JP5316279B2 - 車両振動抑制装置 - Google Patents

Description

本発明は、車両の振動を抑制する車両振動抑制装置に係り、特に、アクティブスタビライザおよびサスペンション装置のダンパにより車両振動を抑制する車両振動抑制装置に関する。

一般的に車両には前後左右の各車輪に対応して４個のサスペンション装置が取り付けられている。これらのサスペンション装置のダンパの減衰力特性を変更する減衰力特性変更装置の作動を制御することにより、ダンパの減衰力特性を可変制御する減衰力制御装置が知られている。ダンパの減衰力特性を可変制御するにあたって、各ダンパの減衰力特性をそれぞれ独立に制御する単輪制御方式、あるいはバネ上部材（車体）の３方向のモード振動（ヒーブ振動、ロール振動、ピッチ振動）を抑制するように４個のダンパの減衰力特性を協調して制御するモード制御方式などが適用される。モード制御方式はバネ上部材の全体的な挙動を踏まえて各ダンパの減衰力特性を制御する方式であるので、バネ上部材の各方向（ヒーブ方向、ロール方向、ピッチ方向）の振動を効果的に抑制することができる。

特許文献１はモード制御方式に基づいて各ダンパの減衰力特性を制御する減衰力制御装置を開示している。この減衰力制御装置は、車両の４輪に連結された各バネ下部材の上下方向に沿った振動に係る運動と、バネ上部材の上下方向（ヒーブ方向）に沿った振動に係る運動と、バネ上部材のロール方向の振動に係る運動と、バネ上部材のピッチ方向の振動に係る運動に関する合計７自由度の運動方程式に基づいて、バネ上部材と各バネ下部材とを連結するサスペンション装置のダンパの減衰力特性（減衰係数）を非線形Ｈ_∞制御理論に基づいて制御する。

特開２００６−１６０１８５号公報

ところで、車両のロール方向の振動や傾きは各ダンパの減衰力により抑制されるが、アクティブスタビライザによっても抑制される。アクティブスタビライザは、車両の右輪側と左輪側とを連結するトーションバーをアクチュエータで捩ることによりロール剛性を制御するロール剛性制御装置である。アクティブスタビライザによりロール剛性が車両のロールに応じて適切に変更されることによりロールが抑制される。

アクティブスタビライザと減衰力特性変更装置の双方が車両に取り付けられている場合、アクティブスタビライザのアクチュエータの作動によるロール剛性制御（以下、スタビライザ制御という場合もある）と減衰力特性変更装置の作動によるダンパの減衰力特性制御（以下、ダンパ制御という場合もある）とは別々に行われる。つまり、スタビライザ制御の制御ロジックとダンパ制御の制御ロジックが各々独立している。このためロールを抑制するときにスタビライザ制御とダンパ制御が重複する。この場合、制御の重複部分について余分なエネルギー（例えばアクティブスタビライザのアクチュエータの作動エネルギー）が浪費される。また、制御の重複により車両の振動の抑制効果、特にバネ上部材のロール方向の振動の抑制効果が損なわれる。

本発明は上記問題に対処するためになされたものであり、スタビライザ制御とダンパ制御の重複を防止することにより、車両の振動の抑制制御に要するエネルギーの効率化を図り、併せて車両の振動を効果的に抑制することを目的とする。

本発明の特徴は、アクチュエータを備えたアクティブスタビライザおよびサスペンション装置のダンパの減衰力特性を変更する減衰力特性変更装置が搭載された車両に適用され、前記アクチュエータおよび前記減衰力特性変更装置の作動を制御することにより車両の振動を抑制する車両振動抑制装置において、少なくとも車両のロール方向に作用する力を前記アクティブスタビライザが発生するスタビライザ力および前記サスペンション装置が発生するサスペンション力により表した車両モデルを基に設計された一般化プラントに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、前記スタビライザ力と前記ダンパが発生する減衰力により車両の振動が抑制されるように、前記スタビライザ力のうち前記アクチュエータの作動により発生するアクティブスタビライザ力の目標値である目標アクティブスタビライザ力と前記減衰力の目標値である要求減衰力を計算する目標制御力計算手段と、前記目標制御力計算手段により計算された目標アクティブスタビライザ力および要求減衰力に基づいて、前記アクチュエータの作動および前記減衰力特性変更装置の作動を制御する作動制御手段と、を備える車両振動抑制装置とすることにある。

本発明によれば、車両に作用する力としてアクティブスタビライザが発生するスタビライザ力とサスペンション装置が発生するサスペンション力とが考慮された車両モデルを基に設計された一般化プラントに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより目標アクティブスタビライザ力と要求減衰力が算出される。そして、このように算出された目標アクティブスタビライザ力と要求減衰力に基づいてアクティブスタビライザのアクチュエータ（例えばスタビライザアクチュエータ）および減衰力特性変更装置（例えばサスペンションアクチュエータ）の作動が制御される。

従来においては上述のようにスタビライザ制御の制御ロジックとダンパ制御の制御ロジックが各々独立していた。これに対し本発明においては、一つの制御ロジック（非線形Ｈ_∞制御理論）に基づいて計算された目標アクティブスタビライザ力および要求減衰力に基づいて、スタビライザ制御およびダンパ制御が実行される。つまり、アクティブスタビライザと減衰力特性変更装置が協調制御される。このため、スタビライザ力と減衰力が協調して車両の振動（特にロール方向の振動）を抑制する。こうした協調制御により、車両の振動を抑制するにあたってスタビライザ制御とダンパ制御の重複が防止される。制御の重複の防止により、車両の振動の抑制制御に要するエネルギーの効率化を図ることができ、且つ車両の振動を効果的に抑制することができる。

上記発明において、「スタビライザ力」とは、アクティブスタビライザが車両（車体）に及ぼす力である。アクティブスタビライザは、それ自身が有する本来の捩り剛性力と、アクチュエータが作動することにより上記捩り剛性力に加減される力を発生する。本明細書において、アクティブスタビライザが本来有する捩り剛性力を「コンベンショナルスタビライザ力」と呼び、アクチュエータの作動により発生する力を「アクティブスタビライザ力」と呼ぶ。「スタビライザ力」は、コンベンショナルスタビライザ力とアクティブスタビライザ力の総和である。

また、「サスペンション力」とは、車両に取り付けられたサスペンション装置が車両に及ぼす力である。サスペンション装置はバネおよびダンパを備えている。バネは弾性力を発生する。ダンパは減衰力を発生する。上記「サスペンション力」は、バネによる弾性力とダンパによる減衰力の総和である。

また、本発明は上記に述べたように、非線形Ｈ_∞制御理論を用いてアクティブスタビライザと減衰力特性変更装置とを協調制御させる。非線形Ｈ_∞制御理論によれば、外乱w₁が評価出力z_pに与える影響が小さくなるような制御則が求められるので、外乱w₁に対して車両の振動を抑えるためには評価出力z_pを車両の振動を表す物理量に設定すると良い。特に、バネ上部材の上下振動の大きさを表す物理量（例えばバネ上加速度など），ロール方向の振動の大きさを表す物理量（例えばロール角加速度）あるいはピッチ方向の振動の大きさを表す物理量（例えばピッチ角加速度）が評価出力z_pに設定されているとよい。また、制御則から得られる制御入力uは、目標アクティブスタビライザ力に相当する量および要求減衰力に相当する量であるのがよい。

また、本発明に適用される車両モデルは、少なくとも車両にロール方向に作用する力（ロール力）がスタビライザ力およびサスペンション力により表されている車両モデルであれば、どのようなものでもよい。スタビライザ制御とダンパ制御はロール方向の振動の抑制制御時に重複する可能性があるからである。したがって、例えば後述の実施形態にて示すように、ヒーブ力（車両に上下方向に作用する力）とロール力がスタビライザ力とサスペンション力により表される２輪モデルが車両モデルとして本発明に適用され得る。また、ヒーブ力，ロール力およびピッチ力（車両にピッチ方向に作用する力）がスタビライザ力およびサスペンション力により表された４輪モデルも本発明に適用され得る。これらの場合、ヒーブ方向の振動およびピッチ方向の振動はダンパ制御により抑制され、ロール方向の振動はスタビライザ制御およびダンパ制御により抑制される。

また、前記目標制御力計算手段は、車両のバネ上部材のロール方向の振動周波数が低周波数であるときには主に前記アクチュエータが作動することにより前記ロール方向の振動が抑制され、前記振動周波数が高周波数であるときには主に前記減衰力特性変更装置が作動することにより前記ロール方向の振動が抑制されるように、前記目標アクティブスタビライザ力に相当する制御入力および前記要求減衰力に相当する制御入力を重み付けして計算するとよい。つまり、前記目標制御力計算手段は、ロール方向の振動周波数が低周波数であるときはロール方向の振動を抑制する主体が前記アクティブスタビライザ力となり、高周波数であるときはロール方向の振動を抑制する主体が減衰力となるように、目標アクティブスタビライザ力に相当する制御入力と要求減衰力に相当する制御入力を重み付けして計算するとよい。

振動の周波数が低い場合はダンパが発生し得る減衰力の可変幅が小さい。したがって、ダンパ制御は低周波数振動を十分に抑制するだけの減衰力を発揮することができないことがあるという欠点を持つ。一方、アクティブスタビライザはアクチュエータの作動により積極的にロール方向の振動を抑制する力を発揮することができるため、アクティブスタビライザが発生するスタビライザ力の可変幅は大きい。したがって、スタビライザ制御はロール方向の振動周波数が低い場合においても十分に振動を抑制するだけのスタビライザ力を発揮することができるという利点を持つ。これらのことから、振動周波数が低い場合にはスタビライザ制御の持つ利点を生かし、主にアクティブスタビライザのアクチュエータの作動によりロール方向の振動を抑制することにより、ロール方向の低周波振動の抑制効果が高まる。

また、振動の周波数が高い場合はその高い周波数に応じた素早い制御応答性が求められる。この制御応答性に関し、アクティブスタビライザのアクチュエータは制御応答性が悪い。また、アクチュエータを作動させるときのエネルギー消費が多い。したがって、スタビライザ制御は、高周波振動に追従するだけの制御応答性を持ち得ず、且つエネルギー消費量も多くなるという欠点を持つ。一方、減衰力特性変更装置は、その作動についての制御応答性が高く、またエネルギー消費量が少ない。したがってダンパ制御は、高周波数振動に追従する制御応答性を持ち、且つエネルギー消費量も少ないという利点を持つ。これらのことから、振動周波数が高い場合にはダンパ制御の持つ利点を生かし、主に減衰力特性変更装置の作動によりロール方向の振動を抑制することにより、ロール方向の高周波振動の抑制効果が高まるとともにエネルギー消費量が抑えられる。

このように、ロール方向の振動の周波数が低周波数であるときには主にスタビライザ制御によって、ロール方向の振動の周波数が高周波数であるときには主にダンパ制御によって、ロール方向の振動を抑制することにより、エネルギー消費が抑えられ、且つ高いレベルでの乗り心地性能を実現することができる車両振動抑制装置を提供することができる。

主にスタビライザ制御によって抑制されるロール振動の振動周波数帯域は、バネ上共振周波数（約１Ｈｚ）付近の低周波数帯域であるとよい。特に０．５〜３Ｈｚ程度の周波数帯域であるとよい。一方、主にダンパ制御によって抑制されるロール振動の周波数帯域は、バネ下共振周波数（約１０Ｈｚ）付近の高周波数帯域であるとよい。特に８〜１５Ｈｚ程度の周波数帯域であるとよい。上記低周波数帯域（０．５〜３Ｈｚ）と高周波数帯域（８〜１５Ｈｚ）の間の中周波数帯域（３〜８Ｈｚ）の周波数を持つロール振動は、スタビライザ制御とダンパ制御の双方により抑制されるように、目標アクティブスタビライザ力に相当する制御入力と要求減衰力に相当する制御入力が重み付けされているとよい。

スタビライザ制御とダンパ制御のどちらが主体となってロール振動を抑制しているかについては、目標アクティブスタビライザ力に相当する制御入力に作用する重みの大きさと要求減衰力に相当する制御入力に作用する重みの大きさを比較することにより判断できる。つまり、重み（ゲイン）が大きい制御入力に係る力が主として振動を抑制する。したがって、ロール振動周波数が低周波数帯域（例えば０．５〜３Ｈｚ）であるときは、目標アクティブスタビライザ力に相当する制御入力に作用する重みが要求減衰力に相当する制御入力に作用する重みよりも大きく、ロール振動周波数が高周波数帯域（例えば８〜１５Ｈｚ）であるときには、要求減衰力に相当する制御入力に作用する重みが目標アクティブスタビライザ力に相当する制御入力に作用する重みよりも大きくなるように、各制御入力に周波数重みが設定されているとよい。

また、前記一般化プラントの制御入力uは、前記要求減衰力に相当する制御入力であるダンパ制御入力u₁と、前記目標アクティブスタビライザ力に相当する制御入力であるスタビライザ制御入力u₂からなると良い。また、ダンパ制御入力u₁は、ダンパの減衰係数の変動分を表す可変減衰係数であるとよい。スタビライザ制御入力u₂は、アクティブスタビライザ力であると良い。

また、前記一般化プラントには、前記ダンパ制御入力u₁に作用する周波数重みであるダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)および前記スタビライザ制御入力u₂に作用する周波数重みであるスタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)が設定されているのがよい。そして、前記ダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)は高周波数であるほどゲインが大きい周波数特性を持ち、前記スタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)は低周波数であるほどゲインが大きい周波数特性を持つものであるのがよい。

これによれば、ダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)がダンパ制御入力u₁に作用する。ダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)は高周波数であるほどゲインが大きい周波数特性を持っているので、このような重みが作用したダンパ制御入力は高周波数であるほど制御量が大きくなる。すなわち、高周波数の振動は、主に減衰力特性変更装置の作動制御（ダンパ制御）により抑制される。また、スタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)がスタビライザ制御入力u₂に作用する。スタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)は低周波数であるほどゲインが大きい周波数特性を持っているので、このような重みが作用したスタビライザ制御入力は低周波数であるほど制御量が大きくなる。すなわち、低周波数のロール振動は、主にアクティブスタビライザの作動制御（スタビライザ制御）により抑制される。このように、ロール振動の周波数が低周波数であるときに主にスタビライザ制御により振動を抑制し、高周波数であるときにダンパ制御により振動を抑制することにより、上述したように振動抑制制御時にエネルギー消費量が抑えられるとともに、振動周波数が低周波数であっても高周波数であっても効果的に振動が抑制される。

車両に搭載されたサスペンション装置およびアクティブスタビライザと、これらサスペンション装置およびアクティブスタビライザを制御する制御装置（ＥＣＵ）を表した概略図である。 サスペンション装置の構造を示す概略図である。 サスペンションＥＣＵの入出力構成を概略的に示す図である。 振動抑制制御処理の流れを示すフローチャートである。 車両の２輪モデルを表す図である。 一般化プラントのブロック線図である。 ダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)の周波数特性を表すゲイン線図である。 スタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)の周波数特性を表すゲイン線図である。 本実施形態における車両（制御対象）と制御装置（ＥＣＵ３０）との関係を、制御入力、外乱（路面入力信号）、出力、状態量により表したブロック線図である。 従来技術における車両（制御対象）と制御装置（サスペンションＥＣＵおよびスタビライザＥＣＵ）との関係を、制御入力、外乱（路面入力信号）、出力、状態量により表したブロック線図である。 ダンパの減衰力特性の可変範囲を示すグラフである。

以下、本発明の実施形態について図面を用いて説明する。図１は、車両に搭載されたサスペンション装置およびアクティブスタビライザと、これらサスペンション装置およびアクティブスタビライザを制御する制御装置（ＥＣＵ）を表した概略図である。図に示されるように、車両には４個のサスペンション装置（右前輪側サスペンション装置１０ＦＲ，左前輪側サスペンション装置１０ＦＬ，右後輪側サスペンション装置１０ＲＲ，左後輪側サスペンション装置１０ＲＬ）が取り付けられている。これらのサスペンション装置は、車両のバネ上部材ＨＡとバネ下部材ＬＡとの間に設けられる。バネ下部材ＬＡは、タイヤを含む車輪に連結されたナックルや、一端がナックルに連結されたロアアームなどにより構成され、サスペンション装置１０を支持する。バネ上部材ＨＡはサスペンション装置１０により支持される部材であり、車体を含む。

右前輪側サスペンション装置１０ＦＲはバネ上部材ＨＡの右前方側（右前輪位置）に連結され、左前輪側サスペンション装置１０ＦＬはバネ上部材ＨＡの左前方側（左前輪位置）に連結され、右後輪側サスペンション装置１０ＲＲはバネ上部材ＨＡの右後方側（右後輪位置）に連結され、左後輪側サスペンション装置１０ＲＬはバネ上部材ＨＡの左後方側（左後輪位置）に連結される。各サスペンション装置は基本的に同一構造である。また、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲはバネ下部材ＬＡを介して右前輪ＷＦＲに、左前輪側サスペンション装置１０ＦＬはバネ下部材ＬＡを介して左前輪ＷＦＬに、右後輪側サスペンション装置１０ＲＲはバネ下部材ＬＡを介して右後輪ＷＲＲに、左後輪側サスペンション装置１０ＲＬはバネ下部材ＬＡを介して左後輪ＷＲＬに、それぞれ連結している。サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬおよび車輪ＷＦＲ，ＷＦＬ，ＷＲＲ，ＷＲＬを総称する場合には、これらを単にサスペンション装置１０および車輪Ｗと記載する場合もある。

図２はサスペンション装置１０の構造を示す概略図である。サスペンション装置１０はバネ１１とダンパ（ショックアブソーバ）１２とを備えている。ダンパ１２は、シリンダ１２１、ピストン１２２、ピストンロッド１２３を備える。シリンダ１２１の内部には粘性流体（例えば、オイルなど）が封入されている。シリンダ１２１は、その下端にてバネ下部材ＬＡ（詳しくは、ロアアーム）に連結される。ピストン１２２はシリンダ１２１内に配置される。このピストン１２２によりシリンダ１２１の内部が上室Ｒ１と下室Ｒ２とに区画される。ピストン１２２はシリンダ１２１内を軸方向に移動可能である。ピストンロッド１２３は、その下端にてピストン１２２に連結され、その上端にてバネ上部材ＨＡに連結される。また、ピストン１２２には、上室Ｒ１と下室Ｒ２とを連通する連通路１２４が形成されている。

このように構成されたダンパ１２において、車輪Ｗが路面凹凸を乗り越えるなどによりバネ上部材ＨＡが路面に対して相対変位した場合、バネ上部材ＨＡ側に連結されたピストン１２２が、バネ下部材ＬＡ側（路面側）に連結されたシリンダ１２１内を相対変位する。この相対変位に伴いピストン１２２に形成された連通路１２４内を粘性流体が流通する。粘性流体が連通路１２４内を流通するときに発生する抵抗によりバネ上部材ＨＡの振動が減衰する。

バネ１１はシリンダ１２１を取り巻くように配置され、下端にてシリンダ１２１の外周に取付けられたリテーナ１２５に連結され、上端にてバネ上部材ＨＡに連結される。このバネ１１は、路面に対するバネ上部材ＨＡの相対変位に伴う弾性力を発生する。バネ１１は、本実施形態においては金属製のコイルバネであるが、エアサスペンション装置などに用いられる空気バネでもよい。

図２に示されるように、サスペンション装置１０には可変絞り機構１３が取付けられている。可変絞り機構１３はバルブ１３１およびサスペンションアクチュエータ１３２を有する。バルブ１３１は連通路１２４に設けられていて、回転することにより連通路１２４の少なくとも一部の流路断面積の大きさ、すなわちバルブ開度ＯＰを変化させる。サスペンションアクチュエータ１３２は例えばステッピングモータなどにより構成することができる。図１には、各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬに取付けられた各サスペンションアクチュエータ（右前輪サスペンションアクチュエータ１３２ＦＲ，左前輪サスペンションアクチュエータ１３２ＦＬ，右後輪サスペンションアクチュエータ１３２ＲＲ，左後輪サスペンションアクチュエータ１３２ＲＬ）が示されている。これらのサスペンションアクチュエータは、各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬのダンパ１２の上部に配置され、バネ上部材ＨＡに固定されている。

また、サスペンションアクチュエータ１３２は、例えばピストンロッド１２３の内部に配されるコントロールロッドなどによってバルブ１３１に連結される。したがって、サスペンションアクチュエータ１３２が作動するとそれに伴いバルブ１３１が回転する。この回転によりバルブ開度ＯＰが変更される。バルブ開度ＯＰの変更により、連通路１２４の流路断面積が変更される。その結果、連通路１２４内を粘性流体が流通するときに発生する抵抗力の大きさが変更される。これによりダンパ１２の減衰力特性（減衰係数）が変更される。なお、ダンパ１２の減衰力特性は、バルブ１３１の回転角の変化によって段階的に変更されるようになっている。可変絞り機構１３、バルブ１３１およびサスペンションアクチュエータ１３２が、本発明の減衰力特性変更手段に相当する。

また、図１に示されるように、前輪側アクティブスタビライザ２０Ｆが右前輪ＷＦＲと左前輪ＷＦＬとの間に、後輪側アクティブスタビライザ２０Ｒが右後輪ＷＲＲと左後輪ＷＲＬとの間に、それぞれ設けられている。前輪側アクティブスタビライザ２０Ｆは、車両の左右方向に沿って同軸的に延在する一対の前輪側トーションバー２１ＦＲ，２１ＦＬと、一対の前輪側トーションバー２１ＦＲ，２１ＦＬの先端（車両外方端）から連続して形成された一対の前輪側アーム２２ＦＲ，２２ＦＬと、一対のトーションバー２１ＦＲ，２１ＦＬの基端（車両内方端）に連結する前輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｆを有している。同様に、後輪側アクティブスタビライザ２０Ｒは、車両の左右方向に沿って同軸的に延在する一対の後輪側トーションバー２１ＲＲ，２１ＲＬと、一対の後輪側トーションバー２１ＲＲ，２１ＲＬの先端（車両外方端）から連続して形成された一対の後輪側アーム２２ＲＲ，２２ＲＬと、一対の後輪側トーションバー２１ＲＲ，２１ＲＬの基端（車両内方端）に連結する後輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｒを有している。

一対の前輪側トーションバー２１ＦＲ，２１ＦＬはブラケット２４Ｆを介して軸線周りに回転自在にバネ上部材ＨＡ（具体的には車体）に支持されている。また、前輪側アーム２２ＦＲ，２２ＦＬは前輪側トーションバー２１ＦＲ，２１ＦＬから車両前方側に折れ曲がった方向に延在している。前輪側アーム２２ＦＲの先端は右前輪ＷＦＲに連結したバネ下部材ＬＡ（例えばロアアーム）に、前輪側アーム２２ＦＬの先端は左前輪ＷＦＬに連結したバネ下部材ＬＡに、それぞれ接続されている。同様に、一対の後輪側トーションバー２１ＲＲ，２１ＲＬはブラケット２４Ｒを介して軸線周りに回転自在にバネ上部材ＨＡに支持されている。また、後輪側アーム２２ＲＲ，２２ＲＬは後輪側トーションバー２１ＲＲ，２１ＲＬから車両前方側に折れ曲がった方向に延在している。後輪側アーム２２ＲＲの先端は右後輪ＷＲＲに連結したバネ下部材ＬＡに、後輪側アーム２２ＲＬの先端は左後輪ＷＲＬに連結したバネ下部材ＬＡに、それぞれ接続されている。

前輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｆは、一対の前輪側トーションバー２１ＦＲ，２１ＦＬのうちの一方を他方に対して相対回転させる。相対回転角は後述するＥＣＵ３０により制御される。同様に、後輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｒは、一対の後輪側トーションバー２１ＲＲ，２１ＲＬのうちの一方を他方に対して相対回転させる。相対回転角はＥＣＵ３０により制御される。スタビライザアクチュエータ２３Ｆ，２３Ｒは、例えば電動モータおよび減速器により構成される。

図１に示されるように車両にはＥＣＵ３０が搭載されている。ＥＣＵ３０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る。ＥＣＵ３０は、バネ上部材ＨＡの振動を抑制するために、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲのダンパ１２が発生すべき減衰力の目標値である右前輪要求減衰力F_reqfr，左前輪側サスペンション装置１０ＦＬのダンパ１２が発生すべき減衰力の目標値である左前輪要求減衰力F_reqfl，右後輪側サスペンション装置１０ＲＲのダンパ１２が発生すべき減衰力の目標値である右後輪要求減衰力F_reqrr，左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのダンパ１２が発生すべき減衰力の目標値である左後輪要求減衰力F_reqrlをそれぞれ計算する。そして、計算した各要求減衰力を表す信号をそれぞれ対応するサスペンションアクチュエータ１３２ＦＲ，１３２ＦＬ，１３２ＲＲ，１３２ＲＬに出力する。

また、ＥＣＵ３０は、前輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｆの作動によりバネ上部材ＨＡに作用するロール方向の力の目標値である前輪目標アクティブスタビライザ力F_stbF*および、後輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｒの作動によりバネ上部材ＨＡに作用するロール方向の力の目標値である後輪目標アクティブスタビライザ力F_stbR*を計算する。また、前輪目標アクティブスタビライザ力F_stbF*に基づいて、一対の前輪側トーションバー２１ＦＲ，２１ＦＬの相対回転角の目標値である前輪アクチュエータ目標回転角δ_f*を、後輪アクティブスタビライザ力F_stbR*に基づいて一対の後輪側トーションバー２１ＲＲ，２１ＲＬの相対回転角の目標値である後輪アクチュエータ目標回転角δ_r*を、それぞれ計算する。そして、計算した前輪アクチュエータ目標回転角δ_f*および後輪アクチュエータ目標回転角δ_r*を出力する。ＥＣＵ３０が本発明の車両振動抑制装置に相当する。

また、図２に示されるように、各サスペンション装置付近には、バネ上加速度センサ４１，路面上下加速度センサ４２，ストロークセンサ４３が取り付けられている。バネ上加速度センサ４１はバネ上部材ＨＡの各輪位置（右前輪位置，左前輪位置，右後輪位置，左後輪位置）にそれぞれ取付けられており、その位置におけるバネ上部材ＨＡの上下方向に沿った加速度である右前輪バネ上加速度x_bfr"，左前輪バネ上加速度x_bfl"，右後輪バネ上加速度x_brr"，左後輪バネ上加速度x_brl"をそれぞれ検出する。路面上下加速度センサ４２は各車輪Ｗに連結したバネ下部材ＬＡにそれぞれ取付けられており、各バネ下部材ＬＡの上下方向に沿った加速度を計測することにより、各バネ下部材ＬＡに連結する車輪Ｗの接地路面における上下方向に沿った加速度である右前輪路面加速度x_wfr"，左前輪路面加速度x_wfl"，右後輪路面加速度x_wrr"，左後輪路面加速度x_wrl"をそれぞれ検出する。ストロークセンサ４３は各サスペンション装置に取付けられており、各サスペンション装置１０のダンパ１２のストローク変位量、すなわちシリンダ１２１に対するピストン１２２の相対変位量を計測することにより、バネ上部材ＨＡの右前輪位置における路面の上下方向に沿った変位量に対するバネ上部材ＨＡの上下方向に沿った相対変位量である右前輪バネ上−路面間相対変位量x_sfr(=x_wfr-x_bfr)，バネ上部材ＨＡの左前輪位置における左前輪バネ上−路面間相対変位量x_sfl(=x_wfl-x_bfl)，バネ上部材ＨＡの右後輪位置における右後輪バネ上−路面間相対変位量x_srr(=x_wrr-x_brr)，バネ上部材ＨＡの左後輪位置における左後輪バネ上−路面間相対変位量x_srl(=x_wrl-x_brl)をそれぞれ検出する。

また、図１に示されるように、バネ上部材ＨＡにはロール角加速度センサ４４およびピッチ角加速度センサ４５が取り付けられている。ロール角加速度センサ４４はバネ上部材ＨＡのロール方向（前後軸周り方向）の角度変位を表すロール角θ_rの角加速度（ロール角加速度）θ_r"を検出する。ピッチ角加速度センサ４５はバネ上部材ＨＡのピッチ方向（左右軸周り方向）の角度変位を表すピッチ角θ_pの角加速度（ピッチ角加速度）θ_p"を検出する。

図３は、ＥＣＵ３０の入出力構成を概略的に示す図である。ＥＣＵ３０の入力側には、バネ上加速度センサ４１，路面上下加速度センサ４２，ストロークセンサ４３，ロール角加速度センサ４４，ピッチ角加速度センサ４５が接続されている。

バネ上加速度センサ４１は右前輪バネ上加速度x_bfr"，左前輪バネ上加速度x_bfl"，右後輪バネ上加速度x_brr"，左後輪バネ上加速度x_brl"を、路面上下加速度センサ４２は右前輪路面加速度x_wfr"，左前輪路面加速度x_wfl"，右後輪路面加速度x_wrr"，左後輪路面加速度x_wrl"を、ストロークセンサ４３は右前輪バネ上−路面間相対変位量x_sfr(=x_wfr-x_bfr)，左前輪バネ上−路面間相対変位量x_sfl(=x_wfl-x_bfl)，右後輪バネ上−路面間相対変位量x_srr(=x_wrr-x_brr)，左後輪バネ上−路面間相対変位量x_srl(=x_wrl-x_brl)を、それぞれＥＣＵ３０に出力する。ロール角加速度センサ４４はロール角加速度θ_r"を、ピッチ角加速度センサ４５はピッチ角加速度θ_p"を、それぞれＥＣＵ３０に出力する。

ＥＣＵ３０の出力側には、図示しない駆動回路を介して各サスペンションアクチュエータ１３２ＦＲ，１３２ＦＬ，１３２ＲＲ，１３２ＲＬおよび各スタビライザアクチュエータ２３Ｆ，２３Ｒが電気的に接続されている。そして、右前輪要求減衰力F_reqfrを表す信号が右前輪サスペンションアクチュエータ１３２ＦＲに、左前輪要求減衰力F_reqflを表す信号が左前輪サスペンションアクチュエータ１３２ＦＬに、右後輪要求減衰力F_reqrrを表す信号が右後輪サスペンションアクチュエータ１３２ＲＲに、左後輪要求減衰力F_reqrlを表す信号が左後輪サスペンションアクチュエータ１３２ＲＬに、前輪アクチュエータ目標回転角δ_f*を表す信号が前輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｆに、後輪アクチュエータ目標回転角δ_r*を表す信号が後輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｒに、それぞれ出力される。

上記構成において、バネ上加速度センサ４１の検出値から得られる各輪位置におけるバネ上加速度のいずれか一つが所定の閾値を越えた場合、ＥＣＵ３０はバネ上部材ＨＡの振動を抑制するための処理（振動抑制制御処理）を開始する。図４は、振動抑制制御処理の流れを示すフローチャートである。ＥＣＵ３０はこの処理を図４のステップ（以下、ステップ番号をＳと略記する）１００にて開始する。次いで、Ｓ１０２にて、バネ上加速度センサ４１，路面上下加速度センサ４２，ストロークセンサ４３，ロール角加速度センサ４４，ピッチ角加速度センサ４５から検出値を入力する。次に、Ｓ１０４にて、入力した検出値を演算（例えば微分または積分）することにより、各輪位置におけるバネ上部材ＨＡの上下速度（バネ上速度）x_bfr'，x_bfl'，x_brr'，x_brl'、各輪位置におけるバネ上部材ＨＡの上下変位量（バネ上変位量）x_bfr，x_bfl，x_brr，x_brl、各輪位置における路面の上下速度（路面上下速度）x_wfr'，x_wfl'，x_wrr'，x_wrl'、各輪位置における路面の上下変位量（路面上下変位量）x_wfr，x_wfl，x_wrr，x_wrl、各輪位置における路面上下速度に対するバネ上部材ＨＡの相対速度（バネ上−路面間相対速度）x_sfr'(=x_wfr'-x_bfr')，x_sfl'(=x_wfl'-x_bfl')，x_srr'(=x_wrr'-x_brr')，x_srl'(=x_wrl'-x_brl')、バネ上部材ＨＡの重心位置の上下変位量（ヒーブ変位量）x_b、ロール角θ_r、ピッチ角θ_p、ヒーブ速度x_b'、ロール角速度θ_r'、ピッチ角速度θ_p'、ヒーブ加速度x_b"など、計算に必要な量を計算する。なお、ヒーブ変位量x_b、ヒーブ速度x_b'、ヒーブ加速度x_b"は、各輪位置におけるバネ上加速度から計算できる。

次いで、Ｓ１０６にて、車両モデルを基に設計された一般化プラントに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、右輪要求可変減衰係数c_reqvR，左輪要求可変減衰係数c_reqvLおよび目標アクティブスタビライザ力F_stb*を計算する。本実施形態において、この計算をする際に図５に示される車両の２輪モデルが力学的な運動モデルとして用いられる。この２輪モデルは、車両のバネ上部材ＨＡに上下方向に作用する力（ヒーブ力）とロール方向に作用する力（ロール力）を、アクティブスタビライザが発生するスタビライザ力とサスペンション装置が発生するサスペンション力により表した車両の運動モデルである。

図において、M_bはバネ上部材ＨＡの質量、I_rはバネ上部材ＨＡのロール慣性モーメント、θ_rはバネ上部材ＨＡのロール角、x_bはバネ上部材ＨＡの重心位置における変位量（ヒーブ変位量）、Tはトレッドである。

また、k_sRはバネ上部材ＨＡの右側に取り付けられている右輪側サスペンション装置１０Ｒのバネ１１Ｒのバネ定数（右輪バネ定数）、c_0Rは右輪側サスペンション装置１０Ｒのダンパ１２Ｒの線形減衰係数（右輪線形減衰係数）、c_vRはダンパ１２Ｒの可変減衰係数（右輪可変減衰係数）である。右輪バネ定数k_sRは、例えば図１に示される右前輪側サスペンション装置１０ＦＲのバネのバネ定数k_sfrと右後輪側サスペンション装置１０ＲＲのバネのバネ定数k_srrとの平均値により表される。右輪線形減衰係数c_0Rは、例えば右前輪側サスペンション装置１０ＦＲのダンパの線形減衰係数c_0frと右後輪側サスペンション装置１０ＲＲのダンパの線形減衰係数c_0rrとの平均値により表される。

また、k_sLはバネ上部材ＨＡの左側に取り付けられている左輪側サスペンション装置１０Ｌのバネ１１Ｌのバネ定数（左輪バネ定数）、c_0Lは左輪側サスペンション装置１０Ｌのダンパ１２Ｌの線形減衰係数（左輪線形減衰係数）、c_vLはダンパ１２Ｌの可変減衰係数（左輪可変減衰係数）である。左輪バネ定数k_sLは、例えば図１に示される左前輪側サスペンション装置１０ＦＬのバネのバネ定数k_sflと左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのバネのバネ定数k_srlとの平均値により表される。左輪線形減衰係数c_0Lは、例えば左前輪側サスペンション装置１０ＦＬのダンパの線形減衰係数c_0flと左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのダンパの線形減衰係数c_0rlとの平均値により表される。

ちなみに、各ダンパの減衰係数は、本実施形態においては線形減衰係数と可変減衰係数との和により表される。線形減衰係数はダンパの減衰係数の固定分を表し、予め設計者によって定められている。可変減衰係数はダンパの減衰係数の変動分を表す。この可変減衰係数は、非線形Ｈ_∞制御理論に基づいて計算される。

また、k_stbは車両に取り付けられたアクティブスタビライザ２０のトーションバー２１の捩り剛性定数である。捩り剛性定数k_stbは、例えば図１に示される前輪側アクティブスタビライザ２０Ｆの前輪側トーションバー２１ＦＲ，２１ＦＬの捩り剛性定数k_stbFと、後輪側アクティブスタビライザ２０Ｒの後輪側トーションバー２１ＲＲ，２１ＲＬの捩り剛性定数k_stbRとの平均値により表される。各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬのバネ１１のバネ定数k_sfr，k_sfl，k_srr，k_srl、ダンパ１２の線形減衰係数c_0fr，c_0fl，c_0rr，c_0rl、および、各アクティブスタビライザ２０Ｆ，２０Ｒの捩り剛性定数k_stbF，k_stbRは、予め求められている。

また、図５においてx_wRは右輪側サスペンション装置１０Ｒが連結されている車輪の接地路面における上下方向に沿った変位量（右輪路面変位量）、x_wLは左輪側サスペンション装置１０Ｌが連結されている車輪の接地路面における上下方向に沿った変位量（左輪路面変位量）である。右輪路面変位量x_wRは例えば右前輪路面変位量x_wfrと右後輪路面変位量x_wrrの平均により表される。左輪路面変位量x_wLは例えば左前輪路面変位量x_wflと左後輪路面変位量x_wrlの平均により表される。また、x_bRはバネ上部材ＨＡの右輪位置（右輪側サスペンション装置１０Ｒが取り付けられている位置）における上下方向に沿った変位量（右輪バネ上変位量）、x_bLはバネ上部材ＨＡの左輪位置（左輪側サスペンション装置１０Ｌが取り付けられている位置）における上下方向に沿った変位量（左輪バネ上変位量）である。右輪バネ上変位量x_bRは例えば右前輪バネ上変位量x_bfrと右後輪バネ上変位量x_brrの平均により表される。左輪バネ上変位量x_bLは例えば左前輪バネ上変位量x_bflと左後輪バネ上変位量x_brlの平均により表される。

また、F_stbは、車両に取り付けられたアクティブスタビライザ２０が発生する力（スタビライザ力）のうち、アクチュエータ２３が作動することにより発生する力である。スタビライザ力は、トーションバー２１が持つ本来の捩り剛性力、すなわちトーションバー２１の捩れ状態が基準状態（アクチュエータ２３の作動量が０である状態）であるときに外力の作用で捩られることにより発生する力であるコンベンショナルスタビライザ力と、アクチュエータ２３が作動してトーションバー２１を積極的に捩ることにより発生する力であるアクティブスタビライザ力により表される。図５におけるF_stbはこのアクティブスタビライザ力を表す。コンベンショナルスタビライザ力は、捩り剛性定数k_stbと、バネ上部材ＨＡの右輪側のバネ上−路面間相対変位量(x_wR-x_bR)と左輪側のバネ上−路面間相対変位量(x_wL-x_bL)との差の積k_stb(-(x_wR-x_bR)+(x_wL-x_bL))により表される。スタビライザ力はこれらの和F_stb+k_stb(-(x_wR-x_bR)+(x_wL-x_bL))により表される。

また、図５においてF_susRは右輪側サスペンション装置１０Ｒがバネ上部材ＨＡに対して発生する力（右サスペンション力）であり、ダンパ１２Ｒが発生する減衰力とバネ１１Ｒが発生する弾性力の総和により表される。また、F_susLは左輪側サスペンション装置１０Ｌがバネ上部材ＨＡに対して発生する力（左サスペンション力）であり、ダンパ１２Ｌが発生する減衰力とバネ１１Ｌが発生する弾性力の総和により表される。また、F_Rは右輪側サスペンション装置１０Ｒおよびアクティブスタビライザ２０によりバネ上部材ＨＡの右輪位置に作用する右輪上下力、F_Lは左輪側サスペンション装置１０Ｌおよびアクティブスタビライザ２０によりバネ上部材ＨＡの左輪位置に作用する左輪上下力である。

この２輪モデルから導き出されるバネ上部材ＨＡの重心位置における上下方向の運動方程式（ヒーブ運動方程式）は例えば下記式(eq.1)のように、ロール方向の運動方程式（ロール運動方程式）は例えば下記式(eq2)のように、それぞれ記述される。

また、右輪上下力F_Rは下記式(eq.3)のように、左輪上下力F_Lは下記式(eq.4)のように、それぞれ記述される。

上記式(eq.3)および式(eq.4)中のx_sRは、右輪路面変位量x_wRと右輪バネ上変位量x_bRとの差(x_wR-x_bR)により表される右輪バネ上−路面間相対変位量を、x_sLは左輪路面変位量x_wLと左輪バネ上変位量x_bLとの差(x_wL-x_bL)により表される左輪バネ上−路面間相対変位量を、それぞれ表す。x_sR'は右輪側サスペンション装置１０Ｒが連結されている車輪の接地路面における上下方向に沿った速度（右輪路面速度）x_wR'とバネ上部材の右輪位置における上下方向に沿った速度（右輪バネ上速度）x_bR'との差(x_wR'-x_bR')により表される右輪バネ上−路面間相対速度を、x_sL'は左輪側サスペンション装置１０Ｌが連結されている車輪の接地路面における上下方向に沿った速度（左輪路面速度）x_wL'とバネ上部材の左輪位置における上下方向に沿った速度（左輪バネ上速度）x_bL'との差(x_wL'-x_bL')により表される左輪バネ上−路面間相対速度を、それぞれ表す。

また、右輪バネ上変位量x_bRと、ヒーブ変位量x_bおよびロール角θ_rとの関係は下記式(eq.5)により、左輪バネ上変位量x_bLと、ヒーブ変位量x_bおよびロール角θ_rとの関係は下記式(eq.6)により、それぞれ表される。

また、モード加速度変換行列Tf2modegが、下記式(eq.7)のように定義される。

このモード加速度変換行列Tf2modegを用いることにより、上記式(eq.1)および式(eq.2)は下記式(eq.8)のように記述される。

また、各輪位置変換行列Tmode2wheelが、下記式(eq.9)のように定義される。

この各輪位置変換行列Tmode2wheelを用いることにより、上記式(eq.5)および式(eq.6)は下記式(eq.10)のように記述される。

また、バネ定数行列Tks，線形減衰係数行列Tc0，トーションバー剛性定数行列Tst0が、下記式(eq.11)のように定義される。

以上の関係式を用いることにより、図４に示される２輪モデルの状態空間表現が、下記式(eq.12)のように記述される。

上記式(eq.12)中の状態量x_p，評価出力z_p，外乱w₁および制御入力uは、下記式(eq.13)のように表される。

また、上記式(eq.12)中の係数行列A_pは下記式(eq.14)のように、B_p11は下記式(eq.15)のように、B_p12(x_p)は下記式(eq.16)のように、C_p1は下記式(eq.17)のように、D_p11は下記式(eq.18)のように、D_p12(x_p)は下記式(eq.19)のように、それぞれ表される。

式(eq.12)に基づいて、図６に示される一般化プラントが設計される。この一般化プラントに表される評価出力z_pには周波数重みW_s(s)が作用している。周波数重みW_s(s)の状態空間表現は、下記式(eq.20)のように記述される。

また、一般化プラントにおいて、制御入力uが、ダンパ制御入力u₁とスタビライザ制御入力u₂により表されている。ダンパ制御入力u₁は右輪可変減衰係数c_vRおよび左輪可変減衰係数c_vLである。スタビライザ制御入力u₂はアクティブスタビライザ力F_stbである。

また、一般化プラントにはダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)が設定されている。ダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)はダンパ制御入力u₁に作用する周波数重みである。このダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)の状態空間表現は、下記式(eq.21)のように記述される。

このダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)は、図７のゲイン線図に示すような周波数特性を持つ。図７からわかるように、ダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)は、入力周波数が高周波数であるほどゲインが大きくなり、入力周波数が低周波数であるほどゲインが小さくなる周波数特性を持つ。したがって、ダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)が作用したダンパ制御入力u₁は、高周波数であるほど大きな制御量となり、低周波数であるほど小さな制御量となる。

また、一般化プラントにはスタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)が設定されている。スタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)はスタビライザ制御入力u₂に作用する周波数重みである。このスタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)の状態空間表現は、下記式(eq.22)のように記述される。

このスタビライザ用周波数重みW_u2(s)は、図８のゲイン線図に示すような周波数特性を持つ。図８からわかるように、スタビライザ用周波数重みW_u2(s)は、入力周波数が低周波数であるほどゲインが大きくなり、入力周波数が高周波数であるほどゲインが小さくなる周波数特性を持つ。したがって、スタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)が作用したスタビライザ制御入力u₂は、低周波数であるほど大きな制御量となり、高周波数であるほど小さな制御量となる。つまり、図７と図８とを比較してわかるように、入力周波数が高周波数である場合にはダンパ制御入力u₁に作用するゲインがスタビライザ制御入力u₂に作用するゲインよりも大きく、入力周波数が低周波数である場合にはスタビライザ制御入力u₂に作用するゲインがダンパ制御入力u₁に作用するゲインよりも大きい。

x_u，z_u，u，A_u，B_u，C_u，D_uを下記式(eq.23)のように定義した場合、一般化プラントの状態空間表現は、下記式(eq.24)のように記述される。

式(eq.24)は双線形システムである。したがって、下記式(eq.25)に示されるリカッチ方程式を満たす正定対称行列Pが存在するならば、一般化プラントを内部安定にし、且つＬ_２ゲインを正定数γ以下にするための制御則u=k(x)を得ることができる。

このとき制御則の一つは、例えば下記式(eq.26)のように与えられる。

このようにして、一般化プラントに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより算出された制御則から、バネ上部材ＨＡの振動を抑制するように計算された制御入力uが得られる。得られた制御入力uが、右輪可変減衰係数c_vRの目標値である右輪要求可変減衰係数c_reqvR、左輪可変減衰係数c_vLの目標値である左輪要求可変減衰係数c_reqvLおよびアクティブスタビライザ力F_stbの目標値である目標アクティブスタビライザ力F_stb*を表す。

ＥＣＵ３０は、上記のようにしてＳ１０６にて右輪要求可変減衰係数c_reqvR，左輪要求可変減衰係数c_reqvLおよび目標アクティブスタビライザ力F_stb*を求めた後にＳ１０８に進み、右輪要求減衰力F_reqRおよび左輪要求減衰力F_reqLを計算する。右輪要求減衰力F_reqRは右輪要求可変減衰係数c_reqvRと右輪線形減衰係数c_0Rとの和に右輪バネ上−路面間相対速度x_sR'を乗ずることにより計算される。左輪要求減衰力F_reqLは左輪要求可変減衰係数c_reqvLと左輪線形減衰係数c_0Lとの和に左輪バネ上−路面間相対速度x_sL'を乗ずることにより計算される。

次いで、ＥＣＵ３０は、Ｓ１１０にて、右前輪要求減衰力F_reqfr，左前輪要求減衰力F_reqfl，右後輪要求減衰力F_reqrr，左後輪要求減衰力F_reqrlを計算する。右前輪要求減衰力F_reqfrおよび右後輪要求減衰力F_reqrrは、右輪要求減衰力F_reqRを２で割ることにより計算される。左前輪要求減衰力F_reqflおよび左後輪要求減衰力F_reqrlは、左輪要求減衰力F_reqLを２で割ることにより計算される。

続いて、ＥＣＵ３０は、Ｓ１１２にて、目標アクティブスタビライザ力F_stb*を２で割ることにより、前輪目標アクティブスタビライザ力F_stbF*および後輪目標アクティブスタビライザ力F_stbR*を計算する。Ｓ１０２〜Ｓ１１２の処理が、本発明の制御力計算手段に相当する。

次に、ＥＣＵ３０は、Ｓ１１４にて、前輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｆが前輪目標アクティブスタビライザ力F_stbF*を発生するように前輪アクチュエータ目標回転角δ_f*を計算する。次いで、Ｓ１１６にて、後輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｒが後輪目標アクティブスタビライザ力F_stbR*を発生するように後輪アクチュエータ目標回転角δ_r*を計算する。続いて、Ｓ１１８にて、右前輪要求減衰力F_reqfr，左前輪要求減衰力F_reqfl，右後輪要求減衰力F_reqrr，左後輪要求減衰力F_reqrl，前輪アクチュエータ目標回転角δ_f*，後輪アクチュエータ目標回転角δ_r*に対応する信号を出力する。Ｓ１１４〜Ｓ１１８の処理が、本発明の作動制御手段に相当する。その後Ｓ１２０に進んでこの処理を終了する。

出力された右前輪要求減衰力F_reqfrに対応する信号は右前輪サスペンションアクチュエータ１３２ＦＲに、左前輪要求減衰力F_reqflに対応する信号は左前輪サスペンションアクチュエータ１３２ＦＬに、右後輪要求減衰力F_reqrrに対応する信号は右後輪サスペンションアクチュエータ１３２ＲＲに、左後輪要求減衰力F_reqrlに対応する信号は左後輪サスペンションアクチュエータ１３２ＲＬに、それぞれ入力される。各サスペンションアクチュエータ１３２は入力された信号に基づいて作動する。具体的には、各サスペンションアクチュエータ１３２は、各ダンパが対応する要求減衰力を発生するように、あるいは、各ダンパの減衰力特性を表す段数が対応する要求減衰力に最も近い減衰力を発生するような段数となるように作動する。これにより、各ダンパ１２の減衰力特性が制御される。

また、出力された前輪アクチュエータ目標回転角δ_f*に対応する信号は前輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｆに、後輪アクチュエータ目標回転角δ_r*に対応する信号は後輪側スタビライザアクチュエータ２３Ｒに、それぞれ入力される。各スタビライザアクチュエータ２３Ｆ，２３Ｒは、それぞれの相対回転角が目標回転角δ_f*，δ_r*になるように作動する。これにより、各アクティブスタビライザ２０Ｆ，２０Ｒによるロール剛性の制御が行われる。このようにして、ＥＣＵ３０により、各アクティブスタビライザ２０Ｆ，２０Ｒおよび各ダンパ１２に取り付けられた可変絞り機構（減衰力特性変更装置）１３が協調して制御される。

以上のように、本実施形態によれば、車両のバネ上部材ＨＡに上下方向に作用する力M_bx_b"とロール方向に作用する力I_rθ_r"がスタビライザ力k_stb(-x_sR+x_sL)+F_stbおよびサスペンション力F_susR，F_susLにより表された車両の２輪モデルを基に設計された一般化プラントに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、スタビライザ力と減衰力により車両の上下振動およびロール振動が抑制されるように、各目標アクティブスタビライザ力F_stbF*，F_stbR*および各要求減衰力F_reqfr，F_reqfl，F_reqrr，F_reqrlが計算される。そして、計算された各目標アクティブスタビライザ力F_stbF*，F_stbR*および各要求減衰力F_reqfr，F_reqfl，F_reqrr，F_reqrlに基づいて、各スタビライザアクチュエータ２３Ｆ，２３Ｒの作動および各サスペンションアクチュエータ（減衰力特性変更装置）１３２ＦＲ，１３２ＦＬ，１３２ＲＲ，１３２ＲＬの作動が制御される。

本実施形態によれば、同一の制御理論（非線形Ｈ_∞制御理論）に基づいて計算された目標アクティブスタビライザ力F_stbF*，F_stbR*および要求減衰力F_reqfr，F_reqfl，F_reqrr，F_reqrlに基づいてスタビライザアクチュエータ２３Ｆ，２３Ｒの作動およびサスペンションアクチュエータ１３２ＦＲ，１３２ＦＬ，１３２ＲＲ，１３２ＲＬの作動が制御される。つまり、アクティブスタビライザ２０Ｆ，２０Ｒと各可変絞り機構１３が協調制御される。このため、スタビライザ力と減衰力が協調して車両の振動を抑制する。こうした協調制御により、アクティブスタビライザ２０Ｆ，２０Ｒの作動によるロール振動の抑制制御（スタビライザ制御）と可変絞り機構１３（減衰力特性変更装置）の作動による振動の抑制制御（ダンパ制御）との重複が防止される。制御の重複の防止により、車両の振動の抑制制御に要するエネルギーの効率化を図ることができ、且つ車両の振動を効果的に抑制することができる。

図９は、本実施形態における車両（制御対象）と制御装置（ＥＣＵ３０）との関係を、制御入力、外乱（路面入力信号）、出力、状態量により表したブロック線図である。また、図１０は、従来技術における車両（制御対象）と制御装置（サスペンションＥＣＵおよびスタビライザＥＣＵ）との関係を、制御入力、外乱（路面入力信号）、出力、状態量により表したブロック線図である。図９からわかるように、本実施形態においては、一つの制御理論（非線形Ｈ_∞制御理論）に基づいてダンパ制御入力とスタビライザ制御入力の双方が求められる。すなわち、一つの制御理論に基づいてアクティブスタビライザと減衰力特性変更装置（可変絞り機構１３）の双方が作動制御される。これに対し、従来においては、図１０からわかるように、ダンパ制御入力とスタビライザ制御入力が、それぞれ異なる制御理論（例えば非線形Ｈ_∞制御理論とスカイフック制御理論）に基づいて別々に求められる。すなわち、本実施形態によれば、共通の制御理論に従ってスタビライザ制御とダンパ制御が実行されるので、従来のようにスタビライザ制御についての制御理論とダンパ制御についての制御理論を別々に設計する必要がない。このため制御系の設計工数の短縮が期待される。さらに、本実施形態によれば、一つのＥＣＵ３０によりスタビライザ制御とダンパ制御の双方を行うことができるので、ＥＣＵの個数が節約でき、コスト的にも有利である。

また、本実施形態によれば、図６の一般化プラントや図９のブロック線図に示されるように、ダンパ制御入力u₁にダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)が作用し、スタビライザ制御入力u₂にスタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)が作用している。ダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)は図７のゲイン線図に示されるように高周波数であるほどゲインが大きい周波数特性を持ち、スタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)は図８のゲイン線図に示されるように低周波数であるほどゲインが大きい周波数特性を持つ。つまり、周波数が高周波数である場合にはダンパ制御入力u₁に作用するゲインがスタビライザ制御入力u₂に作用するゲインよりも大きく、周波数が低周波数である場合にはスタビライザ制御入力u₂に作用するゲインがダンパ制御入力u₁に作用するゲインよりも大きい。

したがって、ダンパ制御入力u₁は高周波数であるほど制御量が大きくなる。すなわち、高周波数の振動は、主にダンパ制御により抑制される。また、スタビライザ制御入力u₂は低周波数であるほど制御量が大きくなる。すなわち、低周波数のロール振動は主にスタビライザ制御により抑制される。また、中周波数のロール振動は、ダンパ制御およびスタビライザ制御の双方によりなされる。なお、アクティブスタビライザはロール方向の振動や傾きのみ制御することができ、上下方向あるいはピッチ方向の振動や傾きを制御することはできない。

表１は、振動周波数が低周波数（例えば０．５〜３Ｈｚ）、中周波数（例えば３〜８Ｈｚ）、または高周波数（例えば８〜１５Ｈｚ）である場合に、本実施形態においてダンパ制御とスタビライザ制御のどちらが主として振動抑制を行うかについて示した表である。

表１からわかるように、ヒーブ（上下）方向の振動に関しては、いずれの周波数の振動もダンパ制御により抑制される。また、ロール方向の振動に関し、低周波数振動がスタビライザ制御により、高周波数振動がダンパ制御により、中周波数振動がスタビライザ制御とダンパ制御の双方により、抑制される。

また、表２は、スタビライザ制御とダンパ制御の欠点および利点を、振動周波数が低周波数である場合と高周波数である場合とに分けて示した表である。

表２において、○により示された項目が、対応する制御の利点であり、×により示された項目が、対応する制御の欠点である。

表２からわかるように、ダンパ制御は、振動周波数が低周波数であるときに制御性能が低下するという欠点を持つ。図１１は、ダンパの減衰力特性の可変範囲を示すグラフである。図において横軸がバネ上−路面間相対速度Ｖすなわちストローク速度、縦軸が減衰力Ｆである。ダンパの減衰力は図の斜線で示される領域内で変動可能である。図からわかるように、速度Ｖが小さい範囲、例えば矢印で示された低ストローク速度範囲（すなわち振動周波数が低い範囲）であるときには、減衰力の可変幅が小さい。したがって、ダンパ制御では低周波数の振動を十分に抑制するだけの減衰力を発揮することができないおそれがある。

一方、スタビライザ制御によれば、アクチュエータの作動により積極的にロール方向の振動を抑制する力（アクティブな力）を発揮することができるためにスタビライザ力の可変幅は大きい。したがって、スタビライザ制御は、ロール方向の振動周波数が低い場合においても十分に振動を抑制するだけのスタビライザ力を発揮することができるという利点を持つ。本実施形態においては振動周波数が低い場合にはスタビライザ制御の利点を生かし、主にスタビライザ制御によりロール方向の振動が抑制されるので、ロール方向の低周波振動の抑制効果が高まる。

また、振動の周波数が高い場合はその高い周波数に応じた素早い制御応答性が求められる。ところが、アクティブスタビライザのアクチュエータは上述のように電動モータおよび減速器により構成される大掛かりな装置であるので制御応答性が悪い。また、アクチュエータを作動させるときのエネルギー消費が多い。したがって、振動周波数が高周波数であるときは、スタビライザ制御は、高周波振動に追従するだけの制御応答性を持ち得ず、且つエネルギー消費量も多くなるという欠点を持つ。

一方、可変絞り機構１３のサスペンションアクチュエータ１３２は、例えば上述のようにステッピングモータにより構成されるために制御応答性は高く、また作動時のエネルギー消費量も少ない。したがって、ダンパ制御は高周波数振動に追従する制御応答性を持ち、且つエネルギー消費量も少ないという利点を持つ。本実施形態においては振動周波数が高い場合にはダンパ制御の利点を生かし、主にダンパ制御によりロール方向の振動を抑制することで、ロール方向の高周波振動の抑制効果が高められるとともにエネルギー消費量も抑えられる。

このように本実施形態によれば、低周波数のロール振動がスタビライザ制御により、高周波数の振動がダンパ制御により抑制されるので、それぞれの制御の利点を生かした振動抑制制御がなされる。このため、エネルギー消費が抑えられ、且つ高いレベルでの乗り心地性能が実現される。

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるべきものではない。例えば、上記実施形態においては、車両モデルとして２輪モデルを用い、この２輪モデルを基に設計される一般化プラントに非線形Ｈ_∞制御理論を適用して、右輪要求減衰力F_reqR，左輪要求減衰力F_reqL，目標アクティブスタビライザ力F_stb*を計算し、計算したこれらの力を等分することにより、右輪要求減衰力F_reqRを右前輪要求減衰力F_reqfrおよび右後輪要求減衰力F_reqrrに、左輪要求減衰力F_reqLを左前輪要求減衰力F_reqflおよび左後輪要求減衰力F_reqrlに、目標アクティブスタビライザ力F_stb*を前輪目標アクティブスタビライザ力F_stbF*および後輪目標アクティブスタビライザ力F_stbR*に、それぞれ分配している。しかし、これでは車両のピッチ方向の振動を抑制することができない。この場合、例えばピッチ角加速度θ_p"に応じた配分比率により、右輪要求減衰力F_reqR，左輪要求減衰力F_reqL，目標アクティブスタビライザ力F_stb*を前後の力に分配すればよい。あるいは、２輪モデルを車両の前後に分けて考え、前方のバネ上部材についての２輪モデルを基に設計した一般化プラントに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより右前輪要求減衰力F_reqfr，左前輪要求減衰力F_reqflおよび前輪目標アクティブスタビライザ力F_stbF*を求め、後方のバネ上部材についての２輪モデルを基に設計した一般化プラントに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより右後輪要求減衰力F_reqrr，左後輪要求減衰力F_reqrlおよび後輪目標アクティブスタビライザ力F_stbR*を求めるようにしてもよい。また、車両に上下方向に作用する力とロール方向に作用する力とピッチ方向に作用する力をスタビライザ力およびサスペンション力により表した車両の４輪モデルを用い、この４輪モデルから得られる運動方程式（ヒーブ運動方程式、ロール運動方程式およびピッチ運動方程式）の状態空間表現を基に設計された一般化プラントに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、前後左右の各輪の要求減衰力および前後の各目標アクティブスタビライザ力を直接求めるようにしてもよい。なお、表３は、上述のようにしてピッチ方向の振動を抑制する制御を加えた場合に、各方向の振動が主としてダンパ制御により抑制されるかスタビライザ制御により抑制されるかを示した表である。

また、上記実施形態においては、車両の前後にアクティブスタビライザが搭載された車両を例にとって説明したが、前輪側または後輪側のいずれか一方にアクティブスタビライザが搭載された車両にも本発明を適用することができる。また、前輪側または後輪側のいずれか一方にアクティブスタビライザを、他方に通常の（コンベンショナルな）スタビライザを搭載した車両にも本発明を適用することができる。このように、本発明は、その趣旨を逸脱しない限りにおいて変更可能である。

１０…サスペンション装置、１０Ｒ…右輪側サスペンション装置、１０Ｌ…左輪側サスペンション装置、１０ＦＲ…右前輪側サスペンション装置、１０ＦＬ…左前輪側サスペンション装置、１０ＲＲ…右後輪側サスペンション装置、１０ＲＬ…左後輪側サスペンション装置、１１…バネ、１２…ダンパ、１３…可変絞り機構（減衰力特性変更装置）、１３１…バルブ（減衰力特性変更装置）、１３２…サスペンションアクチュエータ（減衰力特性変更装置）、１３２ＦＲ…右前輪サスペンションアクチュエータ、１３２ＦＬ…左前輪サスペンションアクチュエータ、１３２ＲＲ…右後輪サスペンションアクチュエータ、１３２ＲＬ…左後輪サスペンションアクチュエータ、２０…アクティブスタビライザ、２０Ｆ…前輪側アクティブスタビライザ、２０Ｒ…後輪側アクティブスタビライザ、２３…アクチュエータ、２３Ｆ…前輪側スタビライザアクチュエータ、２３Ｒ…後輪側スタビライザアクチュエータ、３０…ＥＣＵ（車両振動抑制装置）、F_reqfr…右前輪要求減衰力、F_reqfl…左前輪要求減衰力、F_reqrr…右後輪要求減衰力、F_reqrl…左後輪要求減衰力、F_stb…アクティブスタビライザ力、F_stbF…前輪目標アクティブスタビライザ力、F_stbR…後輪目標アクティブスタビライザ力、F_susR…右サスペンション力、F_susL…左サスペンション力、u₁…ダンパ制御入力、u₂…スタビライザ制御入力

Claims (5)

1. アクチュエータを備えたアクティブスタビライザおよびサスペンション装置のダンパの減衰力特性を変更する減衰力特性変更装置が搭載された車両に適用され、前記アクチュエータおよび前記減衰力特性変更装置の作動を制御することにより車両の振動を抑制する車両振動抑制装置において、
   少なくとも車両のロール方向に作用する力を前記アクティブスタビライザが発生するスタビライザ力および前記サスペンション装置が発生するサスペンション力により表した車両モデルを基に設計された一般化プラントに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、前記スタビライザ力と前記ダンパが発生する減衰力により車両の振動が抑制されるように、前記スタビライザ力のうち前記アクチュエータの作動により発生するアクティブスタビライザ力の目標値である目標アクティブスタビライザ力と前記減衰力の目標値である要求減衰力を計算する目標制御力計算手段と、
   前記目標制御力計算手段により計算された目標アクティブスタビライザ力および要求減衰力に基づいて、前記アクチュエータの作動および前記減衰力特性変更装置の作動を制御する作動制御手段と、
   を備えることを特徴とする、車両振動抑制装置。
2. 請求項１に記載の車両振動抑制装置において、
   前記目標制御力計算手段は、車両のバネ上部材のロール方向の振動周波数が低周波数であるときには主に前記アクチュエータが作動することにより前記ロール方向の振動が抑制され、前記振動周波数が高周波数であるときには主に前記減衰力特性変更装置が作動することにより前記ロール方向の振動が抑制されるように、前記目標アクティブスタビライザ力に相当する制御入力および前記要求減衰力に相当する制御入力を重み付けして計算することを特徴とする、車両振動抑制装置。
3. 請求項１または２に記載の車両振動抑制装置において、
   前記一般化プラントの制御入力uが、前記要求減衰力に相当する制御入力であるダンパ制御入力u₁と、前記目標アクティブスタビライザ力に相当する制御入力であるスタビライザ制御入力u₂からなることを特徴とする、車両振動抑制装置。
4. 請求項３に記載の車両振動抑制装置において、
   前記ダンパ制御入力u₁が、前記ダンパの減衰係数の変動分を表す可変減衰係数であることを特徴とする、車両振動抑制装置。
5. 請求項３または４に記載の車両振動抑制装置において、
   前記一般化プラントに、前記ダンパ制御入力u₁に作用する周波数重みであるダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)および前記スタビライザ制御入力u₂に作用する周波数重みであるスタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)が設定されており、
   前記ダンパ制御入力用周波数重みW_u1(s)は高周波数であるほどゲインが大きい周波数特性を持ち、
   前記スタビライザ制御入力用周波数重みW_u2(s)は低周波数であるほどゲインが大きい周波数特性を持つことを特徴とする、車両振動抑制装置。

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