JP6747239B2 - サスペンションの減衰力制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、サスペンションの減衰力制御装置に関する。

サスペンションの減衰力制御装置として、例えば、特許文献１に記載の技術が知られている。
この技術に係る減衰力制御装置は、減衰力を制御するためにダンパーのオリフィス開口度を決定する開口決定手段を備える。開口決定手段は、車体速度（特許文献１に記載の絶対速度）と、車体に対する車輪の相対速度とに基づいてオリフィス開口度（減衰力制御値）を決定する。ここで、車体速度及び相対速度のそれぞれは、車体の加速度センサーから得られる出力（加速度）に基づいて計算される。

相対速度は、モデル化されたダンパーにカルマンフィルタ理論を適用して推定される。カルマンフィルタ理論の適用にあたり、ダンパーの減衰力は、線形成分と非線形成分とに分けられている。

また、特許文献２では、車両のばね上速度（観測出力）と実車両モデル状態量推定用オブザーバの車両近似モデルからの推定ばね上速度（推定観測出力）との差に相当する出力偏差を得る。そして、出力偏差から、実減衰力推定用オブザーバの第１オブザーバゲインが動特性補償信号を算出し、実車両モデル状態量推定用オブザーバの第２オブザーバゲインが車両モデル補償信号を算出する。動特性補償信号は、実車両モデル状態量推定用オブザーバの動特性付与手段に入力され、動特性付与手段の設定内容の調整に用いられる。

特開平１０−９１３号公報 特開２０１０−５８５４１号公報

しかし、上記従来技術の相対速度の推定では、推定された相対速度が実際の相対速度から大きく乖離し、この結果、オリフィス開口度（減衰力制御値）が、適切な値すなわち車体の振動を抑制するのに適した値として算出されないことがある。

（１）上記課題を解決するサスペンションの減衰力制御装置は、車体の支持部とダンパーのシリンダとの間に緩衝部材を介在させて前記支持部に取り付けられ減衰力制御値に基づいて減衰力が設定され得る前記ダンパーに対して適用されるものであり、前記減衰力制御値を制御するサスペンションの減衰力制御装置であって、車体に対する車輪の相対変位と前記車体に対する前記車輪の相対速度とを推定相対変位及び推定相対速度として推定する変位関連量推定装置と、前記車体から提供される状態変数と前記変位関連量推定装置により推定された前記推定相対速度とに基づいて、前記車体の振動を抑制するように前記減衰力制御値を決定する減衰力制御値演算装置とを備え、前記変位関連量推定装置は、前記状態変数と、前記減衰力制御値演算装置が決定した前記減衰力制御値と、前記変位関連量推定装置自身が推定した前記推定相対速度及び前記推定相対変位とに基づいて、前記推定相対速度と前記推定相対変位とを推定する。

この構成によれば、変位関連量推定装置により出力される推定相対速度及び推定相対変位は、変位関連量推定装置に帰還される。このため、推定相対速度及び推定相対変位には、その演算時の推定相対変位が反映されるようになるため、推定相対変位を反映させない参考の減衰力制御装置に比べて、推定相対速度及び推定相対変位の精度が向上し、この結果、減衰力制御値の精度が向上する。

（２）上記減衰力制御装置において、前記変位関連量推定装置は、前記減衰力制御値演算装置が決定した前記減衰力制御値と、前記変位関連量推定装置により推定された前記推定相対変位とに基づいて、前記推定相対変位に対する非線形成分を導出する非線形成分演算部と、前記非線形成分と前記状態変数とに基づいて前記推定相対速度と前記推定相対変位とを推定する変位関連量演算部とを備える。

この構成によれば、変位関連量推定装置は、上記の非線形成分を導出する。非線形成分は、減衰力制御値と推定相対変位とに基づいて導出される。このため、非線形成分に推定相対変位が反映されるようになるため、推定相対変位を用いないで非線形成分を導出する場合に比べて、推定相対速度及び推定相対変位の精度が向上する。

（３）上記減衰力制御装置において前記非線形成分演算部は、前記緩衝部材と前記ダンパーのシリンダとが接触し得る前記推定相対変位の範囲において前記非線形成分を導出する関数を有する。この構成によれば、少なくとも、緩衝部材とダンパーのシリンダとが接触し得る推定相対変位の範囲において非線形成分が導出される。

（４）上記減衰力制御装置において、前記関数は、前記推定相対変位が規定範囲内にあるとき、前記減衰力制御値と前記推定相対速度と前記推定相対変位とに構成される変数群のうち全ての変数に基づいて前記非線形成分を導出し、前記推定相対変位が規定範囲外にあるとき、前記変数群のうち前記推定相対変位以外の変数を用いて補正をするものであり、前記規定範囲は、前記緩衝部材と前記ダンパーとが接触する、前記車体と前記車輪との間の距離範囲に対応する。

この構成によれば、推定相対変位が規定範囲内にあるときだけ、推定相対変位を含む変数（すなわち、推定相対変位、推定相対速度、及び減衰力制御値）に基づいて非線形成分を導出する。一方、推定相対変位が規定範囲外にあるときは、推定相対変位以外の変数（すなわち、推定相対速度、及び減衰力制御値）に基づいて非線形成分を導出する。このため、常に全ての変数を用いて非線形成分を導出する場合に比べて、減衰力制御装置の負担が軽減する。

（５）サスペンションは、上記いずれかの減衰力制御装置と、前記減衰力制御装置により制御されるダンパーと、前記ダンパーが取り付けられる前記車体と前記ダンパーとの衝突を緩和する緩衝部材とを備える。

この構成によれば、推定相対変位が反映された減衰力制御値によりダンパーが制御される。このため、サスペンションの減衰特性が向上する。

上記サスペンションの減衰力制御装置は、車体の振動抑制に好適な減衰力制御値を導出する。

サスペンションの減衰力制御装置のブロック図。 ダンパーの模式図。 相対速度に対する減衰力の変化を示す減衰力特性のグラフ。 サスペンションの模式図。 変位関連量推定装置のブロック図。

図１〜図５を参照して、サスペンションの減衰力制御装置について説明する。
サスペンションの減衰力制御装置（以下、単に「減衰力制御装置１」という。）は、サスペンションの構成要素であるセミアクティブダンパーの減衰力を制御する。セミアクティブダンパーは、外部から入力される減衰力制御値Ｐに基づいて減衰力を可変設定する。減衰力とはピストンの移動を妨げる抵抗力を示す。以降の説明では、セミアクティブダンパーを単に「ダンパー２０」という。

減衰力制御装置１は、車体１００の運動状態に基づいて減衰力制御値Ｐを計算し、減衰力制御値Ｐをダンパー２０に出力する。ダンパー２０は、減衰力制御値Ｐに基づいて減衰力を設定する。例えば、ダンパー２０は、減衰力制御値Ｐに基づいてダンパー２０のピストンに設けられるオリフィスの開口度を変更したり、弁体と弁座との間の開口度を変更したりする。これにより、ダンパー２０は、ダンパー２０内でピストンにより仕切られた２つの油室の間の流通する潤滑油の流通量を制御して、ダンパー２０の減衰力を調整する。

図１に示されるように、減衰力制御装置１は、車体１００（図２参照）の上下方向（ダンパー２０軸に沿う方向。以下同じ。）の加速度（以下、「車体加速度Ｚａ」という。）と、車体１００の上下方向の速度（以下、「車体速度Ｚｂ」という。）とに基づいて、ダンパー２０に出力する減衰力制御値Ｐを算出する。

車体速度Ｚｂは、車体速度演算装置４により導出される。
車体速度演算装置４は、車体加速度Ｚａを積分することにより車体速度Ｚｂを導き出す。車体加速度Ｚａとしては、車体１００に搭載されて、車体１００の上下方向の加速度（車体加速度Ｚａ）を検出する加速度センサー１０から出力される信号が用いられる。

減衰力制御装置１は、減衰力制御値演算装置２と、変位関連量推定装置３とを備える。
減衰力制御値演算装置２は、状態変数と、推定相対速度ｙｏｂ１とに基づいて減衰力制御値Ｐを算出する。状態変数とは、車体加速度Ｚａ、車体速度Ｚｂなどの変数である。減衰力制御値演算装置２では状態変数として例えば車体速度Ｚｂが用いられる。減衰力制御値演算装置２は、スカイフック制御理論またはＨ∞制御理論に基づいて構築される。なお、推定相対速度ｙｏｂ１とは、車体１００に対する車輪２００の速度（以下、「相対速度ｙ」という。）の推定値を示す。

推定相対速度ｙｏｂ１は、変位関連量推定装置３により導出される。
推定相対速度ｙｏｂ１は、状態変数と、減衰力制御値演算装置２から出力される減衰力制御値Ｐとに基づいて導出される。変位関連量推定装置３では、例えば、状態変数として車体加速度Ｚａが用いられる。変位関連量推定装置３は、カルマンフィルタ理論に基づいて構成される。なお、変位関連量推定装置３は、後述するように、推定相対速度ｙｏｂ１に加えて、推定相対変位ｙｏｂ２を導出する。推定相対変位ｙｏｂ２は、車体１００に対する車輪２００の変位（以下、「相対変位ｒ」）の推定値を示す。

図１〜図５を参照して、変位関連量推定装置３の構成例を説明する。
図２は、カルマンフィルタ理論を用いる上で前提とされるダンパー２０のモデルである。ダンパー２０は、車体１００と車輪２００とを接続する。すなわち、車体１００は、車輪２００及びダンパー２０により支持される。

図２に示されるように、ダンパー２０は、ばね２１と、振動減衰装置２２（ショックアブソーバ）とにより構成される。
車体１００の質量を「Ｍ」、車体加速度Ｚａを「Ｚａ」、ばね係数をＫ、ばね伸縮距離をｘｓ，振動減衰装置２２の減衰力をｆｄ（ｙ，Ｐ）、ダンパー２０における振動減衰装置２２の減衰力制御値Ｐを「Ｐ」、相対速度ｙを「ｙ」とすると、車体１００の運動方程式は、次のようになる。

Ｍ・Ｚａ＝Ｋ・ｘｓ＋ｆｄ（ｙ，Ｐ）・・・（１）
「Ｋ・ｘｓ」は、ばね２１の弾性力を示す。振動減衰装置２２の減衰力「ｆｄ（ｙ，Ｐ）」は、一般に、相対速度ｙに対して非線形である（図３参照）。相対速度ｙに対する減衰力の変化を示す減衰力特性は、減衰力制御値Ｐに応じて変化する。このようなことから、本実施形態においては、振動減衰装置２２の減衰力ｆｄ（ｙ，Ｐ）は、線形成分と、非線形成分とに分けられる。

図３は、減衰力制御値Ｐが所定値であるときの、減衰力ｆｄ（ｙ，Ｐ）を示すグラフである。
上述したように、減衰力ｆｄ（ｙ，Ｐ）は、相対速度ｙに対して非線形である。図３に示される破線は、減衰力制御値Ｐが所定値にあるときの減衰力ｆｄ（ｙ，Ｐ）の一次近似式または一次近似式に準じた式である。一次近似式または一次近似式に準じた式は上述の線形成分に相当する。

線形成分の係数をＣｏとし、非線形成分を相対速度ｙと減衰力制御値Ｐとの関数ｆｎ（ｙ，Ｐ）とすると、減衰力ｆｄ（ｙ，Ｐ）は次のように示される。
ｆｄ（ｙ，Ｐ）＝Ｃｏ・ｙ＋ｆｎ（ｙ，Ｐ）・・・（２）
上記（１）式、（２）式、相対速度ｙを意味する状態変数ｘ１、ばね伸縮距離を意味する状態変数ｘ２を用いることにより、状態方程式を次のように導出することができる。

Ｘ´＝ＡＸ＋Ｇｗ＋Ｂｆｎ（ｙ，Ｐ）・・・（３）
ここで、Ｘ＝（ｘ１，ｘ２）の列ベクトル、Ａ，Ｇ，Ｂは所定の値をもつ行列を示す。Ｘ´はＸの微分である。

一方、相対速度ｙと車体加速度Ｚａとの関係から次の出力方程式が得られる。
Ｙ＝（Ｃ，Ｕ）Ｘ＋ｖ＋（Ｄ，Ｆ）ｆｎ（ｙ，Ｐ）・・・（４）
ここで、Ｙは（ｙ１，ｙ２）の列ベクトル、ｙ１＝相対速度ｙであり、ｙ２＝車体加速度Ｚａを示す。Ｃ，Ｕ，Ｄ，Ｆはそれぞれ所定の値をもつ行ベクトルである。（Ｃ，Ｕ）は、Ｃ，Ｕを要素とする列ベクトルであり、（Ｄ，Ｆ）は、Ｄ，Ｆを要素とする列ベクトルである。ｖは、観測ノイズを示す。

カルマンフィルタ理論を用いれば、上記（３）式及び（４）式に基づいてｙ（相対速度）及びｒ（相対変位）を推定するためのオブザーバを得ることができる。すなわち、これらの式のオブザーバに基づいて変位関連量推定装置３を構成することができる。

ところで、ダンパー２０のモデル（図２参照）は、車体１００に取り付けられているダンパー２０を簡略化したものである。一方、サスペンション３００は、ダンパー２０を保護する緩衝部材２３を有する。緩衝部材２３は、ダンパー２０の動作を制限する。このため、ダンパー２０の動作は、ダンパー２０の構成だけでなく、緩衝部材２３に基づいて変化し得る。上記モデルでは、緩衝部材２３の構成が省略されている。このため、上記モデルにより導出された減衰力制御値Ｐに基づいてダンパー２０の振動減衰装置２２を制御すると、実際の減衰効果が理論上の減衰効果から乖離することがある。以下、サスペンション３００の一例を説明し、緩衝部材２３の作用を反映した変位関連量推定装置３の構成について説明する。

図４を参照して、サスペンション３００の一例を説明する。
サスペンション３００は、ダンパー２０と、緩衝部材２３とを備える。緩衝部材２３は、ダンパー２０が取り付けられる車体１００における支持部１００ａ（例えば、ストラットマウント、ストラットマウント周辺に取り付けられる部品等）とダンパー２０のシリンダ２２ａとの衝突を緩和する。

具体的には、緩衝部材２３は、車体１００における支持部１００ａとダンパー２０のシリンダ２２ａとの間に配置され、ダンパー２０のシリンダ２２ａが支持部１００ａに接触することを防止する。緩衝部材２３は、伸縮可能な弾性体により構成される。振動減衰装置２２が動作し、シリンダ２２ａと支持部１００ａとの間の距離が規定範囲内になると、シリンダ２２ａの端面が緩衝部材２３に接触する。シリンダ２２ａが更に支持部１００ａに接近すると、緩衝部材２３がシリンダ２２ａの押圧力により圧縮され、シリンダ２２ａは、緩衝部材２３から進行方向とは反対の方向の力を受ける。これにより、緩衝部材２３は次のように作用する。すなわち、車輪２００を突き上げる力がダンパー２０に加わるとき、その力によりシリンダ２２ａが急激に移動するが、緩衝部材２３は、シリンダ２２ａが支持部１００ａに直接接触することを阻止し、かつシリンダ２２ａの移動速度を緩和させる。

緩衝部材２３は、弾性体であるから、上記（１）式の車体１００の運動方程式においては、バネの項（Ｋ・ｘｓ）に影響を与える。この項「Ｋ・ｘｓ」は、ばね伸縮距離ｘｓに対して線形である。しかし、緩衝部材２３が存在するため、実際には、この項「Ｋ・ｘｓ」は、非線形になり、例えば、変数「ｘｓ」の非線形関数ｆ（ｘｓ）になる。このようにして設定される式「Ｍ・Ｚａ＝ｆ（ｘｓ）＋ｆｄ（ｙ，Ｐ）・・・（１）´」と上記（２）式を用いると、新たな状態方程式を得ることができる。そして、カルマンフィルタ理論に基づいて、新たな状態方程式と上記出力方程式（４）とからｙ（相対速度）及びｒ（相対変位）を推定するためのオブザーバを得ることができる。このような、ｙ（相対速度）及びｒ（相対変位）には、緩衝部材２３の存在が反映される。

図５は、変位関連量推定装置３のブロック図である。変位関連量推定装置３は、非線形成分演算部５と、変位関連量演算部６とを備える。
非線形成分演算部５は、推定相対変位ｙｏｂ２と減衰力制御値Ｐとに基づいて、非線形成分ｆｎｏｂを導出する。

非線形成分演算部５は、非線形成分ｆｎｏｂを形成するための関数（以下、「非線形成分関数」という。）を有する。

非線形成分関数は、次の所定の関数を含む。関数は、推定相対変位ｙｏｂ２と減衰力制御値Ｐとに基づいて、非線形成分ｆｎｏｂを導出する。非線形成分ｆｎｏｂは、相対変位ｒに対する減衰力の直線性からの乖離成分を示すものであって、その乖離成分の推定値として定義される。例えば、相対変位ｒに対してプロットされた減衰力の曲線から、この曲線に近似される直線成分を引いた成分が、非線形成分とされる。関数は、推定相対変位ｙｏｂ２と減衰力制御値Ｐとのペアで構成される変数と、非線形成分との関係を示すマップ等として構成される。

非線形成分ｆｎｏｂは、ばね２１および緩衝部材２３の作用のうち非線形成分が状態変数に影響を与えるときの、その影響の程度を示す。なお、緩衝部材２３の作用が特に非線形成分ｆｎｏｂに寄与する。関数は予め行われた試験に基づいて設定される。

非線形成分関数は、上記関数に加えて、別の関数（以下、追加関数）を含んでもよい。追加関数は、推定相対速度ｙｏｂ１と減衰力制御値Ｐとに基づいて、非線形成分ｆｎｏｂを導出する。非線形成分ｆｎｏｂは、相対速度に対する減衰力の直線性からの乖離成分である非線形成分であって、その非線形成分の推定値として定義される。例えば、相対速度に対してプロットされた減衰力の曲線から、この曲線に近似される直線成分を引いた成分が、非線形成分とされる。そして、追加関数は、推定相対速度ｙｏｂ１と減衰力制御値Ｐとのペアで構成される変数と、非線形成分との関係を示すマップ等として構成される。

この非線形成分ｆｎｏｂは、ダンパー２０の作用のうち非線形成分ｆｎｏｂが状態変数に影響を与えるときの、その影響の程度を示す。なお、非線形成分関数が、関数と追加関数とを含む場合、第１の関数で導出された非線形成分ｆｎｏｂと追加関数で導出された非線形成分ｆｎｏｂとの和が足されて、この和が非線形成分ｆｎｏｂとして出力される。

変位関連量演算部６は、非線形成分ｆｎｏｂと車体１００の状態変数とに基づいて、推定相対速度ｙｏｂ１及び推定相対変位ｙｏｂ２を導出する。変位関連量演算部６は、オブサーバに基づいて構成される。実施形態では、状態変数として、車体１００から提供される車体加速度Ｚａが用いられる。

次に、減衰力制御装置１の作用を説明する。
まず、比較となる参考例の減衰力制御装置１について説明する。参考例の減衰力制御装置１は、ダンパー２０のモデル（図２参照）から構築されたオブザーバを用いて、車体１００から提供される車体加速度Ｚａを用いて推定相対速度ｙｏｂ１及び減衰力制御値Ｐを導出する。車体加速度Ｚａは、緩衝部材２３の存在の有無に関わらず、車体１００から提供される時点での、車体１００の状態を示す。このため、車体加速度Ｚａには、緩衝部材２３とダンパー２０のシリンダ２２ａとの接触の影響が含まれている。しかし、参考例における推定相対速度ｙｏｂ１の演算では、推定相対速度ｙｏｂ１の精確な推定が難しい。以下、この点について説明する。

緩衝部材２３にシリンダ２２ａが接触する時点（以下、接触時点）では、シリンダ２２ａの移動が妨げられるため加速度が大きく変化する。一方、この接触時点における演算に使用される車体加速度Ｚａは、その接触直前に得られる値であるため、その時点で推定される推定相対速度ｙｏｂ１は実際の値と大きく乖離する。この結果、推定相対速度ｙｏｂ１から導出される減衰力制御値Ｐは、車体１００の振動を抑制するのに適した値からずれるようになる。

また、緩衝部材２３とシリンダ２２ａとが接触する状態から、緩衝部材２３からシリンダ２２ａが離間する時点（以下、離間時点）でも同様のことが生じる。すなわち、緩衝部材２３からシリンダ２２ａが離間する時点（離間時点）では、緩衝部材２３の膨張に基づくシリンダ２２ａへの押圧力がなくなることから加速度が大きく変化する。一方、この離間時点における演算に使用される車体加速度Ｚａは、その離間直前に得られる値であるため、その時点で推定される推定相対速度ｙｏｂ１は実際の値と大きく乖離する。この結果、推定相対速度ｙｏｂ１から導出される減衰力制御値Ｐは、車体１００の振動を抑制するのに適した値からずれるようになる。

また、このような車体加速度Ｚａの「乖離」は、接触時点及び離間時点以外の時点であっても同様に生じる。すなわち、緩衝部材２３とシリンダ２２ａとが接触することにより互いに力を作用し合っている期間に限っては、同様の理由により推定相対速度ｙｏｂ１の乖離が生じていると考えられる。

そこで、本実施形態では、推定相対速度ｙｏｂ１を導出する演算において、推定相対変位ｙｏｂ２に関する情報を反映させる。非線形成分演算部５は、推定相対速度ｙｏｂ１の演算において変位関連量演算部６が用いる非線形成分ｆｎｏｂについて、所定の情報に基づいて非線形成分ｆｎｏｂを推定する。具体的には、変位関連量演算部６の非線形成分関数は、推定相対変位ｙｏｂ２に対する非線形成分ｆｎｏｂを導出する。非線形成分ｆｎｏｂは、上記関数により導出される。非線形成分ｆｎｏｂは、緩衝部材２３とシリンダ２２ａとが接触し得る推定相対変位ｙｏｂ２の範囲において導出されてもよい。そして、この非線形成分ｆｎｏｂが推定相対速度ｙｏｂ１の導出に用いられる。これにより、推定相対速度ｙｏｂ１と、実際の相対速度との間の「乖離」が抑制されるようになる。従って、推定相対変位ｙｏｂ２に起因する非線形成分を含む非線形成分ｆｎｏｂによれば、推定相対速度ｙｏｂ１が精確に推定される。

次に、本実施形態に係る減衰力制御装置１の効果を説明する。
（１）減衰力制御装置１は、減衰力制御値演算装置２と、変位関連量推定装置３とを備える。減衰力制御値演算装置２は、車体１００の状態変数と推定相対速度ｙｏｂ１とに基づいて減衰力制御値Ｐを決定する（図１参照）。変位関連量推定装置３は、車体１００の状態変数と、減衰力制御値Ｐと、変位関連量推定装置３自身が推定した推定相対速度ｙｏｂ１及び推定相対変位ｙｏｂ２とに基づいて、推定相対速度ｙｏｂ１と推定相対変位ｙｏｂ２とを推定する（図５参照）。

この構成によれば、変位関連量推定装置３により出力される推定相対速度ｙｏｂ１及び推定相対変位ｙｏｂ２は、変位関連量推定装置３に帰還される。このため、推定相対速度ｙｏｂ１及び推定相対変位ｙｏｂ２には、その演算時の推定相対変位ｙｏｂ２が反映されるようになるため、推定相対変位ｙｏｂ２を反映させない参考の減衰力制御装置に比べて、推定相対速度ｙｏｂ１及び推定相対変位ｙｏｂ２の精度が向上し、この結果、減衰力制御値Ｐの精度が向上する。

（２）上記変位関連量推定装置３は、非線形成分演算部５と、変位関連量演算部６とを備える。非線形成分演算部５は、減衰力制御値Ｐと推定相対変位ｙｏｂ２とに基づいて、非線形成分ｆｎｏｂを導出する。変位関連量演算部６は、非線形成分ｆｎｏｂと状態変数とに基づいて推定相対速度ｙｏｂ１と推定相対変位ｙｏｂ２とを推定する。

この構成では、変位関連量推定装置３は、非線形成分ｆｎｏｂを導出する。非線形成分ｆｎｏｂは、減衰力制御値Ｐと、推定相対変位ｙｏｂ２とに基づいて導出される。このため、非線形成分ｆｎｏｂに推定相対変位ｙｏｂ２が反映されるようになるため、推定相対変位ｙｏｂ２を用いないで非線形成分ｆｎｏｂを導出する場合に比べて、推定相対速度ｙｏｂ１及び推定相対変位ｙｏｂ２の精度が向上する。

（３）上記減衰力制御装置１において、非線形成分演算部５は、前記緩衝部材と前記ダンパーのシリンダとが接触し得る前記推定相対変位の範囲において前記非線形成分ｆｎｏｂを導出する関数を有する。この構成によれば、少なくとも、緩衝部材２３とダンパー２０のシリンダ２２ａとが接触し得る推定相対変位の範囲において非線形成分ｆｎｏｂが導出される。

（４）なお、所定の関数（上述の非線形成分関数）において、推定相対速度ｙｏｂ１、推定相対変位ｙｏｂ２、及び減衰力制御値Ｐの使用範囲が限定されるように、構成され得る。例えば、所定の関数（上述の非線形成分関数）は、推定相対変位ｙｏｂ２が規定範囲内にあるときだけ、推定相対変位ｙｏｂ２を含む変数（すなわち、推定相対変位ｙｏｂ２、推定相対速度ｙｏｂ１、及び減衰力制御値Ｐ）を用いて非線形成分ｆｎｏｂを導出する。一方、推定相対変位ｙｏｂ２が規定範囲外にあるときは、推定相対変位ｙｏｂ２以外の変数（すなわち、推定相対速度ｙｏｂ１及び減衰力制御値Ｐ）を用いて非線形成分ｆｎｏｂを導出する。ここで、規定範囲内は、緩衝部材２３にダンパー２０が接触する状態を構成する、車体１００と車輪２００との間の距離範囲内を示す。このような構成によれば、常に全ての変数を用いて非線形成分ｆｎｏｂを導出する場合に比べて、減衰力制御装置１の負担が軽減する。

（５）サスペンション３００（図４参照）は、減衰力制御装置１と、減衰力制御装置１により制御されるダンパー２０と、ダンパー２０が取り付けられる車体１００とダンパー２０のシリンダ２２ａとの衝突を緩和する緩衝部材２３とを備える。この構成によれば、推定相対変位ｙｏｂ２が反映された減衰力制御値Ｐによりダンパー２０が制御される。このため、サスペンション３００の減衰特性が向上する。

＜その他の実施形態＞
・上記実施形態の減衰力制御装置１では、車体１００の状態変数として、車体加速度Ｚａと車体速度Ｚｂとを用いているが次のように構成され得る。すなわち、減衰力制御装置１は、上述の車体速度演算装置４を含むように構成される。この場合、減衰力制御装置１は、車体１００の状態変数として入力される変数は、車体加速度Ｚａだけとなる。

・上記実施形態において説明した、「追加関数」の一例を説明する。
追加関数は、「遅れ補正項」としての関数（以下、「遅れ補正関数」）を含む。この追加関数は、次の事象を改善するための関数である。
ダンパー２０のモデルから実際のサスペンションの仕様が大きく乖離するとき、推定相対速度ｙｏｂ１の推定精度が低下するおそれがある。例えば、実際のサスペンションの仕様が、フルハードまたはフルソフトの場合、推定相対速度ｙｏｂ１と実際の相対速度とが大きく乖離し得る。この乖離は、時系列でみると、減衰力制御値Ｐの遅れとして現れる。「遅れ補正関数」はこのような乖離を抑制するための演算項（遅れ補正項）である。

遅れ補正関数は、例えば、演算時の減衰力制御値Ｐを変数とする関数である。遅れ補正関数は、ダンパー２０の仕様（フルソフト、フルハード、またはこれらの中間状態等）に応じて、演算式、マップ等として予め設定される。したがって、遅れ補正関数に、演算で導出される減衰力制御値Ｐを入力することにより、遅れ補正関数から非線形成分が導出される。

また、遅れ補正関数は、ダンパー２０の仕様に応じた複数の関数群として構成され得る。複数の関数群とは、ダンパー２０の異なる仕様（フルソフト、フルハード、またはこれらの中間状態等）毎に設定された関数の群である。実際の相対速度のデータに基づいて車体の振動周期を求め、求められた振動周期に基づいてダンパー２０の仕様が推定可能である。このようにして、推定されたダンパー２０の仕様から、関数の群の中からその仕様に対応した関数が選択される。そして、選択された関数を用いて非線形成分が導出される。

非線形成分演算部５では、遅れ補正関数（すなわち、遅れ補正項）から導出された「非線形成分」と、実施形態に示される「非線形成分」とは、係数で重み付けされて、足されて、その結果が出力される。
この例の場合、非線形成分演算部５は、減衰力制御値演算装置２が決定した減衰力制御値Ｐと、変位関連量推定装置３により推定された推定相対変位ｙｏｂ２及び推定相対速度ｙｏｂ１とに基づいて、推定相対変位ｙｏｂ２及び推定相対速度ｙｏｂ１に関連する「非線形成分」を導出する。

１…減衰力制御装置、２…減衰力制御値演算装置、３…変位関連量推定装置、４…車体速度演算装置、５…非線形成分演算部、６…変位関連量演算部、１０…加速度センサー、２０…ダンパー、２１…ばね、２２…振動減衰装置、２２ａ…シリンダ、２３…緩衝部材、１００…車体、１００ａ…支持部、２００…車輪、３００…サスペンション、Ｐ…減衰力制御値、Ｚａ…車体加速度、Ｚｂ…車体速度、ｆｎｏｂ…非線形成分、ｙ…相対速度、ｒ…相対変位、ｙｏｂ１…推定相対速度、ｙｏｂ２…推定相対変位。

Claims (5)

1. 車体の支持部とダンパーのシリンダとの間に緩衝部材を介在させて前記支持部に取り付けられ減衰力制御値に基づいて減衰力が設定され得る前記ダンパーに対して適用されるものであり、前記減衰力制御値を制御するサスペンションの減衰力制御装置であって、
   車体に対する車輪の相対変位と前記車体に対する前記車輪の相対速度とを推定相対変位及び推定相対速度として推定する変位関連量推定装置と、
   前記車体から提供される状態変数と前記変位関連量推定装置により推定された前記推定相対速度とに基づいて、前記車体の振動を抑制するように前記減衰力制御値を決定する減衰力制御値演算装置とを備え、
   前記変位関連量推定装置は、前記状態変数と、前記減衰力制御値演算装置が決定した前記減衰力制御値と、前記変位関連量推定装置自身が推定した前記推定相対速度及び前記推定相対変位とに基づいて、前記推定相対速度と前記推定相対変位とを推定する
   サスペンションの減衰力制御装置。
2. 前記変位関連量推定装置は、
   前記減衰力制御値演算装置が決定した前記減衰力制御値と、前記変位関連量推定装置により推定された前記推定相対変位とに基づいて、前記推定相対変位に対する非線形成分を導出する非線形成分演算部と、
   前記非線形成分と前記状態変数とに基づいて前記推定相対速度と前記推定相対変位とを推定する変位関連量演算部とを備える
   請求項１に記載のサスペンションの減衰力制御装置。
3. 前記非線形成分演算部は、前記緩衝部材と前記ダンパーのシリンダとが接触し得る前記推定相対変位の範囲において前記非線形成分を導出する関数を有する
   請求項２に記載のサスペンションの減衰力制御装置。
4. 前記関数は、前記推定相対変位が規定範囲内にあるとき、前記減衰力制御値と前記推定相対速度と前記推定相対変位とに構成される変数群のうち全ての変数に基づいて前記非線形成分を導出し、前記推定相対変位が規定範囲外にあるとき、前記変数群のうち前記推定相対変位以外の変数を用いて補正をするものであり、
   前記規定範囲は、前記緩衝部材と前記ダンパーとが接触する、前記車体と前記車輪との間の距離範囲に対応する
   請求項３に記載のサスペンションの減衰力制御装置。
5. 請求項１〜請求項４のいずれか一項に記載の減衰力制御装置と、前記減衰力制御装置により制御されるダンパーと、前記ダンパーが取り付けられる前記車体と前記ダンパーとの衝突を緩和する緩衝部材とを備えるサスペンション。
   

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