WO2014002444A1 - サスペンション制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】サスペンションに設定されたキャスター角にかかわらず、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サスペンション制御装置を提供する。 【解決手段】車輪速Ｖｗに応じて減衰力を調整可能な減衰力可変ダンパ６を備えた自動車Ｖのサスペンション制御装置２０において、各車輪３の車輪速Ｖｗを検出する車輪速センサ９と、車輪速センサ９が検出した車輪速変動ΔＶｗに基づいて各車輪３のばね下荷重ｕ_１を算出するゲイン回路３７と、車両の挙動を表す一輪モデル３８にばね下荷重ｕ_１を入力することによりばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓを算出する一輪モデル計算部３３と、算出されたばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓに基づいて減衰力可変ダンパ６の減衰力を制御するダンパ制御部２５とを備える構成とする。

Description

サスペンション制御装置

　本発明は、入力信号に応じて減衰力を調整可能な減衰力可変ダンパを備えた車両のサスペンション制御装置に関する。

　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）。

特開平６－４８１３９号公報

　しかしながら、特許文献１のサスペンション装置では、車輪がサスペンションのジオメトリにしたがって車体に対して上下方向に相対変位したときに、キャスター角に応じて車輪が車体に対して前後方向にも相対変位することに起因して車輪速度が変動することを利用して、ばね上とばね下との相対変位速度を算出している。したがって、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、あるいは算出精度が低下してしまう。

　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、サスペンションに設定されたキャスター角にかかわらず、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サスペンション制御装置を提供することをその目的とする。

　このような課題を解決するために、本発明の一側面によれば、入力信号（Ｖｗ）に応じて減衰力を調整可能な減衰力可変ダンパ（６）を備えた車両（Ｖ）のサスペンション制御装置（２０）であって、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変動（ΔＶｗ）に基づいて車両の基本入力量（ｕ_１）を算出する基本入力量算出手段（３７）と、前記車両の挙動を表す車両モデル（３８）に前記基本入力量を入力することにより前記車両の状態量（Ｓ_２，Ｓｓ）を算出する状態量算出手段（３１）と、算出された前記状態量に基づいて前記減衰力可変ダンパの減衰力を制御するダンパ制御手段（２３、２５）とを備える構成とする。ここで、基本入力量とは、サスペンションのジオメトリに関わりのない、車輪に対する路面などの外部からの入力量のことを意味する。

　この構成によれば、検出した車輪速変動に基づいて車両の基本入力量を算出し、この値を車両モデルに入力することで、減衰力可変ダンパの減衰力制御に供される車両の状態量を算出できる。そのため、サスペンションに設定されたキャスター角にかかわらずに、車両の状態量を高精度に算出することができる。

　また、本発明の一側面によれば、前記基本入力量がばね下荷重（ｕ_１）を含む構成とすることができる。

　車輪速はタイヤの動荷重半径に反比例しており、タイヤの動荷重半径は車輪の接地荷重に概ね比例している。したがって、車輪速変動は、車輪の接地荷重変動すなわちばね下に入力するばね下荷重にほぼ比例する関係をもつ。そこで、このような構成とすることにより、各輪のばね下荷重を正確に算出して、ばね下荷重を車両モデルに入力することにより、減衰力可変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できる。

　また、本発明の一側面によれば、前記状態量が車両のばね上速度（Ｓ_２）を含む構成とすることができる。

　この構成によれば、車輪の接地荷重といった車輪からの基本入力量を車両モデルに入力して車両の上下方向のばね上速度を高精度に算出できる。これにより、従来必要とされていた上下加速度センサを省略することができ、コストを低減することができる。

　また、本発明の一側面によれば、前記状態量が前記サスペンションのストローク速度（Ｓｓ）を更に含む構成とすることができる。

　この構成によれば、ばね下荷重といった車輪からの基本入力量を車両モデルに入力してサスペンションのストローク速度を高精度に算出できる。これにより、従来必要とされていたストロークセンサを省略することができ、コストを低減することができる。また、ストロークセンサは環境的な条件が厳しい場所に設置されていたため、これを省略することによってサスペンション装置の信頼性を高めることができる。

　また、本発明の一側面によれば、前記車輪速を、ばね上振動に対応する第１の周波数域に対応させるための第１フィルタ（３６）と、前記車輪速を、前記第１の周波数域よりも高い第２の周波数域に対応させるための第２フィルタ（１０１）とをさらに備え、前記ダンパ制御手段（２３）が、前記第１フィルタを通した車輪速変動、前記ばね上速度および前記ストローク速度に基づいて前記減衰力可変ダンパの減衰力を制御するばね上制振制御部（９０）と、前記第２フィルタを通した車輪速変動に基づいて前記減衰力可変ダンパの減衰力を制御するばね下制振制御部（９５）とを有する構成とすることができる。

　この構成によれば、同一の車輪速センサの検出値から２つのフィルタによって異なる周波数域の信号を抽出することにより、２つの異なる制御が可能になり、車両の乗心地を一層向上させることができる。

　また、本発明の一側面によれば、前記車両の車体加速度（Ｇｘ）に基づき車体速（Ｖｂ）を推定する車体速推定手段（３２）と、前記車輪速センサ（９）の検出値から前記車体速に基づく推定車輪速（Ｖｂｉ、Ｖｂｏ）を減算することにより補正車輪速を算出する車輪速補正手段（３５）とを更に備え、前記基本入力量算出手段（３７）は、前記補正車輪速の変動量（ΔＶｗ）に基づいて前記車両の基本入力量（ｕ_１）を算出する構成とすることができる。

　この構成によれば、車両の基本入力量を算出する際に、車輪速センサの検出値から車体速に基づく推定車輪速を減算して車輪速を補正するため、車両が加減速している場合であっても、加減速による車輪速の変動成分を除去して車両の状態量を高精度に算出することができる。

　また、本発明の一側面によれば、前記車体速推定手段（３２）は、前記車体加速度（Ｇｘ）を、前記車両の制駆動力（Ｆｅ、Ｆｂ）及び路面の傾斜に基づいて（路面勾配による減速力Ｆｓを考慮して）推定する構成とすることができる。すなわち、路面勾配による加減速力を算出する路面勾配減速力算出手段（５６）と、路面勾配以外の車両の加速力（Ｆｅ）を算出する加速力算出手段（５５）と、路面勾配以外の車両の減速力（Ｆｂ）を算出する減速力算出手段（５７）と、路面勾配による加減速力、車両の加速力および減速力に基づいて車体速（Ｖｂ）を算出する車体速算出手段（５２）とを備える構成とすることができる。

　この構成によれば、車体加速度を正確に推定し、車輪速センサの検出値から車体速変動成分を正確に除去できるため、車両の基本入力量およびこれに基づく車両の状態量をより高精度に算出することができる。

　また、本発明の一側面によれば、前記車体速推定手段（３２）は、検出された前記車輪速（Ｖｗａｖ）に基づき前記車両の走行抵抗（Ｆｒ）を推定し、前記推定走行抵抗を考慮して前記車体加速度（Ｇｘ）を推定する構成とすることができる。すなわち、車両の走行抵抗（Ｆｒ）を推定する走行抵抗算出手段（５９）を更に備え、車体速算出手段（５２）が車両の走行抵抗（Ｆｒ）に基づいて車体速（Ｖｂ）を算出する構成とすることができる。

　この構成によれば、車両の制駆動力及び路面の傾斜のみならず、車両の走行抵抗をも考慮することにより車体加速度をより正確に推定し、車輪速センサの検出値から車体速変動成分を正確に除去できるため、車両の基本入力量およびこれに基づく車両の状態量をより高精度に算出することができる。

　また、本発明の一側面によれば、前記車両のばね上振動に対応した周波数域に対応させるためのフィルタ（３６）をさらに備え、前記車輪速センサの検出値を前記フィルタに通すことにより、前記ばね上振動に対応した周波数域における前記車体加速度による変動成分を除去する構成とすることができる。

　この構成によれば、推定車輪速による補正に加え、補正車輪速を含む車輪速センサの検出値自体をばね上振動に対応した周波数域に対応するフィルタに通すことにより、車体速の変動成分を確実に除去して車両の状態量を高精度に算出することができる。

　また、本発明の一側面によれば、前記車両の旋回状態量（Ｒｖｉ、Ｒｖｏ）を算出する旋回状態量算出手段（５３）と、算出された前記旋回状態量（Ｒｖｉ、Ｒｖｏ）に基づいて前記車輪速センサ（９）の検出値を補正する車輪速補正手段（３５）とを更に備え、前記基本入力量算出手段（３７）は、前記補正車輪速の変動量（ΔＶｗ）に基づいて前記車両の基本入力量（ｕ_１）を算出する構成とすることができる。

　この構成によれば、車両の基本入力量を算出する際に、車輪速センサの検出値を旋回状態量に基づいて補正するため、車両が旋回している場合であっても、旋回による車輪速の変動成分を除去して車両の状態量を高精度に算出することができる。

　また、本発明の一側面によれば、検出された車輪速（Ｖｗ）に基づいて前記車両のばね上振動に対応した周波数域の車輪速変動（ΔＶｗ）を抽出する車輪速変動抽出手段（３６）と、前記車輪速変動抽出手段（３６）が抽出した車輪速変動（ΔＶｗ）に基づき、車両モデル（３８）を用いて前記ばね上速度（Ｓ_２）を算出するばね上速度算出手段（３３（４５））と、前記車輪速変動抽出手段（３６）が抽出した車輪速変動（ΔＶｗ）に基づき、車両モデル（３８）を用いてサスペンションのストローク速度（Ｓｓ）を算出するストローク速度算出手段（３３（４６））と、算出された前記ばね上速度（Ｓ_２）および前記ストローク速度（Ｓｓ）に基づいて前記減衰力可変ダンパ（６）の減衰力を制御するスカイフック制御手段（９０、２５）とを更に備える構成とすることができる。

　車輪速はタイヤの動荷重半径に反比例しており、タイヤの動荷重半径は車輪の接地荷重に略比例している。したがって、車輪速変動は、車輪の接地荷重変動すなわちばね下に入力するばね下荷重に略比例するリニアな関係をもつ。そこで、このような構成として、車輪速変動抽出手段が抽出した車輪速変動に基づいてばね上速度およびストローク速度を算出することにより、これらに基づいてスカイフック制御に基づく減衰力可変ダンパの制御が可能になる。これにより、ストロークセンサおよびばね上の上下Ｇセンサを省略することができ、スカイフック制御を行うことができるサスペンション制御装置を低コストで実現できる。

　また、本発明の一側面によれば、前記車輪速センサ（９）が前輪（３_Ｆ）に対して設けられ、前記基本入力量算出手段（３７）は、前輪（３_Ｆ）について前記車両の基本入力量（ｕ_１Ｆ）を算出し、前記状態量算出手段（３１）は、前輪（３_Ｆ）について前記車両の状態量（Ｓ_２，Ｓｓ）を算出する前輪状態量算出手段（２３１）と、前記前輪状態量算出手段（２３１）の算出結果に基づいて後輪（３_Ｒ）について前記車両の状態量（Ｓ_２，Ｓｓ）を算出する後輪状態量算出手段（２３２）とを含む構成とすることができる。

　この構成によれば、前輪の車輪速センサの検出値から後輪に係る車両の状態量を算出できる。そのため、後輪の車輪速センサの省略が可能になる。また、後輪がトレーリングアームによって車体に連結されている場合には、後輪が上下方向に揺動すると前後方向にも変位するため、後輪の車輪速変動に基づいて状態量を算出すると算出精度が低下する。これに対し、この構成によれば、前輪の車輪速変動に基づいて後輪の状態量を算出することから、トレーリングアームによる精度低下を招くことなく、後輪の状態量を高精度に算出できる。

　また、本発明の一側面によれば、基本入力量算出手段（３７）は、前記前輪に係るばね下荷重（ｕ_１）を含む基本入力量を算出し、前記前輪状態量算出手段（２３１）は、前記前輪（３_Ｆ）に係るばね下位置（ｘ_１Ｆ）を含む状態量を算出し、前記後輪状態量算出手段（２３２）は、前記前輪（３_Ｆ）に係る前記ばね下荷重（ｕ_１Ｆ）および前記前輪（３_Ｆ）に係る前記ばね下位置（ｘ_１Ｆ）に基づいて、前記前輪（３_Ｆ）に係る路面の上下方向位置（ｘ_０Ｆ）を算出し、算出した前輪路面の上下方向位置（ｘ_０Ｆ）に基づいて前記後輪（３_Ｒ）に係る前記車両の状態量（Ｓ_２，Ｓｓ）を算出する構成とすることができる。

　この構成によれば、前輪の車輪速変動に基づいて算出した前輪路面の上下方向位置から路面状態を把握でき、路面状態に基づいて後輪に係る状態量を算出するため、高い精度で後輪に係る状態量を算出できる。

　また、本発明の一側面によれば、前記後輪状態量算出手段（３３）は、前記前輪路面の上下方向位置（ｘ_０Ｆ）に対して車速に応じた時間遅れを付加して前記後輪（３_Ｒ）に係る路面の上下方向位置（ｘ_０Ｒ）を算出し、算出した後輪路面の上下方向位置（ｘ_０Ｒ）に基づいて前記後輪（３_Ｒ）に係る前記車両の状態量（Ｓ_２，Ｓｓ）を算出する構成とすることができる。

　この構成によれば、前輪路面の上下方向位置に車速に応じた時間遅れを付加して後輪路面の上下方向位置を算出することで、後輪路面の上下方向位置を高精度に算出することができる。

　また、本発明の一側面によれば、前記後輪状態量算出手段（２３２）は、ばね上速度（Ｓ_２）および前記サスペンションのストローク速度（Ｓｓ）を含む前記状態量を前記後輪（３_Ｒ）について算出する構成とすることができる。

　この構成によれば、前輪の基本入力量から後輪のばね上速度およびストローク速度を高精度に算出できる。これにより、従来必要とされていた上下加速度センサおよびストロークセンサを省略することができ、コストを低減するとともに、サスペンション装置の信頼性を高めることができる。

　このように本発明によれば、サスペンションに設定されたキャスター角にかかわらず、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サスペンション制御装置を提供することができる。

第１実施形態に係るサスペンション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に示すサスペンション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）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１２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１４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のタイムチャート 図３に示すサスペンション制御装置による減衰力制御の手順を示すフロー図 第２実施形態に係るサスペンション制御装置の概略構成を示すブロック図 図１９に示すサスペンション制御装置による減衰力制御の手順を示すフロー図 第３実施形態に係るサスペンション制御装置を適用した車両の概略構成図 図２１に示す後輪のサスペンションの概略側面図 図２１に示すサスペンション制御装置の概略構成を示すブロック図 図２３に示す後輪状態量算出部のブロック図 図２１に示す後輪のサスペンションのモデル図

　以下、本発明に係るサスペンション制御装置２０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等については、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。

≪第１実施形態≫
≪自動車Ｖの概略構成≫
　先ず、図１を参照して、第１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）等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。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等が車体１の適所に設置されている。

　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、駆動トルク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、各種ドライバ等から構成されており、通信回線（本実施形態では、ＣＡＮ１３（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などによってサスペンション制御装置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、サスペンション制御装置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、ＣＡＮ１３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ΔＶｗが車輪３の接地荷重変動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（内輪側車体速Ｖｂｉおよび外輪側車体速Ｖｂｏ）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、ステアリング操作による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、後述する内輪側車体速Ｖｂｉまたは外輪側車体速Ｖｂｏが減算値として入力しており、減算器３５にて各車輪速Ｖｗから内輪側車体速Ｖｂｉまたは外輪側車体速Ｖｂｏが減算されることにより、車輪速Ｖｗが補正される。また、減算器３５は、車輪速Ｖｗに基づいて車輪速変動ΔＶｗを算出する車輪速変動算出手段としても機能する。

　減算器３５に入力する内輪側車体速Ｖｂｉまたは外輪側車体速Ｖｂｏ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に起因する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で算出された内輪側車体速Ｖｂｉまたは外輪側車体速Ｖｂｏを減算することにより、運転者による操作などに起因する車体速Ｖｂ成分を車輪速Ｖｗから除去する補正処理を行う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ＣＡＮ１３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ΔＶｗを抽出する車輪速変動抽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、車輪速Ｖｗから車体速Ｖｂを減算する減算器３５を設けない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、車速速変動の影響を受けることなく車輪速変動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、サスペンション制御装置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はぞれぞれ、車輪速変動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、サスペンション制御装置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等も可能となる。

　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（後述する内輪車体速比Ｒｖｉおよび外輪車体速比Ｒｖｏ）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等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駆動トルク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。駆動トルク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、駆動トルク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、各車輪速Ｖｗおよびヨーレイトγに基づいて自動車Ｖの旋回半径ＴＲを算出する旋回半径算出部７９と、自動車ＶのトレッドＴと算出された旋回半径ＴＲとに基づいて、補正量としての旋回状態量、すなわち内輪および外輪に対応する各車体部位の車体速Ｖｂに対する比である内輪車体速比Ｒｖｉおよび外輪車体速比Ｒｖｏを算出する内外輪車体速比算出部８０とを含んでいる。

　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詳細に説明する。各車輪速センサ９が検出した車輪速Ｖｗの平均車輪速Ｖｗａｖが除算器８１に被除数（分子）として入力する。除算器８１には、ヨーレイトセンサ１１の検出値であるヨーレイトγも除数（分母）として入力しており、除算器８１では、各輪の平均車輪速Ｖｗａｖをヨーレイトγで除すことにより自動車Ｖの旋回半径ＴＲが算出される。なお、除算時にヨーレイトγが０となる場合には、定数で置換する等の周知の方法により値を規制する。算出された旋回半径ＴＲは、減算器８３および加算器８５にそれぞれ加算値として入力する。減算器８３および加算器８５はそれぞれ、入力した旋回半径ＴＲに対し、メモリ８２に記憶されたトレッドＴの１／２を減算または加算することにより、内輪旋回半径ＴＲｉおよび外輪旋回半径ＴＲｏを算出する。減算器８３および加算器８５からの出力は、それぞれ除算器８４・８６に被除数として入力する。除算器８４・８６には、除算器８１で算出した自動車Ｖの旋回半径ＴＲが除数として入力しており、各除算器８４・８６は、内輪旋回半径ＴＲｉまたは外輪旋回半径ＴＲｏを自動車Ｖの旋回半径ＴＲで除すことにより、それぞれ内輪車体速比Ｒｖｉおよび外輪車体速比Ｒｖｏを算出する。

　各除算器８４・８６で算出された内輪車体速比Ｒｖｉおよび外輪車体速比Ｒｖｏ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と内輪車体速比Ｒｖｉおよび外輪車体速比Ｒｖｏとがそれぞれ乗じられることにより、内輪に対応する車体部位の車体速Ｖｂである内輪側車体速Ｖｂｉおよび外輪に対応する車体部位の車体速Ｖｂである外輪側車体速Ｖｂｏが算出される。つまり、車体速補正部５４は、内輪車体速比Ｒｖｉおよび外輪車体速比Ｒｖｏに基づいて車体速Ｖｂを補正する補正手段である。

　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内輪側および外輪側の車体速Ｖｂ（Ｖｂｉ・Ｖｂｏ）が正確に算出される。

　内輪側車体速Ｖｂｉおよび外輪側車体速Ｖｂｏ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に起因する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から内輪側車体速Ｖｂｉまたは外輪側車体速Ｖｂｏ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、内輪車体速比Ｒｖｉおよび外輪車体速比Ｒｖｏ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、自動車Ｖの状態量がより高精度に算出される。

　図１１（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１１（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１１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等を有している。

　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１２および図１３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１３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１４～図１７を参照して詳細に説明する。図１４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。

　ＣＡＮ１３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４０ｋｐｍで走行中に得られる図１５（Ａ）に示す周波数特性の車輪速Ｖｗ信号には、図１５（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ΔＶｗを抽出する車輪速変動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ΔＶｗは、絶対値演算回路１０２に入力して車輪速変動ΔＶｗの絶対値に変換される。車輪速変動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１６（Ａ）に示す特性のばね下加速度Ｇｚ_１の入力に対して、図１６（Ｂ）に破線で示す算出電流に基づいて、図１６（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１４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ΔＶｗの絶対値が所定値を超える場合に、車輪速変動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１７（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１７（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１８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。

≪第２実施形態≫
　次に、図１９を参照して、本発明に係るサスペンション制御装置２０の第２実施形態について説明する。説明にあたり、第１実施形態と同様の機能を有する要素には同一の符号を付し、重複する説明は省略する。

≪ＥＣＵ８≫
　本実施形態では、図１９に示すように、ＥＣＵ８の入力部２１には、第１実施形態の車輪速Ｖｗ、横加速度Ｇｙ、駆動トルクＴｅ、ギヤポジションＰｇ、ブレーキ液圧Ｐｂ、ヨーレイトγ、ステアリング操舵角δｆ、ＶＳＡ，ＡＢＳ，ＴＣＳフラグに加え、車体１に設けられた図示しない前後Ｇセンサから前後加速度Ｇｘが入力している。

　車両状態量推定部２２は、状態量算出部３１と車体速推定部３２とを含み、車体速推定部３２は、図示は省略するが第１実施形態と同様に加減速力算出部５１と操舵補正量算出部５３とを含む。一方、状態量算出部３１は、四輪モデル計算部３４を備えておらず、一輪モデル計算部３３およびスリップ判定部５０のみを備えている。車両状態量推定部２２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、第１実施形態と同様に、スカイフック制御部９０でスカイフック制御目標電流Ａｓｈの算出に用いられる。

　本実施形態のピッチ制御部９１は、前後Ｇセンサにより検出された前後加速度Ｇｘを用いて、その微分値に基づいてピッチ制御目標電流Ａｐを設定する。また、ロール制御部９２は、横Ｇセンサ１０により検出された横加速度Ｇｙを用いて、その微分値に基づいてロール制御目標電流Ａｒを設定する。なお、ばね下制振制御部９５は、第１実施形態と同様に各車輪速Ｖｗに基づいてばね下制振制御目標電流Ａｕを設定する。

　また、本実施形態では、第１実施形態の電流固定化部２４の代わりに、電流抑制部１２４が設けられている。ＡＢＳ、ＴＣＳおよびＶＳＡの作動を示す作動信号は入力部２１には入力しておらず、電流抑制部１２４には、スリップ判定部５０から出力されるスリップ信号ＳＳが直接入力する。なお、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も入力し、スリップ信号ＳＳの入力に応じて車両挙動制御部はＡＢＳ、ＴＣＳおよびＶＳＡの制御を行う。一方、電流抑制部１２４は、スリップ信号ＳＳが入力すると、自動車Ｖの挙動が不安定であるものとして、各制御目標電流を所定の規定にしたがって抑制するための抑制信号Ｓｄを出力する。

　本実施形態のダンパ制御部２５は、第１実施形態の高電流選択部１０８および電流制御部１０９の代わりに、目標電流補正部１１０と高電流選択・制御部１１１とを有している。制御目標電流設定部２３で設定されたスカイフック制御目標電流Ａｓｈ、ばね下制振制御目標電流Ａｕ、ピッチ制御目標電流Ａｐ、舵角比例制御目標電流Ａｓａ、ロール制御目標電流Ａｒおよび最低目標電流Ａｍｉｎは、目標電流補正部１１０を介して高電流選択・制御部１１１に入力する。

　目標電流補正部１１０には、電流抑制部１２４から出力される抑制信号Ｓｄも入力している。目標電流補正部１１０は、抑制信号Ｓｄが入力すると、スカイフック制御目標電流Ａｓｈおよびばね下制振制御目標電流Ａｕを、抑制信号Ｓｄが入力する直前の値で一定に維持する（すなわちダンパ６の減衰係数を所定値に固定する）ことで補正（抑制）する。

　高電流選択・制御部１１１は、目標電流補正部１１０から出力された６つの制御目標電流Ａｓｈ、Ａｕ、Ａｐ、Ａｓａ、Ａｒ、Ａｍｉｎのなかから値が最も大きなものを目標電流Ａｔｇｔに設定し、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。このように、高電流選択・制御部１１１が、目標電流補正部１１０によって補正されたスカイフック制御目標電流Ａｓｈおよびばね下制振制御目標電流Ａｕを選択肢として用いることにより、スリップ状態と判定された車輪速Ｖｗに依存して設定されるスカイフック制御目標電流Ａｓｈおよびばね下制振制御目標電流Ａｕによってダンパ６の減衰力が急変することが回避される。

　また、本実施形態では、目標電流補正部１１０がスカイフック制御目標電流Ａｓｈおよびばね下制振制御目標電流Ａｕのみを補正し、ばね下制振制御目標電流Ａｕ、ピッチ制御目標電流Ａｐ、舵角比例制御目標電流Ａｓａ、ロール制御目標電流Ａｒおよび最低目標電流Ａｍｉｎについては補正を行わないため、例えばロール姿勢が変化する車両挙動のときには、適正なロール制御目標電流Ａｒが出力されて車両挙動の乱れが抑制され、ＶＳＡなどの作動制御の制御を向上させることができる。

　目標電流補正部１１０の変形例として、抑制信号Ｓｄが入力した場合に、目標電流補正部１１０が、スカイフック制御目標電流Ａｓｈおよびばね下制振制御目標電流Ａｕを一定に維持するとともに、ピッチ制御目標電流Ａｐ、舵角比例制御目標電流Ａｓａ、ロール制御目標電流Ａｒおよび最低目標電流Ａｍｉｎに対し、制御を抑制するための低減ゲインを乗算する形態とすることもできる。このような形態とすることにより、車両挙動が不安定な状態でのダンパ６の制御量を全体的に抑制することができる。

　或いは、抑制信号Ｓｄが入力した場合に、目標電流補正部１１０が、スカイフック制御目標電流Ａｓｈおよびばね下制振制御目標電流Ａｕを一定に維持するとともに、ピッチ制御目標電流Ａｐ、舵角比例制御目標電流Ａｓａ、ロール制御目標電流Ａｒおよび最低目標電流Ａｍｉｎをも、抑制信号Ｓｄが入力する直前の値で一定に維持する（すなわちダンパ６の減衰係数を所定値に固定する）形態としてもよい。このような形態とすることにより、車両挙動が不安定な状態でのダンパ６の制御量を確実に抑制することができる。

　なお、いずれの形態においても、電流制御部１０９が各制御目標電流を一定に維持あるいは抑制する期間（継続時間）を、抑制信号Ｓｄが入力している間とする形態や、抑制信号Ｓｄの入力がなくなってから所定時間経過するまでとする形態にできることは第１実施形態と同様である。

　また、電流制御部１０９が各制御目標電流を一定に維持または抑制する制御は、継続期間にわたって一定値を維持する形態に限らず、漸減して所定時間後に所定値になるように各制御目標電流の変化を設定（固定）する形態や、所定時間にわたって一定値を維持した後に漸減するように各制御目標電流の変化を設定（固定）する形態とすることで、制御目標電流設定部２３に依存した制御の度合いを抑制してもよい。このように、所定時間後に制御量を確実に一定値に収束させることで、車両挙動を安定させることができる。

≪減衰力制御手順≫
　次に、第２実施形態に係るＥＣＵ８による減衰力制御の手順について図２０を参照して説明する。

　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およびストローク速度Ｓｓ）を演算する（ステップＳＴ２１）。

　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ＳＴ２２）、前後加速度Ｇｘの微分値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ＳＴ２３）、横加速度Ｇｙの微分値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ＳＴ２４）、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ＳＴ２５）、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ＳＴ２６）、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ＳＴ２７）。なお、ステップＳＴ２２～ＳＴ２７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、抑制信号Ｓｄが入力しているか否かを判定し（ステップＳＴ２８）、この判定がＮｏであった場合（すなわち、スリップ状態と判定されていない場合）、ＥＣＵ８は、各輪についてステップＳＴ２１～ＳＴ２７で設定された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に設定したうえで、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ＳＴ３０）。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ＳＴ２９の判定がＹｅｓであった場合（すなわち、スリップ状態と判定されている場合）、スカイフック制御目標電流Ａｓｈおよびばね下制振制御目標電流Ａｕを前回値に基づいて補正（抑制）した後に（ステップＳＴ２９）、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に設定したうえで、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ＳＴ３０）。これにより、自動車Ｖがスリップ状態にあり、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ＳＴ２２およびステップＳＴ２６で設定される制御目標電流Ａｓｈ、Ａｕの急変によって各ダンパ６の目標電流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。

≪第３実施形態≫
　次に、図２１～図２５を参照して、本発明に係るサスペンション制御装置２０の第３実施形態について説明する。説明にあたり、第１実施形態と同様の機能を有する要素には同一の符号を付し、重複する説明は省略する。

　図２１に示すように、本実施形態では、後輪３_Ｒのサスペンション７_Ｒがトレーシングアーム式とされ、後輪３_Ｒがトレーリングアーム２０４によって車体１に連結されている。他の実施形態では、後輪３_Ｒがトーションビーム式サスペンションのトレーリングアーム部によって車体１に連結されてもよい。トレーリングアーム２０４は、図２２に示すように、前端を車体１に揺動自在に接続され、後端にて後輪３_Ｒを回転自在に支持している。そのため、路面からの入力などのよってダンパ６のストロークが変化すると、後輪３はトレーリングアーム２０４の前端を中心にして揺動し、上下方向のみならず前後方向にも変位する。したがって、後輪３_Ｒの車輪速変動ΔＶｗにはこの前後方向変位による車輪速変動成分が含まれることになり、車輪速変動ΔＶｗに基づいて算出する各種値の精度が低下する。

　そこで本実施形態では、前輪３_Ｆについては、上記実施形態と同様にして車輪速センサ９_Ｆの検出値に基づいて前輪３_Ｆのばね下荷重ｕ_１を算出し、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を算出するが、後輪については、異なる手法でばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓを算出する。以下にその詳細を説明する。

　後輪に係るばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓの算出には後輪３_Ｒの車輪速Ｖｗは用いられないが、平均車輪速Ｖｗａｖの算出や、ばね下制振制御部９５が行うばね下制振制御、最低目標電流制御部９６が行う最低目標電流Ａｍｉｎを設定、ＡＢＳ、ＴＣＳおよびＶＳＡなどで後輪３_Ｒの車輪速Ｖｗが用いられるため、後輪３_Ｒに対しても車輪速センサ９が設けられている。

　図２３に示すように、ＥＣＵ８は、状態量算出部３１の代わりに前輪状態量算出部２３１を備えるとともに、各後輪３_Ｒについて後輪状態量算出部２３２を備えている。なお、四輪モデル計算部３４は、前輪状態量算出部２３１とは別に車両状態量推定部２２に備わっている。前輪状態量算出部２３１は、一輪モデル計算部３３を前輪３_Ｆについて２つだけ有している。各一輪モデル計算部３３やこれに含まれるばね下荷重を入力とする一輪モデル３８は、図４および図７に示した第１実施形態と同一のものであるため、ここでは説明を省略する。

　後輪状態量算出部２３２は、後輪３_Ｒの車輪速Ｖｗからではなく、主に前輪状態量算出部２３１の算出結果に基づいて後輪３_Ｒに係るばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓを算出する。後輪３_Ｒのばね上速度Ｓ_２およびストローク速度Ｓｓの算出にあたり、後輪状態量算出部２３２は、後述するように車体１の速度を必要とし、本実施形態では、車体速推定部３２が算出した車体速Ｖｂではなく各車輪３の車輪速Ｖｗを用いてそれらの平均値を車体１の速度として用いるため、後輪状態量算出部２３２には輪車速Ｖｗが入力している。以下に後輪状態量算出部２３２の詳細について説明する。

　図２４に示すように、後輪状態量算出部２３２は、前輪路面位置推定部２３３と、遅延処理部２３４と、後輪路面入力一輪モデル２３５とを備えている。各前輪路面位置推定部２３３には、左右方向について対応する後輪状態量算出部２３２が算出した、前輪３_Ｆのばね下荷重ｕ_１Ｆおよび前輪３_Ｆのばね下位置ｘ_１Ｆが入力している。

　前輪路面位置推定部２３３は、入力したこれらの値に基づいて前輪３_Ｆに係る路面の上下方向位置ｘ_０Ｆを算出する。すなわち、前輪３_Ｆは、模式的に図２５のように表わされ、前輪３_Ｆの入力荷重ｕ_１Ｆは、下式（７）のように表すことができる。
ｕ_１Ｆ＝Ｋ_ｔ（ｘ_０Ｆ－ｘ_１Ｆ）　　・・・（７）
ただし、Ｋ_ｔ：タイヤ２_Ｆの縦ばね定数、である。
上式（７）より、下式（８）となる。

そこで、前輪路面位置推定部２３３は、上式（７）を用いて、入力した前輪３_Ｆのばね下荷重ｕ_１Ｆおよび前輪３_Ｆのばね下位置ｘ_１Ｆと、メモリに記憶された所定の前輪３_Ｆに係るタイヤ２_Ｆの縦ばね定数とに基づいて、前輪３_Ｆに係る路面の上下方向位置ｘ_０Ｆを算出する。

　前輪路面位置推定部２３３から出力された前輪３_Ｆに係る路面の上下方向位置ｘ_０Ｆは、遅延処理部２３４に入力する。遅延処理部２３４には、車輪速センサ９から各車輪３の車輪速Ｖｗも入力している。遅延処理部２３４は、車体１の速度として車輪速Ｖｗの平均値を算出するとともに、メモリ２３６に記憶されたホイールベースＷＢを車体１の速度で除すことで、前輪３_Ｆに係る路面の上下方向位置ｘ_０Ｆが後輪３_Ｒの路面として現れるのに要する時間を時間遅れＴｄとして算出する。そして、遅延処理部２３４は、上下方向位置ｘ_０Ｆを、算出した時間遅れＴｄだけ遅らせる（時間遅れＴｄを付加する）遅延処理を行うことで、路面の上下方向位置ｘ_０Ｆを後輪３_Ｒに係る路面の上下方向位置ｘ_０Ｒに変換する。これにより、後輪３_Ｒに係る路面の上下方向位置ｘ_０Ｒが高精度に算出される。

　後輪３_Ｒに係る路面の上下方向位置ｘ_０Ｒは、後輪路面入力一輪モデル２３５に入力する。後輪路面入力一輪モデル２３５は、入力した上下方向位置ｘ_０Ｒを入力として、前輪状態量算出部２３１の一輪モデル３８と同様に、状態方程式をモデルとするシステム行列を用いて演算し、観測行列の出力を得ることにより、後輪３_Ｒに係るばね上速度Ｓ_２およびサスペンション７_Ｒのストローク速度Ｓｓをといった自動車Ｖの状態量を演算・出力する。すなわち、後輪路面入力一輪モデル２３５は、前輪状態量算出部２３１の算出結果に基づいて後輪３_Ｒについて車両の状態量を算出する後輪状態量算出手段として機能する。
このように、後輪３_Ｒに係る車両の状態量は、前輪３_Ｆに係る路面の路面の上下方向位置ｘ_０Ｆに基づいて算出されることによって高精度に算出される。

　後輪路面入力一輪モデル２３５から出力された後輪３_Ｒに係るばね上速度Ｓ_２およびサスペンション７_Ｒのストローク速度Ｓｓは、図２３に示すように、スカイフック制御部９０に入力し、後輪３_Ｒのスカイフック目標減衰力Ｄｓｈｔの算出に利用される。

　以上のようにして、後輪３_Ｒのばね上速度Ｓ_２およびサスペンション７_Ｒのストローク速度Ｓｓといった車両の状態量は、前輪３_Ｆの車輪速センサ９_Ｆの検出結果に基づく前輪状態量算出２３１の算出結果を用いて算出されることにより、後輪３_Ｒの車輪速センサ９_Ｒの検出結果を用いずに算出される。そのため、後輪がトレーリングアーム２０４によって車体に連結されていても後輪３_Ｒに係る車両の状態量を高精度に算出することができる。

　本実施形態では、前輪路面位置推定部２３３が各車輪３の車輪速Ｖｗの平均値を算出してとして車体１の速度としているが、例えば、車体速推定部３２（図２３）が出力する内輪車体速比Ｒｖｉや外輪車体速比Ｒｖｏによって減算器３５（図４）で補正された前輪３_Ｆの内輪側車輪速や外輪側車体速など、他の値を車体１の速度として用いてもよい。また、ばね下制振制御やＡＢＳなどによって後輪３_Ｒの車輪速Ｖｗを用いない場合には、後輪３_Ｒに対して設置した車輪速センサ９_Ｒを省略することができる。

　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、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）
　３　　　車輪
　６　　　ダンパ（減衰力可変ダンパ）
　８　　　ＥＣＵ
　９　　　車輪速センサ
　２０　　サスペンション制御装置
　２３　　制御目標電流設定部（ダンパ制御手段）
　２５　　ダンパ制御部（ダンパ制御手段）
　３１　　状態量算出部（状態量算出手段）
　３２　　車体速推定部（車体速推定手段）
　３３　　一輪モデル計算部
　３５　　減算器（車輪速補正手段）
　３６　　バンドパスフィルタ（第１フィルタ、車輪速変動抽出手段）
　３７　　ゲイン回路（基本入力量算出手段）
　３８　　一輪モデル（車両モデル）
　４５　　第３観測行列（ばね上速度算出手段）
　４６　　第４観測行列（ストローク速度算出手段）
　５１　　加減速力算出部（制駆動力算出手段）
　５２　　車体速算出部（車体速算出手段）
　５３　　操舵補正量算出部（旋回状態量算出手段）
　９０　　スカイフック制御部（ばね上制振制御部）
　９５　　ばね下制振制御部
　１０１　バンドパスフィルタ（第２フィルタ）
　２３１　前輪状態量算出部（前輪状態量算出手段）
　２３２　後輪状態量算出部（後輪状態量算出手段）
　Ｆ　　　加減速力（制駆動力）
　Ｆｅ　　駆動力（加速力）
　Ｆｂ　　制動力
　Ｆｓ　　路面勾配による減速力
　Ｆｒ　　走行抵抗力
　Ｇｘ　　前後加速度（車体加速度）
　Ｒｖｉ　内輪車体速比（旋回状態量）
　Ｒｖｏ　外輪車体速比（旋回状態量）
　Ｖｗ　　車輪速（入力信号）
　ΔＶｗ　車輪速変動
　Ｖｂ　　車体速
　Ｖｂｉ　内輪側車体速
　Ｖｂｏ　外輪側車体速
　Ｖｗａｖ　平均車輪速
　ｕ_１　　ばね下荷重（基本入力量）
　Ｓ_２　　ばね上速度（状態量）
　Ｓｓ　　ストローク速度（状態量）
　ｘ_０　　路面の上下方向位置

Claims (15)

1. 　入力信号（Ｖｗ）に応じて減衰力を調整可能な減衰力可変ダンパ（６）を備えた車両（Ｖ）のサスペンション制御装置（２０）であって、
   　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（９）が検出した車輪速変動（ΔＶｗ）に基づいて前記車両の基本入力量（ｕ_１）を算出する基本入力量算出手段（３７）と、
   　前記車両の挙動を表す車両モデル（３８）に前記基本入力量（ｕ_１）を入力することにより前記車両の状態量（Ｓ_２，Ｓｓ）を算出する状態量算出手段（３１）と、
   　算出された前記状態量（Ｓ_２，Ｓｓ）に基づいて前記減衰力可変ダンパ（６）の減衰力を制御するダンパ制御手段（２３、２５）とを備えることを特徴とするサスペンション制御装置。
2. 　前記基本入力量がばね下荷重（ｕ_１）を含むことを特徴とする、請求項１に記載のサスペンション制御装置。
3. 　前記状態量が車両のばね上速度（Ｓ_２）を含むことを特徴とする、請求項１または請求項２に記載のサスペンション制御装置。
4. 　前記状態量が前記サスペンションのストローク速度（Ｓｓ）を更に含むことを特徴とする、請求項３に記載のサスペンション制御装置。
5. 　前記車輪速（Ｖｗ）を、前記第１の周波数域よりも高い第２の周波数域に対応させるための第２フィルタ（１０１）を更に備え、
   　前記ダンパ制御手段（２３）が、
   　前記第１フィルタ（３６）を通した車輪速変動（ΔＶｗ）に基づいて前記減衰力可変ダンパ（６）の減衰力を制御するばね上制振制御部（９０）と、
   　前記第２フィルタ（１０１）を通した車輪速変動（ΔＶｗ）に基づいて前記減衰力可変ダンパ（６）の減衰力を制御するばね下制振制御部（９５）とを有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サスペンション制御装置。
6. 　前記車両の車体加速度（Ｇｘ）に基づき車体速（Ｖｂ）を推定する車体速推定手段（３２）と、
   　前記車輪速センサ（９）の検出値から前記車体速に基づく推定車輪速（Ｖｂｉ、Ｖｂｏ）を減算することにより補正車輪速を算出する車輪速補正手段（３５）と
   を更に備え、
   　前記基本入力量算出手段（３７）は、前記補正車輪速の変動量（ΔＶｗ）に基づいて前記車両の基本入力量（ｕ_１）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サスペンション制御装置。
7. 　前記車体速推定手段（３２）は、前記車両の車体加速度（Ｇｘ）を、前記車両の制駆動力（Ｆｅ、Ｆｂ）及び路面の傾斜に基づいて（路面勾配による減速力Ｆｓを考慮して）推定することを特徴とする、請求項６に記載のサスペンション制御装置。
8. 　前記車体速推定手段（３２）は、検出された前記車輪速（Ｖｗａｖ）に基づき前記車両の走行抵抗（Ｆｒ）を推定し、前記推定走行抵抗（Ｆｒ）を考慮して前記車体加速度（Ｇｘ）を推定することを特徴とする、請求項７に記載のサスペンション制御装置。
9. 　前記車両のばね上振動に対応した周波数域に対応させるためのフィルタ（３６）を更に備え、
   　前記車輪速センサ（９）の検出値を前記フィルタ（３６）に通すことにより、前記ばね上振動に対応した周波数域における前記車体加速度（Ｇｘ）による変動成分を除去することを特徴とする、請求項６～請求項８のいずれか一項に記載のサスペンション制御装置。
10. 　前記車両の旋回状態量（Ｒｖｉ、Ｒｖｏ）を算出する旋回状態量算出手段（５３）と、
    　算出された前記旋回状態量（Ｒｖｉ、Ｒｖｏ）に基づいて前記車輪速センサ（９）の検出値を補正する車輪速補正手段（３５）と
    を更に備え、
    　前記基本入力量算出手段（３７）は、前記補正車輪速の変動量（ΔＶｗ）に基づいて前記車両の基本入力量（ｕ_１）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サスペンション制御装置。
11. 　検出された車輪速（Ｖｗ）に基づいて前記車両のばね上振動に対応した周波数域の車輪速変動（ΔＶｗ）を抽出する車輪速変動抽出手段（３６）と、
    　前記車輪速変動抽出手段（３６）が抽出した車輪速変動（ΔＶｗ）に基づき、車両モデルを用いて前記ばね上速度（Ｓ_２）を算出するばね上速度算出手段（３３（４５））と、
    　前記車輪速変動抽出手段（３６）が抽出した車輪速変動（ΔＶｗ）に基づき、車両モデル（３８）を用いてサスペンションのストローク速度（Ｓｓ）を算出するストローク速度算出手段（３３（４６））と、
    　算出された前記ばね上速度（Ｓ_２）および前記ストローク速度（Ｓｓ）に基づいて前記減衰力可変ダンパ（６）の減衰力を制御するスカイフック制御手段（９０、２５）と
    を更に備えることを特徴とする、請求項１または請求項２に記載のサスペンション制御装置。
12. 　前記車輪速センサ（９）が前輪（３_Ｆ）に対して設けられ、
    　前記基本入力量算出手段（３７）は、前輪（３_Ｆ）について前記車両の基本入力量（ｕ_１Ｆ）を算出し、
    　前記状態量算出手段（３１）は、
    　前輪（３_Ｆ）について前記車両の状態量（Ｓ_２，Ｓｓ）を算出する前輪状態量算出手段（２３１）と、
    　前記前輪状態量算出手段（２３１）の算出結果に基づいて後輪（３_Ｒ）について前記車両の状態量（Ｓ_２，Ｓｓ）を算出する後輪状態量算出手段（２３２）と
    を含むことを特徴とする、請求項１～請求項４のいずれか一項に記載のサスペンション制御装置。
13. 　基本入力量算出手段（３７）は、前記前輪に係るばね下荷重（ｕ_１）を含む基本入力量を算出し、
    　前記前輪状態量算出手段（２３１）は、前記前輪（３_Ｆ）に係るばね下位置（ｘ_１）を含む状態量を算出し、
    　前記後輪状態量算出手段（２３２）は、前記前輪（３_Ｆ）に係る前記ばね下荷重（ｕ_１Ｆ）および前記前輪（３_Ｆ）に係る前記ばね下位置（ｘ_１Ｆ）に基づいて、前記前輪（３_Ｆ）に係る路面の上下方向位置（ｘ_０Ｆ）を算出し、算出した前輪路面の上下方向位置（ｘ_０Ｆ）に基づいて前記後輪（３_Ｒ）に係る前記車両の状態量（Ｓ_２，Ｓｓ）を算出することを特徴とする、請求項１２に記載のサスペンション制御装置。
14. 　前記後輪状態量算出手段（３３）は、前記前輪路面の上下方向位置（ｘ_０Ｆ）に対して車速に応じた時間遅れを付加して前記後輪（３_Ｒ）に係る路面の上下方向位置（ｘ_０Ｒ）を算出し、算出した後輪路面の上下方向位置（ｘ_０Ｒ）に基づいて前記後輪（３_Ｒ）に係る前記車両の状態量（Ｓ_２，Ｓｓ）を算出することを特徴とする、請求項１３に記載のサスペンション制御装置。
15. 　前記後輪状態量算出手段（２３２）は、ばね上速度（Ｓ_２）および前記サスペンションのストローク速度（Ｓｓ）を含む前記状態量を前記後輪（３_Ｒ）について算出することを特徴とする、請求項１４に記載のサスペンション制御装置。

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