WO2016072511A1 - サスペンション装置およびサスペンション制御装置 - Google Patents

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政村　辰也
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Ｋｙｂ株式会社
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    • B60G2800/91—Suspension Control
    • B60G2800/912—Attitude Control; levelling control
    • B60G2800/9123—Active Body Control [ABC]

Definitions

  • the present invention relates to a suspension device and a suspension control device.
  • suspension device for example, a hydraulic cylinder that is interposed between an unsprung member that is a vehicle body of a vehicle and an unsprung member that is a wheel, and a controller that controls the hydraulic cylinder. And functioning as an active suspension.
  • the controller suppresses the vibration of the sprung member by processing the vertical acceleration of the sprung member detected by the acceleration sensor with a low-pass filter to obtain the vertical speed of the sprung member and multiplying this by a gain.
  • the required thrust of the hydraulic cylinder required to do this is obtained.
  • the controller further calculates the required thrust of the hydraulic cylinder required to suppress the vibration of the unsprung member by processing the vertical acceleration of the unsprung member with a band pass filter and multiplying by the gain.
  • the resultant thrust is the final target thrust (see, for example, JP63-258207A).
  • the vibration of the sprung member and the unsprung member can be suppressed by the hydraulic cylinder.
  • the suspension device performs control to suppress vibration of the unsprung member.
  • the resonance frequency of the unsprung member is generally a few tens of Hz. For this reason, the hydraulic cylinder must generate a thrust that suppresses vibrations in a frequency band of 10 and several Hz, and the suspension device is required to have very high responsiveness.
  • a solenoid valve having a valve body driven by a solenoid is used as a control valve for controlling the thrust of the hydraulic cylinder.
  • There is a response delay in the solenoid and it is difficult to accurately control the solenoid valve in a frequency band of 10 and several Hz. For this reason, it is difficult to improve the riding comfort in the vehicle by the suspension device including the electromagnetic valve.
  • An object of the present invention is to provide a suspension device and a suspension control device that can improve riding comfort in a vehicle without using a highly responsive device.
  • an actuator that is interposed between a sprung member and an unsprung member of a vehicle and can generate a thrust
  • the controller includes the controller
  • a first vibration suppression force calculation unit for obtaining a first vibration suppression force from a vertical speed of the sprung member, a vertical speed of the unsprung member, or a relative speed between the sprung member and the unsprung member.
  • a second vibration suppression force calculation unit that obtains the second vibration suppression force from the shaft, and has a breakpoint frequency between the sprung resonance frequency and the unsprung resonance frequency, and the second vibration suppression force calculation unit has the second vibration suppression force calculation unit.
  • a suspension comprising: a low-pass filter that processes a signal for obtaining a force; and a target thrust calculation unit that obtains a target thrust of the actuator based on the first vibration suppression force and the second vibration suppression force ® emission device is provided.
  • a suspension control apparatus that controls an actuator that is interposed between a sprung member and an unsprung member of a vehicle and that can generate a thrust force.
  • a first vibration suppression force calculation unit that obtains a first vibration suppression force from the speed of the first and second vibration suppression force from the vertical speed of the unsprung member or the relative speed of the sprung member and the unsprung member.
  • a second vibration suppression force calculation unit for obtaining the signal, and a signal of a process of obtaining the second vibration suppression force by the second vibration suppression force calculation unit having a breakpoint frequency between the sprung resonance frequency and the unsprung resonance frequency.
  • a suspension control device is provided that includes a low-pass filter that processes the above and a target thrust calculation unit that obtains a target thrust of the actuator based on the first vibration suppression force and the second vibration suppression force.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a suspension device and a suspension control device according to the first embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram showing frequency characteristics of the low-pass filter.
  • FIG. 3 is a flowchart showing a processing procedure for obtaining a target thrust in the suspension control apparatus according to the first embodiment.
  • FIG. 4 is a diagram for dynamically explaining the motion of the suspension device and the vehicle according to the first embodiment.
  • FIG. 5A is a diagram illustrating frequency characteristics of vibration transmissibility to an unsprung member with respect to road surface input.
  • FIG. 5B is a diagram illustrating frequency characteristics of vibration transmissibility to the sprung member with respect to road surface input.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating a suspension device and a suspension control device according to a first modification of the first embodiment.
  • FIG. 7 is a flowchart showing a processing procedure for obtaining the target thrust in the suspension control apparatus according to the first modification of the first embodiment.
  • FIG. 8 is a diagram illustrating a suspension device and a suspension control device according to a second modification of the first embodiment.
  • FIG. 9 is a flowchart showing a processing procedure for obtaining the target thrust in the suspension control apparatus according to the second modification of the first embodiment.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating a suspension device and a suspension control device according to the second embodiment.
  • FIG. 11 is a flowchart showing a processing procedure for obtaining a target thrust in the suspension control apparatus according to the second embodiment.
  • FIG. 12 is a diagram illustrating a suspension device and a suspension control device according to a first modification of the second embodiment.
  • FIG. 13 is a flowchart showing a processing procedure for obtaining a target thrust in the suspension control apparatus according to the first modification of the second embodiment.
  • FIG. 14 is a diagram illustrating a suspension device and a suspension control device according to a second modification of the second embodiment.
  • FIG. 15 is a flowchart illustrating a processing procedure for obtaining a target thrust in the suspension control device according to the second modification of the second embodiment.
  • FIG. 16 is a diagram illustrating a configuration of an example of an actuator suitable for the suspension device.
  • the suspension device S1 includes an actuator A that is interposed between an unsprung member B that is a vehicle body of a vehicle and an unsprung member W that is a wheel, and that can generate thrust, and an unsprung member B and an unsprung member W.
  • a passive damper D interposed in parallel with the actuator A and a controller C1 as a suspension control device for controlling the actuator A are provided.
  • the actuator A includes a cylinder (not shown), a piston that is movably inserted into the cylinder and divides the cylinder into an extension side chamber and a pressure side chamber, a rod that is movably inserted into the cylinder and connected to the piston, And a fluid pressure unit H that supplies and discharges fluid to and from the extension side chamber and the compression side chamber to drive the extension body E to extend and contract.
  • the stretchable body E is interposed between the sprung member B and the unsprung member W of the vehicle as shown in FIG.
  • the vehicle is schematically shown, and a suspension spring SP is provided between the unsprung member W and the sprung member B in parallel with the actuator A.
  • the tire T attached to the wheel functions as a spring provided between the road surface and the unsprung member W.
  • a damper D is provided in parallel with the actuator A between the unsprung member W and the sprung member B.
  • the damper D is a passive damper that can be expanded and contracted, and exhibits a damping force that suppresses the expansion and contraction when it expands and contracts by an external force.
  • the fluid pressure unit H can supply a fluid pressure source and the fluid supplied from the fluid pressure source by selecting either the expansion side chamber R1 or the pressure side chamber R2 of the expansion body E. Switching means is provided. The fluid pressure source and the switching means of the fluid pressure unit H are driven by the current supplied from the controller C1. By driving the fluid pressure source and the switching means, fluid is supplied to the expansion side chamber R1 or the pressure side chamber R2 of the expansion body E, and the expansion body E is driven to extend or contract.
  • the controller C1 obtains a target thrust Fref to be generated by the actuator A. That is, the controller C1 supplies a current to the fluid pressure source and the switching means so that the actuator A exhibits the target thrust Fref.
  • the actuator A is controlled by the controller C1.
  • the fluid pressure source an accumulator or a pump driven by a vehicle engine may be used. In this case, if a control valve for controlling the pressure of the fluid supplied from the fluid pressure source such as a pressure control valve is provided, the controller C1 controls the pressure of the fluid supplied from the fluid pressure source by controlling the control valve. Therefore, the controller C1 does not need to directly control the driving of the fluid pressure source.
  • the controller C1 includes the acceleration Gb in the vertical direction of the sprung member B detected by the acceleration sensor 4 attached to the sprung member B and the unsprung member W detected by the acceleration sensor 5 attached to the unsprung member W.
  • the acceleration Gw in the vertical direction is input.
  • the controller C1 processes these accelerations Gb and Gw, and outputs a current for controlling the actuator A to the fluid pressure unit H.
  • the controller C1 has a low-pass filter L1 that filters the vertical speed Vw of the unsprung member W, the first vibration suppression force F1 obtained from the vertical speed Vb of the sprung member B, and the low-pass filter.
  • a target thrust Fref of the actuator A is obtained based on the second vibration suppression force F2 obtained from the speed Vw processed in L1.
  • the controller C 1 integrates the acceleration Gb of the sprung member B input from the acceleration sensor 4 to obtain the vertical speed Vb of the sprung member B, and the acceleration sensor 5.
  • An integrator 11 for integrating the input acceleration Gw of the unsprung member W to obtain the vertical speed Vw of the unsprung member W, and the speed Vb output from the integrator 10 is multiplied by the gain Cb to generate the first vibration.
  • the multiplication unit 14 that multiplies the speed Vw by the gain Cw, and the signal output from the multiplication unit 14 are processed by the low-pass filter L1 to obtain the second vibration suppression force F2.
  • a second vibration suppression force calculation unit 13 a target thrust calculation unit 15 that obtains a target thrust Fref to be generated by the actuator A by adding the first vibration suppression force F1 and the second vibration suppression force F2;
  • a control command generator 16 for generating a control command to be given to the fluid pressure source and switching means in the fluid pressure unit H from Fref, and a fluid pressure source and switching means for the fluid pressure unit H when receiving a control command from the control command generator 16
  • a driver 17 that outputs a current for driving.
  • Integrator 10 integrates acceleration Gb of sprung member B to obtain velocity Vb.
  • the integrator 10 may be a low-pass filter having an effect of artificially integrating the acceleration Gb.
  • the integrator 11 may be a low-pass filter having an effect of integrating the acceleration Gw of the unsprung member W in a pseudo manner.
  • the first vibration suppression force calculation unit 12 multiplies the speed Vb output from the integrator 10 by the gain Cb to obtain the first vibration suppression force F1.
  • the gain Cb is a gain multiplied by the speed Vb in order to obtain the first vibration suppression force F1 that mainly suppresses the vibration of the sprung member B. For this reason, the gain Cb is set in consideration of the weight of the sprung member B and the like.
  • the first vibration suppression force F1 is obtained by multiplying the speed Vb by the gain Cb. If the first vibration suppression force F1 is not linear with respect to the speed Vb and has characteristics that cannot be expressed as a function, the relationship between the speed Vb and the first vibration suppression force F1 is mapped and mapped.
  • the first vibration suppression force F1 may be obtained from the speed Vb by calculation.
  • the multiplying unit 14 obtains a signal Fw in the process of obtaining the second vibration suppression force F2 by multiplying the speed Vw of the unsprung member W output from the integrator 11 by the gain Cw.
  • the gain Cw is a gain multiplied by the speed Vw in order to obtain the second vibration suppression force F2 that mainly suppresses the vibration of the unsprung member W. For this reason, the gain Cw is set in consideration of the weight of the unsprung member W and the like.
  • the low-pass filter L1 removes the frequency component of the band of the unsprung resonance frequency ⁇ w, which is the resonance frequency of the unsprung member W, from the frequency component of the signal Fw, and the resonance frequency of the sprung member B A frequency component in a certain sprung resonance frequency ⁇ b band is passed. For this reason, the low-pass filter L1 has a frequency characteristic having a breakpoint frequency ⁇ c between the sprung resonance frequency ⁇ b and the unsprung resonance frequency ⁇ w.
  • the bending point frequency ⁇ c may be arbitrarily set between the sprung resonance frequency ⁇ b and the unsprung resonance frequency ⁇ w.
  • the function required of the low-pass filter L1 is to remove the frequency component in the band of the unsprung resonance frequency ⁇ w from the frequency component of the velocity Vw and pass the frequency component in the band of the sprung resonance frequency ⁇ b. Therefore, the breakpoint frequency ⁇ c may be set in the vicinity of the center value of the sprung resonance frequency ⁇ b and the unsprung resonance frequency ⁇ w.
  • the sprung resonance frequency ⁇ b is a frequency around 1 Hz
  • the unsprung resonance frequency ⁇ w is a frequency around 10 Hz. Therefore, the break frequency ⁇ c is 4 Hz or more in the frequency characteristics of the low-pass filter L1. It is good to set to the range below 7Hz.
  • the second vibration suppression force F2 is obtained by processing the signal Fw output from the multiplication unit 14 with the low-pass filter L1. That is, the second vibration suppression force calculation unit 13 includes the multiplication unit 14 and the low-pass filter L1. In the second vibration suppression force calculation unit 13, a signal Fw in the process of obtaining the second vibration suppression force F2 by multiplying the speed Vw by the gain Cw is obtained. Instead, for example, when the second vibration suppression force F2 is not linear with respect to the speed Vw and has characteristics that cannot be expressed by a function, the relationship between the speed Vw and the signal Fw is mapped. The signal Fw may be obtained from the speed Vw by map calculation. Further, the signal Fw obtained by the multiplication unit 14 is filtered by the low-pass filter L1.
  • the second vibration suppression force F2 may be obtained by filtering the vertical velocity Vw of the unsprung member W and then multiplying the gain Cw by the multiplication unit 14. In this way, any signal in the process of calculating the second vibration suppression force F2 from the vertical velocity Vw of the unsprung member W may be processed by the low-pass filter L1. For this reason, it is possible to arbitrarily determine at which point the processing by the low-pass filter L1 is performed.
  • the target thrust calculation unit 15 adds the first vibration suppression force F1 and the second vibration suppression force F2 to obtain the target thrust Fref that should be generated by the actuator A.
  • the second vibration suppression force F2 has a very small value because when the vibration frequency of the speed Vw becomes a frequency near the unsprung resonance frequency ⁇ w, it is difficult to transmit through the low-pass filter L1.
  • the first vibration suppression force F1 since the speed Vb is the vertical speed of the sprung member B, the frequency component of the speed Vb increases in the peripheral band of the sprung resonance frequency ⁇ b, but the sprung resonance frequency. It becomes smaller in the band exceeding the peripheral band of ⁇ b. Therefore, the target thrust Fref has a very small value in the vicinity of the unsprung resonance frequency ⁇ w and in a high frequency region higher than that.
  • the control command generator 16 generates a control command to be given to the fluid pressure source and switching means of the fluid pressure unit H based on the target thrust Fref obtained by the target thrust calculator 15. Specifically, the control command given to the switching means according to the direction of the target thrust Fref, that is, the direction of the thrust generated by the actuator A, and the current given to the fluid pressure source from the magnitude of the value of the target thrust Fref are indicated. Control commands to be generated.
  • the control command for the control command generator 16 to drive the switching means may be a control command that instructs whether or not to supply current to the solenoid.
  • the control command for the control command generator 16 to drive the motor may be a control command that instructs the amount of current to be supplied to the motor.
  • the control command generation unit 16 may generate a control command corresponding to the driving device necessary for controlling the expansion and contraction of the actuator A.
  • the control command generation unit 16 instructs the amount of current to be supplied to the solenoid of the pressure control valve.
  • a control command may be generated.
  • the driver 17 supplies the driving device necessary for extending / contracting the actuator A according to the control command input from the control command generating unit 16, in this case, to the fluid pressure source and the switching means of the fluid pressure unit H. Output current.
  • the driver 17 includes, for example, a drive circuit for PWM driving the motor and the solenoid when the fluid pressure source is a pump driven by a motor and the switching means is a direction switching valve driven by a solenoid.
  • the driver 17 receives a control command from the control command generator 16, the driver 17 supplies current to the solenoid and the motor according to the command.
  • Each drive circuit in the driver 17 may be a drive circuit other than the drive circuit that performs PWM driving.
  • the controller C1 reads the vertical acceleration Gb of the sprung member B and the vertical acceleration Gw of the unsprung member W (step 501). Subsequently, the acceleration Gb and the acceleration Gw are integrated to obtain a velocity Vb and a velocity Vw (step 502). Next, the controller C1 calculates the first vibration suppression force F1 by multiplying the speed Vb by the gain Cb (step 503).
  • controller C1 multiplies the speed Vw by the gain Cw to obtain the signal Fw (step 504), filters the obtained signal Fw with the low-pass filter L1, and has a frequency component equal to or higher than the unsprung resonance frequency ⁇ w band of the signal Fw. Is removed to obtain a second vibration suppression force F2 (step 505).
  • the controller C1 calculates the target thrust Fref by adding the first vibration suppression force F1 and the second vibration suppression force F2 (step 506). Then, the controller C1 generates a control command from the target thrust Fref (step 507), and supplies a current from the driver 17 to the fluid pressure source and switching means of the fluid pressure unit H (step 508).
  • the controller C1 controls the actuator A by repeatedly executing the above procedure.
  • the series of processing flows described above is an example, and can be changed as appropriate.
  • the first vibration suppression force F1 obtained from the vertical velocity Vb of the sprung member B and the second vibration processed by the low-pass filter L1.
  • a target thrust Fref of the actuator A is obtained based on the suppression force F2. For this reason, the target thrust Fref is very small with respect to the vibration of the sprung member B and the unsprung member W in the vicinity of the unsprung resonance frequency ⁇ w and in a frequency region higher than that, and the thrust generated by the actuator A is also very large. Becomes smaller.
  • the target thrust Fref becomes a small value, so even if there is a response delay in the switching means or the fluid pressure source. The ride comfort in the vehicle is not deteriorated.
  • suspension device S1 and the controller C1 as the suspension control device, it is possible to improve the riding comfort in the vehicle without using a highly responsive device.
  • the mass of the unsprung member W is M 1
  • the mass of the sprung member B is M 2
  • the road surface displacement is X 0
  • the vertical displacement of the unsprung member W is X 1
  • the sprung member B each upward vertical displacement as X 2 is positive
  • contraction direction of the thrust of the actuator a and F elastics E positive and the spring constant of the suspension spring SP Ks, and the damping coefficient of the damper D Cp of Then, the equation of motion of the sprung member B is expressed by the following equation (1).
  • ⁇ CpX 2 ′ on the right side in the formula (1) is a force in the direction opposite to the direction of motion of the sprung member B, the sprung member always acts in a direction to suppress the vibration of the sprung member B. Demonstrates the effect of damping B.
  • CpX 1 ′ gives an action of exciting the sprung member B according to the sign of the value of X 1 ′, and on the contrary, gives an action of damping the vibration of the sprung member B.
  • the target thrust Fref is the sum of the first vibration suppression force F1 and the second vibration suppression force F2
  • the following equation (2) is established.
  • the first vibration suppression force F1 is a force proportional to the speed Vb of the sprung member B, and is a force that suppresses the vibration of the sprung member B exhibited by the damper D. In the same manner as above, it always acts as a force that gives a damping action to suppress the vibration of the sprung member B.
  • the second vibration suppression force F2 is a force that counteracts the force that fluctuates depending on whether the sprung member B is vibrated or suppressed.
  • the second vibration suppression force F2 is provided by the low-pass filter L1 having the characteristic that the breakpoint frequency ⁇ c as the cutoff frequency is set between the sprung resonance frequency ⁇ b and the unsprung resonance frequency ⁇ w. Filter the signal in the process of obtaining. For this reason, the value of the second vibration suppression force F2 becomes very small for vibration in the unsprung resonance frequency ⁇ w band, and the vibration of the unsprung member W can be suppressed by the damping force of the damper D.
  • the value of the second vibration suppression force F2 is increased, and the sprung member B is suppressed from being vibrated by the vibration of the unsprung member W.
  • an excellent vibration damping effect of the sprung member B can be obtained. Therefore, when the unsprung member W vibrates in the unsprung resonance frequency ⁇ w band, the unsprung member W is not excited by the actuator A, and the unsprung member W vibrates with the damping force exerted by the damper D. Can be suppressed.
  • the thrust of the actuator A is controlled (broken line in FIGS. 5A and 5B).
  • the vibration of the unsprung member W in the unsprung resonance frequency ⁇ w band is reduced, and the vibration of the unsprung member B in the unsprung resonance frequency ⁇ b band, as indicated by the solid line in FIGS. Is reduced.
  • the stroke speed Vs of the expansion / contraction body E as the relative speed in the vertical direction of the sprung member B and the unsprung member W is obtained, and the sprung member B
  • the velocity Vw of the unsprung member W may be obtained by subtracting the stroke velocity Vs from the velocity Vb.
  • the controller C2 in the suspension device S2 shown in FIG. 6 replaces the acceleration sensor 5 that detects the acceleration Gw of the unsprung member W
  • a stroke sensor 6 is provided to detect the stroke displacement Xs of the stretchable body E.
  • a differentiator 18 is provided instead of the integrator 11 to differentiate the stroke displacement Xs to obtain the stroke speed Vs.
  • an unsprung speed calculation unit 19 is provided. In the unsprung speed calculation unit 19, the stroke speed Vs is subtracted from the speed Vb of the sprung member B obtained by the integrator 10, and the vertical speed of the unsprung member W is calculated. We are looking for Vw.
  • the stretchable body E is connected to the sprung member B and the unsprung member W. For this reason, the vertical displacement of the sprung member B and the unsprung member W can be detected by attaching the stroke sensor 6 to the stretchable body E. The relative velocity can be obtained by differentiating the detected relative displacement.
  • the stroke sensor 6 may be provided integrally with the telescopic body E or may be a separate body.
  • the controller C2 reads the vertical acceleration Gb of the sprung member B and the stroke displacement Xs of the expansion / contraction body E (step 601). Subsequently, the acceleration Gb is integrated to obtain a speed Vb, and the stroke displacement Xs is differentiated to obtain a stroke speed Vs that is a relative speed between the sprung member B and the unsprung member W (step 602). Next, the controller C2 subtracts the stroke speed Vs from the speed Vb to obtain the vertical speed Vw of the unsprung member W (step 603). The controller C2 calculates the first vibration suppression force F1 by multiplying the speed Vb by the gain Cb (step 604).
  • controller C2 multiplies the speed Vw by the gain Cw to obtain the signal Fw (step 605), filters the obtained signal Fw with the low-pass filter L1, and has a frequency component equal to or higher than the unsprung resonance frequency ⁇ w band of the signal Fw. Is removed to obtain a second vibration suppression force F2 (step 606).
  • the controller C2 calculates the target thrust Fref by adding the first vibration suppression force F1 and the second vibration suppression force F2 (step 607). Then, the controller C2 generates a control command from the target thrust Fref (step 608), and supplies a current from the driver 17 to the fluid pressure source and switching means of the fluid pressure unit H (step 609).
  • the controller C2 controls the actuator A by repeatedly executing the above procedure.
  • the series of processing flows described above is an example, and can be changed as appropriate.
  • the target thrust Fref of the actuator A is obtained based on the second vibration suppression force F2 processed by the low-pass filter L1. For this reason, the thrust generated by the actuator A is very small with respect to the vibration of the sprung member B and the unsprung member W in the vicinity of the unsprung resonance frequency ⁇ w and in a frequency region higher than that. Therefore, the vibration of the sprung member B and the unsprung member W at this time is suppressed by the passive damping force by the damper D.
  • suspension device S2 and the controller C2 as the suspension control device, it is possible to improve the riding comfort in the vehicle without using a highly responsive device, like the suspension device S1 and the controller C1.
  • the suspension device S2 and the controller C2 as the suspension control device use this measurement value as the stroke displacement Xs to control the actuator A without providing a separate sensor for detecting the stroke displacement Xs. It is possible.
  • the damper D is provided in parallel with the actuator A. Instead of this, as shown in FIG. 8, the damper D may be abolished so that the actuator A1 exhibits the damping force that should be generated by the damper.
  • the controller C3 multiplies the stroke speed Vs by a gain Cp corresponding to the damping coefficient of the damper to the controller C2 of the suspension apparatus S2 in FIG.
  • the third vibration suppression force calculation unit 20 to be obtained is added.
  • the third vibration suppression force F3 is a force corresponding to the damping force generated by the abandoned damper D.
  • the target thrust calculation unit 15 adds the first vibration suppression force F1, the second vibration suppression force F2, and the third vibration suppression force F3 to obtain the target thrust Fref.
  • the actuator A1 since the third vibration suppression force F3 is added to the target thrust Fref, the actuator A1 exhibits the damping force generated by the abandoned damper D instead of the damper D. Even in this case, according to the suspension device S3 and the controller C3 as the suspension control device, the riding comfort in the vehicle can be improved.
  • the controller C3 reads the vertical acceleration Gb of the sprung member B and the stroke displacement Xs of the telescopic body E (step 700). Subsequently, the acceleration Gb is integrated to obtain the velocity Vb, and the stroke displacement Xs is differentiated to obtain the stroke velocity Vs (step 701). Next, the controller C3 subtracts the stroke speed Vs from the speed Vb to obtain the vertical speed Vw of the unsprung member W (step 702). The controller C3 calculates the first vibration suppression force F1 by multiplying the speed Vb by the gain Cb (step 703).
  • controller C3 multiplies the speed Vw by the gain Cw to obtain the signal Fw (step 704), filters the obtained signal Fw with the low-pass filter L1, and has a frequency component equal to or higher than the unsprung resonance frequency ⁇ w band of the signal Fw. Is removed to obtain a second vibration suppression force F2 (step 705).
  • the controller C3 obtains the third vibration suppression force F3 by multiplying the stroke speed Vs by the gain Cp (step 706). Furthermore, the controller C3 adds the first vibration suppression force F1, the second vibration suppression force F2, and the third vibration suppression force F3 to obtain the target thrust Fref (step 707). Then, the controller C3 generates a control command from the target thrust Fref (step 708), and supplies a current from the driver 17 to the actuator A1 (step 709). By repeatedly executing the above procedure, the controller C3 controls the actuator A1.
  • the series of processing flows described above is an example, and can be changed as appropriate.
  • the target thrust Fref of the actuator A1 is obtained based on the second vibration suppression force F2 processed by the low-pass filter L1. Further, the target thrust Fref is added with the third vibration suppression force F3 obtained from the stroke speed Vs, and the damping force that should be generated by the damper can be generated by the actuator A1.
  • the two vibration suppression force F2 becomes very small, and the vibration of the sprung member B and the unsprung member W is suppressed by the third vibration suppression force F3 (damping force) generated by the actuator A1 as a damper.
  • control response up to the band of the unsprung resonance frequency ⁇ w is required.
  • control responsiveness up to the band of the unsprung resonance frequency ⁇ w is ensured, and the ride comfort in the vehicle. Can be improved.
  • the damping force that should be generated by the damper can be generated by the actuator A1, the damper D can be eliminated. For this reason, the manufacturing cost of suspension apparatus S3 can be reduced.
  • the suspension device S4 includes an actuator A that is interposed between an unsprung member B that is a vehicle body of a vehicle and an unsprung member W that is a wheel, and can generate a thrust, and an unsprung member B.
  • a damper D interposed in parallel with the actuator A, and a controller C4 as a suspension control device for controlling the actuator A.
  • the actuator A is a cylinder (not shown), a piston that is movably inserted into the cylinder and divides the cylinder into an expansion side chamber and a pressure side chamber, and a cylinder that is movably inserted. And a rod that is connected to the piston, and a fluid pressure unit H that supplies and discharges fluid to and from the extension side chamber and the compression side chamber to drive the extension body E to extend and contract.
  • the target thrust Fref to be generated by the actuator A is obtained, and the actuator A exhibits the target thrust Fref to the fluid pressure source and switching means of the fluid pressure unit H. Supply current.
  • the controller C4 In the controller C4, the vertical acceleration Gb of the sprung member B detected by the acceleration sensor 4 attached to the sprung member B, and the vertical displacement of the sprung member B and the unsprung member W as a telescopic body E.
  • the stroke displacement Xs of the expansion / contraction body E detected by the stroke sensor 6 attached to is input.
  • the controller C4 processes the acceleration Gb and the stroke displacement Xs, and outputs a current for controlling the actuator A to the fluid pressure unit H.
  • the controller C4 has a low-pass filter L2 for filtering the signal Fd in the process of obtaining the second vibration suppression force F2 from the stroke speed Vs obtained by differentiating the stroke displacement Xs, and the vertical speed of the sprung member B Based on the first vibration suppression force F1 obtained from Vb and the second vibration suppression force F2 processed by the low-pass filter L2, the target thrust Fref of the actuator A is obtained.
  • the controller C4 integrates the acceleration Gb of the sprung member B input from the acceleration sensor 4 to obtain the vertical speed Vb of the sprung member B, and the stroke sensor 6.
  • the multiplication unit 34 for multiplying the stroke speed Vs by the gain Cs, and a signal output by the multiplication unit 34.
  • a second vibration suppression force calculator 33 that obtains the second vibration suppression force F2 by processing with the low-pass filter L2, and a second vibration suppression force F1 so as to cancel the damping force generated by the damper D.
  • a target thrust calculation unit 35 for obtaining the target thrust Fref to be generated by the actuator A by adding the suppression force F2, and a control command generation for generating a control command from the target thrust Fref to the fluid pressure source and switching means in the fluid pressure unit H
  • a driver 37 that outputs a current that drives the fluid pressure source and the switching means of the fluid pressure unit H when a control command is received from the control command generator 36.
  • Integrator 30 integrates acceleration Gb of sprung member B to obtain velocity Vb.
  • the integrator 30 may be a low-pass filter having an effect of integrating the acceleration Gb in a pseudo manner.
  • the differentiator 31 may be a high-pass filter having an effect of differentiating the stroke displacement Xs in a pseudo manner.
  • the first vibration suppression force calculator 32 multiplies the speed Vb output from the integrator 30 by the gain Cb to obtain the first vibration suppression force F1.
  • the gain Cb is a gain multiplied by the speed Vb in order to obtain the first vibration suppression force F1 that mainly suppresses the vibration of the sprung member B. For this reason, the gain Cb is set in consideration of the weight of the sprung member B and the like.
  • the first vibration suppression force F1 is obtained by multiplying the speed Vb by the gain Cb. If the first vibration suppression force F1 is not linear with respect to the speed Vb and has characteristics that cannot be expressed as a function, the relationship between the speed Vb and the first vibration suppression force F1 is mapped and mapped.
  • the first vibration suppression force F1 may be obtained from the speed Vb by calculation.
  • the multiplication unit 34 multiplies the stroke speed Vs, which is the relative speed in the vertical direction of the sprung member B and the unsprung member W, output from the differentiator 31 by a gain Cs to obtain a second vibration suppression force F2. Get Fd.
  • the gain Cs is a gain multiplied by the stroke speed Vs in order to obtain the second vibration suppression force F2 that suppresses relative movement between the sprung member B and the unsprung member W.
  • the low-pass filter L2 has a band of the unsprung resonance frequency ⁇ w that is the resonance frequency of the unsprung member W in the frequency component of the signal Fd, as shown in FIG.
  • the frequency component is removed, and the frequency component in the band of the sprung resonance frequency ⁇ b that is the resonance frequency of the sprung member B is passed.
  • the low-pass filter L1 has a frequency characteristic having a breakpoint frequency ⁇ c between the sprung resonance frequency ⁇ b and the unsprung resonance frequency ⁇ w.
  • the break frequency ⁇ c of the low-pass filter L2 may be set in a range of 4 Hz to 7 Hz, for example.
  • the second vibration suppression force F2 is obtained by processing the signal Fd output from the multiplier 34 by the low-pass filter L2. That is, the second vibration suppression force calculation unit 33 includes the multiplication unit 34 and the low-pass filter L2. In the second vibration suppression force calculation unit 33, a signal Fd in the process of obtaining the second vibration suppression force F2 by multiplying the stroke speed Vs by the gain Cs is obtained. Instead, for example, when the second vibration suppression force F2 is not linear with respect to the stroke speed Vs and has a characteristic that cannot be expressed by a function, the relationship between the stroke speed Vs and the signal Fd is mapped. The signal Fd may be obtained from the stroke speed Vs by map calculation.
  • the signal Fd obtained by the multiplier 34 is filtered by the low-pass filter L2.
  • the second vibration suppression force F2 may be obtained by filtering the stroke speed Vs and then multiplying the gain Cs by the multiplication unit 34.
  • any signal in the process of calculating the second vibration suppression force F2 from the stroke speed Vs may be processed by the low-pass filter L2. For this reason, it is possible to arbitrarily determine at which point the processing by the low-pass filter L2 is performed.
  • the target thrust calculation unit 35 obtains the target thrust Fref to be generated by the actuator A by adding the second vibration suppression force F2 to the first vibration suppression force F1 so as to cancel the damping force generated by the damper D.
  • the second vibration suppression force F2 has a very small value because it is difficult to transmit through the low-pass filter L2.
  • the first vibration suppression force F1 since the speed Vb is the vertical speed of the sprung member B, the frequency component of the speed Vb increases in the peripheral band of the sprung resonance frequency ⁇ b, but the sprung resonance frequency. It becomes smaller in the band exceeding the peripheral band of ⁇ b. Therefore, the target thrust Fref has a very small value in the vicinity of the unsprung resonance frequency ⁇ w and in a high frequency region higher than that.
  • the control command generator 36 generates a control command to be given to the fluid pressure source and the switching means of the fluid pressure unit H based on the target thrust Fref obtained by the target thrust calculator 35, as in the first embodiment. . Specifically, the control command given to the switching means according to the direction of the target thrust Fref, that is, the direction of the thrust generated by the actuator A, and the current given to the fluid pressure source from the magnitude of the value of the target thrust Fref are indicated. Control commands to be generated.
  • the driver 37 is supplied to a driving device necessary for extending / contracting the actuator A according to a control command input from the control command generating unit 36, in this case, to the fluid pressure source and the switching means of the fluid pressure unit H. Output current.
  • the controller C4 reads the vertical acceleration Gb and the stroke displacement Xs of the sprung member B (step 801). Subsequently, the acceleration Gb is integrated to obtain the velocity Vb, and the stroke displacement Xs is differentiated to obtain the stroke velocity Vs (step 802). Next, the controller C4 calculates the first vibration suppression force F1 by multiplying the speed Vb by the gain Cb (step 803).
  • controller C4 multiplies the stroke speed Vs by the gain Cs to obtain a signal Fd (step 804), filters the obtained signal Fd with the low-pass filter L2, and has a frequency equal to or higher than the unsprung resonance frequency ⁇ w band of the signal Fd.
  • the component is removed to obtain a second vibration suppression force F2 (step 805).
  • the controller C4 calculates the target thrust Fref by adding the second vibration suppression force F2 to the first vibration suppression force F1 so as to cancel the damping force generated by the damper D (step 806). Then, the controller C4 generates a control command from the target thrust Fref (step 807), and supplies a current from the driver 37 to the fluid pressure source and switching means of the fluid pressure unit H (step 808).
  • the controller C4 controls the actuator A by repeatedly executing the above procedure.
  • the series of processing flows described above is an example, and can be changed as appropriate.
  • the first vibration suppression force F1 obtained from the vertical velocity Vb of the sprung member B and the second vibration processed by the low-pass filter L2.
  • a target thrust Fref of the actuator A is obtained based on the suppression force F2. For this reason, the target thrust Fref is very small with respect to the vibration of the sprung member B and the unsprung member W in the vicinity of the unsprung resonance frequency ⁇ w and in a frequency region higher than that, and the thrust generated by the actuator A is also very large. Becomes smaller.
  • the target thrust Fref becomes a small value, so even if there is a response delay in the switching means or the fluid pressure source. The ride comfort in the vehicle is not deteriorated.
  • suspension device S4 and the controller C4 as the suspension control device, it is possible to improve the riding comfort in the vehicle without using a highly responsive device.
  • the suspension device S4 and the controller C4 as the suspension control device use this measurement value as the stroke displacement Xs to control the actuator A without providing a separate sensor for detecting the stroke displacement Xs. It is possible.
  • the mass of the unsprung member W is M 1
  • the mass of the sprung member B is M 2
  • the road surface displacement is X 0
  • the vertical displacement of the unsprung member W is X 1
  • the sprung member B each upward vertical displacement as X 2 is positive
  • contraction direction of the thrust of the actuator a and F elastics E positive and the spring constant of the suspension spring SP Ks, and the damping coefficient of the damper D Cp of Then, the equation of motion of the sprung member B is expressed by the following equation (4).
  • the target thrust Fref is the sum of the first vibration suppression force F1 and the second vibration suppression force F2, the following equation (5) is established.
  • Equation (6) Looking at the first term on the right side of Equation (6), -C 2 X 2 'acts in the opposite direction to the motion of the sprung member B, and always acts in the direction to suppress the vibration of the sprung member B. Thus, the effect of damping the sprung member B is exhibited.
  • + C 1 (X 2 ′ ⁇ X 1 ′) on the right side of Equation (6) acts in the direction to cancel ⁇ Cp (X 2 ′ ⁇ X 1 ′) in the same right side of Equation (6). The effect of reducing the force for exciting the vibration of the sprung member B is exhibited.
  • the thrust exerted by the actuator A acts so that the damping action is reduced with respect to the vibration of the unsprung member W, and when the unsprung member W vibrates in the unsprung resonance frequency ⁇ w band, the unsprung member.
  • the vibration of W is promoted.
  • the second vibration suppression force is reduced by the low-pass filter L2 having the characteristic that the breakpoint frequency ⁇ c as the cutoff frequency is set between the sprung resonance frequency ⁇ b and the unsprung resonance frequency ⁇ w.
  • the signal in the process of obtaining F2 is filtered. For this reason, the value of the second vibration suppression force F2 becomes very small for vibration in the unsprung resonance frequency ⁇ w band, and the vibration of the unsprung member W can be suppressed by the damping force of the damper D.
  • the value of the second vibration suppression force F2 is increased, and the sprung member B is suppressed from being vibrated by the vibration of the unsprung member W.
  • an excellent vibration damping effect of the sprung member B can be obtained. Therefore, when the unsprung member W vibrates in the unsprung resonance frequency ⁇ w band, the unsprung member W is not excited by the actuator A, and the unsprung member W vibrates with the damping force exerted by the damper D. Can be suppressed.
  • the thrust of the actuator A is controlled by obtaining the second vibration suppression force without processing by the low-pass filter L2 ( 5A and 5B), the vibration of the unsprung member W in the unsprung resonance frequency ⁇ w band is reduced and the unsprung resonance frequency, as indicated by the solid line in FIGS. 5A and 5B.
  • the vibration of the sprung member B in the ⁇ b band is reduced.
  • the stroke speed Vs is necessary. As shown in FIG. 12, the vertical speed Vw of the unsprung member W is subtracted from the vertical speed Vb of the sprung member B. Thus, the stroke speed Vs may be obtained.
  • the controller C5 in the suspension device S5 shown in FIG. thus, the acceleration Gw of the unsprung member W is detected.
  • an integrator 38 is provided instead of the differentiator 21 to integrate the acceleration Gw of the unsprung member W so as to obtain the speed Vw of the unsprung member W.
  • a stroke speed calculation unit 39 is provided, and the stroke speed calculation unit 39 subtracts the speed Vw of the unsprung member W obtained by the integrator 38 from the speed Vb of the sprung member B obtained by the integrator 30.
  • a stroke speed Vs that is a relative speed in the vertical direction of the sprung member B and the unsprung member W is obtained.
  • the controller C5 reads the acceleration Gb in the vertical direction of the sprung member B and the acceleration Gw of the unsprung member W (step 901). Subsequently, the acceleration Gb and the acceleration Gw are integrated to obtain a velocity Vb and a velocity Vw (step 902). Next, the controller C5 subtracts the speed Vw from the speed Vb to obtain the stroke speed Vs (step 903). The controller C5 obtains the first vibration suppression force F1 by multiplying the speed Vb by the gain Cb (step 904).
  • controller C5 multiplies the stroke speed Vs by the gain Cs to obtain a signal Fd (step 905), filters the obtained signal Fd with a low-pass filter L2, and has a frequency equal to or higher than the unsprung resonance frequency ⁇ w band of the signal Fd.
  • the component is removed to obtain a second vibration suppression force F2 (step 906).
  • the controller C5 calculates the target thrust Fref by adding the first vibration suppression force F1 and the second vibration suppression force F2 (step 907). Then, the controller C5 generates a control command from the target thrust Fref (step 908), and supplies a current from the driver 37 to the fluid pressure source and switching means of the fluid pressure unit H (step 909).
  • the controller C5 controls the actuator A by repeatedly executing the above procedure.
  • the series of processing flows described above is an example, and can be changed as appropriate.
  • the target thrust Fref of the actuator A is obtained based on the second vibration suppression force F2 processed by the low-pass filter L2. For this reason, the thrust generated by the actuator A is very small with respect to the vibration of the sprung member B and the unsprung member W in the vicinity of the unsprung resonance frequency ⁇ w and in a frequency region higher than that. Therefore, the vibration of the sprung member B and the unsprung member W at this time is suppressed by the passive damping force by the damper D.
  • the riding comfort in the vehicle can be improved without using a highly responsive device, as in the suspension device S4 and the controller C4.
  • the damper D is provided in parallel with the actuator A. Instead, as shown in FIG. 14, the damper D may be abolished so that the actuator A1 exhibits a damping force that should be generated by the damper.
  • the controller C6 multiplies the stroke speed Vs by a gain Cp corresponding to the damping coefficient of the damper to the controller C4 of the suspension device S4 in FIG.
  • the third vibration suppression force calculation unit 40 to be obtained is added.
  • the third vibration suppression force F3 is a force corresponding to the damping force generated by the abandoned damper D.
  • the target thrust calculation unit 35 obtains the target thrust Fref by adding the first vibration suppression force F1, the second vibration suppression force F2, and the third vibration suppression force F3. As described above, since the third vibration suppression force F3 is added to the target thrust Fref, the actuator A1 exhibits the damping force generated by the abandoned damper D instead of the damper D. Even in this case, according to the suspension device S6 and the controller C6 as the suspension control device, the riding comfort in the vehicle can be improved.
  • the controller C6 reads the vertical acceleration Gb of the sprung member B and the stroke displacement Xs of the expansion / contraction body E (step 1000). Subsequently, the acceleration Gb is integrated to obtain the velocity Vb, and the stroke displacement Xs is differentiated to obtain the stroke velocity Vs (step 1001). Next, the controller C6 determines the first vibration suppression force F1 by multiplying the speed Vb by the gain Cb (step 1002).
  • controller C6 multiplies the speed Vs by the gain Cs to obtain the signal Fd (step 1003), and filters the obtained signal Fd with the low-pass filter L2, so that the frequency component of the signal Fd above the unsprung resonance frequency ⁇ w band is obtained. Is removed to obtain a second vibration suppression force F2 (step 1004).
  • the controller C6 obtains the third vibration suppression force F3 by multiplying the stroke speed Vs by the gain Cp (step 1005). Furthermore, the controller C6 adds the first vibration suppression force F1, the second vibration suppression force F2, and the third vibration suppression force F3 to obtain the target thrust Fref (step 1006). Then, the controller C6 generates a control command from the target thrust Fref (step 1007), and supplies a current from the driver 37 to the actuator A1 (step 1008). By repeatedly executing the above procedure, the controller C6 controls the actuator A1.
  • the series of processing flows described above is an example, and can be changed as appropriate.
  • the target thrust Fref of the actuator A1 is obtained based on the second vibration suppression force F2 processed by the low-pass filter L2. Further, the target thrust Fref is added with the third vibration suppression force F3 obtained from the stroke speed Vs, and the damping force that should be generated by the damper can be generated by the actuator A1.
  • the two vibration suppression force F2 becomes very small, and the vibration of the sprung member B and the unsprung member W is suppressed by the third vibration suppression force F3 (damping force) generated by the actuator A1 as a damper.
  • control response up to the band of the unsprung resonance frequency ⁇ w is required.
  • control responsiveness up to the band of the unsprung resonance frequency ⁇ w is ensured, and the ride comfort in the vehicle. Can be improved.
  • the actuator A includes a cylinder 1, a piston 2 that is movably inserted into the cylinder 1 and divides the cylinder 1 into an extension side chamber R 1 and a compression side chamber R 2, and is movably inserted into the cylinder 1 and connected to the piston 2. And a fluid pressure unit H that supplies and discharges fluid to and from the expansion side chamber R1 and the compression side chamber R2 to drive the expansion body E to extend and contract.
  • the expansion side chamber R1 is a chamber compressed during the expansion stroke
  • the compression side chamber R2 is a chamber compressed during the contraction stroke.
  • the fluid pressure unit H includes a pump P, a reservoir R connected to the suction side of the pump P, and a fluid pressure circuit HC provided between the telescopic body E and the pump P and the reservoir R.
  • the fluid pressure circuit HC is connected to the supply passage 51 connected to the discharge side of the pump P, the discharge passage 52 connected to the reservoir R, the extension side passage 53 connected to the extension side chamber R1, and the pressure side chamber R2.
  • Direction switching as a switching means for selectively connecting one of the pressure side passage 54, the expansion side passage 53 and the pressure side passage 54 to the supply passage 51 and connecting the other of the expansion side passage 53 and the pressure side passage 54 to the discharge passage 52.
  • An extension side damping element 56 which provides resistance to the flow from the extension side chamber R1 to the direction switching valve 55 and is provided in the extension side passage 53 and allows the opposite direction flow, and the compression side passage 54.
  • the pressure side damping element 57 that gives resistance to the flow from the pressure side chamber R2 to the direction switching valve 55 and allows the flow in the opposite direction, and adjusts the pressure of the supply path 51 according to the supply current.
  • the extension side chamber R1 and the pressure side chamber R2 are filled with liquid such as hydraulic oil as the working fluid, and the reservoir R is filled with liquid and gas.
  • liquid such as hydraulic oil as the working fluid
  • the reservoir R is filled with liquid and gas.
  • a liquid such as water or an aqueous solution can be used in addition to the hydraulic oil.
  • the pump P is a one-way discharge type that sucks fluid from the suction side and discharges fluid from the discharge side, and is driven by a motor 62.
  • Various types of motors for example, brushless motors, induction motors, synchronous motors, etc., can be employed as the motor 62 regardless of whether they are direct current or alternating current.
  • the suction side of the pump P is connected to the reservoir R through the pump passage 63, and the discharge side is connected to the supply path 51. Therefore, when the pump P is driven by the motor 62, the pump P sucks the fluid from the reservoir R and discharges the fluid to the supply path 51.
  • the direction switching valve 55 is a four-port, two-position electromagnetic switching valve.
  • the direction switching valve 55 communicates the supply passage 51 with the expansion side passage 53 and the discharge passage 52 with the pressure side passage 54. In addition to the communication, the state in which the discharge passage 52 is communicated with the expansion side passage 53 is selectively switched.
  • the fluid supplied from the pump P can be supplied to either the expansion side chamber R1 or the pressure side chamber R2.
  • the pump 4 is driven in a state where the supply passage 51 communicates with the expansion side passage 53 and the discharge passage 52 communicates with the pressure side passage 54, fluid is supplied to the expansion side chamber R1 and fluid flows from the pressure side chamber R2 to the reservoir R. As a result, the actuator body A contracts.
  • the expansion side damping element 56 is provided with resistance to the flow from the expansion side chamber R1 toward the direction switching valve 55, and the flow toward the expansion side chamber R1 from the direction switching valve 55 in parallel with the expansion side attenuation valve 56a. And an extension side check valve 56b that permits only the above. Therefore, with respect to the flow of the fluid moving from the extension side chamber R1 toward the direction switching valve 55, the extension side check valve 56b is kept closed, so that the fluid passes only through the extension side damping valve 56a. Therefore, the air flows toward the direction switching valve 55 side. On the contrary, the extension side check valve 56b is opened with respect to the flow of the fluid moving from the direction switching valve 55 toward the extension side chamber R1.
  • the expansion side damping valve 56a may be a throttle valve that allows bidirectional flow, or may be a damping valve such as a leaf valve or a poppet valve that allows only the flow from the expansion side chamber R1 toward the direction switching valve 55. .
  • the pressure side damping element 57 allows only the flow from the direction switching valve 55 to the pressure side chamber R2 in parallel with the pressure side damping valve 57a that gives resistance to the flow from the pressure side chamber R2 to the direction switching valve 55, and the pressure side damping valve 57a.
  • Pressure side check valve 57b Therefore, with respect to the flow of the fluid moving from the pressure side chamber R2 toward the direction switching valve 55, the pressure side check valve 57b is maintained in the closed state, so that the fluid passes only through the pressure side damping valve 57a and flows in the direction. It will flow toward the switching valve 55 side.
  • the pressure side check valve 57b is opened for the flow of fluid moving from the direction switching valve 55 toward the pressure side chamber R2.
  • the pressure side damping valve 57a may be a throttle valve that allows bidirectional flow, or may be a damping valve such as a leaf valve or a poppet valve that only allows flow from the pressure side chamber R2 toward the direction switching valve 55.
  • the control valve 58 is an electromagnetic valve and is provided in the middle of the control passage 64 connecting the supply passage 51 and the discharge passage 52 in parallel with the suction passage 59.
  • the control valve 58 can control the pressure of the supply path 51 on the upstream side of the control valve 58 by adjusting the valve opening pressure.
  • the valve opening pressure of the control valve 58 changes in proportion to the amount of current supplied. The larger the amount of current supplied, the larger the valve opening pressure becomes. When no current is supplied, the valve opening pressure is minimized. Become.
  • the control valve 58 has a characteristic that there is no pressure override in which the pressure loss increases in proportion to the flow rate in the practical range of the suspension devices S1, S2, S4, and S5.
  • the practical area is, for example, an area in which the expansion / contraction body E expands / contracts within a range of 1 m / s.
  • the control valve 58 has no pressure override in which the pressure loss increases in proportion to the flow rate. This means that the pressure override can be ignored for the flow rate passing through the control valve 58 when the expansion / contraction body E expands / contracts within a range of 1 m / second.
  • the valve opening pressure of the control valve 58 when not energized is very small and hardly gives resistance to the flow of fluid that passes when deenergized.
  • the actuator A is configured as described above.
  • the pump P is driven by the motor 62, and the pump P discharges to one of the extension side chamber R1 and the pressure side chamber R2 connected to the pump P by the direction switching valve 55.
  • the stretchable body E can be actively expanded or contracted.
  • the expansion side chamber R1 when the expansion side chamber R1 is compressed when the expansion / contraction body E receives external force and the expansion side chamber R1 is compressed, the liquid discharged from the expansion side chamber R1 passes through the expansion side damping valve 56a and then switches the direction switching valve 55. Depending on the state, it reaches the reservoir R through the control valve 58 or reaches the reservoir R without going through the control valve 58. In any case, since the liquid discharged from the extension side chamber R1 always passes through the extension side damping valve 56a, a damping force that prevents the expansion and contraction body E from extending is applied.
  • the actuator A has a function of generating a thrust force that positively expands and contracts the expansion / contraction body E, and also functions as a passive damper with respect to vibration input by an external force.
  • the actuator A functions as both an actuator and a damper, when employed in the suspension devices S1, S2, S4, and S5, the actuator A receives a vibration input having a frequency equal to or higher than the unsprung resonance frequency ⁇ w. Can exert its function as a damper. For this reason, it is not necessary to separately provide the damper D in addition to the actuator A, and the manufacturing cost of the suspension devices S1, S2, S4, S5 can be reduced.
  • the actuator A that functions as the damper D is not limited to the actuator A having the above structure, and may be an actuator A having another structure.

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Abstract

　サスペンション装置Ｓ１は、推力を発生可能なアクチュエータＡと、コントローラＣ１とを備える。コントローラＣ１は、ばね上部材Ｂの上下方向の速度Ｖｂから第一振動抑制力Ｆ１を求める第一振動抑制力演算部１２と、ばね下部材Ｗの上下方向の速度Ｖｗ或いはばね上部材Ｂとばね下部材Ｖｗとの相対的な速度Ｖｓから第二振動抑制力Ｆ２を求める第二振動抑制力演算部１３と、ばね上共振周波数ωｂとばね下共振周波数ωｗとの間に折れ点周波数ωｃを持ち、第二振動抑制力演算部１３で第二振動抑制力Ｆ２を求める過程の信号Ｆｗを処理するローパスフィルタＬ１と、第一振動抑制力Ｆ１と第二振動抑制力Ｆ２とに基づいてアクチュエータＡの目標推力を求める目標推力演算部１５と、を有する。

Description

サスペンション装置およびサスペンション制御装置
　本発明は、サスペンション装置およびサスペンション制御装置に関する。
　この種のサスペンション装置としては、たとえば、車両の車体であるばね上部材と車輪であるばね下部材との間に介装されて積極的に推力を発揮する油圧シリンダと、油圧シリンダを制御するコントローラと、を備え、アクティブサスペンションとして機能するものが知られている。
　コントローラは、加速度センサで検知したばね上部材の上下方向の加速度をローパスフィルタで処理してばね上部材の上下方向の速度を得て、これにゲインを乗じることによって、ばね上部材の振動を抑制するために必要とされる油圧シリンダの要求推力を求める。コントローラは、さらに、ばね下部材の上下方向の加速度をバンドパスフィルタで処理してゲインを乗じて、ばね下部材の振動を抑制するために必要とされる油圧シリンダの要求推力を求め、これら要求推力の合力を最終的な目標推力としている（たとえば、ＪＰ６３－２５８２０７Ａ参照）。
　このように目標推力を求めることで、油圧シリンダでばね上部材およびばね下部材の振動を抑制することができる。
　上記サスペンション装置は、ばね下部材の振動を抑制する制御を行う。ばね下部材の共振周波数は一般的に１０数Ｈｚである。このため、油圧シリンダは１０数Ｈｚの周波数帯の振動を抑制する推力を発生しなければならず、サスペンション装置には、非常に高い応答性が要求される。
　一般的に油圧シリンダの推力を制御するための制御バルブにはソレノイドで駆動される弁体を持つ電磁弁が用いられる。ソレノイドには応答遅れがあって、１０数Ｈｚの周波数帯で電磁弁を精度よく制御するのは困難である。このため、電磁弁を備えたサスペンション装置によって、車両における乗り心地を向上させることは困難である。
　本発明は、高応答の機器を用いることなく、車両における乗り心地を向上させることが可能なサスペンション装置およびサスペンション制御装置を提供することを目的とする。
　本発明のある態様によれば、車両のばね上部材とばね下部材との間に介装されて推力を発生可能なアクチュエータと、前記アクチュエータを制御するコントローラと、を備え、前記コントローラは、前記ばね上部材の上下方向の速度から第一振動抑制力を求める第一振動抑制力演算部と、前記ばね下部材の上下方向の速度或いは前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対的な速度から第二振動抑制力を求める第二振動抑制力演算部と、ばね上共振周波数とばね下共振周波数との間に折れ点周波数を持ち、前記第二振動抑制力演算部で前記第二振動抑制力を求める過程の信号を処理するローパスフィルタと、前記第一振動抑制力と前記第二振動抑制力とに基づいて前記アクチュエータの目標推力を求める目標推力演算部と、を有するサスペンション装置が提供される。
　本発明の別の態様によれば、車両のばね上部材とばね下部材との間に介装されて推力を発生可能なアクチュエータを制御するサスペンション制御装置であって、前記ばね上部材の上下方向の速度から第一振動抑制力を求める第一振動抑制力演算部と、前記ばね下部材の上下方向の速度或いは前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対的な速度から第二振動抑制力を求める第二振動抑制力演算部と、ばね上共振周波数とばね下共振周波数との間に折れ点周波数を持ち、前記第二振動抑制力演算部で前記第二振動抑制力を求める過程の信号を処理するローパスフィルタと、前記第一振動抑制力と前記第二振動抑制力とに基づいて前記アクチュエータの目標推力を求める目標推力演算部と、を備えるサスペンション制御装置が提供される。
図１は、第１実施形態に係るサスペンション装置およびサスペンション制御装置を示した図である。 図２は、ローパスフィルタの周波数特性を示した図である。 図３は、第１実施形態に係るサスペンション制御装置における目標推力を求める処理手順を示したフローチャートである。 図４は、第１実施形態に係るサスペンション装置と車両の運動を力学的に説明する図である。 図５Ａは、路面入力に対するばね下部材への振動伝達率の周波数特性を示した図である。 図５Ｂは、路面入力に対するばね上部材への振動伝達率の周波数特性を示した図である。 図６は、第１実施形態の第１変形例に係るサスペンション装置およびサスペンション制御装置を示した図である。 図７は、第１実施形態の第１変形例に係るサスペンション制御装置における目標推力を求める処理手順を示したフローチャートである。 図８は、第１実施形態の第２変形例に係るサスペンション装置およびサスペンション制御装置を示した図である。 図９は、第１実施形態の第２変形例に係るサスペンション制御装置における目標推力を求める処理手順を示したフローチャートである。 図１０は、第２実施形態に係るサスペンション装置およびサスペンション制御装置を示した図である。 図１１は、第２実施形態に係るサスペンション制御装置における目標推力を求める処理手順を示したフローチャートである。 図１２は、第２実施形態の第１変形例に係るサスペンション装置およびサスペンション制御装置を示した図である。 図１３は、第２実施形態の第１変形例に係るサスペンション制御装置における目標推力を求める処理手順を示したフローチャートである。 図１４は、第２実施形態の第２変形例に係るサスペンション装置およびサスペンション制御装置を示した図である。 図１５は、第２実施形態の第２変形例に係るサスペンション制御装置における目標推力を求める処理手順を示したフローチャートである。 図１６は、サスペンション装置に好適なアクチュエータの一例の構成を示した図である。
　以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
　＜第１実施形態＞
　図１を参照して、本発明の第１実施形態に係るサスペンション装置Ｓ１について説明する。
　サスペンション装置Ｓ１は、車両の車体であるばね上部材Ｂと車輪であるばね下部材Ｗとの間に介装されて推力を発生可能なアクチュエータＡと、ばね上部材Ｂとばね下部材Ｗとの間にアクチュエータＡと並列に介装されるパッシブなダンパＤと、アクチュエータＡを制御するサスペンション制御装置としてのコントローラＣ１と、を備える。
　アクチュエータＡは、図示しない、シリンダと、シリンダ内に移動自在に挿入されてシリンダ内を伸側室と圧側室とに区画するピストンと、シリンダに移動自在に挿入されてピストンに連結されるロッドと、を有する伸縮体Ｅと、伸側室と圧側室に流体を給排して伸縮体Ｅを伸縮駆動させる流体圧ユニットＨと、を備える。
　伸縮体Ｅは、図１に示すように、車両のばね上部材Ｂとばね下部材Ｗとの間に介装される。図１では、車両を模式的に示しており、ばね下部材Ｗとばね上部材Ｂとの間にはアクチュエータＡと並列に懸架ばねＳＰが設けられる。また、車輪に装着されるタイヤＴは、路面とばね下部材Ｗとの間に設けられたばねとして機能する。さらに、ばね下部材Ｗとばね上部材Ｂとの間には、アクチュエータＡと並列にダンパＤが設けられる。ダンパＤは、詳しくは図示しないが、伸縮可能なパッシブなダンパであり、外力によって伸縮する際に、その伸縮を抑制する減衰力を発揮する。
　流体圧ユニットＨは、詳しくは図示しないが、流体圧源と、流体圧源から供給される流体を伸縮体Ｅの伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２のいずれかを選択して供給させることが可能な切換手段を備える。流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段は、コントローラＣ１から供給される電流によって駆動される。流体圧源および切換手段が駆動されることによって、伸縮体Ｅの伸側室Ｒ１或いは圧側室Ｒ２へ流体が供給され、伸縮体Ｅは伸長駆動或いは収縮駆動する。
　他方で、コントローラＣ１は、アクチュエータＡに発生させるべき目標推力Ｆｒｅｆを求める。つまりコントローラＣ１は、アクチュエータＡが目標推力Ｆｒｅｆを発揮するように、流体圧源および切換手段へ電流を供給する。このように、アクチュエータＡは、コントローラＣ１によって制御される。流体圧源としては、アキュムレータや車両のエンジンで駆動されるポンプが用いられてもよい。この場合、圧力制御弁等といった流体圧源から供給される流体の圧力を制御する制御弁を設けておけば、コントローラＣ１は、この制御弁を制御すれば流体圧源から供給される流体の圧力を制御することができるため、コントローラＣ１は、流体圧源の駆動を直接制御する必要はない。
　コントローラＣ１には、ばね上部材Ｂに取付けられた加速度センサ４が検知するばね上部材Ｂの上下方向の加速度Ｇｂと、ばね下部材Ｗに取付けられた加速度センサ５が検知するばね下部材Ｗの上下方向の加速度Ｇｗと、が入力される。コントローラＣ１は、これらの加速度Ｇｂ，Ｇｗを処理し、アクチュエータＡを制御するための電流を流体圧ユニットＨへ出力する。
　また、コントローラＣ１は、ばね下部材Ｗの上下方向の速度ＶｗをフィルタリングするローパスフィルタＬ１を有し、ばね上部材Ｂの上下方向の速度Ｖｂから求められた第一振動抑制力Ｆ１と、ローパスフィルタＬ１で処理された速度Ｖｗから求められた第二振動抑制力Ｆ２と、に基づいてアクチュエータＡの目標推力Ｆｒｅｆを求める。
　具体的には、コントローラＣ１は、加速度センサ４から入力されるばね上部材Ｂの加速度Ｇｂを積分してばね上部材Ｂの上下方向の速度Ｖｂを求めるための積分器１０と、加速度センサ５から入力されるばね下部材Ｗの加速度Ｇｗを積分してばね下部材Ｗの上下方向の速度Ｖｗを求めるための積分器１１と、積分器１０が出力する速度ＶｂにゲインＣｂを乗じて第一振動抑制力Ｆ１を得る第一振動抑制力演算部１２と、速度ＶｗにゲインＣｗを乗じる乗算部１４と当該乗算部１４が出力する信号をローパスフィルタＬ１で処理して第二振動抑制力Ｆ２を求める第二振動抑制力演算部１３と、第一振動抑制力Ｆ１と第二振動抑制力Ｆ２とを足し合わせてアクチュエータＡが発生すべき目標推力Ｆｒｅｆを求める目標推力演算部１５と、目標推力Ｆｒｅｆから流体圧ユニットＨにおける流体圧源および切換手段へ与える制御指令を生成する制御指令生成部１６と、制御指令生成部１６からの制御指令を受け取ると流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段を駆動する電流を出力するドライバ１７と、を備える。
　積分器１０は、ばね上部材Ｂの加速度Ｇｂを積分して速度Ｖｂを得る。積分器１０としては、たとえば、加速度Ｇｂを疑似的に積分する効果を持つローパスフィルタであってもよい。積分器１１も同様に、ばね下部材Ｗの加速度Ｇｗを疑似的に積分する効果を持つローパスフィルタであってもよい。
　第一振動抑制力演算部１２は、積分器１０が出力する速度ＶｂにゲインＣｂを乗じて第一振動抑制力Ｆ１を得る。ゲインＣｂは、主としてばね上部材Ｂの振動を抑制する第一振動抑制力Ｆ１を得るために速度Ｖｂに乗じられるゲインである。このため、ゲインＣｂは、ばね上部材Ｂの重量等を考慮して設定される。第一振動抑制力演算部１２では、速度ＶｂにゲインＣｂを乗じることによって、第一振動抑制力Ｆ１が求められる。なお、速度Ｖｂに対して第一振動抑制力Ｆ１が線形ではなく、関数で表現できないような特性である場合には、速度Ｖｂと第一振動抑制力Ｆ１との関係をマップ化しておき、マップ演算によって速度Ｖｂから第一振動抑制力Ｆ１を求めるようにしてもよい。
　乗算部１４は、積分器１１が出力するばね下部材Ｗの速度ＶｗにゲインＣｗを乗じて第二振動抑制力Ｆ２を求める過程の信号Ｆｗを得る。ゲインＣｗは、主としてばね下部材Ｗの振動を抑制する第二振動抑制力Ｆ２を得るために速度Ｖｗに乗じられるゲインである。このため、ゲインＣｗは、ばね下部材Ｗの重量等を考慮して設定される。
　ローパスフィルタＬ１は、図２に示すように、信号Ｆｗの周波数成分のうち、ばね下部材Ｗの共振周波数であるばね下共振周波数ωｗの帯域の周波数成分を取り除き、ばね上部材Ｂの共振周波数であるばね上共振周波数ωｂの帯域の周波数成分を通過させる。このため、ローパスフィルタＬ１は、ばね上共振周波数ωｂとばね下共振周波数ωｗとの間に折れ点周波数ωｃを持つ周波数特性を有する。折れ点周波数ωｃは、ばね上共振周波数ωｂとばね下共振周波数ωｗとの間で任意に設定されればよい。上記のようにローパスフィルタＬ１に求められる機能は、速度Ｖｗの周波数成分のうち、ばね下共振周波数ωｗの帯域の周波数成分を取り除き、ばね上共振周波数ωｂの帯域の周波数成分を通過させることであるから、折れ点周波数ωｃは、ばね上共振周波数ωｂとばね下共振周波数ωｗの中央値近傍に設定されるとよい。一般的な車両で、ばね上共振周波数ωｂは１Ｈｚ前後の周波数であり、ばね下共振周波数ωｗは１０Ｈｚ前後の周波数であるので、ローパスフィルタＬ１における周波数特性で折れ点周波数ωｃは、たとえば、４Ｈｚ以上７Ｈｚ以下の範囲に設定されるとよい。
　乗算部１４が出力する信号ＦｗがローパスフィルタＬ１で処理されることで、第二振動抑制力Ｆ２が求められる。つまり、第二振動抑制力演算部１３は、乗算部１４とローパスフィルタＬ１とで構成される。第二振動抑制力演算部１３においては、速度ＶｗにゲインＣｗを乗じて第二振動抑制力Ｆ２を得る過程の信号Ｆｗが求められる。これに代えて、たとえば、速度Ｖｗに対して第二振動抑制力Ｆ２が線形ではなく、関数で表現できないような特性である場合などには、速度Ｖｗと信号Ｆｗとの関係をマップ化しておき、マップ演算によって速度Ｖｗから信号Ｆｗを求めるようにしてもよい。また、ローパスフィルタＬ１でフィルタリングされるのは、乗算部１４で求められた信号Ｆｗである。これに代えて、ばね下部材Ｗの上下方向の速度Ｖｗをフィルタリングしてから乗算部１４でゲインＣｗを乗じて第二振動抑制力Ｆ２を求めてもよい。このように、ばね下部材Ｗの上下方向の速度Ｖｗから第二振動抑制力Ｆ２を演算する過程における何れかの信号がローパスフィルタＬ１によって処理されればよい。このため、ローパスフィルタＬ１による処理をどの時点で行うかは、任意に決定することができる。
　目標推力演算部１５は、第一振動抑制力Ｆ１と第二振動抑制力Ｆ２とを足し合わせてアクチュエータＡが発生すべき目標推力Ｆｒｅｆを求める。第二振動抑制力Ｆ２は、速度Ｖｗの振動周波数がばね下共振周波数ωｗ付近の周波数となると、ローパスフィルタＬ１を透過しにくくなるため、非常に小さな値となる。第一振動抑制力Ｆ１についても、速度Ｖｂは、ばね上部材Ｂの上下方向の速度であるため、速度Ｖｂの周波数成分は、ばね上共振周波数ωｂの周辺帯域では大きくなるが、ばね上共振周波数ωｂの周辺帯域を超える帯域では小さくなる。よって、目標推力Ｆｒｅｆは、ばね下共振周波数ωｗの周辺およびそれ以上の高周波領域では、非常に小さな値になる。
　制御指令生成部１６は、流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段へ与える制御指令を、目標推力演算部１５により求められた目標推力Ｆｒｅｆに基づいて生成する。具体的には、目標推力Ｆｒｅｆの方向、すなわち、アクチュエータＡに発生させる推力の方向に応じて切換手段に与えられる制御指令と、目標推力Ｆｒｅｆの値の大きさから流体圧源へ与える電流を指示する制御指令と、が生成される。
　切換手段が、たとえば、電磁式の方向切換弁であって、方向切換弁のソレノイドへの電流の供給の有無によって、伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２との何れか一方を流体圧源に接続させる場合、制御指令生成部１６が切換手段を駆動するための制御指令は、ソレノイドへ電流を与えるか与えないかを指示する制御指令であればよい。また、たとえば、流体圧源がモータで駆動されるポンプである場合、制御指令生成部１６がモータを駆動するための制御指令は、モータへ与える電流量を指示する制御指令であればよい。このように、制御指令生成部１６は、アクチュエータＡを伸縮制御するために必要な駆動装置に応じた制御指令を生成すればよい。上述のように流体圧ユニットＨが圧力制御弁を有し、供給圧力の制御が圧力制御弁によって行われる場合には、制御指令生成部１６は、圧力制御弁のソレノイドへ与える電流量を指示する制御指令を生成すればよい。
　ドライバ１７は、制御指令生成部１６から入力される制御指令に応じてアクチュエータＡを伸縮制御するために必要な駆動装置、この場合は、流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段へそれぞれに与える電流を出力する。
　ドライバ１７は、たとえば、流体圧源がモータで駆動されるポンプであって、切換手段がソレノイドで駆動される方向切換弁である場合、モータおよびソレノイドをＰＷＭ駆動する駆動回路を備える。ドライバ１７は、制御指令生成部１６から制御指令を受けると、指令通りにソレノイドおよびモータへ電流を供給する。なお、ドライバ１７における各駆動回路は、ＰＷＭ駆動を行う駆動回路以外の駆動回路であってもよい。
　次に、コントローラＣ１が行う一連の処理手順について説明する。図３のフローチャートに示すように、コントローラＣ１は、ばね上部材Ｂの上下方向の加速度Ｇｂおよびばね下部材Ｗの上下方向の加速度Ｇｗを読み込む（ステップ５０１）。続いて、加速度Ｇｂおよび加速度Ｇｗを積分して速度Ｖｂおよび速度Ｖｗを得る（ステップ５０２）。次に、コントローラＣ１は、速度ＶｂにゲインＣｂを乗じて第一振動抑制力Ｆ１を求める（ステップ５０３）。また、コントローラＣ１は、速度ＶｗにゲインＣｗを乗じて信号Ｆｗを得て（ステップ５０４）、得られた信号ＦｗをローパスフィルタＬ１でフィルタリングし、信号Ｆｗのばね下共振周波数ωｗ帯域以上の周波数成分を取り除いて第二振動抑制力Ｆ２を得る（ステップ５０５）。
　さらに、コントローラＣ１は、第一振動抑制力Ｆ１と第二振動抑制力Ｆ２とを合算して目標推力Ｆｒｅｆを求める（ステップ５０６）。そして、コントローラＣ１は、目標推力Ｆｒｅｆから制御指令を生成して（ステップ５０７）、ドライバ１７から流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段へ電流を供給する（ステップ５０８）。以上の手順を繰り返し実行することで、コントローラＣ１は、アクチュエータＡを制御する。なお、上記した一連の処理フローは一例であり、適宜変更が可能である。
　このように構成されたサスペンション装置Ｓ１およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ１では、ばね上部材Ｂの上下方向の速度Ｖｂから求められた第一振動抑制力Ｆ１とローパスフィルタＬ１で処理された第二振動抑制力Ｆ２とに基づいてアクチュエータＡの目標推力Ｆｒｅｆが求められる。このため、ばね下共振周波数ωｗの周辺およびそれ以上の周波数領域のばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗの振動に対しては、目標推力Ｆｒｅｆが非常に小さくなり、アクチュエータＡが発生する推力も非常に小さくなる。
　このように、ばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗが、ばね下共振周波数ωｗの帯域で振動すると、サスペンション装置Ｓ１におけるアクチュエータＡが発生する推力が小さくなり、ばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗの振動は、ダンパＤによるパッシブな減衰力によって抑制される。この結果、車両における乗り心地を向上させることができる。
　また、ばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗが、ばね下共振周波数ωｗの帯域で振動した場合には、目標推力Ｆｒｅｆが小さな値になるため、切換手段や流体圧源に応答遅れがあっても、車両における乗り心地を悪化させることがない。
　以上より、サスペンション装置Ｓ１およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ１によれば、高応答な機器を用いることなく、車両における乗り心地を向上させることが可能となる。
　ところで、車両が走行する路面の凹凸により、ばね下部材Ｗが振動すると、この振動が懸架ばねＳＰの弾発力とダンパＤが発生する減衰力によってばね上部材Ｂへ伝達されてばね上部材Ｂが振動する。
　図４に示すように、ばね下部材Ｗの質量をＭ1、ばね上部材Ｂの質量をＭ2、路面変位をＸ0、ばね下部材Ｗの上下方向の変位をＸ1、ばね上部材Ｂの上下方向の変位をＸ2としてそれぞれ上向きを正とし、アクチュエータＡの推力をＦとし伸縮体Ｅの収縮方向を正とし、懸架ばねＳＰのばね定数をＫｓとし、ダンパＤの減衰係数をＣｐとすると、ばね上部材Ｂの運動方程式は、以下の式（１）のようになる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　式（１）中の右辺の－ＣｐＸ2′は、ばね上部材Ｂの運動の方向とは反対向きの力であるので、常にばね上部材Ｂの振動を抑制する方向に作用してばね上部材Ｂを制振する効果を発揮する。他方、ＣｐＸ1′は、Ｘ1′の値の符号により、ばね上部材Ｂを加振する作用を与えたり、反対に、ばね上部材Ｂの振動を制振する作用を与えたりする。ここで、目標推力Ｆｒｅｆは、第一振動抑制力Ｆ１と第二振動抑制力Ｆ２を足し合わせたものであるから、以下の式（２）が成り立つ。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　この式（２）を式（１）に代入すると、以下の式（３）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　式（３）の右辺第一項をみると、第一振動抑制力Ｆ１は、ばね上部材Ｂの速度Ｖｂに比例した力であり、ダンパＤが発揮するばね上部材Ｂの振動を抑制する力と同様に、常に、ばね上部材Ｂの振動を抑制する減衰作用を与える力として作用する。他方、式（３）の右辺第二項をみると、第二振動抑制力Ｆ２は、ばね上部材Ｂを加振するか或いは制振するか符号によって変動する力を打ち消す力となっている。つまり、ゲインＣｗ＝Ｃｐとなる場合には、同右辺第二項においてカッコ内の値が０となるため、ばね下部材Ｗの速度Ｖｗがばね上部材Ｂの振動に影響を与えなくなる。つまり、ばね下部材Ｗの速度ＶｗにダンパＤの減衰係数と同じゲインＣｗを乗じて第二振動抑制力Ｆ２を求めれば、式（３）の右辺第二項が０となるので、ばね上部材Ｂを加振させる力が発揮されず、ばね上部材Ｂを加振するモードが発生しない。この結果、ばね上部材Ｂの振動を効果的に抑制することができる。
　なお、アクチュエータＡが発揮する推力は、ばね下部材Ｗの振動に対しては減衰作用が低減されるように作用し、ばね下部材Ｗが、ばね下共振周波数ωｗ帯で振動すると、ばね下部材Ｗの振動を助長してしまう。しかしながら本第１実施形態では、ばね上共振周波数ωｂとばね下共振周波数ωｗとの間にカットオフ周波数としての折れ点周波数ωｃが設定される特性を持つローパスフィルタＬ１によって、第二振動抑制力Ｆ２を得る過程の信号をフィルタリングする。このために、ばね下共振周波数ωｗ帯域の振動に対しては第二振動抑制力Ｆ２の値が非常に小さくなって、ダンパＤの減衰力でばね下部材Ｗの振動を抑制できる一方、ばね下共振周波数ωｗより周波数が低い領域では第二振動抑制力Ｆ２の値が大きくなって、ばね下部材Ｗの振動でばね上部材Ｂを加振してしまうことが抑制される。この結果、優れたばね上部材Ｂの制振効果を得ることができる。したがって、ばね下部材Ｗのばね下共振周波数ωｗ帯で振動する場合には、ばね下部材ＷがアクチュエータＡによって加振されることがなく、ダンパＤが発揮する減衰力でばね下部材Ｗの振動を抑制することができる。
　このように、サスペンション装置Ｓ１およびサスペンション制御装置によれば、ローパスフィルタＬ１で処理せずに第二振動抑制力を求めてアクチュエータＡの推力の制御を行う場合（図５Ａ及び図５Ｂ中の破線）に比較して、図５Ａ及び図５Ｂ中に実線で示すように、ばね下共振周波数ωｗ帯域のばね下部材Ｗの振動が低減され、かつ、ばね上共振周波数ωｂ帯域のばね上部材Ｂの振動が低減される。
　次に、第１実施形態の第１変形例について説明する。
　第二振動抑制力Ｆ２を得るために、図６に示すように、ばね上部材Ｂとばね下部材Ｗの上下方向の相対速度としての伸縮体Ｅのストローク速度Ｖｓを求めて、ばね上部材Ｂの速度Ｖｂからストローク速度Ｖｓを差し引くことによって、ばね下部材Ｗの速度Ｖｗを求めてもよい。
　具体的には、図１のサスペンション装置Ｓ１におけるコントローラＣ１の構成に対して、図６に示したサスペンション装置Ｓ２におけるコントローラＣ２では、ばね下部材Ｗの加速度Ｇｗを検知する加速度センサ５に代えて、ストロークセンサ６を設けて伸縮体Ｅのストローク変位Ｘｓを検知する。また、積分器１１の代わりに微分器１８を設けてストローク変位Ｘｓを微分してストローク速度Ｖｓを得るようにしている。さらに、ばね下速度演算部１９を設けて、当該ばね下速度演算部１９において、積分器１０で求められたばね上部材Ｂの速度Ｖｂからストローク速度Ｖｓを差し引いてばね下部材Ｗの上下方向の速度Ｖｗを求めている。
　伸縮体Ｅは、ばね上部材Ｂとばね下部材Ｗとに連結される。このため、伸縮体Ｅにストロークセンサ６を取付けることで、ばね上部材Ｂとばね下部材Ｗの上下方向の相対変位を検知することができる。検知された相対変位を微分することによって、相対速度を得ることができる。ストロークセンサ６は、伸縮体Ｅと一体的に設けられてもよいし、別体であってもよい。
　次に、コントローラＣ２が行う一連の処理手順について説明する。図７のフローチャートに示すように、コントローラＣ２は、ばね上部材Ｂの上下方向の加速度Ｇｂおよび伸縮体Ｅのストローク変位Ｘｓを読み込む（ステップ６０１）。続いて、加速度Ｇｂを積分して速度Ｖｂを得るとともに、ストローク変位Ｘｓを微分してばね上部材Ｂとばね下部材Ｗの相対速度であるストローク速度Ｖｓを得る（ステップ６０２）。次に、コントローラＣ２は、速度Ｖｂからストローク速度Ｖｓを差し引いて、ばね下部材Ｗの上下方向の速度Ｖｗを得る（ステップ６０３）。コントローラＣ２は、速度ＶｂにゲインＣｂを乗じて第一振動抑制力Ｆ１を求める（ステップ６０４）。また、コントローラＣ２は、速度ＶｗにゲインＣｗを乗じて信号Ｆｗを得て（ステップ６０５）、得られた信号ＦｗをローパスフィルタＬ１でフィルタリングし、信号Ｆｗのばね下共振周波数ωｗ帯域以上の周波数成分を取り除いて第二振動抑制力Ｆ２を得る（ステップ６０６）。
　さらに、コントローラＣ２は、第一振動抑制力Ｆ１と第二振動抑制力Ｆ２とを合算して目標推力Ｆｒｅｆを求める（ステップ６０７）。そして、コントローラＣ２は、目標推力Ｆｒｅｆから制御指令を生成して（ステップ６０８）、ドライバ１７から流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段へ電流を供給する（ステップ６０９）。以上の手順を繰り返し実行することで、コントローラＣ２は、アクチュエータＡを制御する。なお、上記した一連の処理フローは一例であり、適宜変更が可能である。
　上記サスペンション装置Ｓ２およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ２においても、アクチュエータＡの目標推力Ｆｒｅｆは、ローパスフィルタＬ１で処理された第二振動抑制力Ｆ２に基づいて求められる。このため、ばね下共振周波数ωｗの周辺およびそれ以上の周波数領域におけるばね上部材Ｂ及びばね下部材Ｗの振動に対しては、アクチュエータＡが発生する推力が非常に小さくなる。したがって、このときのばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗの振動は、ダンパＤによるパッシブな減衰力によって抑制される。
　よって、サスペンション装置Ｓ２およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ２においては、サスペンション装置Ｓ１およびコントローラＣ１と同様に、高応答な機器を用いることなく、車両における乗り心地を向上させることが可能となる。
　また、エアサスペンション等の車高調整機能を有している車両では、通常、ばね上部材Ｂとばね下部材Ｗの相対距離が計測される。このため、サスペンション装置Ｓ２およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ２では、この計測値をストローク変位Ｘｓとして利用することにより、別途ストローク変位Ｘｓを検知するためのセンサを設けることなく、アクチュエータＡの制御を行うことが可能である。
　次に、第１実施形態の第２変形例について説明する。
　上記したサスペンション装置Ｓ１，Ｓ２では、ダンパＤがアクチュエータＡに並列して設けられている。これに代えて、図８に示すように、ダンパＤを廃止して、アクチュエータＡ１にダンパが発生すべき減衰力を発揮させるようにしてもよい。
　具体的には、サスペンション装置Ｓ３では、コントローラＣ３が、図６のサスペンション装置Ｓ２のコントローラＣ２に対して、ストローク速度Ｖｓにダンパの減衰係数に相当するゲインＣｐを乗じて第三振動抑制力Ｆ３を求める第三振動抑制力演算部２０を加えた構成となっている。第三振動抑制力Ｆ３は、廃止されたダンパＤが発生する減衰力に相当する力である。
　目標推力演算部１５では、第一振動抑制力Ｆ１、第二振動抑制力Ｆ２および第三振動抑制力Ｆ３を足し合わせて目標推力Ｆｒｅｆを求めている。このように目標推力Ｆｒｅｆには、第三振動抑制力Ｆ３が加味されるため、アクチュエータＡ１は、廃止されたダンパＤが発生する減衰力をダンパＤの代わりに発揮することとなる。このようにしても、サスペンション装置Ｓ３およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ３によれば、車両における乗り心地を向上させることができる。
　次に、コントローラＣ３が行う一連の処理手順について説明する。図９のフローチャートに示すように、コントローラＣ３は、ばね上部材Ｂの上下方向の加速度Ｇｂおよび伸縮体Ｅのストローク変位Ｘｓを読み込む（ステップ７００）。続いて、加速度Ｇｂを積分して速度Ｖｂを得るとともに、ストローク変位Ｘｓを微分してストローク速度Ｖｓを得る（ステップ７０１）。次に、コントローラＣ３は、速度Ｖｂからストローク速度Ｖｓを差し引いて、ばね下部材Ｗの上下方向の速度Ｖｗを得る（ステップ７０２）。コントローラＣ３は、速度ＶｂにゲインＣｂを乗じて第一振動抑制力Ｆ１を求める（ステップ７０３）。また、コントローラＣ３は、速度ＶｗにゲインＣｗを乗じて信号Ｆｗを得て（ステップ７０４）、得られた信号ＦｗをローパスフィルタＬ１でフィルタリングし、信号Ｆｗのばね下共振周波数ωｗ帯域以上の周波数成分を取り除いて第二振動抑制力Ｆ２を得る（ステップ７０５）。
　また、コントローラＣ３は、ストローク速度ＶｓにゲインＣｐを乗じて第三振動抑制力Ｆ３を得る（ステップ７０６）。さらに、コントローラＣ３は、第一振動抑制力Ｆ１、第二振動抑制力Ｆ２および第三振動抑制力Ｆ３を合算して目標推力Ｆｒｅｆを求める（ステップ７０７）。そして、コントローラＣ３は、目標推力Ｆｒｅｆから制御指令を生成して（ステップ７０８）、ドライバ１７からアクチュエータＡ１へ電流を供給する（ステップ７０９）。以上の手順を繰り返し実行することで、コントローラＣ３は、アクチュエータＡ１を制御する。なお、上記した一連の処理フローは一例であり、適宜変更が可能である。
　上記サスペンション装置Ｓ３およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ３においても、アクチュエータＡ１の目標推力Ｆｒｅｆは、ローパスフィルタＬ１で処理された第二振動抑制力Ｆ２に基づいて求められる。さらに、目標推力Ｆｒｅｆには、ストローク速度Ｖｓから求められた第三振動抑制力Ｆ３が加味されており、ダンパが発生するべき減衰力をアクチュエータＡ１によって発生させることができる。
　このため、ばね下共振周波数ωｗの周辺およびそれ以上の周波数領域におけるばね上部材Ｂ及びばね下部材Ｗの振動に対して、アクチュエータＡ１がアクチュエータとして能動的に発生する第一振動抑制力Ｆ１および第二振動抑制力Ｆ２は非常に小さくなり、ばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗの振動は、アクチュエータＡ１がダンパとして発生する第三振動抑制力Ｆ３（減衰力）によって抑制される。
　また、ダンパが発生するべき減衰力をアクチュエータＡ１により発生させるためには、ばね下共振周波数ωｗの帯域までの制御応答性が求められる。上記サスペンション装置Ｓ３およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ３においては、アクチュエータＡ１として油圧を用いない電磁アクチュエータを採用することで、ばね下共振周波数ωｗの帯域までの制御応答性が確保され、車両における乗り心地を向上させることが可能となる。
　また、ダンパが発生するべき減衰力をアクチュエータＡ１により発生させることができるため、ダンパＤを廃止することができる。このため、サスペンション装置Ｓ３の製造コストを低減させることができる。
　＜第２実施形態＞
　次に、図１０を参照して、本発明の第２実施形態に係るサスペンション装置Ｓ４およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ４について説明する。以下では、第１実施形態と異なる点を中心に説明し、第１実施形態と同様の構成には、同一の符号を付し詳細な説明を省略する。
　サスペンション装置Ｓ４は、図１０に示すように、車両の車体であるばね上部材Ｂと車輪であるばね下部材Ｗとの間に介装されて推力を発生可能なアクチュエータＡと、ばね上部材Ｂとばね下部材Ｗとの間にアクチュエータＡと並列に介装されるダンパＤと、アクチュエータＡを制御するサスペンション制御装置としてのコントローラＣ４と、を備える。
　アクチュエータＡは、上記第１実施形態と同様に、図示しない、シリンダと、シリンダ内に移動自在に挿入されてシリンダ内を伸側室と圧側室とに区画するピストンと、シリンダに移動自在に挿入されてピストンに連結されるロッドと、を有する伸縮体Ｅと、伸側室と圧側室に流体を給排して伸縮体Ｅを伸縮駆動させる流体圧ユニットＨと、を備える。
　コントローラＣ４についても、上記第１実施形態と同様に、アクチュエータＡに発生させるべき目標推力Ｆｒｅｆを求め、アクチュエータＡが目標推力Ｆｒｅｆを発揮するように、流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段へ電流を供給する。
　コントローラＣ４には、ばね上部材Ｂに取付けられた加速度センサ４が検知するばね上部材Ｂの上下方向の加速度Ｇｂと、ばね上部材Ｂとばね下部材Ｗの上下方向の相対変位として伸縮体Ｅに取付けられたストロークセンサ６が検知する伸縮体Ｅのストローク変位Ｘｓと、が入力される。コントローラＣ４は、これら加速度Ｇｂおよびストローク変位Ｘｓを処理し、アクチュエータＡを制御するための電流を流体圧ユニットＨへ出力する。
　また、コントローラＣ４は、ストローク変位Ｘｓを微分して得られるストローク速度Ｖｓから第二振動抑制力Ｆ２を得る過程の信号ＦｄをフィルタリングするローパスフィルタＬ２を有し、ばね上部材Ｂの上下方向の速度Ｖｂから求められた第一振動抑制力Ｆ１と、ローパスフィルタＬ２で処理された第二振動抑制力Ｆ２と、に基づいてアクチュエータＡの目標推力Ｆｒｅｆを求める。
　具体的には、コントローラＣ４は、加速度センサ４から入力されるばね上部材Ｂの加速度Ｇｂを積分してばね上部材Ｂの上下方向の速度Ｖｂを求めるための積分器３０と、ストロークセンサ６から入力される伸縮体Ｅのストローク変位Ｘｓを微分してばね上部材Ｂとばね下部材Ｗの上下方向の相対速度としての伸縮体Ｅのストローク速度Ｖｓを求めるための微分器３１と、積分器３０が出力する速度ＶｂにゲインＣｂを乗じて第一振動抑制力Ｆ１を得る第一振動抑制力演算部３２と、ストローク速度ＶｓにゲインＣｓを乗じる乗算部３４と当該乗算部３４が出力する信号をローパスフィルタＬ２で処理して第二振動抑制力Ｆ２を求める第二振動抑制力演算部３３と、ダンパＤが発生する減衰力を打ち消すように第一振動抑制力Ｆ１に第二振動抑制力Ｆ２を足し合わせてアクチュエータＡが発生すべき目標推力Ｆｒｅｆを求める目標推力演算部３５と、目標推力Ｆｒｅｆから流体圧ユニットＨにおける流体圧源および切換手段へ与える制御指令を生成する制御指令生成部３６と、制御指令生成部３６からの制御指令を受け取ると流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段を駆動する電流を出力するドライバ３７と、を備える。
　積分器３０は、ばね上部材Ｂの加速度Ｇｂを積分して速度Ｖｂを得る。積分器３０としては、たとえば、加速度Ｇｂを疑似的に積分する効果を持つローパスフィルタであってもよい。また、微分器３１は、ストローク変位Ｘｓを疑似的に微分する効果を持つハイパスフィルタであってもよい。
　第一振動抑制力演算部３２は、積分器３０が出力する速度ＶｂにゲインＣｂを乗じて第一振動抑制力Ｆ１を得る。ゲインＣｂは、主としてばね上部材Ｂの振動を抑制する第一振動抑制力Ｆ１を得るために速度Ｖｂに乗じられるゲインである。このため、ゲインＣｂは、ばね上部材Ｂの重量等を考慮して設定される。第一振動抑制力演算部３２では、速度ＶｂにゲインＣｂを乗じることによって、第一振動抑制力Ｆ１が求められる。なお、速度Ｖｂに対して第一振動抑制力Ｆ１が線形ではなく、関数で表現できないような特性である場合には、速度Ｖｂと第一振動抑制力Ｆ１との関係をマップ化しておき、マップ演算によって速度Ｖｂから第一振動抑制力Ｆ１を求めるようにしてもよい。
　乗算部３４は、微分器３１が出力するばね上部材Ｂとばね下部材Ｗの上下方向の相対的な速度であるストローク速度ＶｓにゲインＣｓを乗じて第二振動抑制力Ｆ２を求める過程の信号Ｆｄを得る。ゲインＣｓは、ばね上部材Ｂとばね下部材Ｗとの相対移動を抑制する第二振動抑制力Ｆ２を得るためにストローク速度Ｖｓに乗じられるゲインである。
　ローパスフィルタＬ２は、上記第１実施形態におけるローパスフィルタＬ１と同様に、図２に示すように、信号Ｆｄの周波数成分のうち、ばね下部材Ｗの共振周波数であるばね下共振周波数ωｗの帯域の周波数成分を取り除き、ばね上部材Ｂの共振周波数であるばね上共振周波数ωｂの帯域の周波数成分を通過させる。このため、ローパスフィルタＬ１は、ばね上共振周波数ωｂとばね下共振周波数ωｗとの間に折れ点周波数ωｃを持つ周波数特性を有する。このローパスフィルタＬ２の折れ点周波数ωｃは、たとえば、４Ｈｚ以上７Ｈｚ以下の範囲に設定されるとよい。
　乗算部３４が出力する信号ＦｄがローパスフィルタＬ２で処理されることで、第二振動抑制力Ｆ２が求められる。つまり、第二振動抑制力演算部３３は、乗算部３４とローパスフィルタＬ２とで構成される。第二振動抑制力演算部３３においては、ストローク速度ＶｓにゲインＣｓを乗じて第二振動抑制力Ｆ２を得る過程の信号Ｆｄが求められる。これに代えて、たとえば、ストローク速度Ｖｓに対して第二振動抑制力Ｆ２が線形ではなく、関数で表現できないような特性である場合などには、ストローク速度Ｖｓと信号Ｆｄとの関係をマップ化しておき、マップ演算によってストローク速度Ｖｓから信号Ｆｄを求めるようにしてもよい。また、ローパスフィルタＬ２でフィルタリングされるのは、乗算部３４で求められた信号Ｆｄである。これに代えて、ストローク速度Ｖｓをフィルタリングしてから乗算部３４でゲインＣｓを乗じて第二振動抑制力Ｆ２を求めてもよい。このように、ストローク速度Ｖｓから第二振動抑制力Ｆ２を演算する過程における何れかの信号がローパスフィルタＬ２によって処理されればよい。このため、ローパスフィルタＬ２による処理をどの時点で行うかは、任意に決定することができる。
　目標推力演算部３５は、ダンパＤが発生する減衰力を打ち消すように第一振動抑制力Ｆ１に第二振動抑制力Ｆ２を足し合わせてアクチュエータＡが発生すべき目標推力Ｆｒｅｆを求める。第二振動抑制力Ｆ２は、ストローク速度Ｖｓの振動周波数がばね下共振周波数ωｗ付近の周波数となると、ローパスフィルタＬ２を透過しにくくなるため、非常に小さな値となる。第一振動抑制力Ｆ１についても、速度Ｖｂは、ばね上部材Ｂの上下方向の速度であるため、速度Ｖｂの周波数成分は、ばね上共振周波数ωｂの周辺帯域では大きくなるが、ばね上共振周波数ωｂの周辺帯域を超える帯域では小さくなる。よって、目標推力Ｆｒｅｆは、ばね下共振周波数ωｗの周辺およびそれ以上の高周波領域では、非常に小さな値になる。
　制御指令生成部３６は、上記第１実施形態と同様に、流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段へ与える制御指令を、目標推力演算部３５により求められた目標推力Ｆｒｅｆに基づいて生成する。具体的には、目標推力Ｆｒｅｆの方向、すなわち、アクチュエータＡに発生させる推力の方向に応じて切換手段に与えられる制御指令と、目標推力Ｆｒｅｆの値の大きさから流体圧源へ与える電流を指示する制御指令と、が生成される。
　ドライバ３７は、制御指令生成部３６から入力される制御指令に応じてアクチュエータＡを伸縮制御するために必要な駆動装置、この場合は、流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段へそれぞれに与える電流を出力する。
　次に、コントローラＣ４が行う一連の処理手順について説明する。図１１のフローチャートに示すように、コントローラＣ４は、ばね上部材Ｂの上下方向の加速度Ｇｂおよびストローク変位Ｘｓを読み込む（ステップ８０１）。続いて、加速度Ｇｂを積分して速度Ｖｂを得るとともに、ストローク変位Ｘｓを微分してストローク速度Ｖｓを得る（ステップ８０２）。次に、コントローラＣ４は、速度ＶｂにゲインＣｂを乗じて第一振動抑制力Ｆ１を求める（ステップ８０３）。また、コントローラＣ４は、ストローク速度ＶｓにゲインＣｓを乗じて信号Ｆｄを得て（ステップ８０４）、得られた信号ＦｄをローパスフィルタＬ２でフィルタリングし、信号Ｆｄのばね下共振周波数ωｗ帯域以上の周波数成分を取り除いて第二振動抑制力Ｆ２を得る（ステップ８０５）。
　さらに、コントローラＣ４は、ダンパＤが発生する減衰力を打ち消すように第一振動抑制力Ｆ１に第二振動抑制力Ｆ２を合算して目標推力Ｆｒｅｆを求める（ステップ８０６）。そして、コントローラＣ４は、目標推力Ｆｒｅｆから制御指令を生成して（ステップ８０７）、ドライバ３７から流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段へ電流を供給する（ステップ８０８）。以上の手順を繰り返し実行することで、コントローラＣ４は、アクチュエータＡを制御する。なお、上記した一連の処理フローは一例であり、適宜変更が可能である。
　このように構成されたサスペンション装置Ｓ４およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ４では、ばね上部材Ｂの上下方向の速度Ｖｂから求められた第一振動抑制力Ｆ１とローパスフィルタＬ２で処理された第二振動抑制力Ｆ２とに基づいてアクチュエータＡの目標推力Ｆｒｅｆが求められる。このため、ばね下共振周波数ωｗの周辺およびそれ以上の周波数領域のばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗの振動に対しては、目標推力Ｆｒｅｆが非常に小さくなり、アクチュエータＡが発生する推力も非常に小さくなる。
　このように、ばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗが、ばね下共振周波数ωｗの帯域で振動すると、サスペンション装置Ｓ４におけるアクチュエータＡが発生する推力が小さくなり、ばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗの振動は、ダンパＤによるパッシブな減衰力によって抑制される。この結果、車両における乗り心地を向上させることができる。
　また、ばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗが、ばね下共振周波数ωｗの帯域で振動した場合には、目標推力Ｆｒｅｆが小さな値になるため、切換手段や流体圧源に応答遅れがあっても、車両における乗り心地を悪化させることがない。
　以上より、サスペンション装置Ｓ４およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ４によれば、高応答な機器を用いることなく、車両における乗り心地を向上させることが可能となる。
　また、エアサスペンション等の車高調整機能を有している車両では、通常、ばね上部材Ｂとばね下部材Ｗの相対距離が計測される。このため、サスペンション装置Ｓ４およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ４では、この計測値をストローク変位Ｘｓとして利用することにより、別途ストローク変位Ｘｓを検知するためのセンサを設けることなく、アクチュエータＡの制御を行うことが可能である。
　図４に示すように、ばね下部材Ｗの質量をＭ1、ばね上部材Ｂの質量をＭ2、路面変位をＸ0、ばね下部材Ｗの上下方向の変位をＸ1、ばね上部材Ｂの上下方向の変位をＸ2としてそれぞれ上向きを正とし、アクチュエータＡの推力をＦとし伸縮体Ｅの収縮方向を正とし、懸架ばねＳＰのばね定数をＫｓとし、ダンパＤの減衰係数をＣｐとすると、ばね上部材Ｂの運動方程式は、以下の式（４）のようになる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　式（４）中の右辺の－Ｃｐ（Ｘ2′－Ｘ1′）は、ダンパＤが発揮する力であって、Ｘ1′の値の符号と大きさにより、ばね上部材Ｂを加振する作用を与えたり、反対に、ばね上部材Ｂの振動を制振する作用を与えたりする。
　ここで、目標推力Ｆｒｅｆは、第一振動抑制力Ｆ１と第二振動抑制力Ｆ２を足し合わせたものであるから、以下の式（５）が成り立つ。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　この式（５）を式（４）に代入すると、以下の式（６）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　式（６）の右辺第一項をみると、－Ｃ2Ｘ2′は、ばね上部材Ｂの運動に対して反対の方向に作用し、常にばね上部材Ｂの振動を抑制する方向に作用してばね上部材Ｂを制振する効果を発揮する。他方、式（６）の右辺で＋Ｃ1（Ｘ2′－Ｘ1′）は、式（６）の同じ右辺中の－Ｃｐ（Ｘ2′－Ｘ1′）を打ち消す方向に作用するので、ばね上部材Ｂの振動を加振する力を低減する効果を発揮する。式（６）から理解できるように、Ｃ1＝ＣｐのときにダンパＤが発揮する力が完全に打ち消されて、ばね上部材Ｂには、－Ｃ2Ｘ2′の力によって常に制振作用のみを与えることができる。
　なお、アクチュエータＡが発揮する推力は、ばね下部材Ｗの振動に対しては減衰作用が低減されるように作用し、ばね下部材Ｗが、ばね下共振周波数ωｗ帯で振動すると、ばね下部材Ｗの振動を助長してしまう。しかしながら、本第二実施形態では、ばね上共振周波数ωｂとばね下共振周波数ωｗとの間にカットオフ周波数としての折れ点周波数ωｃが設定される特性を持つローパスフィルタＬ２によって、第二振動抑制力Ｆ２を得る過程の信号をフィルタリングする。このために、ばね下共振周波数ωｗ帯域の振動に対しては第二振動抑制力Ｆ２の値が非常に小さくなって、ダンパＤの減衰力でばね下部材Ｗの振動を抑制できる一方、ばね下共振周波数ωｗより周波数が低い領域では第二振動抑制力Ｆ２の値が大きくなって、ばね下部材Ｗの振動でばね上部材Ｂを加振してしまうことが抑制される。この結果、優れたばね上部材Ｂの制振効果を得ることができる。したがって、ばね下部材Ｗのばね下共振周波数ωｗ帯で振動する場合には、ばね下部材ＷがアクチュエータＡによって加振されることがなく、ダンパＤが発揮する減衰力でばね下部材Ｗの振動を抑制することができる。
　このように、サスペンション装置Ｓ４およびサスペンション制御装置によれば、上記第１実施形態と同様に、ローパスフィルタＬ２で処理せずに第二振動抑制力を求めてアクチュエータＡの推力の制御を行う場合（図５Ａ及び図５Ｂ中の破線）に比較して、図５Ａ及び図５Ｂ中に実線で示すように、ばね下共振周波数ωｗ帯域のばね下部材Ｗの振動が低減され、かつ、ばね上共振周波数ωｂ帯域のばね上部材Ｂの振動が低減される。
　次に、第２実施形態の第１変形例について説明する。
　第二振動抑制力Ｆ２を得るためにはストローク速度Ｖｓが必要であるが、図１２に示すように、ばね上部材Ｂの上下方向の速度Ｖｂからばね下部材Ｗの上下方向の速度Ｖｗを差し引くことによって、ストローク速度Ｖｓを求めてもよい。
　具体的には、図１０のサスペンション装置Ｓ４におけるコントローラＣ４の構成に対して、図１２に示したサスペンション装置Ｓ５におけるコントローラＣ５では、ストロークセンサ６の代わりに、ばね下部材Ｗに加速度センサ５を設けて、ばね下部材Ｗの加速度Ｇｗを検知する。また、微分器２１の代わりに積分器３８を設けてばね下部材Ｗの加速度Ｇｗを積分してばね下部材Ｗの速度Ｖｗを得るようにしている。さらに、ストローク速度演算部３９を設けて、当該ストローク速度演算部３９において、積分器３０で求められたばね上部材Ｂの速度Ｖｂから積分器３８で求められたばね下部材Ｗの速度Ｖｗを差し引いて、ばね上部材Ｂとばね下部材Ｗの上下方向の相対速度であるストローク速度Ｖｓを求めている。
　次に、コントローラＣ５が行う一連の処理手順について説明する。図１３のフローチャートに示すように、コントローラＣ５は、ばね上部材Ｂの上下方向の加速度Ｇｂおよびばね下部材Ｗの加速度Ｇｗを読み込む（ステップ９０１）。続いて、加速度Ｇｂおよび加速度Ｇｗを積分して速度Ｖｂおよび速度Ｖｗを得る（ステップ９０２）。次に、コントローラＣ５は、速度Ｖｂから速度Ｖｗを差し引いてストローク速度Ｖｓを得る（ステップ９０３）。コントローラＣ５は、速度ＶｂにゲインＣｂを乗じて第一振動抑制力Ｆ１を求める（ステップ９０４）。また、コントローラＣ５は、ストローク速度ＶｓにゲインＣｓを乗じて信号Ｆｄを得て（ステップ９０５）、得られた信号ＦｄをローパスフィルタＬ２でフィルタリングし、信号Ｆｄのばね下共振周波数ωｗ帯域以上の周波数成分を取り除いて第二振動抑制力Ｆ２を得る（ステップ９０６）。
　さらに、コントローラＣ５は、第一振動抑制力Ｆ１と第二振動抑制力Ｆ２とを合算して目標推力Ｆｒｅｆを求める（ステップ９０７）。そして、コントローラＣ５は、目標推力Ｆｒｅｆから制御指令を生成して（ステップ９０８）、ドライバ３７から流体圧ユニットＨの流体圧源および切換手段へ電流を供給する（ステップ９０９）。以上の手順を繰り返し実行することで、コントローラＣ５は、アクチュエータＡを制御する。なお、上記した一連の処理フローは一例であり、適宜変更が可能である。
　上記サスペンション装置Ｓ５およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ５においても、アクチュエータＡの目標推力Ｆｒｅｆは、ローパスフィルタＬ２で処理された第二振動抑制力Ｆ２に基づいて求められる。このため、ばね下共振周波数ωｗの周辺およびそれ以上の周波数領域におけるばね上部材Ｂ及びばね下部材Ｗの振動に対しては、アクチュエータＡが発生する推力が非常に小さくなる。したがって、このときのばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗの振動は、ダンパＤによるパッシブな減衰力によって抑制される。
　よって、サスペンション装置Ｓ５およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ５においては、サスペンション装置Ｓ４およびコントローラＣ４と同様に、高応答な機器を用いることなく、車両における乗り心地を向上させることが可能となる。
　次に、第２実施形態の第２変形例について説明する。
　上記したサスペンション装置Ｓ４，Ｓ５では、ダンパＤがアクチュエータＡに並列して設けられている。これに代えて、図１４に示すように、ダンパＤを廃止して、アクチュエータＡ１にダンパが発生すべき減衰力を発揮させるようにしてもよい。
　具体的には、サスペンション装置Ｓ６では、コントローラＣ６が、図１０のサスペンション装置Ｓ４のコントローラＣ４に対して、ストローク速度Ｖｓにダンパの減衰係数に相当するゲインＣｐを乗じて第三振動抑制力Ｆ３を求める第三振動抑制力演算部４０を加えた構成となっている。第三振動抑制力Ｆ３は、廃止されたダンパＤが発生する減衰力に相当する力である。
　目標推力演算部３５では、第一振動抑制力Ｆ１、第二振動抑制力Ｆ２および第三振動抑制力Ｆ３を足し合わせて目標推力Ｆｒｅｆを求めている。このように目標推力Ｆｒｅｆには、第三振動抑制力Ｆ３が加味されるため、アクチュエータＡ１は、廃止されたダンパＤが発生する減衰力をダンパＤの代わりに発揮することとなる。このようにしても、サスペンション装置Ｓ６およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ６によれば、車両における乗り心地を向上させることができる。
　次に、コントローラＣ６が行う一連の処理手順について説明する。図１５のフローチャートに示すように、コントローラＣ６は、ばね上部材Ｂの上下方向の加速度Ｇｂおよび伸縮体Ｅのストローク変位Ｘｓを読み込む（ステップ１０００）。続いて、加速度Ｇｂを積分して速度Ｖｂを得るとともに、ストローク変位Ｘｓを微分してストローク速度Ｖｓを得る（ステップ１００１）。次に、コントローラＣ６は、速度ＶｂにゲインＣｂを乗じて第一振動抑制力Ｆ１を求める（ステップ１００２）。また、コントローラＣ６は、速度ＶｓにゲインＣｓを乗じて信号Ｆｄを得て（ステップ１００３）、得られた信号ＦｄをローパスフィルタＬ２でフィルタリングし、信号Ｆｄのばね下共振周波数ωｗ帯域以上の周波数成分を取り除いて第二振動抑制力Ｆ２を得る（ステップ１００４）。
　また、コントローラＣ６は、ストローク速度ＶｓにゲインＣｐを乗じて第三振動抑制力Ｆ３を得る（ステップ１００５）。さらに、コントローラＣ６は、第一振動抑制力Ｆ１、第二振動抑制力Ｆ２および第三振動抑制力Ｆ３を合算して目標推力Ｆｒｅｆを求める（ステップ１００６）。そして、コントローラＣ６は、目標推力Ｆｒｅｆから制御指令を生成して（ステップ１００７）、ドライバ３７からアクチュエータＡ１へ電流を供給する（ステップ１００８）。以上の手順を繰り返し実行することで、コントローラＣ６は、アクチュエータＡ１を制御する。なお、上記した一連の処理フローは一例であり、適宜変更が可能である。
　上記サスペンション装置Ｓ６およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ６においても、アクチュエータＡ１の目標推力Ｆｒｅｆは、ローパスフィルタＬ２で処理された第二振動抑制力Ｆ２に基づいて求められる。さらに、目標推力Ｆｒｅｆには、ストローク速度Ｖｓから求められた第三振動抑制力Ｆ３が加味されており、ダンパが発生するべき減衰力をアクチュエータＡ１によって発生させることができる。
　このため、ばね下共振周波数ωｗの周辺およびそれ以上の周波数領域におけるばね上部材Ｂ及びばね下部材Ｗの振動に対して、アクチュエータＡ１がアクチュエータとして能動的に発生する第一振動抑制力Ｆ１および第二振動抑制力Ｆ２は非常に小さくなり、ばね上部材Ｂおよびばね下部材Ｗの振動は、アクチュエータＡ１がダンパとして発生する第三振動抑制力Ｆ３（減衰力）によって抑制される。
　また、ダンパが発生するべき減衰力をアクチュエータＡ１により発生させるためには、ばね下共振周波数ωｗの帯域までの制御応答性が求められる。上記サスペンション装置Ｓ６およびサスペンション制御装置としてのコントローラＣ６においては、アクチュエータＡ１として油圧を用いない電磁アクチュエータを採用することで、ばね下共振周波数ωｗの帯域までの制御応答性が確保され、車両における乗り心地を向上させることが可能となる。
　また、ダンパが発生するべき減衰力をアクチュエータＡ１により発生させることができるため、ダンパＤを廃止することができる。このため、サスペンション装置Ｓ６の製造コストを低減させることができる。
　次に、図１６を参照して、上記サスペンション装置Ｓ１，Ｓ２，Ｓ４，Ｓ５に好適なアクチュエータＡの一例の具体的な構成について説明する。
　アクチュエータＡは、シリンダ１と、シリンダ１内に移動自在に挿入されてシリンダ１内を伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２とに区画するピストン２と、シリンダ１に移動自在に挿入されてピストン２に連結されるロッド３と、を有する伸縮体Ｅと、伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２に流体を給排して伸縮体Ｅを伸縮駆動させる流体圧ユニットＨと、を備える。伸側室Ｒ１とは、伸長行程時に圧縮される室であり、圧側室Ｒ２とは、収縮行程時に圧縮される室である。
　流体圧ユニットＨは、ポンプＰと、ポンプＰの吸込側に接続されるリザーバＲと、伸縮体ＥとポンプＰおよびリザーバＲとの間に設けられる流体圧回路ＨＣと、を有する。
　流体圧回路ＨＣは、ポンプＰの吐出側に接続される供給路５１と、リザーバＲに接続される排出路５２と、伸側室Ｒ１に接続される伸側通路５３と、圧側室Ｒ２に接続される圧側通路５４と、伸側通路５３と圧側通路５４の一方を供給路５１へ選択的に接続するとともに伸側通路５３と圧側通路５４の他方を排出路５２に接続する切換手段としての方向切換弁５５と、伸側通路５３に設けられ伸側室Ｒ１から方向切換弁５５に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する伸側減衰要素５６と、圧側通路５４に設けられ圧側室Ｒ２から方向切換弁５５に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する圧側減衰要素５７と、供給電流に応じて供給路５１の圧力を調整可能な制御弁５８と、供給路５１と排出路５２とを接続する吸込通路５９と、吸込通路５９の途中に設けられて排出路５２から供給路５１へ向かう流体の流れのみを許容する吸込チェック弁６０と、供給路５１の途中であって制御弁５８とポンプＰとの間に設けられてポンプＰ側から制御弁５８側へ向かう流れのみを許容する供給側チェック弁６１と、を有する。
　伸側室Ｒ１および圧側室Ｒ２には、作動流体として、作動油等の液体が充満され、リザーバＲ内には、液体と気体が充填される。伸側室Ｒ１、圧側室Ｒ２およびリザーバＲ内に充填される液体は、作動油以外にも、たとえば、水、水溶液といった液体を使用することもできる。
　ポンプＰは、吸込側から流体を吸い込んで吐出側から流体を吐出する一方向吐出型であり、モータ６２によって駆動される。モータ６２には、直流、交流を問わず、種々の形式のモータ、たとえば、ブラシレスモータ、誘導モータ、同期モータ等を採用することができる。
　ポンプＰの吸込側はポンプ通路６３を通じてリザーバＲに接続されており、吐出側は供給路５１に接続されている。したがって、ポンプＰは、モータ６２によって駆動されると、リザーバＲから流体を吸い込んで供給路５１へ流体を吐出する。
　方向切換弁５５は、４ポート２位置の電磁切換弁であり、供給路５１を伸側通路５３に連通するとともに排出路５２を圧側通路５４に連通させる状態と、供給路５１を圧側通路５４に連通するとともに排出路５２を伸側通路５３に連通させる状態とを選択的に切り換える。方向切換弁５５を切り換えることで、ポンプＰから供給される流体を伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２とのいずれか一方へ供給することができる。供給路５１を伸側通路５３に連通するとともに排出路５２を圧側通路５４に連通させる状態でポンプ４が駆動されると、伸側室Ｒ１に流体が供給されて圧側室Ｒ２からリザーバＲへ流体が排出され、アクチュエータ本体Ａは収縮する。一方、供給路５１を圧側通路５４に連通するとともに排出路５２を伸側通路５３に連通させる状態でポンプ４が駆動されると、圧側室Ｒ２に流体が供給されて伸側室Ｒ１からリザーバＲへ流体が排出され、アクチュエータ本体Ａは伸長する。
　伸側減衰要素５６は、伸側室Ｒ１から方向切換弁５５に向かう流れに対し抵抗を与える伸側減衰弁５６ａと、伸側減衰弁５６ａに並列されて方向切換弁５５から伸側室Ｒ１へ向かう流れのみを許容する伸側チェック弁５６ｂと、を有する。よって、伸側室Ｒ１から方向切換弁５５へ向けて移動する流体の流れに対しては、伸側チェック弁５６ｂは閉じた状態に維持されるため、流体は、伸側減衰弁５６ａのみを通過して方向切換弁５５側へ向かって流れることになる。反対に、方向切換弁５５から伸側室Ｒ１へ向けて移動する流体の流れに対しては、伸側チェック弁５６ｂが開く。伸側チェック弁５６ｂは伸側減衰弁５６ａに比較して流れに与える抵抗が小さいので、流体は、伸側チェック弁５６ｂを優先的に通過して伸側室Ｒ１側へ向かって流れる。伸側減衰弁５６ａは、双方向流れを許容する絞り弁とされてもよいし、伸側室Ｒ１から方向切換弁５５に向かう流れのみを許容するリーフバルブやポペット弁といった減衰弁とされてもよい。
　圧側減衰要素５７は、圧側室Ｒ２から方向切換弁５５に向かう流れに対し抵抗を与える圧側減衰弁５７ａと、圧側減衰弁５７ａに並列されて方向切換弁５５から圧側室Ｒ２へ向かう流れのみを許容する圧側チェック弁５７ｂと、を有する。よって、圧側室Ｒ２から方向切換弁５５へ向けて移動する流体の流れに対しては、圧側チェック弁５７ｂは閉じた状態に維持されるため、流体は、圧側減衰弁５７ａのみを通過して方向切換弁５５側へ向かって流れることになる。反対に、方向切換弁５５から圧側室Ｒ２へ向けて移動する流体の流れに対しては、圧側チェック弁５７ｂが開く。圧側チェック弁５７ｂは圧側減衰弁５７ａに比較して流れに与える抵抗が小さいので、流体は、圧側チェック弁５７ｂを優先的に通過して圧側室Ｒ２側へ向かって流れることになる。圧側減衰弁５７ａは、双方向流れを許容する絞り弁とされてもよいし、圧側室Ｒ２から方向切換弁５５に向かう流れのみを許容するリーフバルブやポペット弁といった減衰弁とされてもよい。
　制御弁５８は、電磁弁であって、吸込通路５９に並列して供給路５１と排出路５２を接続する制御通路６４の途中に設けられる。制御弁５８は、開弁圧が調節されることで制御弁５８の上流側である供給路５１の圧力を制御することができる。制御弁５８の開弁圧は、供給される電流量に比例して変化し、供給される電流量が大きいほど開弁圧が大きくなり、電流が供給されない場合には、開弁圧が最小になる。また、制御弁５８は、サスペンション装置Ｓ１、Ｓ２，Ｓ４，Ｓ５の実用領域においては、流量に比例して圧力損失が大きくなる圧力オーバーライドがない特性となっている。なお、実用領域とは、たとえば、伸縮体Ｅが秒速１ｍの範囲内で伸縮する領域であり、この実用領域において制御弁５８が流量に比例して圧力損失が大きくなる圧力オーバーライドがない特性とは、伸縮体Ｅが秒速１ｍの範囲内で伸縮する場合に制御弁５８を通過する流量に対して圧力オーバーライドを無視することができる特性であることを意味する。また、非通電時における制御弁５８の開弁圧は、非常に小さく、非通電時において通過する流体の流れに対してほとんど抵抗を与えない。
　なお、供給路５１の途中であって制御弁５８とポンプＰとの間に設けられた供給側チェック弁６１によって、ポンプＰの吐出圧より方向切換弁５５側の圧力が高圧となっても、供給側チェック弁６１が閉じることでポンプＰ側へ流体が逆流することが阻止される。
　アクチュエータＡは、以上のように構成されており、ポンプＰをモータ６２によって駆動し、方向切換弁５５によって伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２のうちポンプＰに接続する一方の室にポンプＰが吐出する流体を供給しつつ排出路５２を通じて他方の室をリザーバＲに連通させることで、伸縮体Ｅを積極的に伸長或いは収縮させることができる。
　また、伸縮体Ｅが外力を受けて伸縮する場合に、伸側室Ｒ１が圧縮されると、伸側室Ｒ１から排出される液体は、伸側減衰弁５６ａを通過した後、方向切換弁５５の切換状態により、制御弁５８を通じてリザーバＲへ至るか、制御弁５８を介さずにリザーバＲに至る。何れの場合も、伸側室Ｒ１から排出される液体は、伸側減衰弁５６ａを必ず通過するため、伸縮体Ｅの伸長を妨げる減衰力が付与される。
　一方、伸縮体Ｅが外力を受けて伸縮する場合に、圧側室Ｒ２が圧縮されると、圧側室Ｒ２から排出される液体は、圧側減衰弁５７ａを通過した後、方向切換弁５５の切換状態により、制御弁５８を通じてリザーバＲへ至るか、制御弁５８を介さずにリザーバＲに至る。何れの場合も、圧側室Ｒ２から排出される液体は、圧側減衰弁５７ａを必ず通過するため、伸縮体Ｅの収縮を妨げる減衰力が付与される。
　つまり、アクチュエータＡは、積極的に伸縮体Ｅを伸長および収縮させる推力を発生させる機能を有するとともに、外力による振動入力に対してはパッシブなダンパとして機能する。
　このように、アクチュエータＡは、アクチュエータとしてもダンパとしても機能するので、サスペンション装置Ｓ１，Ｓ２，Ｓ４，Ｓ５に採用された場合、ばね下共振周波数ωｗ以上の周波数の振動入力に対して、アクチュエータＡにダンパとしての機能を発揮させることができる。このため、アクチュエータＡの他にダンパＤを別途設ける必要がなくなり、サスペンション装置Ｓ１，Ｓ２，Ｓ４，Ｓ５の製造コストを低減させることができる。なお、ダンパＤとしての機能するアクチュエータＡとしては、上記構造のアクチュエータＡに限定されず、他の構造のアクチュエータＡであってもよい。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　本願は２０１４年１１月７日に日本国特許庁に出願された特願２０１４－２２６７３５に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (11)

  1. 　車両のばね上部材とばね下部材との間に介装されて推力を発生可能なアクチュエータと、
    　前記アクチュエータを制御するコントローラと、を備え、
    　前記コントローラは、
    　前記ばね上部材の上下方向の速度から第一振動抑制力を求める第一振動抑制力演算部と、
    　前記ばね下部材の上下方向の速度或いは前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対的な速度から第二振動抑制力を求める第二振動抑制力演算部と、
    　ばね上共振周波数とばね下共振周波数との間に折れ点周波数を持ち、前記第二振動抑制力演算部で前記第二振動抑制力を求める過程の信号を処理するローパスフィルタと、
    　前記第一振動抑制力と前記第二振動抑制力とに基づいて前記アクチュエータの目標推力を求める目標推力演算部と、を有するサスペンション装置。
  2. 　請求項１に記載のサスペンション装置であって、
    　前記ばね下部材の上下方向の速度から前記第二振動抑制力を求める場合、前記第一振動抑制力と前記第二振動抑制力とを加算して前記目標推力を求めるサスペンション装置。
  3. 　請求項１に記載のサスペンション装置であって、
    　前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対的な速度から前記第二振動抑制力を求める場合、前記第一振動抑制力から前記第二振動抑制力を減算して前記目標推力を求めるサスペンション装置。
  4. 　請求項１に記載のサスペンション装置であって、
    　前記車両の前記ばね上部材と前記ばね下部材との間に前記アクチュエータに並列されるパッシブなダンパをさらに備え、
    　前記コントローラは、前記ダンパの減衰係数と等しい値のゲインを前記ばね下部材の上下方向の速度或いは前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対的な速度に乗じて前記第二振動抑制力を求めるサスペンション装置。
  5. 　請求項１に記載のサスペンション装置であって、
    　前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対的な速度から第三振動抑制力を求め、
    　前記第一振動抑制力、前記第二振動抑制力および前記第三振動抑制力に基づいて前記目標推力を求めるサスペンション装置。
  6. 　請求項１に記載のサスペンション装置であって、
    　前記アクチュエータは、
    　シリンダと、前記シリンダ内に移動自在に挿入されて前記シリンダ内を伸側室と圧側室とに区画するピストンと、を有する伸縮体と、
    　ポンプと、
    　前記ポンプの吸込側に接続されるリザーバと、
    　前記ポンプの吐出側に接続される供給路と、
    　前記リザーバに接続される排出路と、
    　前記伸側室に接続される伸側通路と、
    　前記圧側室に接続される圧側通路と、
    　前記伸側通路と前記圧側通路の一方を選択的に前記供給路に接続するとともに前記伸側通路と前記圧側通路の他方を前記排出路に接続する方向切換弁と、
    　前記伸側通路に設けられ前記伸側室から前記方向切換弁に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する伸側減衰要素と、
    　前記圧側通路に設けられ前記圧側室から前記方向切換弁に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する圧側減衰要素と、
    　供給電流に応じて前記供給路の圧力を調整可能な制御弁と、
    　前記供給路と前記排出路とを接続する吸込通路と、
    　前記吸込通路の途中に設けられて前記排出路から前記供給路へ向かう流体の流れのみを許容する吸込チェック弁と、
    　前記供給路の途中であって前記制御弁と前記ポンプとの間に設けられて前記ポンプ側から前記制御弁側へ向かう流れのみを許容する供給側チェック弁と、を有するサスペンション装置。
  7. 　車両のばね上部材とばね下部材との間に介装されて推力を発生可能なアクチュエータを制御するサスペンション制御装置であって、
    　前記ばね上部材の上下方向の速度から第一振動抑制力を求める第一振動抑制力演算部と、
    　前記ばね下部材の上下方向の速度或いは前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対的な速度から第二振動抑制力を求める第二振動抑制力演算部と、
    　ばね上共振周波数とばね下共振周波数との間に折れ点周波数を持ち、前記第二振動抑制力演算部で前記第二振動抑制力を求める過程の信号を処理するローパスフィルタと、
    　前記第一振動抑制力と前記第二振動抑制力とに基づいて前記アクチュエータの目標推力を求める目標推力演算部と、を備えるサスペンション制御装置。
  8. 　請求項７に記載のサスペンション制御装置であって、
    　前記ばね下部材の上下方向の速度から前記第二振動抑制力を求める場合、前記第一振動抑制力と前記第二振動抑制力とを加算して前記目標推力を求めるサスペンション制御装置。
  9. 　請求項７に記載のサスペンション制御装置であって、
    　前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対的な速度から前記第二振動抑制力を求める場合、前記第一振動抑制力から前記第二振動抑制力を減算して前記目標推力を求めるサスペンション制御装置。
  10. 　請求項７に記載のサスペンション制御装置であって、
    　前記車両の前記ばね上部材と前記ばね下部材との間に前記アクチュエータに並列されるパッシブなダンパの減衰係数と等しい値のゲインを前記ばね下部材の上下方向の速度或いは前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対的な速度に乗じて前記第二振動抑制力を求めるサスペンション制御装置。
  11. 　請求項７に記載のサスペンション制御装置であって、
    　前記ばね上部材と前記ばね下部材との相対的な速度から第三振動抑制力を求め、
    　前記第一振動抑制力、前記第二振動抑制力および前記第三振動抑制力に基づいて前記目標推力を求めるサスペンション制御装置。
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