／Ｔ_ｒ）は後輪の接地点と瞬間中心とを結ぶ仮想サスペンションリンクの路面に対する傾きを示している。これらの値ｌ，ｌ_ｒ，ｌ_ｆ，Ｔ_ｆ，Ｔ_ｒ，Ｈ_ｆ，Ｈ_ｒ，ｔａｎφ_Ｊｆ，ｔａｎφ_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。

さらに、車両の旋回時には、各車輪の中心にばね下構造体の慣性力が作用する。右前輪１２ｆｒに作用するばね下慣性力をＦ_ｙIｆとし、右後輪１２ｒｒの中心に作用するばね下慣性力をＦ_ｙIｒとすると、ばね下慣性力Ｆ_ｙIｆ，Ｆ_ｙIｒによって可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｒｒのばね上に入力されるＺ方向のばね上入力（サスペンション反力）Ｆ_ｚｙｆ３，Ｆ_ｚｙｒ３は、次式（２２）〜（２５）で表される。なお、これらの式において、Ｍ_ｗｆは前輪のばね下質量を示し、Ｍ_ｗｒは後輪のばね下質量を示し、ｔａｎφ_Iｆは前輪の中心点と瞬間中心とを結ぶ仮想サスペンションリンクの路面に対する傾きを示し、ｔａｎφ_Ｉｒは後輪の中心点と瞬間中心とを結ぶ仮想サスペンションリンクの路面に対する傾きを示し、Ｒ_ｔｆは前輪の半径を示し、Ｒ_ｔｒは後輪の半径を示し、Ｒ_ｃｆは前輪のロールキャンバキャンセル率を示し、Ｒ_ｃｒは後輪のロールキャンバキャンセル率を示している。これらの値Ｍ_ｗｆ，Ｍ_ｗｒ，Ｒ_ｔｆ，Ｒ_ｔｒ，Ｒ_ｃｆ，Ｒ_ｃｒ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、ばね下慣性力Ｆ_ｙIｆ，Ｆ_ｙIｒは横方向（Ｙ方向）の力であり、右旋回時は正値となり、左旋回時は負値となる。

さらに、車両の旋回時には、車両の重心が横方向（Ｙ方向）にずれることによって、次式（２６），（２７）に示すＺ方向のばね上入力Ｆ_ｚｙｆ４，Ｆ_ｚｙｒ４が可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｒｒに作用する。

式（２６），（２７）において、Ｈ_ｇはばね上重心の高さを示し、Ｈ_ｃは重心位置でのロールセンター高さを示し、φは旋回によるロール角を示している。これらの式中の値Ｈ_ｃ，Ｍ_ｂ，Ｈ_ｇ，Ｔ，Ｄ_ｒｆ，Ｄ_ｒｒ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、ロール角φは、ばね上上下加速度センサ１６によって検出される上下加速度を用いて推定することができるが、当該手法は積分演算及びハイパスフィルタ処理を含むため誤差の影響が大きい。そこで、実施の形態１のシステムでは、例えばばね上横加速度センサ１８によって検出されたばね上横加速度ａ_ｙを用いた次式（２８）により推定する。この式において、Ｋ_ｓｆは可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｆｌのばね定数であり、Ｋ_ｓｒは可変サスペンション１４ｒｒ，１４ｒｌのばね定数であり、Ｋ_ｔｆは前輪１２ｆｌ，１２ｆｒのばね定数であり、Ｋ_ｔｒは後輪１２ｒｌ，１２ｒｒのばね定数である。なお、ロール角φの算出方法は式（２８）を用いる方法に限らず、例えばジャイロセンサ等を用いて直接検出してもよい。

（単輪モデルオブザーバを用いたストローク速度の推定）
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に対して上記の総スタビライザ力と、車両の旋回によって発生する力とを反映させる点に特徴を有している。但し、上述した旋回によるＺ方向の力は、可変サスペンション１４のばね上に入力されるＺ方向の力を直接推定しているため、当該力にはスタビライザ力の成分も含まれている。このため、可変サスペンション１４のばね上に入力される力として、これらの力を加算すると、スタビライザ力の成分が２重に加算されてしまう。そこで、実施の形態１のシステムでは、旋回によるＺ方向の力からスタビライザ力の成分を除外することが行われる。具体的には、可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｒｒに発生するばね上入力に含まれるスタビライザ力の成分Ｆ_ｚｙｆ５，Ｆ_ｚｙｒ５は次式（２９），（３０）で表される。

以上より、旋回による可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｒｒのばね上入力の合計値Ｆ_ｚｙｆｒ，Ｆ_ｚｙｒｒは、次式（３１），（３２）で表される。

なお、可変サスペンション１４ｆｌ，１４ｒｌのばね上入力の合計値Ｆ_ｚｙｆｌ，Ｆ_ｚｙｒｌついては、式（１４）〜（３２）の演算を左車輪１２ｆｌ，１２ｒｌに適用することにより求めることができる。

上述した単輪モデルオブザーバの既知の入力ｕとしての力ｆは、可変サスペンション１４の減衰力Ｆ_ｆｃと、総スタビライザ力と、旋回によるばね上入力の合計値と、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（３３）〜（３６）にて表される。以下の説明では、減衰力と総スタビライザ力と旋回によるばね上入力の合計値とが合算された力を「合算値」とも称する。なお、総スタビライザ力、ばね上入力の合計値、及び減衰力はともに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（３３）〜（３６）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総スタビライザ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、車両の旋回時において可変サスペンション１４のばね上に入力されるばね上入力が合算されている。これにより、車両の旋回時における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Ｓ２）。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（３７）〜（４０）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（３７）〜（４０）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Ｓ２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（４１）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、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、式（８）、（９）に従い、スタビライザ８ｆ，８ｒに発生する直接スタビライザ力Ｆ_ｆｆ，Ｆ_ｒｒが算出される（ステップＳ３）。次に、式（１０）、（１１）に従い、直接スタビライザ力Ｆ_ｆｆによって可変サスペンション１４ｒｒ，１４ｒｌに入力される間接スタビライザ力Ｆ_ｒｆ、及び直接スタビライザ力Ｆ_ｒｒによって可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｆｌに入力される間接スタビライザ力Ｆ_ｆｒが算出される（ステップＳ４）。そして、式（１２）、（１３）に従い、前輪側の可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｆｌに作用する総スタビライザ力Ｆ_ｆａと、後輪側の可変サスペンション１４ｒｒ，１４ｒｌに作用する総スタビライザ力Ｆ_ｒａが算出される（ステップＳ５）。

次に、ばね上横加速度センサ１８のセンサ信号から、ばね上横加速度ａ_ｙが検出される（ステップＳ６）。次に、車両の旋回によるばね上入力の合計値Ｆ_ｚｙｆ，Ｆ_ｚｙｒが算出される（ステップＳ７）。ここでは、具体的には、上記ステップＳ６において検出されたばね上横加速度ａ_ｙを用いて式（１６），（１７）、式（２０），（２１）、式（２４），（２５）、式（２６），（２７）、及び式（２９），（３０）をそれぞれ演算することにより、接地荷重変動分ΔＷ_ｙに基づくばね上入力Ｆ_ｚｙｆ１，Ｆ_ｚｙｒ１、横力Ｆ_ｙＪｆ，Ｆ_ｙＪｒに基づくばね上入力Ｆ_ｚｙｆ２，Ｆ_ｚｙｒ２、ばね下慣性力Ｆ_ｙIｆ，Ｆ_ｙIｒに基づくばね上入力Ｆ_ｚｙｆ３，Ｆ_ｚｙｒ３、重心の横ずれに基づくばね上入力Ｆ_ｚｙｆ４，Ｆ_ｚｙｒ４、及びばね上入力に含まれるスタビライザ力の成分Ｆ_ｚｙｆ５，Ｆ_ｚｙｒ５が算出される。そして、式（３１）〜（３４）に従い、可変サスペンション１４ｆｒ，１４ｆｌ，１４ｒｒ，１４ｒｌに作用するばね上入力の合計値Ｆ_ｚｙｆｒ，Ｆ_ｚｙｆｌ，Ｆ_ｚｙｒｒ，Ｆ_ｚｙｒｌが算出される。

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Ｓ８）。

次のステップでは、上記ステップＳ５において算出された総スタビライザ力Ｆｆａ，Ｆｒａと、上記ステップＳ７において算出されたばね上入力の合計値Ｆ_ｚｙｆｒ，Ｆ_ｚｙｆｌ，Ｆ_ｚｙｒｒ，Ｆ_ｚｙｒｌと、上記ステップＳ８において算出された減衰力Ｆ_ｆｃｆｌ，Ｆ_ｆｃｆｒ，Ｆ_ｆｃｒｌ，Ｆ_ｆｃｒｒを上式（３３）〜（３６）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。

次に、上記ステップＳ９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Ｓ２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Ｓ１０）。

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の旋回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_ｙに基づくばね上入力Ｆ_ｚｙｆ１，Ｆ_ｚｙｒ１、横力Ｆ_ｙＪｆ，Ｆ_ｙＪｒに基づくばね上入力Ｆ_ｚｙｆ２，Ｆ_ｚｙｒ２、ばね下慣性力Ｆ_ｙIｆ，Ｆ_ｙIｒに基づくばね上入力Ｆ_ｚｙｆ３，Ｆ_ｚｙｒ３、重心の横ずれに基づくばね上入力Ｆ_ｚｙｆ４，Ｆ_ｚｙｒ４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。

また、実施の形態１のサスペンション制御システムによれば、前輪側に設けられたスタビライザ８ｆに発生するスタビライザ力の影響が、当該スタビライザ８ｆが設けられていない後輪側の可変サスペンション１４ｒｌ，１４ｒｒへ作用する力ｆ_ｒｌ，ｆ_ｒｒに反映される。また同様に、後輪側に設けられたスタビライザ８ｒに発生するスタビライザ力の影響が、当該スタビライザ８ｒが設けられていない前輪側の可変サスペンション１４ｆｌ，１４ｆｒへ作用する力ｆ_ｆｌ，ｆ_ｆｒに反映される。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り、ストローク量の推定精度も向上する。

さらに、実施の形態１のサスペンション制御システムによれば、可変サスペンション１４のばね上入力からスタビライザ力の成分が除外される。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。

実施の形態１のサスペンション制御システムが適用される車両は、スタビライザ８を備えなくてもよい。この場合、スタビライザ力Ｆ_ｆｒ，Ｆ_ｒｒ及びばね上入力に含まれるスタビライザ力の成分Ｆ_ｚｙｆ５，Ｆ_ｚｙｒ５を０として演算すればよい。

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Ｓ２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Ｓ６の処理を実行することにより本発明の「ばね上横加速度検出手段」が実現され、ＥＣＵ２０がステップＳ３〜Ｓ５、ステップＳ７〜Ｓ９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。

８スタビライザ
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ばね上横加速度センサ
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横方向の加速度であるばね上横加速度を検出するばね上横加速度検出手段と、
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、
前記ばね上横加速度を用いて、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、
前記車両の旋回によって車輪に入力される横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。