JP6130816B2 - 減衰力可変ダンパの制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、検出した車輪速の変動量に基づいて車両の状態量を算出してダンパの減衰力を制御する減衰力可変ダンパの制御装置に関する。

近年、自動車のサスペンションに用いられるダンパとして、減衰力を段階的あるいは無段階に可変制御できる減衰力可変型のものが種々開発されている。減衰力を変化させる機構としては、ピストンに設けたオリフィスの面積をロータリバルブによって変化させる機械式のほか、作動油に磁気粘性流体（Magneto-Rheological Fluid：以下、ＭＲＦと記す）を用い、ピストンに設けた磁気流体バルブによってＭＲＦの粘度を制御するＭＲＦ式が知られている。このような減衰力可変ダンパ（以下、単にダンパと記す）を装着した車両では、車両の走行状態に応じてダンパの減衰力を可変制御することにより、操縦安定性や乗り心地の向上を図ることが可能となる。

乗心地を向上する手法の１つとして、スカイフック理論に基づくスカイフック制御が知られている。乗心地制御（制振制御）を行うスカイフック制御では、ばね上の上下方向の移動を抑制するように目標減衰力を設定するため、ばね上速度を検出する必要がある。また、ダンパの特性として、オリフィスの面積やＭＲＦの粘度が一定であったとしても、ストローク速度に応じて減衰力が変化することから、スカイフック制御を行うためにはストローク速度すなわちばね上とばね下との相対変位速度も検出する必要がある。

従来、スカイフック制御を行うサスペンション制御装置では、ばね上の上下速度やストローク速度を検出するために、各輪について上下Ｇセンサやストロークセンサを装着する必要があった。ところが、ストロークセンサはホイールハウス内またはその近傍に取り付けられることから、配置スペースの確保などが困難である。そこで、この問題を解決すべく、ストロークセンサを設置することなく、ばね上とばね下との相対変位速度を車輪速変動量から算出し、算出した相対変位速度などに基づいて、ダンパの減衰力を制御するようにしたサスペンション制御装置が提案されている（特許文献１参照）。

一方、特許文献１に記載のサスペンション制御では、サスペンションに設定されたキャスター角がない場合や微小な場合には相対変位速度を算出することができない。そこで本出願人は、ダンパの減衰力制御に供される車両の状態量をキャスター角にかかわらず高精度に算出し得るサスペンション制御装置を提案している（特許文献２参照）。この発明では、車両の旋回状態量として、内輪車体速比（内輪旋回半径の車体旋回半径に対する比）および外輪車体速比（外輪旋回半径の車体旋回半径に対する比）を算出し、算出した内輪車体速比および外輪車体速比に基づいて車輪速センサの検出値を補正することで転舵による車輪速への影響を取り除き、補正した車輪速の変動量に基づいて車体のばね上速度やサスペンションのストローク速度などの車両状態量を算出している。

特開平６−４８１３９号公報 国際公開第２０１４／００２４４４号

しかしながら、特許文献２のサスペンション制御装置では、車体のヨーレイトおよび車速から旋回半径を算出し、この旋回半径にトレッドの１／２を単純に加減算することで内輪車体速比および外輪車体速比を算出している。そのため、低速旋回時など、旋回半径が小さく、トレッドやホイールベースなどの車体の幾何学的な影響が比較的大きくなる場合には、転舵影響分の補正量が過不足となってしまい、車両状態量の推定精度が低くなることがあり、更なる推定精度の向上が望まれる。

本発明は、このような従来技術に含まれる課題を解消するべく案出されたものであり、車両が旋回しているときにもダンパの減衰力制御に供される車両の状態量をより高精度に算出することができる減衰力可変ダンパの制御装置を提供することを目的とする。

このような課題を解決するために、本発明は、各車輪（３）の車輪速（Ｖｗ）を検出する車輪速センサ（９）と、前記車輪速センサが検出した車輪速検出値に基づいて車輪速変動量（ΔＶｗ）を算出する車輪速変動量算出手段（３６）と、前記車輪速変動量に基づき、車体のばね上速度（Ｓ_２）およびサスペンションのストローク速度（Ｓｓ）の少なくとも一方を含む車両（Ｖ）の状態量を算出する状態量算出手段（３３）と、前記状態量算出手段が算出した前記ばね上速度および前記ストローク速度の少なくとも一方に基づき、減衰力可変ダンパの減衰力を制御する制御手段（２３、２５）とを備える減衰力可変ダンパ（６）の制御装置（８）であって、転舵の影響による前記車輪速変動量の変化分（Ｖｂ_ＦＬ、Ｖｂ_ＦＲ）を除去するように前記車輪速変動量（ΔＶｗの算出に用いるＶｗ）を補正する転舵影響分補正手段（５３、５４、３５）を更に備え、前記転舵影響分補正手段は、右後輪および左後輪の旋回半径（Ｒ_ＲＲ、Ｒ_ＲＬ）を算出する後輪旋回半径算出手段（８０Ａ）と、算出された前記右後輪および前記左後輪の旋回半径とホイールベース（ＷＢ）とを用いて右前輪および左前輪の旋回半径（Ｒ_ＦＲ、Ｒ_ＦＬ）を算出する前輪旋回半径算出手段（８０Ｂ）と、前記右前輪の旋回半径および前記左前輪の旋回半径の車体旋回半径（Ｒ）に対する比である前輪旋回半径比（ＲＲ_ＦＬ、ＲＲ_ＦＲ）に基づき、前記転舵の影響による前記車輪速変動量の変化分を算出する変化分算出手段（８０Ｃ、５４）とを備える構成とする。

この構成によれば、車両の状態量の算出に用いる車輪速変動量が、前輪旋回半径比に基づいて算出された転舵の影響による変化分が除去されるように補正されるため、低速旋回時など、旋回半径が小さく、車体の幾何学的な影響が比較的大きくなる場合であっても、ダンパの減衰力制御に供される車両の状態量を高精度に算出することができる。

また、上記の発明において、前記前輪旋回半径算出手段（８０Ｂ）は、前記ホイールベースを車速（Ｖｂ）に依存して補正した値（Ｖｂ・Ｇ_３）を用いて、前記右前輪および前記左前輪の旋回半径（Ｒ_ＦＲ、Ｒ_ＦＬ）を算出する構成とするとよい。

この構成によれば、車速に依存して旋回中心が移動することに起因して、後輪の旋回半径を用いて算出される前輪の旋回半径に及ぶホイールベースの影響が変化することに対応して、前輪の旋回半径をより高精度に算出することができ、車両の状態量をより高精度に算出できる。

また、上記の発明において、前記後輪旋回半径算出手段（８０Ａ）は、前記車体旋回半径（Ｒ）と、トレッド（Ｔ）と、前記ホイールベースを車速（Ｖｂ）に依存して補正した値（Ｖｂ・Ｇ_３）とを用いて前記右後輪および前記左後輪の旋回半径（Ｒ_ＲＲ、Ｒ_ＲＬ）を算出する構成とするとよい。

この構成によれば、後輪の旋回半径を算出するにあたっても、車速に依存して旋回中心が移動することに起因して、車輪速変動量を用いて算出される後輪の旋回半径に及ぶホイールベースの影響が変化することに対応して、後輪の旋回半径をより高精度に算出することができ、車両の状態量をより高精度に算出できる。

また、上記の発明において、前記後輪旋回半径算出手段（８０Ａ）は、前記トレッドを車速（Ｖｂ）に依存して補正した値（Ｇ_５・Ｔ）を用いて前記右後輪および前記左後輪の旋回半径（Ｒ_ＲＲ、Ｒ_ＲＬ）を算出する構成とするとよい。

この構成によれば、後輪の旋回半径を算出するにあたっては、車速に依存して旋回中心が移動することに起因して、トレッドを用いて算出される後輪の旋回半径に及ぶトレッドの影響が変化することに対応して、後輪の旋回半径をより高精度に算出することができ、車両の状態量をより高精度に算出できる。

また、上記の発明において、前記車両が後輪のトー角を変更する後輪操舵装置（１４）を備え、
前記前輪旋回半径算出手段（８０Ａ）は、前記ホイールベースを前記後輪の操舵角（δｒａ）に依存して補正した値（Ｇ_４・ＷＢ）を用いて、前記右前輪および前記左前輪の旋回半径を算出する構成とするとよい。

後輪操舵装置を備えた車両においては、旋回時に後輪の操舵角が変更された場合にも、後輪の操舵角に依存して旋回中心が移動することに起因して、転舵影響分の補正量が過不足となってしまうが、この構成によれば、後輪の旋回半径を用いて算出される前輪の旋回半径に及ぶホイールベースの影響が変化することに対応して、前輪の旋回半径をより高精度に算出することができ、車両の状態量をより高精度に算出できる。

また、上記の発明において、前記後輪旋回半径算出手段（８０Ａ）は、前記車体旋回半径（Ｒ）と、トレッド（Ｔ）と、前記ホイールベースを前記後輪の操舵角（δｒａ）に依存して補正した値（Ｇ_４・ＷＢ）を用いて、前記右前輪および前記左前輪の旋回半径を算出する構成とするとよい。

この構成によれば、後輪の旋回半径を算出するにあたっても、後輪の操舵角に依存して旋回中心が移動することに起因して、車輪速変動量を用いて算出される後輪の旋回半径に及ぶホイールベースの影響が変化することに対応して、後輪の旋回半径をより高精度に算出することができ、車両の状態量をより高精度に算出できる。

このように本発明によれば、車両が旋回しているときにもダンパの減衰力制御に供される車両の状態量をより高精度に算出できる減衰力可変ダンパの制御装置を提供することができる。

第１実施形態に係る減衰力可変ダンパの制御装置を適用した車両の概略構成図 図１に示すサスペンションのモデル図 図１に示す減衰力可変ダンパの制御装置の概略構成を示すブロック図 図３に示す状態量推定部のブロック図 図４に示すばね下荷重一輪モデルにおける車輪速と接地荷重の関係を示すタイムチャート 図４に示すばね下荷重一輪モデルにおける車輪速変動量と接地荷重変動との相関を示すグラフ 図４に示すばね下荷重一輪モデル計算部のブロック図 図３に示す車体速推定部のブロック図 図８に示す車体速推定部の要部制御ブロック図 図８に示す操舵補正量算出部のブロック図 （Ａ）低速旋回時の各輪の旋回半径の説明図、（Ｂ）中・高速旋回時の各輪の旋回半径の説明図 （Ａ）後輪が前輪と逆相に操舵された時の各輪の旋回半径の説明図、（Ｂ）後輪が前輪と同相に操舵された時の各輪の旋回半径の説明図 （Ａ）図４に示す一輪モデルによるばね上速度の推定値とセンサ値とを比較したタイムチャート、（Ｂ）図４に示す一輪モデルによるストローク速度の推定値とセンサ値とを比較したタイムチャート 図３に示すスカイフック制御演算部のブロック図 図１４に示す目標電流設定部が用いる目標電流マップ 図３に示すばね下制振制御演算部のブロック図 車輪速とばね下加速度とを対比して示す周波数応答図 ばね下加速度と図１６に示すピークホールド・ランプダウン回路による目標電流とを対比して示すタイムチャート （Ａ）平坦路走行時のローパスフィルタ処理前後の車輪速変動量のタイムチャート、（Ｂ）荒れた舗装路走行時のローパスフィルタ処理前後の車輪速変動量のタイムチャート 図３に示す減衰力可変ダンパの制御装置による減衰力制御の手順を示すフロー図

以下、本発明に係る減衰力可変ダンパの制御装置（以下、単に制御装置２０と記す）を４輪自動車に適用した実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。なお、図中では４本の車輪３やそれらに対して配置された要素、すなわち、ダンパ６や車輪速Ｖｗなどについては、それぞれ数字の符号に前後左右を示す添字を付して、例えば、車輪３_ＦＬ（左前）、車輪３_ＦＲ（右前）、車輪３_ＲＬ（左後）、車輪３_ＲＲ（右後）と記している。また、符号に添字を付した要素について一部をまとめて指す場合には、例えば、前輪３_Ｆ、後輪３_Ｒと記している。

≪自動車Ｖの概略構成≫
先ず、図１を参照して、実施形態に係る自動車Ｖの概略構成について説明する。自動車（車両）Ｖの車体１にはタイヤ２が装着された車輪３が前後左右に設置されており、これら各車輪３がサスペンションアーム４や、スプリング５、減衰力可変式ダンパ（以下、単にダンパ６と記す）などからなるサスペンション７によって車体１に懸架されている。前輪３_Ｆはステアリングによって操舵される操向輪であり、後輪３_Ｒはアクセルペダル操作に応じた駆動力を発揮する駆動輪である。自動車Ｖには、各種の制御に供されるＥＣＵ（Electronic Control Unit）８の他、車輪３ごとに設置された各車輪３の車輪速Ｖｗを検出する車輪速センサ９や、車体１の横加速度Ｇｙを検出する横Ｇセンサ１０、車体１のヨーレイトγを検出するヨーレイトセンサ１１、ステアリング操舵角δｆを検出する操舵角センサ１２などが車体１の適所に設置されている。

また、自動車Ｖには、左右の後輪３_Ｒのトー角を個別に変更する一対のアクチュエータ１３_Ｒ、１３_Ｌを備えた後輪操舵装置１４が設けられている。後輪操舵装置１４は、各後輪３_Ｒについて自動車Ｖの運動状態に応じて設定される目標後輪舵角δｒとなるようにＥＣＵ８によって駆動制御される。両アクチュエータ１３が同時に対称的に変位されると、両後輪３_ＲＲ、３_ＲＬのトーイン／トーアウトが変更され、一方のアクチュエータ１３が伸ばされて他方のアクチュエータ１３が縮められると、両後輪３_ＲＲ、３_ＲＬは左右に転舵される。ＥＣＵ８は、例えば、自動車Ｖの回頭性や操縦安定性を高めるべく、加速時には後輪３_Ｒをトーアウトに、減速時には後輪３_Ｒをトーインに変化させ、所定の車速よりも高速での旋回走行時には後輪３_Ｒを前輪３_Ｆと同相に、所定の車速よりも低速での旋回走行時には後輪３_Ｒを前輪３_Ｆと逆相にトー変化（転舵）させる。両アクチュエータ１３には、実後輪舵角δｒａを検出するストロークセンサ１５_Ｒ、１５_Ｌが取り付けられており、ＥＣＵ８は、検出される実後輪舵角δｒａが設定した目標後輪舵角δｒと一致するようにフィードバック制御を行う。

図示は省略するが、自動車Ｖには、ブレーキ時の車輪ロックを防ぐＡＢＳ（Antilock Brake System）、または、加速時などの車輪空転を防ぐＴＣＳ（トラクションコントロールシステム）、或いは、ＡＢＳとＴＣＳとを備え、旋回時のヨーモーメント制御、ブレーキアシスト機能などのための自動ブレーキ機能を備えた車両挙動安定化制御システムとして公知のＶＳＡ（Vehicle Stability Assist）制御が可能なブレーキ装置が搭載されている。これらＡＢＳ、ＴＣＳおよびＶＳＡは、推定した車体速Ｖｂに基づく車輪速に対して車輪速センサ９の検出値が所定値以上乖離したことをもってスリップ状態を判定し、走行状態に応じて最適なブレーキ制御またはトラクションコントロール制御を行うことで車両挙動を安定化させる。

また、自動車Ｖには、ブレーキ装置のブレーキ液圧Ｐｂを検出するブレーキ圧センサや、エンジントルクＴｅを検出するトルクセンサ、変速機のギヤポジションＰｇを検出するギヤポジションセンサなどが適所に設定されている。

ＥＣＵ８は、マイクロコンピュータやＲＯＭ、ＲＡＭ、周辺回路、入出力インタフェース、各種ドライバなどから構成されており、通信回線（本実施形態では、ＣＡＮ１６（Controller Area Network））を介して、各車輪３のダンパ６や各センサ９〜１２などと接続されている。ＥＣＵ８やこれらのセンサ９〜１２などによって制御装置２０が構成される。

本実施形態のダンパ６は、詳細な図示は省略するが、モノチューブ式（ド・カルボン式）であり、ＭＲＦが充填された円筒状のシリンダに対してピストンロッドが軸方向に摺動可能に挿入され、ピストンロッドの先端に装着されたピストンがシリンダ内を上部油室と下部油室とに区画し、上部油室と下部油室とを連通する連通路とこの連通路の内側に位置するＭＬＶコイルとがピストンに設けられた公知の構成のものである。

ダンパ６は、シリンダの下端が車輪側部材であるサスペンションアーム４の上面に連結され、ピストンロッドの上端が車体側部材であるダンパベース（ホイールハウス上部）に連結される。模式的に表せば、図２に示すように各ダンパ６は、質量Ｍ_１を有するばね下（車輪３やナックル、サスペンションアーム４を含むサスペンションスプリングの下側の可動部位）と車体１からなる質量Ｍ_２を有するばね上とをスプリング５とともに連結している。

ＥＣＵ８からＭＬＶコイルに電流が供給されると、連通路を流通するＭＲＦに磁界が印可されて強磁性微粒子が鎖状のクラスタを形成する。これにより、連通路を通過するＭＲＦの見かけ上の粘度（以下、単に粘度と記す）が上昇し、ダンパ６の減衰力が増大する。

≪ＥＣＵ８≫
次に、図３を参照して、制御装置２０の構成要素のうち、ダンパ６の制御を行うＥＣＵ８の概略構成について説明する。なお、ＥＣＵ８は、ダンパ６の制御だけでなく、ＡＢＳ、ＴＣＳおよびＶＳＡの制御も併せて行うものであるが、これらの制御を行う車両挙動制御部についての説明はここでは割愛する。

ＥＣＵ８は、ＣＡＮ１６を介して上述した各センサ９〜１２や車両挙動制御部などが接続する入力部２１と、各センサ９〜１２の検出信号などから自動車Ｖの状態量を推定する車両状態量推定部２２と、車両状態量推定部２２にて算出された各種値や各センサ９〜１２などの検出信号から、自動車Ｖの操縦安定性および乗心地を向上すべく、各ダンパ６の各種制御目標電流を設定する制御目標電流設定部２３と、所定の条件に応じてダンパ６の駆動電流を固定すべく電流固定信号Ｓｆｉｘを設定する電流固定化部２４と、制御目標電流設定部２３にて設定された各種制御目標電流のなかから各ダンパ６の目標電流Ａｔｇｔを選択するとともに、電流固定信号Ｓｆｉｘに応じて各ダンパ６（ＭＬＶコイル）への駆動電流を生成してダンパ６の減衰力を制御するダンパ制御部２５とを主要素として構成されている。

＜車両状態量推定部２２＞
車両状態量推定部２２は、車輪速変動量ΔＶｗが車輪３の接地荷重変動量に一定の関係を有することを利用して自動車Ｖの状態量を推定するものであり、車輪速センサ９の検出値に基づき、車両モデルを用いて自動車Ｖの各種状態量を各輪について推定する状態量算出部３１と、状態量算出部３１に対する車輪速補正量である車体速Ｖｂ（左後輪車体速Ｖｂ_ＲＬ、右後輪車体速Ｖｂ_ＲＲ、左前輪車体速Ｖｂ_ＦＬ、右前輪車体速Ｖｂ_ＦＲ）を算出する車体速推定部３２とを有している。状態量算出部３１は、前後左右の各輪に対する一輪モデル計算部３３や四輪モデル計算部３４、スリップ判定部５０（図４参照）を含んでいる。車体速推定部３２は、加減速力算出部５１や、ステアリング操作の影響による変化分を除去するための補正量を算出する操舵補正量算出部５３などを含んでいる。以下では、車両状態量推定部２２の各部について、図４〜図１１を参照しながら詳細に説明する。

＜状態量算出部３１＞
図４に示すように、状態量算出部３１では、入力した車輪速Ｖｗ（信号）が減算器３５に加算値として入力する。減算器３５には、後述する左後輪車体速Ｖｂ_ＲＬ、右後輪車体速Ｖｂ_ＲＲ、左前輪車体速Ｖｂ_ＦＬまたは右前輪車体速Ｖｂ_ＦＲが減算値として入力しており、減算器３５にて各車輪速Ｖｗから左後輪車体速Ｖｂ_ＲＬ、右後輪車体速Ｖｂ_ＲＲ、左前輪車体速Ｖｂ_ＦＬまたは右前輪車体速Ｖｂ_ＦＲが減算されることにより、車輪速Ｖｗが補正される。

減算器３５に入力する左後輪車体速Ｖｂ_ＲＬ、右後輪車体速Ｖｂ_ＲＲ、左前輪車体速Ｖｂ_ＦＬまたは右前輪車体速Ｖｂ_ＦＲは、後述するように、自動車Ｖの車速変化や、内外輪の旋回半径差及び車体１の旋回姿勢（車体１の向きと進行方向との関係）に起因する各輪の軌跡長さの差による車輪速変動成分を除去するために算出されるものである。つまり、減算器３５は、バンドパスフィルタ３６に入力する前の各車輪速Ｖｗから、車体速推定部３２で算出された左後輪車体速Ｖｂ_ＲＬ、右後輪車体速Ｖｂ_ＲＲ、左前輪車体速Ｖｂ_ＦＬまたは右前輪車体速Ｖｂ_ＦＲを減算することにより、転舵の影響による車輪速変動量ΔＶｗの変化分を除去するように、車輪速変動量ΔＶｗの算出に用いる車輪速Ｖｗを補正する転舵影響分補正手段として機能する。

減算器３５から出力された車輪速Ｖｗは、バンドパスフィルタ３６を介してゲイン回路３７に入力する。バンドパスフィルタ３６は、０．５〜５Ｈｚの周波数成分を通過させるバンドパス特性を有する。本実施形態では、通信回線としてＣＡＮ１６を用いており、１０〜２０ｍｓｅｃ程度の更新周期で車輪速Ｖｗ信号が入力するため、バンドパスフィルタ３６は、高周波成分を遮断し且つばね上共振帯の周波数成分（ばね上振動に対応した周波域の信号）を確実に取り出せるように、５Ｈｚ程度よりも低い帯域を通過させるローパス特性を有する。一方、車輪速Ｖｗ信号がより短い更新周期で入力する場合には、ばね下共振帯の周波数成分をも抽出できるように、例えば２０Ｈｚといったより高い帯域のローパス特性を有するバンドパスフィルタ３６を用いてもよい。

また、バンドパスフィルタ３６は、連続的に入力する車輪速Ｖｗ信号からＤＣ成分を除去すべく、０．５Ｈｚ程度よりも高い帯域を通過させるハイパス特性を有する。これにより、ばね上振動に対応した５Ｈｚ以下の低周波域の信号から、運転者による操作などに起因する車体速Ｖｂ成分（制駆動力による車体速成分）を除去することができる。つまり、バンドパスフィルタ３６は、車輪速Ｖｗに基づいて車輪速変動量ΔＶｗを算出する車輪速変動量算出手段として機能する。なお、バンドパスフィルタ３６によって車輪速Ｖｗ信号からＤＣ成分を除去できるため、減算器３５が車輪速Ｖｗから車体速Ｖｂを減算するのではなく、運転者による操作などに起因する車体速Ｖｂの変化成分のみを減算する構成とすることも可能である。

ゲイン回路３７は、車輪速変動量ΔＶｗとばね下荷重ｕ_１（接地荷重変動）とが一定の相関関係にあることを利用して、各輪の車輪速変動量ΔＶｗをばね下荷重ｕ_１に変換する。以下に、ゲイン回路３７が利用する車輪速変動量ΔＶｗとばね下荷重ｕ_１との関係について説明する。

例えば、自動車Ｖが一定速度で平坦路を直進走行している場合、車輪３の接地荷重は一定であり、車輪速Ｖｗも一定である。ここで、車輪３は、接地荷重（ばね下質量Ｍ_１＋ばね上質量Ｍ_２）に応じて接地部分が変形しており、タイヤ２の動的荷重半径Ｒｄは無荷重状態に比べて小さくなっている。ところが、例えば時速８０ｋｍ／ｈ程度で走行中に路面の凹凸によって接地荷重が図５（Ｂ）に示すように増減すると、タイヤ２の動的荷重半径Ｒｄの変化に起因して、車輪速も接地荷重に対応して図５（Ａ）に示すように増減する。ここでは、路面バウンスにより接地荷重が１Ｈｚ程度で変動するのと同様に、車輪速Ｖｗも１Ｈｚ程度で変動している。なお、車輪速Ｖｗおよび接地荷重はいずれもセンサによる検出値である。

このときの両センサの検出信号をバンドパス処理（ここでは０．５〜２Ｈｚのバンドパスフィルタを通過させる）して求めたときの車輪速変動量ΔＶｗを横軸に、接地荷重変動を縦軸にとったグラフが図６である。図６に示すように、車輪速変動量ΔＶｗは接地荷重変動と比例関係になっており、下式として表すことができる。
ｕ_１＝ｋΔＶｗ
ただし、ｋ：比例定数である。

そこで、図４のゲイン回路３７は、車輪速変動量ΔＶｗに比例定数ｋを乗じて各輪のばね下荷重ｕ_１を算出する。つまり、ゲイン回路３７は、車輪速センサ９が検出した車輪速変動量ΔＶｗに基づいて自動車Ｖの基本入力量であるばね下荷重ｕ_１を算出する基本入力量算出手段として機能する。

このように、車輪速Ｖｗの信号から車体速Ｖｂ成分を除去する補正を行うことにより、車速変動の影響を受けることなく車輪速変動量ΔＶｗを精度良く算出することができる。また、車輪速Ｖｗ信号をばね上振動に対応するバンドパスフィルタ３６に通すことにより、車輪速変動量ΔＶｗに基づいてばね下荷重ｕ_１を高精度に算出することができる。そして、バンドパスフィルタ３６によってばね下振動に対応する周波数域をカットすることにより、車輪速センサ９の検出精度や計測周期・通信速度を必要以上に高めずに済むため、制御装置２０の汎用性が向上する。

（一輪モデル計算部３３）
ゲイン回路３７から出力されたばね下荷重ｕ_１は、一輪モデル計算部３３に含まれる一輪モデル３８に入力する。一輪モデル計算部３３は、一輪モデル３８にばね下荷重ｕ_１を入力することにより、スカイフック制御部９０での演算に供されるばね上速度Ｓ_２およびサスペンション７のストローク速度Ｓｓといった自動車Ｖの状態量を演算・出力する。すなわち、一輪モデル３８は、車輪速変動量ΔＶｗを外力として扱うことで自動車Ｖの各種状態量を算出する状態量算出手段をなす。

ここで、一輪モデル３８の一例について詳細に説明すると、上記したように自動車Ｖの各車輪３は図２に示すように表すことができ、車輪３のばね下荷重ｕ_１を入力ｕとして下式（１）で表すことができる。なお、本明細書の式中および図中では、１階微分値（ｄｘ／ｄｔ）および２階微分値（ｄ^２ｘ／ｄｔ^２）を下のように表示するものとする。

ここで、Ｍ_１：ばね下質量、Ｍ_２：ばね上質量、ｘ_１：ばね下の上下方向位置、ｘ_２：ばね上の上下方向位置、であり、ｄ^２ｘ_１／ｄｔ^２は、ばね下の上下方向加速度、ｄ^２ｘ_２／ｄｔ^２は、ばね上の上下方向加速度である。

ここで、ばね下質量Ｍ_１およびばね上質量Ｍ_２は既知である。一方、入力ｕとしては、ばね下荷重ｕ_１のほか、ダンパ６が減衰力可変式であることからダンパ６の減衰力ｕ_２が含まれるが、ダンパ６の減衰力ｕ_２は一輪モデル３８内においてばね下荷重ｕ_１に基づいて求めることができる。そこで、ばね下荷重ｕ_１が車輪速Ｖｗに基づいて算出できれば、ばね下荷重ｕ_１およびこれに基づいて算出したダンパ６の減衰力ｕ_２を入力ｕとし、ばね上およびばね下間のばね定数Ｋ（スプリング５のばね定数）や、ばね下質量Ｍ_１、ばね上質量Ｍ_２を考慮したシステム行列を用いることにより、ばね下およびばね上の上下方向加速度ｄ^２ｘ_１／ｄｔ^２、ｄ^２ｘ_２／ｄｔ^２や、ばね下位置ｘ_１、ばね下速度ｄｘ／ｄｔなどを求めることができる。なお、ストローク速度Ｓｓは、ｄｘ_２／ｄｔ−ｄｘ_１／ｄｔで表される。

具体的に説明すると、上式（１）のＭ_１・ｄ^２ｘ_１／ｄｔ^２およびＭ_２・ｄ^２ｘ_２／ｄｔ^２は、それぞれ下式（２）、（３）のように表すことができる。

ただし、ｕ_１：ばね下荷重、ｕ_２：ダンパ６の減衰力、Ｋ：ばね定数、である。

そこで、一輪モデル３８では、下式（４）の状態方程式をモデルとし、入力ベクトルｕから下式（５）の状態変数ｘを算出する。

ただし、ｘ：状態変数ベクトル、Ａ，Ｂ：システム行列、である。
上式（２）〜（５）から、上式（４）は下式（６）として表される。

このような状態方程式を用いた一輪モデル３８は、図７に示すように、システム行列Ｂを用いた演算器３９に入力ｕを入力し、演算器３９からの出力を加算器４０を介して積分器４１に入力させ、積分器４１からの出力を、システム行列Ａを用いた演算器４２に入力させて加算器４０に戻す処理を行う。この一輪モデル３８から第１〜第４観測行列４３〜４６の出力を得ることにより、ばね下位置ｘ_１、ばね上位置ｘ_２、ばね上速度Ｓ_２（ｄ^２ｘ_２／ｄｔ^２）、およびストローク速度Ｓｓ（ｄ^２ｘ_２／ｄｔ^２−ｄ^２ｘ_１／ｄｔ^２）を算出することができる。なお、第１観測行列４３は、ばね下位置観測行列であり、［１ ０ ０ ０］である。第２観測行列４４は、ばね上位置観測行列であり、［０ １ ０ ０］である。第３観測行列４５は、ばね上速度観測行列であり、［０ ０ ０ １］である。第４観測行列４６は、ストローク速度観測行列であり、［０ ０ −１ １］である。すなわち、一輪モデル３８における第１〜第４観測行列４３〜４６はそれぞれ、車輪速変動量ΔＶｗに基づいてばね下位置ｘ_１、ばね上位置ｘ_２、ばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓを算出するための手段である。

このように、車輪速Ｖｗに基づいて算出したばね下荷重ｕ_１を一輪モデル３８に入力することにより、サスペンション７にキャスター角が設定されているか否かにかかわらず、ばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓを算出することができる。そして、ばね下荷重ｕ_１からばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓを算出できるため、自動車Ｖに上下Ｇセンサやストロークセンサを設ける必要がなく、制御装置２０のコスト低減を図ることができる。

再び図４に戻り、一輪モデル計算部３３は、一輪モデル３８にて算出されたばね下位置ｘ_１およびばね上位置ｘ_２をフィードバックさせるフィードバック手段としてのＰＩＤ回路４７を備えている。これにより、一輪モデル計算部３３では、一輪モデル３８にて算出されたばね下位置ｘ_１およびばね上位置ｘ_２と、ばね下基準位置ｘ_１o（＝０）またはばね上基準位置ｘ_２o（＝０）との偏差に基づいて、一輪モデル計算部３３で算出されるばね下位置ｘ_１およびばね上位置ｘ_２が補正され、平坦路の定速直進走行時といった定常状態における一輪モデル３８のばね上位置ｘ_２およびばね下位置ｘ_１が基準位置（初期値）に収束するようになっている。

これにより、ばね下荷重ｕ_１が基準位置を参照して調整されるため、一方にオフセットした入力が継続した際にも、系全体がオフセットすることでばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓに誤差が生じることが抑制される。また、他制御システム上でのデータ利用なども可能となる。

このように、一輪モデル計算部３３は、ばね下荷重ｕ_１およびダンパ６の減衰力ｕ_２を入力として一輪モデル３８から第１観測行列４３および第２観測行列４４の出力を得ることにより、ばね下位置ｘ_１、ばね上位置ｘ_２を算出する位置算出手段として機能する。なお、ここでは一輪モデル計算部３３を、ＰＩＤ回路４７がばね下位置ｘ_１およびばね上位置ｘ_２の両方をフィードバックさせる形態としているが、ばね下位置ｘ_１とばね上位置ｘ_２との少なくとも一方をフィードバックさせ、ばね下位置ｘ_１およびばね上位置ｘ_２を補正する形態としてもよい。一輪モデル計算部３３で算出されたばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓは、図３に示すように、スカイフック制御部９０に入力する。

（四輪モデル計算部３４）
図４に示すように、状態量算出部３１に含まれる四輪モデル計算部３４は、ピッチ角速度算出部４８とロール角速度算出部４９とを備えている。ピッチ角速度算出部４８には、ゲイン回路３７から出力されたばね下荷重ｕ_１が入力する。ピッチ角速度算出部４８は、入力された各輪のばね下荷重ｕ_１に基づいて（車輪速Ｖｗに基づいて）自動車Ｖの加減速度（前後加速度Ｇｘ）を算出し、算出した加減速度や、サスペンション特性、ばね上質量Ｍ_２などに基づいてピッチ角速度ωｐを求める。一方、ロール角速度算出部４９には、横Ｇセンサ１０で検出された横加速度Ｇｙが入力している。ロール角速度算出部４９は、入力された横加速度Ｇｙや、サスペンション特性、ばね上質量Ｍ_２などに基づいてロール角速度ωｒを求める。なお、図３に示すように、ピッチ角速度ωｐはピッチ制御部９１に入力し、ロール角速度ωｒはロール制御部９２に入力する。

（スリップ判定部５０）
スリップ判定部５０には、減算器３５から出力された車輪速Ｖｗ、すなわち各輪の車輪速Ｖｗと推定した車体速Ｖｂとの偏差が入力する。スリップ判定部５０は、入力した車輪速Ｖｗ（偏差）の絶対値が所定値以上であるか否か、すなわち車輪速センサ９で検出した車輪速Ｖｗが車体速Ｖｂに対して所定値以上乖離しているか否かを判定し、所定値以上である場合には対応する車輪３がスリップ状態にあるものと判定してスリップ信号ＳＳを出力する。出力されたスリップ信号ＳＳは、ＡＢＳ、ＴＣＳおよびＶＳＡを制御する図示しない車両挙動制御部に入力する。なお、車両挙動制御部は、スリップ信号ＳＳが入力してＡＢＳ、ＴＣＳおよびＶＳＡのいずれかを作動させると、それらの作動を示す作動信号を入力部２１に入力させる。

＜車体速推定部３２＞
図３の車体速推定部３２は、図８に示すように、自動車Ｖの加減速力Ｆ（Ｆｅ、Ｆｓ、Ｆｄ）を算出する加減速力算出部５１と、加減速力算出部５１により算出された加減速力に基づいて車体速Ｖｂを算出する車体速算出部５２と、ステアリング操作に応じた補正量（後述する左後輪旋回半径比ＲＲ_ＲＬ、右後輪旋回半径比ＲＲ_ＲＲ、左前輪旋回半径比ＲＲ_ＦＬおよび右前輪旋回半径比ＲＲ_ＦＲ）を算出する操舵補正量算出部５３と、操舵補正量算出部５３により算出された補正量に基づいて車体速Ｖｂを補正する車体速補正部５４とを有している。

加減速力算出部５１は、エンジンまたはモータなどの原動機の出力による自動車Ｖの駆動力Ｆｅ（加速力）を算出する加速力算出部５５と、路面勾配による自動車Ｖの減速力Ｆｓを算出する路面勾配減速力算出部５６と、路面勾配以外の要素に起因する自動車Ｖの減速力Ｆｄを算出する減速力算出部５７とを含んでいる。

加速力算出部５５は、トルクセンサにより検出されたエンジントルクＴｅ、およびギヤポジションＰｇを入力として、原動機出力による自動車Ｖの駆動力Ｆｅを算出する。

路面勾配減速力算出部５６は、例えば、加速力算出部５５が算出した駆動力Ｆｅから減速力算出部５７が算出した減速力Ｆｄを減じて求めた加減速力から、前後Ｇセンサが検出した検出前後加速度Ｇｘｄに車体重量Ｍを乗じて求めた加減速力を減じることにより、路面勾配による減速力Ｆｓを算出する。

減速力算出部５７は、ブレーキ装置のブレーキ液圧Ｐｂを入力として、ブレーキ液圧Ｐｂに比例して増大するブレーキ操作にかかる自動車Ｖの減速力を算出するブレーキ減速力算出部５８と、車輪速Ｖｗの平均値を概算車体速として用いることにより、車体形状および概算車体速に起因する走行抵抗にかかる減速力を算出する走行抵抗算出部５９と、車輪速フィードバックによる走行抵抗力を算出するフィードバック抵抗力算出部６０とを含んでおり、ブレーキ減速力算出部５８、走行抵抗算出部５９およびフィードバック抵抗力算出部６０の算出結果を加算して、路面勾配以外の要素に起因する自動車Ｖの減速力Ｆｄを算出する。

車体速算出部５２は、加速力算出部５５で算出された駆動力Ｆｅから、路面勾配減速力算出部５６で算出された減速力Ｆｓを減じるとともに、減速力算出部５７で算出された減速力Ｆｄを減じて車体１の加減速力Ｆを算出した後、算出した加減速力Ｆを車体重量Ｍで除して加速度を求め、これを積算することで車体速Ｖｂを算出する。算出された車体速Ｖｂは、車体速補正部５４に入力する。

ここで、図９を参照して、加速力算出部５５および減速力算出部５７における処理について詳細に説明する。エンジントルクＴｅは乗算器６１に入力する。ギヤポジションＰｇは、ギヤポジション−変速ギヤ比変換回路６２に入力する。ギヤポジション−変速ギヤ比変換回路６２では、ギヤポジションＰｇに基づいてテーブルを参照することにより変速ギヤ比Ｒｇが求められ、出力された変速ギヤ比Ｒｇが乗算器６１に入力する。なお、乗算器６１には、後述する第１車輪速ゲイン設定回路６３からの第１車輪速ゲインＧ_１も入力する。

第１車輪速ゲインＧ_１は、第１車輪速ゲイン設定回路６３において、各車輪速センサ９が検出した車輪３の車輪速平均値である平均車輪速Ｖｗａｖに基づいて、参照テーブルを参照することにより設定される。なお、この例においては第１車輪速ゲインＧ_１は、平均車輪速Ｖｗａｖが微小の領域では０、平均車輪速Ｖｗａｖが所定の閾値よりも大きい場合には略一定としている。乗算器６１にて、エンジントルクＴｅ、変速ギヤ比Ｒｇおよび第１車輪速ゲインＧ_１が乗じられて駆動輪の出力である車輪トルクＴｗが算出されると、この車輪トルクＴｗは、トルク−駆動力変換回路６４に入力し、タイヤ２の動的荷重半径Ｒｄで除算されることよって自動車Ｖの駆動力Ｆｅに変換され、その出力がゲイン回路６５を介して減算器６６に加算値として入力する。

減算器６６には、ゲイン回路６５から出力される駆動力Ｆｅの他、後述する制動力Ｆｂ、走行抵抗力Ｆｒおよびフィードバック抵抗力Ｆｆｂが入力している。

ブレーキ液圧Ｐｂは、乗算器６７に入力する。乗算器６７には、第２車輪速ゲイン設定回路６８からの第２車輪速ゲインＧ_２も入力する。第２車輪速ゲインＧ_２は、第２車輪速ゲイン設定回路６８において、平均車輪速Ｖｗａｖに基づいて参照テーブルを参照することにより設定される。なお、この例においては第２車輪速ゲインＧ_２は、平均車輪速Ｖｗａｖが微小の領域では０、平均車輪速Ｖｗａｖが所定の閾値よりも大きい場合には略一定としている。乗算器６７にてブレーキ液圧Ｐｂと第２車輪速ゲインＧ_２とが乗じられてブレーキ装置による制動力に相当する制動力Ｆｂが算出されると、正の値を示すこの制動力Ｆｂは、減算器６６に減算値として入力する。

また、平均車輪速Ｖｗａｖは走行抵抗力設定回路６９に入力する。走行抵抗力設定回路６９では、入力した平均車輪速Ｖｗａｖに基づいて参照テーブルを参照することにより、車速（平均車輪速Ｖｗａｖ）に依存する走行抵抗力Ｆｒが設定される。走行抵抗力設定回路６９で算出された正の値を示す走行抵抗力Ｆｒは、減算器６６に減算値として入力する。

さらに、従動輪である後輪３_Ｒの車輪速平均値である平均後輪速Ｖｗａｖ_Ｒがフィードバック抵抗力算出部６０に入力する。フィードバック抵抗力算出部６０は、減算器７１に入力する車体速Ｖｂから平均後輪速Ｖｗａｖ_Ｒを減じて求めた偏差ΔＶにそれぞれ基づいて、比例ゲインに基づく走行抵抗力を設定する比例回路７２と、積分ゲインに基づく走行抵抗力を設定する積分回路７３と、微分ゲインに基づく走行抵抗力を設定する微分回路７４とを備えている。これら比例回路７２、積分回路７３および微分回路７４の出力が加算器７５に入力して加算され、車体速Ｖｂのフィードバックによる補正値であるフィードバック抵抗力Ｆｆｂが出力される。出力されたフィードバック抵抗力Ｆｆｂは、減算器６６に減算値として入力する。

減算器６６では、駆動力Ｆｅから、これら制動力Ｆｂ、走行抵抗力Ｆｒおよびフィードバック抵抗力Ｆｆｂ、ここでは図示しない図８の路面勾配による減速力Ｆｓが減算され、その出力である加減速力Ｆが、加減速力−加減速度変換回路７６に入力し、加減速力Ｆが車体重量Ｍで除算されることにより自動車Ｖの加減速度（前後加速度Ｇｘ）に変換される。自動車Ｖの加減速度は、ゲイン回路７７を介して積算器７８に入力して積算されることによって車体速Ｖｂとなって出力される。

このように、駆動力Ｆｅや制動力Ｆｂ、走行抵抗力Ｆｒおよびフィードバック抵抗力Ｆｆｂに基づいて自動車Ｖの車体速Ｖｂを算出することにより、車輪速Ｖｗを補正するための車体速Ｖｂを求めることができる。

図８に戻り、操舵補正量算出部５３は、車体速算出部５２により算出された車体速Ｖｂおよびヨーレイトγに基づいて自動車Ｖ（車体１）の旋回半径Ｒを算出する旋回半径算出部７９と、自動車ＶのトレッドＴやホイールベースＷＢ、算出された旋回半径Ｒに基づいて、補正量としての旋回状態量、すなわち各輪に対応する各車体部位の旋回半径Ｒ（Ｒ_ＦＬ、Ｒ_ＦＲ、Ｒ_ＲＬ、Ｒ_ＲＲ）の自動車Ｖの旋回半径Ｒに対する比である左後輪旋回半径比ＲＲ_ＲＬ、右後輪旋回半径比ＲＲ_ＲＲ、左前輪旋回半径比ＲＲ_ＦＬおよび右前輪旋回半径比ＲＲ_ＦＲを算出する車輪部旋回半径比算出部８０とを含んでいる。

以下、図１０および図１１を参照して、操舵補正量算出部５３が行う処理について詳細に説明する。操舵補正量算出部５３は、図１１（Ａ）に示すように、所定のトレッドＴおよびホイールベースＷＢを有する自動車Ｖの低速旋回時に、各輪の旋回半径Ｒ_ＦＬ、Ｒ_ＦＲ、Ｒ_ＲＬ、Ｒ_ＲＲが、車体１の旋回半径Ｒ（すなわち自動車Ｖの重心の旋回半径Ｒ）に対して内外輪で異なることに加え、前後輪でも異なることを考慮して操舵補正量を算出する。

ここでは、説明を簡単にするために自動車Ｖの重心が車体１の中心（４つの車輪３の中心）にあり、自動車Ｖがニュートラルステア特性を有するものとする。図１１（Ａ）に示すよう自動車Ｖが低速で左旋回しており、各輪のタイヤ２に生じるスリップ角がない或いは無視できる程度に小さい場合、自動車Ｖの旋回中心は後輪３_Ｒの車軸の延長線上に位置する。この場合、内輪となる左後輪３_ＲＬの旋回半径Ｒ_ＲＬは下式（７）で表され、外輪となる右後輪３_ＲＲの旋回半径Ｒ_ＲＲは下式（８）で表される。

ここで、自動車Ｖの旋回半径Ｒは、下式（９）で表されるため、例えば上式（７）は下式（１０）となる。
Ｒ＝Ｖ／γ ・・・（９）

一方、内輪となる左前輪３_ＦＬの旋回半径Ｒ_ＦＬは下式（１１）で表され、外輪となる右前輪３_ＦＲの旋回半径Ｒ_ＦＲは下式（１２）で表される。

なお、後輪３_Ｒの旋回半径Ｒ_Ｒは上式で求まっているため、例えば上式（１１）に上式（１０）を代入すると、旋回半径Ｒ_ＦＬは下式（１３）となる。

このようにして上式（７）〜（９）、（１１）および（１２）により左後輪３_ＲＬ、右後輪３_ＲＲ、左前輪３_ＦＬおよび右前輪３_ＦＲの各旋回半径Ｒ_ＲＬ、Ｒ_ＲＲ、Ｒ_ＦＬおよびＲ_ＦＲを求めることにより、トレッドＴやホイールベースＷＢの幾何学的な影響が大きくなる場合であっても、各輪に対応する車体部位の旋回半径を高精度に算出し、左後輪旋回半径比ＲＲ_ＲＬ、右後輪旋回半径比ＲＲ_ＲＲ、左前輪旋回半径比ＲＲ_ＦＬおよび右前輪旋回半径比ＲＲ_ＦＲを高精度に求めることができる。

他方、自動車Ｖの中・高速旋回時には、各輪のタイヤ２にスリップ角が生じることにより、車輪３がタイヤ２の向きに対してスリップ角だけ旋回外側にずれた方向に進み、車体１にも低速旋回時の進行方向に対して旋回外側にずれる車体スリップ角が発生する。そのため、図１１（Ｂ）に示すように、自動車Ｖの旋回中心は車体スリップ角に応じた分だけ後輪３_Ｒの車軸の延長線に対して前方にずれることになる。そしてこの自動車Ｖの旋回中心の前方へのずれ量は、自動車Ｖの旋回半径Ｒが一定である場合、自動車Ｖの車体速Ｖｂが高いほど大きくなる。このように自動車Ｖの旋回中心が前方にずれると、上記式で算出される各輪の旋回半径に対し、ホイールベースＷＢの影響が小さくなると共に、トレッドＴの影響も若干ながら小さくなる。そこで、各輪に対応する車体部位の旋回半径を求める際には、ホイールベースＷＢおよびトレッドＴを車体速Ｖｂに応じて補正するとよい。

また、図１２（Ａ）に示すように、低速での旋回走行のために自動車Ｖに車体スリップ角が発生していない場合であっても、後輪３_Ｒが前輪３_Ｆと逆相に転舵されていると、自動車Ｖの旋回中心は実後輪舵角δｒａに応じた分だけ後輪３_Ｒの車軸の延長線に対して前方にずれることになる。逆に、図１２（Ａ）に示すように、後輪３_Ｒが前輪３_Ｆと同相に転舵されていると、自動車Ｖの旋回中心は実後輪舵角δｒａに応じた分だけ後輪３_Ｒの車軸の延長線に対して後方にずれる。そしてこの自動車Ｖの旋回中心の前方へのずれ量は、自動車Ｖの旋回半径Ｒが一定である場合、実後輪舵角δｒａが大きいほど大きくなる。そのため、各輪に対応する車体部位の旋回半径を求める際には、ホイールベースＷＢを実後輪舵角δｒａに応じて補正するとよい。

次に図１０を参照して操舵補正量算出部５３における処理について説明する。操舵補正量算出部５３は、絶対値演算回路や選択回路、符号設定回路、ゲイン回路、ゲイン設定回路、除算器、乗算器、平方根演算回路、除算器、乗算器、メモリなどを用いて、左後輪旋回半径比ＲＲ_ＲＬ、右後輪旋回半径比ＲＲ_ＲＲ、左前輪旋回半径比ＲＲ_ＦＬおよび右前輪旋回半径比ＲＲ_ＦＲを算出する。ここでは全ての回路などに符号は付さず、一部のみに符号を付して部分ごとに機能を説明する。

旋回半径算出部７９は、上式（９）を計算すべく、車体速Ｖｂをヨーレイトγで除算して自動車Ｖの旋回半径Ｒを算出する。この際、旋回半径算出部７９は、ヨーレイトγの絶対値が０．０１ｒａｄ／ｓ以上である場合には検出値をそのまま用い、０．０１ｒａｄ／ｓ未満である場合には０．０１ｒａｄ／ｓを用いる。また、旋回半径算出部７９は、車体速Ｖｂを時速（ｋｍ／ｈ）から秒速（ｍ／ｓ）に変換して用いる。

車輪部旋回半径比算出部８０は、後輪旋回半径算出部８０Ａと、前輪旋回半径算出部８０Ｂと、各輪の旋回半径（Ｒ_ＦＬ、Ｒ_ＦＲ、Ｒ_ＲＬ、Ｒ_ＲＲ）の自動車Ｖの旋回半径Ｒに対する比である旋回半径比ＲＲ（ＲＲ_ＦＬ、ＲＲ_ＦＲ、ＲＲ_ＲＬ、ＲＲ_ＲＲ）を算出する旋回半径比算出部８０Ｃに加え、車速に依存してホイールベースＷＢを補正するホイールベース補正部８０Ｄ、および車速に依存してトレッドＴを補正するトレッド補正部８０Ｅを備えている。

ホイールベース補正部８０Ｄは、ホイールベースゲイン設定回路８１、８２と乗算器８３とを有している。第１のホイールベースゲイン設定回路８１は、車体速Ｖｂに応じ、車体速Ｖｂが高いほど小さくなるようにホイールベースゲインＧ_３を設定する。車体速Ｖｂが小さいときにはホイールベースゲインＧ_３は１に設定される。第２のホイールベースゲイン設定回路８２は、実後輪舵角δｒａに応じ、実後輪舵角δｒａが前輪３_Ｆと逆相側に大きいほど小さくなるように、また前輪３_Ｆと同相側に大きいほど大きくなるようにホイールベースゲインＧ_４を設定する。なお、実後輪舵角δｒａがトーインまたはトーアウトとなっている場合は、接地荷重が大きくなる旋回外側の後輪３Ｒの実後輪舵角δｒａを重視するとよい。実後輪舵角δｒａが小さいときにはホイールベースゲインＧ_４は１に設定される。乗算器８３は、メモリに記憶されたホイールベースＷＢの値にホイールベースゲインＧ_３、Ｇ_４を乗算することで、前輪３_Ｆの旋回半径Ｒ_Ｆの算出に用いるホイールベースＷＢを補正する。

トレッド補正部８０Ｅは、トレッドゲイン設定回路８４と乗算器８５とを有している。トレッドゲイン設定回路８４は、車体速Ｖｂに応じ、車体速Ｖｂが高いほど小さくなるようにトレッドゲインＧ_５を設定する。車体速Ｖｂが小さいときにはトレッドゲインＧ_５は１に設定される。乗算器８５は、メモリに記憶されたトレッドＴの値の１／２にトレッドゲインＧ_５を乗算することで、前輪３_Ｆの旋回半径Ｒ_Ｆの算出および後輪３_Ｒの旋回半径Ｒ_Ｒの算出に用いるトレッドＴ（の１／２の値）を補正する。

後輪旋回半径算出部８０Ａは、上式（７）および（８）を計算すべく、旋回半径算出部７９によって算出された自動車Ｖの旋回半径Ｒを２乗した値から、補正されたホイールベースＷＢの１／２の値を２乗した値を減算し、その値の平方根を算出して符号を与えた値に対し、補正されたトレッドＴの値の１／２を減算または加算することにより、右後輪３_ＲＲおよび左後輪３_ＲＬの旋回半径Ｒ_ＲＲ、Ｒ_ＲＬを算出する。

前輪旋回半径算出部８０Ｂは、上式（１０）および（１１）を計算すべく、後輪旋回半径算出部８０Ａによって算出された右後輪３_ＲＲおよび左後輪３_ＲＬの旋回半径Ｒ_ＲＲ、Ｒ_ＲＬを２乗した値に、補正されたホイールベースＷＢの値を２乗した値を加算し、その値の平方根を算出して符号を与えることにより、右前輪３_ＦＲおよび左前輪３_ＦＬの旋回半径Ｒ_ＦＲ、Ｒ_ＦＬを算出する。

旋回半径比算出部８０Ｃは、後輪旋回半径算出部８０Ａおよび前輪旋回半径算出部８０Ｂによって算出された各車輪３の旋回半径Ｒ_ＲＲ、Ｒ_ＲＬ、Ｒ_ＦＲ、Ｒ_ＦＬを、自動車Ｖの旋回半径Ｒで除算することにより、各輪の旋回半径比ＲＲ（ＲＲ_ＦＬ、ＲＲ_ＦＲ、ＲＲ_ＲＬ、ＲＲ_ＲＲ）を算出する。

旋回半径比算出部８０Ｃで算出された各輪の旋回半径比ＲＲ（ＲＲ_ＦＬ、ＲＲ_ＦＲ、ＲＲ_ＲＬ、ＲＲ_ＲＲ）は、図８に示すように、車体速補正部５４に入力し、車体速補正部５４にて車体速Ｖｂと輪の旋回半径比ＲＲ（ＲＲ_ＦＬ、ＲＲ_ＦＲ、ＲＲ_ＲＬ、ＲＲ_ＲＲ）とがそれぞれ乗じられることにより、各輪に対応する車体部位の車体速Ｖｂである左後輪車体速Ｖｂ_ＲＬ、右後輪車体速Ｖｂ_ＲＲ、左前輪車体速Ｖｂ_ＦＬおよび右前輪車体速Ｖｂ_ＦＲが算出される。

つまり、旋回半径比算出部８０Ｃや車体速補正部５４は、各輪の旋回半径比ＲＲ（ＲＲ_ＦＬ、ＲＲ_ＦＲ、ＲＲ_ＲＬ、ＲＲ_ＲＲ）を算出し、これに基づいて、転舵の影響による車輪速変動量ΔＶｗの変化分を含む各輪に対応する車体部位の車体速Ｖｂを算出する変化分算出手段として機能する。そして、操舵補正量算出部５３や車体速補正部５４は、各輪の旋回半径比ＲＲ（ＲＲ_ＦＬ、ＲＲ_ＦＲ、ＲＲ_ＲＬ、ＲＲ_ＲＲ）に基づいて車体速Ｖｂを補正することにより、図４の減算器３５と同様に、転舵の影響による車輪速変動量ΔＶｗの変化分を除去するように、車輪速変動量ΔＶｗの算出に用いる車輪速Ｖｗを補正する転舵影響分補正手段として機能する。

このように、自動車Ｖの旋回状態に応じて車体速Ｖｂが補正されることにより、運転者のステアリング操作に応じて変化する各輪に対応する車体部位の車体速Ｖｂ（Ｖｂ_ＲＬ、Ｖｂ_ＲＲ、Ｖｂ_ＦＬ、Ｖｂ_ＦＲ）が正確に算出される。

左後輪車体速Ｖｂ_ＲＬ、右後輪車体速Ｖｂ_ＲＲ、左前輪車体速Ｖｂ_ＦＬおよび右前輪車体速Ｖｂ_ＦＲは、図４に示すように状態量算出部３１に、より詳しくはバンドパスフィルタ３６の上流側に設けられた減算器３５に減算値として入力し、車輪速Ｖｗに基づく車輪速変動量ΔＶｗの算出に供されるとともに、自動車Ｖの車体速変動成分や、内外輪の旋回半径差及び車体１の旋回姿勢に起因する各輪の軌跡長さの差による車輪速変動成分の除去に供される。

このように、状態量算出部３１において入力した各車輪速Ｖｗから左後輪車体速Ｖｂ_ＲＬ、右後輪車体速Ｖｂ_ＲＲ、左前輪車体速Ｖｂ_ＦＬまたは右前輪車体速Ｖｂ_ＦＲが減算されることにより、車輪速Ｖｗから自動車Ｖの制駆動力による影響が排除されるため、自動車Ｖの状態量（ばね上速度Ｓ_２やストローク速度Ｓｓ）がより高精度に算出される。また、車体速補正部５４が、各輪の旋回半径比ＲＲ（ＲＲ_ＦＬ、ＲＲ_ＦＲ、ＲＲ_ＲＬ、ＲＲ_ＲＲ）に基づいて車体速Ｖｂを補正することにより、各輪に対応した車体速Ｖｂが高精度に算出されて、自動車Ｖの旋回による車輪速Ｖｗに対する影響が排除されるため、低速旋回時であっても自動車Ｖの状態量がより高精度に算出される。

特に、前輪旋回半径算出部８０Ｂが、車体速Ｖｂ及び実後輪舵角δｒａに依存するホイールベースゲインＧ_３、Ｇ_４で補正されたホイールベースＷＢを用いて前輪３_Ｆの旋回半径Ｒ_ＦＬ、Ｒ_ＦＲを算出するため、車体速Ｖｂや実後輪舵角δｒａに依存して旋回中心が移動することに起因して、前輪３_Ｆの旋回半径Ｒ_ＦＬ、Ｒ_ＦＲに及ぶホイールベースＷＢの影響の変化分が除去される。そのため、前輪３_Ｆの旋回半径Ｒ_ＦＬ、Ｒ_ＦＲがより高精度に算出され、低速旋回時以外にも自動車Ｖの状態量（ばね上速度Ｓ_２やストローク速度Ｓｓ）がより高精度に算出される。

また、後輪旋回半径算出部８０Ａが、車体１の旋回半径Ｒと、車体速Ｖｂに依存するトレッドゲインＧ_５で補正されたトレッドＴと、車体速Ｖｂ及び実後輪舵角δｒａに依存するホイールベースゲインＧ_３、Ｇ_４で補正されたホイールベースＷＢとを用いて後輪３_Ｒの旋回半径Ｒ_ＲＲ、Ｒ_ＲＬを算出するため、車体速Ｖｂに依存して旋回中心が移動することに起因して、後輪３_Ｒの旋回半径Ｒ_ＲＲ、Ｒ_ＲＬに及ぶトレッドＴおよびホイールベースＷＢの影響の変化分が除去される。そのため、後輪３_Ｒの旋回半径Ｒ_ＲＲ、Ｒ_ＲＬがより高精度に算出され、自動車Ｖの状態量（ばね上速度Ｓ_２やストローク速度Ｓｓ）がより高精度に算出される。

図１３（Ａ）は、センサを用いて検出したばね上速度と、状態量算出部３１により算出されたばね上速度Ｓ_２とをそれぞれ破線と実線とで示したタイムチャートであり、図１３（Ｂ）は、センサを用いて検出したストローク速度と、状態量算出部３１により算出されたストローク速度Ｓｓとをそれぞれ破線と実線とで示したタイムチャートである。図１３に示すように、算出されたストローク速度Ｓｓおよびばね上速度Ｓ_２は、センサ値と略一致しており、車輪速Ｖｗに基づいて状態量算出部３１がストローク速度Ｓｓおよびばね上速度Ｓ_２を高精度に算出できることがわかる。また、本実施形態では、車輪速Ｖｗに基づいてばね下荷重ｕ_１を算出し、ばね下荷重ｕ_１を車両モデルの入力にするため、サスペンション７にキャスター角が設定されているか否かにかかわらず、ばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓを算出することができる。

＜制御目標電流設定部２３＞
図３に示すように、制御目標電流設定部２３は、スカイフック制御を行い、スカイフック制御目標電流Ａｓｈを設定するスカイフック制御部９０や、ピッチ角速度ωｐに基づくピッチ制御を行い、ピッチ制御目標電流Ａｐを設定するピッチ制御部９１、ロール角速度ωｒに基づくロール制御を行い、ロール制御目標電流Ａｒを設定するロール制御部９２、ステアリング操舵角δｆに基づくロール制御を行い、舵角比例制御目標電流Ａｓａを設定する舵角比例制御部９３、自動車Ｖのばね下の制振制御を行い、ばね下制振制御目標電流Ａｕを設定するばね下制振制御部９５、車速に依存する最低減衰力を発生させるための最低目標電流Ａｍｉｎを設定する最低目標電流制御部９６などを有している。

スカイフック制御部９０は、路面の凹凸を乗り越える際の車両の動揺を抑えて乗り心地を高める乗り心地制御（制振制御）を行う。ピッチ制御部９１は、自動車Ｖの急加速時や急減速時のピッチングを抑えて車体１の姿勢を適正化する車体姿勢制御を行う。ロール制御部９２および舵角比例制御部９３からなるロール姿勢制御部９４は、自動車Ｖの旋回時のローリングを抑えて車体１の姿勢を適正化する車体姿勢制御を行う。ばね下制振制御部９５は、ばね下の共振域の振動を抑制して車輪３の接地性や乗り心地を高めるものである。

＜スカイフック制御部９０＞
次に、図１４および図１５を参照してスカイフック制御部９０における処理について詳細に説明する。スカイフック制御部９０では、図３の状態量算出部３１で算出されたばね上速度Ｓ_２が減衰力ベース値算出部９７に入力する。減衰力ベース値算出部９７は、入力したばね上速度Ｓ_２に基づいて、ばね上―減衰力マップを参照することにより減衰力ベース値Ｄｓｂを設定する。設定された減衰力ベース値Ｄｓｂは、ゲイン回路９８に入力する。ゲイン回路９８では、減衰力ベース値ＤｓｂにスカイフックゲインＧｓｈが乗じられてスカイフック目標減衰力Ｄｓｈｔが算出され、算出された目標減衰力Ｄｓｈｔが目標電流設定回路９９に入力する。目標電流設定回路９９にはストローク速度Ｓｓも入力しており、目標電流設定回路９９は、スカイフック目標減衰力Ｄｓｈｔとストローク速度Ｓｓとに基づいて、図１５に示す電流マップを参照することにより各ダンパ６に対するスカイフック制御目標電流Ａｓｈを設定し、スカイフック制御目標電流Ａｓｈを出力する。

＜ばね下制振制御部９５＞
次に、図３のばね下制振制御部９５について、図１６〜図１９を参照して詳細に説明する。図１６に示すように、ばね下制振制御部９５では、入力した各車輪速Ｖｗがバンドパスフィルタ１０１に入力する。バンドパスフィルタ１０１は、ばね下の共振域の車輪速Ｖｗ信号を通過させるべく、ここでは８〜１８Ｈｚのバンドパス特性を有する。したがって、バンドパスフィルタ１０１は、スカイフック制御のためのバンドパスフィルタ３６（図４）の０．５〜５Ｈｚの周波数域よりも高い周波数域の信号を抽出する。そして、スカイフック制御のためのバンドパスフィルタ３６の高周波側のカット周波数が５Ｈｚとされ、ばね下制振制御のためのバンドパスフィルタ１０１の低周波側のカット周波数が８Ｈｚとされ、両バンドパスフィルタ３６、１０１の間にバンドギャップが設けられていることにより、スカイフック制御とばね下制振制御とによる相互干渉が防止される。

ＣＡＮ１６から入力する車輪速Ｖｗ信号には、ばね下共振域以外の信号も含まれており、例えば時速４０ｋｍで走行中に得られる図１７（Ａ）に示す周波数特性の車輪速Ｖｗ信号には、図１７（Ｂ）に示すようなばね下共振域の車輪速Ｖｗ信号が含まれている。そこで、車輪速Ｖｗ信号をばね下の共振域に対応するバンドパスフィルタ１０１を通過させることにより、ばね下信号成分を含んだ車輪速Ｖｗ信号を抽出して車輪速Ｖｗ信号からＤＣ成分を除去することができる。すなわち、バンドパスフィルタ１０１は、車輪速Ｖｗ信号に基づいて車輪速変動量ΔＶｗを抽出する車輪速変動量抽出手段として機能する。

バンドパスフィルタ１０１を通過した車輪速変動量ΔＶｗは、絶対値演算回路１０２に入力して車輪速変動量ΔＶｗの絶対値に変換される。車輪速変動量ΔＶｗは、上記したようにばね下荷重ｕ_１に比例し、ばね下荷重ｕ_１をばね下質量Ｍ_１で除算して求まるばね下の上下方向加速度も車輪速変動量ΔＶｗに対応した値となる。そのため、上下方向加速度の絶対値に応じた減衰力を発生させることにより、ばね下振動を抑制することができる。

絶対値演算回路１０２から出力された車輪速変動量ΔＶｗが、ゲイン回路１０３に入力してゲインが乗じられることにより、自動車Ｖの基本入力量であるばね下加速度Ｇｚ_１の大きさ（絶対値）が算出される。具体的には、ゲイン回路１０３では、図６に関連して説明した比例定数ｋをばね下質量Ｍ_１で除算した値をゲインとして車輪速変動量ΔＶｗに乗算する。

ゲイン回路１０３から出力されたばね下加速度Ｇｚ_１は、目標電流設定回路１０４に入力する。目標電流設定回路１０４では、ばね下加速度Ｇｚ_１に対応する算出電流が算出され、この算出電流に基づいてピークホールド・ランプダウン制御によるばね下制振制御目標電流Ａｕが設定される。

目標電流設定回路１０４は、図１８（Ａ）に示す特性のばね下加速度Ｇｚ_１の入力に対して、図１８（Ｂ）に破線で示す算出電流に基づいて、図１８（Ｂ）に実線で示すようなばね下制振制御目標電流Ａｕを設定する。具体的には、目標電流設定回路１０４は、入力した算出電流のうちの最大値をばね下制振制御目標電流Ａｕとして所定時間ホールドし、この最大値が入力してから所定時間が経過した後に、ばね下制振制御目標電流Ａｕの値を所定の勾配で低下させる。すなわち、ばね下加速度Ｇｚ_１が増大する場合には、ばね下加速度Ｇｚ_１に合わせて（早く）応答するようにばね下制振制御目標電流Ａｕの値を設定する一方、ばね下加速度Ｇｚ_１が縮小する場合には、増大する場合に比べて遅く応答するように設定される。これにより、破線で示すような算出電流をばね下制振制御目標電流Ａｕに設定する場合に比べて、ばね下振動がより効果的かつ安定的に減衰する。

図１６に戻り、目標電流設定回路１０４から出力されるばね下制振制御目標電流Ａｕは、制限回路１０５に入力する。制限回路１０５は、ばね下制振制御目標電流Ａｕの上限を上限値Ａｕｍａｘに制限し、ばね下制振制御目標電流Ａｕを出力する。すなわち、制限回路１０５は、入力したばね下制振制御目標電流Ａｕが上限値Ａｕｍａｘを超えている場合、上限値Ａｕｍａｘをばね下制振制御目標電流Ａｕに設定する。これにより、車輪速変動量ΔＶｗの大きさに応じて設定されるばね下制振制御目標電流Ａｕが、自動車Ｖの電源容量やダンパ６の減衰力特性を考慮して設定される上限値Ａｕｍａｘを超えて設定されることが防止される。

絶対値演算回路１０２から出力された車輪速変動量ΔＶｗは、ゲイン回路１０３だけでなくローパスフィルタ１０６にも入力している。ローパスフィルタ１０６は、ここでは１Ｈｚよりも低い帯域を通過させるローパス特性を有する。上限設定回路１０７は、ローパスフィルタ１０６を通過した車輪速変動量ΔＶｗの絶対値に応じて上限値Ａｕｍａｘを設定し、上限値Ａｕｍａｘを制限回路１０５に入力させる。具体的には、上限設定回路１０７は、車輪速変動量ΔＶｗの絶対値が所定値を超える場合に、車輪速変動量ΔＶｗが大きくなるほど小さくなるように上限値Ａｕｍａｘを設定する。

制限回路１０５は、入力した上限値Ａｕｍａｘに応じてばね下制振制御目標電流Ａｕの上限を変更する、すなわちローパスフィルタ１０６を通過した車輪速変動量ΔＶｗの絶対値が大きいほど上限値Ａｕｍａｘが小さくなるように変更する。その効果について以下に説明する。

比較的平坦な舗装路では、図１９（Ａ）に実線で示すローパスフィルタ１０６通過後の車輪速変動量ΔＶｗ（絶対値）は、細線で示すローパスフィルタ１０６通過前の車輪速変動量ΔＶｗに比べて小さく、かつその平均値も小さい。これに対し、荒れた舗装路では、図１９（Ｂ）に示すように、細線で示すローパスフィルタ１０６通過前の車輪速変動量ΔＶｗが（Ａ）の平坦路に比べて大きいだけでなく、実線で示すローパスフィルタ１０６通過後の車輪速変動量ΔＶｗも（Ａ）に比べて大きくなっている。そこで、ローパスフィルタ１０６を通過した車輪速変動量ΔＶｗの絶対値が大きい場合には、路面が荒れているものとして、制限回路１０５がばね下制振制御目標電流Ａｕを小さくする（ばね下制振制御を弱める）ことで、下制振制御目標電流Ａｕが過剰に高く設定されることによって乗心地が悪化することを防止できる。

このように、ばね下制振制御部９５を、車輪速Ｖｗ信号に基づいてばね下制振制御目標電流Ａｕを設定する構成とすることができ、ばね下制振制御目標電流Ａｕを、車輪速Ｖｗのばね下共振域成分の車輪速変動量ΔＶｗの大きさに基づいて決定するため、ばね上などの他の要因を介入させることなくばね下の制振制御を行うことができる。

＜電流固定化部２４＞
図３に戻り、電流固定化部２４は、ＶＳＡ、ＡＢＳおよびＴＣＳが作動していることを示す作動信号のいずれかが入力部２１に入力している場合、自動車Ｖの挙動が不安定であるものとして、電流固定信号Ｓｆｉｘを出力する。出力された電流固定信号Ｓｆｉｘは、ダンパ制御部２５に入力する。

＜ダンパ制御部２５＞
ダンパ制御部２５は、高電流選択部１０８と、電流制御部１０９とを有している。高電流選択部１０８は、設定されたスカイフック制御目標電流Ａｓｈ、ピッチ制御目標電流Ａｐ、ロール制御目標電流Ａｒ、舵角比例制御目標電流Ａｓａ、ばね下制振制御目標電流Ａｕおよび最低目標電流Ａｍｉｎのなかから値が最も大きなものを目標電流Ａｔｇｔに設定する。

電流制御部１０９には、目標電流Ａｔｇｔと電流固定信号Ｓｆｉｘとが入力している。電流制御部１０９は、電流固定信号Ｓｆｉｘが入力していないときには、高電流選択部１０８が設定した目標電流Ａｔｇｔに基づいて各ダンパ６への駆動電流を生成してダンパ６の減衰力を制御する。一方、電流固定信号Ｓｆｉｘが入力した場合、電流制御部１０９は、ダンパ６の減衰力が急変することを避けるために、電流固定信号Ｓｆｉｘが入力する直前の目標電流Ａｔｇｔに基づいて電流を固定し（すなわちダンパ６の減衰係数を所定値に固定する）、固定した目標電流Ａｔｇｔに基づいて各ダンパ６への駆動電流を生成してダンパ６の減衰力を制御する。

なお、電流制御部１０９は、ここでは電流固定信号Ｓｆｉｘが入力している期間にわたって目標電流Ａｔｇｔを一定に維持する。或いは、電流固定信号Ｓｆｉｘの入力がなくなってから所定時間経過するまで目標電流Ａｔｇｔを一定に維持する形態としてもよい。

≪減衰力制御手順≫
このように構成されたＥＣＵ８は、次のような基本手順にしたがって減衰力制御を行う。すなわち、自動車Ｖが走行を開始すると、ＥＣＵ８は、所定の処理インターバル（例えば、１０ｍｓ）をもって、図２０のフローチャートにその手順を示す減衰力制御を実行する。減衰力制御を開始すると、ＥＣＵ８は、車輪速センサ９の検出値などに基づいて各輪のばね下荷重ｕ_１を演算するとともに、演算したばね下荷重ｕ_１や、横Ｇセンサ１０の検出値に基づいて、自動車Ｖの運動状態量（各輪におけるばね上速度Ｓ_２やストローク速度Ｓｓ、車体１のロール角速度ωｒ、ピッチ角速度ωｐ）を演算する（ステップＳＴ１）。

次に、ＥＣＵ８は、ばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓに基づいて各ダンパ６のスカイフック制御目標電流Ａｓｈを算出し（ステップＳＴ２）、車体１のピッチ角速度ωｐに基づいて各ダンパ６のピッチ制御目標電流Ａｐを算出し（ステップＳＴ３）、車体１のロール角速度ωｒに基づいて各ダンパ６のロール制御目標電流Ａｒを算出し（ステップＳＴ４）、ステアリング操舵角δｆに基づいて各ダンパ６の舵角比例制御目標電流Ａｓａを算出し（ステップＳＴ５）、各輪の車輪速Ｖｗに基づいて各ダンパ６のばね下制振制御目標電流Ａｕを算出し（ステップＳＴ６）、各輪の車輪速Ｖｗに基づいて各ダンパ６の最低目標電流Ａｍｉｎを算出する（ステップＳＴ７）。なお、ステップＳＴ２〜ＳＴ７の処理は、この順に行われる必要はなく、或いは、並行して行われてもよい。

次に、ＥＣＵ８は、各輪について６つの制御目標電流Ａｓｈ，Ａｐ，Ａｒ，Ａｓａ，Ａｕ，Ａｍｉｎのうち値が最も大きいものを目標電流Ａｔｇｔに設定する（ステップＳＴ８）。その後、ＥＣＵ８は、電流固定信号Ｓｆｉｘが入力しているか否かを判定し（ステップＳＴ９）、この判定がＮｏであった場合（すなわち、ＶＳＡ、ＡＢＳおよびＴＣＳのいずれも作動していない場合）、ステップＳＴ８で選択した目標電流Ａｔｇｔに基づき、各ダンパ６のＭＬＶコイルに駆動電流を出力する（ステップＳＴ１０）。これにより、減衰力制御においては、ダンパ６の荷重に応じた最適な目標減衰力が設定され、操縦安定性や乗り心地の向上が実現される。

一方、ステップＳＴ９の判定がＹｅｓであった場合（すなわち、ＶＳＡ、ＡＢＳおよびＴＣＳのいずれかが作動している場合）、ＥＣＵ８は、前回値の目標電流Ａｔｇｔに基づき、各ダンパ６のＭＬＶコイルに駆動電流を出力する（ステップＳＴ１１）。これにより、ＶＳＡ、ＡＢＳおよびＴＣＳのいずれかが作動している場合に、ステップＳＴ８で選択する目標電流Ａｔｇｔが急変して車両挙動が不安定になることが防止される。

以上で具体的実施形態の説明を終えるが、本発明は上記実施形態に限定されることなく幅広く変形実施することができる。例えば、上記実施形態では、車輪速変動量ΔＶｗを算出する前の車輪速Ｖｗに対し、転舵の影響による変化分を除去するように補正しているが、車輪速変動量ΔＶｗに対して直接補正するようにしてもよい。また、各部材や部位の具体的構成や配置、あるいは制御の具体的手順などは、本発明の趣旨を逸脱しない範囲であれば適宜変更可能である。一方、上記実施形態に示した本発明に係る減衰力可変ダンパの制御装置の各構成要素は必ずしも全てが必須ではなく、適宜取捨選択することが可能である。

Ｖ 自動車（車両）
１ 車体
３ 車輪
６ ダンパ（減衰力可変ダンパ）
８ ＥＣＵ
９ 車輪速センサ
１４ 後輪操舵装置
２０ 制御装置
２３ 制御目標電流設定部（制御手段）
２５ ダンパ制御部（制御手段）
３３ 一輪モデル計算部（状態量算出手段）
３５ 減算器（転舵影響分補正手段）
３６ バンドパスフィルタ（車輪速変動量算出手段）
５３ 操舵補正量算出部（転舵影響分補正手段）
５４ 車体速補正部（転舵影響分補正手段、変化分算出手段））
８０Ａ 後輪旋回半径算出部（後輪旋回半径算出手段）
８０Ｂ 前輪旋回半径算出部（前輪旋回半径算出手段）
８０Ｃ 旋回半径比算出部（変化分算出手段）
８０Ｄ ホイールベース補正部
８０Ｅ トレッド補正部
Ｇ_３ ホイールベースゲイン
Ｇ_４ ホイールベースゲイン
Ｇ_５ トレッドゲイン
Ｒ 自動車Ｖ（車体１）の旋回半径
Ｒ_ＦＲ 右前輪の旋回半径
Ｒ_ＦＬ 左前輪の旋回半径
ＲＲ_ＦＬ 左前輪旋回半径比
ＲＲ_ＦＲ 右前輪旋回半径比
Ｖｗ 車輪速
ΔＶｗ 車輪速変動量
Ｖｂ 車体速
Ｖｂ_ＦＬ 左前輪車体速（転舵の影響による車輪速変動量の変化分）
Ｖｂ_ＦＲ 右前輪車体速（転舵の影響による車輪速変動量の変化分）
Ｓ_２ ばね上速度（状態量）
Ｓｓ ストローク速度（状態量）
Ｔ トレッド
ＷＢ ホイールベース
δｒａ 実後輪舵角

Claims (6)

1. 各車輪の車輪速を検出する車輪速センサと、
   前記車輪速センサが検出した車輪速検出値に基づいて車輪速変動量を算出する車輪速変動量算出手段と、
   前記車輪速変動量に基づき、車体のばね上速度およびサスペンションのストローク速度の少なくとも一方を含む車両の状態量を算出する状態量算出手段と、
   前記状態量算出手段が算出した前記ばね上速度および前記ストローク速度の少なくとも一方に基づき、減衰力可変ダンパの減衰力を制御する制御手段と
   を備える減衰力可変ダンパの制御装置であって、
   転舵の影響による前記車輪速変動量の変化分を除去するように前記車輪速変動量を補正する転舵影響分補正手段を更に備え、
   前記転舵影響分補正手段は、
   右後輪および左後輪の旋回半径を算出する後輪旋回半径算出手段と、
   算出された前記右後輪および前記左後輪の旋回半径とホイールベースとを用いて右前輪および左前輪の旋回半径を算出する前輪旋回半径算出手段と、
   前記右前輪の旋回半径および前記左前輪の旋回半径の車体旋回半径に対する比である前輪旋回半径比に基づき、前記転舵の影響による前記車輪速変動量の変化分を算出する変化分算出手段と
   を備えることを特徴とする減衰力可変ダンパの制御装置。
2. 前記前輪旋回半径算出手段は、前記ホイールベースを車速に依存して補正した値を用いて、前記右前輪および前記左前輪の旋回半径を算出することを特徴とする請求項１に記載の減衰力可変ダンパの制御装置。
3. 前記後輪旋回半径算出手段は、前記車体旋回半径と、トレッドと、前記ホイールベースを車速に依存して補正した値とを用いて、前記右後輪および前記左後輪の旋回半径を算出することを特徴とする請求項１または請求項２に記載の減衰力可変ダンパの制御装置。
4. 前記後輪旋回半径算出手段は、前記トレッドを車速に依存して補正した値を用いて、前記右後輪および前記左後輪の旋回半径を算出することを特徴とする請求項３に記載の減衰力可変ダンパの制御装置。
5. 前記車両が後輪のトー角を変更する後輪操舵装置を備え、
   前記前輪旋回半径算出手段は、前記ホイールベースを前記後輪の操舵角に依存して補正した値を用いて、前記右前輪および前記左前輪の旋回半径を算出することを特徴とする請求項１〜請求項４のいずれか一項に記載の減衰力可変ダンパの制御装置。
6. 前記後輪旋回半径算出手段は、前記車体旋回半径と、トレッドと、前記ホイールベースを前記後輪の操舵角に依存して補正した値を用いて、前記右前輪および前記左前輪の旋回半径を算出することを特徴とする請求項５に記載の減衰力可変ダンパの制御装置。

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