WO2020129298A1 - 車両運動状態推定装置、車両運動状態推定方法並びに車両 - Google Patents

Abstract

本発明は、車輪の前後方向や横方向に作用する摩擦力が、サスペンションのジオメトリによって車体に作用する上下方向の力を考慮することで上下運動状態量を高精度に推定できる車両運動状態推定装置および方法を提供することを目的とする。 車輪と車体がサスペンションを介して結合された車両における車両運動状態推定装置であって、車両の上下運動によって生じる車輪速成分を推定する上下運動起因車輪速成分推定部と、車両の運動によって生じる車輪の摩擦力が、サスペンションのジオメトリによって車体に作用する上下方向の力を算出する上下力推定部と、車両の上下運動の状態量を推定する上下運動推定部を備え、上下運動推定部は、上下運動起因車輪速成分推定部からの車輪速成分と、上下力推定部からの車体に作用する上下方向の力に基づいて車両の上下運動の状態量を推定することを特徴とする車両運動状態推定装置。

Description

車両運動状態推定装置、車両運動状態推定方法並びに車両

　本発明は、車両運動の状態量を推定することに係り、特に車両の上下運動状態量を推定する車両運動状態推定装置、車両運動状態推定方法並びに車両に関する。

　車両の上下運動状態量を取得する方法として、車高センサや上下加速度センサなどの専用センサを用いて直接検出する方法の他に、例えば特許文献１に記載されているように車輪速センサなどの一般的に車載されるセンサから車両ダイナミクスモデルを用いて専用センサを用いずに推定する方法が知られている。

特開２０１２－４７５５３号公報

　しかしながら、特許文献１に記載された上下運動状態量の推定方法では車輪の前後方向や横方向に作用する摩擦力が、サスペンションのジオメトリによって車体に作用する上下方向の力を考慮していないため、加減速時や旋回時といった車輪の前後方向や横方向に作用する摩擦力が大きくなる状況において上下運動状態量が高精度に推定できない可能性がある。

　本発明は、前記の課題を解決するための発明であって、車輪の前後方向や横方向に作用する摩擦力が、サスペンションのジオメトリによって車体に作用する上下方向の力を考慮することで上下運動状態量を高精度に推定できる車両運動状態推定装置、車両運動状態推定方法並びに車両を提供することを目的とする。

　以上のことから本発明においては、「車輪と車体がサスペンションを介して結合された車両における車両運動状態推定装置であって、車両の上下運動によって生じる車輪速成分を推定する上下運動起因車輪速成分推定部と、車両の運動によって生じる車輪の摩擦力が、サスペンションのジオメトリによって車体に作用する上下方向の力を算出する上下力推定部と、車両の上下運動の状態量を推定する上下運動推定部を備え、上下運動推定部は、上下運動起因車輪速成分推定部からの車輪速成分と、上下力推定部からの車体に作用する上下方向の力に基づいて車両の上下運動の状態量を推定することを特徴とする車両運動状態推定装置」としたものである。

　また本発明においては、「車両運動状態推定装置を備えた車両であって、車両運動状態
推定装置で推定された状態量が入力されるサスペンション制御装置により、推定された状態量に基づいてサスペンションで発生する力を制御することを特徴とする車両」としたものである。

　また本発明においては、「車輪と車体がサスペンションを介して結合された車両における車両運動状態推定方法であって、車両の上下運動によって生じる車輪速成分と、車両の運動によって生じる車輪の摩擦力が、サスペンションのジオメトリによって車体に作用する上下方向の力に基づいて、車両の上下運動の状態量を推定することを特徴とする車両運動状態推定方法」としたものである。

　本発明によれば、定速や加減速、直進や旋回といった走行条件に関わらず、車両運動状態を高精度に推定できる。

実施例１に係る車両運動状態推定装置５０を搭載した車両構成例を示す図。 実施例１に係る車両運動状態推定装置５０の概念構成例を示す図。 実施例１に係る４輪車平面モデルを示す図。 実施例１に係る減速中に生じるアンチダイブ力とアンチリフト力を示す図。 実施例１に係る左旋回中に生じるジャッキアップ力とジャッキダウン力を示す図。 実施例１に係る前後加速度とアンチダイブ力とアンチリフト力とアンチスクオット力の関係を示す図。 実施例１に係る横加速度とジャッキアップ力とジャッキダウン力の関係を示す図。 実施例１に係る４輪フルビークルモデルを示す図。 実施例１に係る車体ピッチングによって生じる車輪速を示す図。 実施例１に係るサスペンションの変位によって生じる車輪速を示す図。 実施例１に係る接地荷重変動によって生じる車輪速を示す図。 実施例１に係る接地荷重とタイヤ有効回転半径の関係を示す図。 実施例１に係る車両上下運動量推定装置５０による処理結果の時間変化を示す図。 実施例２に係る車両運動状態推定装置５０を搭載した車両構成例を示す図。 実施例２に係るサスペンション制御ユニット８１の概念構成例を示す図。

　以下本発明の実施例について、図面を用いて詳細に説明する。

　実施例１に係る車両運動状態推定装置５０、車両運動状態推定方法並びに車両について、図１から図１３を用いて、説明する。

　図１は、車両運動状態推定装置５０を搭載した車両１０の構成例図を示したものである。

　車両運動状態推定装置５０は、車両１０に搭載されており、車輪速センサ１、加速度センサ２、ジャイロセンサ３、操舵角センサ４、制駆動制御ユニット５、操舵制御ユニット６に接続されている。

　上述の車両１０に搭載されるセンサ（車輪速センサ１、加速度センサ２、ジャイロセンサ３、操舵角センサ４）は、一般的に搭載されているセンサであり、所謂専用センサというものではない。

　車輪速センサ１は車体８の前後左右４か所の車輪７の回転速度を検出し、加速度センサ２は車体８の重心に作用する加速度を検出し、ジャイロセンサ４は車体８の重心周りの回転角速度であるヨーレイトを検出し、操舵角センサ４は車両１０を運転するドライバの操舵によって生じるステアリングホイールの回転角あるいは車輪７の舵角を検出している。

　ここで車輪速センサ１は、例えば車軸ハブやブレーキドラムなどに設置された回転部と、ナックルやブレーキキャリアなどに設置された固定部との間の相対回転速度を検出するもので構成され、検出される回転速度は制駆動力に起因するものと車両の上下運動に起因するものがある。

　車両の上下運動は路面上下変位やドライバの操舵や加減速操作によって生じ、この車両の上下運動に起因する回転速度にタイヤ半径を乗じて算出した値を、上下運動起因車輪速成分と称することにする。

　制駆動制御ユニット５は、ドライバの操作や車両運動状態推定装置５０の出力などに基づいて内燃機関や電動機、ブレーキキャリパなどで発生させる制駆動力を制御するユニットである。

　操舵制御ユニット６は、ドライバの操作や車両運動状態推定装置５０の出力などに基づいて車輪７の操舵角を制御するユニットである。

　ここで制駆動制御ユニット５、もしくは操舵制御ユニット６、もしくはその両方には、前述のセンサ（車輪速センサ１、加速度センサ２、ジャイロセンサ３、操舵角センサ４）で検出した値を入力として、車輪７の前後方向の車輪スリップであるスリップ率、横方向の車輪スリップである横すべり角、車両の前後方向の速度などの平面運動に起因する状態量を推定、出力する平面運動推定部を備えていても良い。

　また、車両１０は、制駆動制御ユニット５や操舵制御ユニット６に対して、制御指令や推定値を送信する上位コントローラを備えていても良く、上位コントローラは、車両運動状態推定装置５０の出力に基づいて、制御指令や推定値を生成する構成であっても良い。

　以降では、前述のセンサ（車輪速センサ１、加速度センサ２、ジャイロセンサ３、操舵角センサ４）で検出された値と、制駆動制御ユニット５あるいは操舵制御ユニット６、またはその両方で推定、出力された値を、走行状態情報と称することにする。

　次に図２を用いて、この車両運動状態推定装置５０の概念構成例を説明する。

　図２の車両運動状態推定装置５０は、前述の走行状態情報を入力として、後述の上下運動状態量ｘを推定し、その結果を制駆動制御ユニット５などに出力するものであり、上下運動起因車輪速成分ｙを推定する上下運動起因車輪速成分推定部５１と、上下力ｕを推定する上下力推定部５２と、上下運動状態量ｘを推定する上下運動推定部５３から構成される。

　本発明の実施例１に係る、図２の車両運動状態推定装置５０および方法では、ごく簡便に述べると、摩擦力の観点から上下力を推定する上下力推定部５２を備えた点に特徴を有する。上下運動推定部５３は、上下力推定部５２からの出力を加味して上下運動を推定したものである。

　上下運動起因車輪速成分推定部５１は、走行状態情報を入力として、上下運動起因車輪速成分ｙを推定し、出力する。

　上下力推定部５２は、走行状態情報を入力として、車両の運動によって生じる車輪の前後方向または横方向あるいはその両方向に作用する摩擦力が、サスペンションのジオメトリによって車体に作用する上下方向の力（平面運動起因上下力ｕ（Ｆｚａｂ））を推定し、出力する。

　上下運動推定部５３は、走行状態情報と、上下運動起因車輪速成分ｙと、平面運動起因上下力ｕ（Ｆｚａｂ）と、後述する接地荷重変動起因車輪速ｕ（Ｖｗｚｃ）を入力として、上下運動状態量ｘを推定し、出力する。

　ここで上下運動起因車輪速成分推定部５１や上下力推定部５２は、上下運動状態量ｘを入力する構成であっても良い。

　以上要するに図２に示す車両運動状態推定装置は、「車輪と車体がサスペンションを介して結合された車両における車両運動状態推定装置であって、車両の上下運動によって生じる車輪速成分を推定する上下運動起因車輪速成分推定部と、車両の運動によって生じる車輪の摩擦力が、サスペンションのジオメトリによって車体に作用する上下方向の力を算出する上下力推定部と、車両の上下運動の状態量を推定する上下運動推定部を備え、上下運動推定部は、上下運動起因車輪速成分推定部からの車輪速成分と、上下力推定部からの車体に作用する上下方向の力に基づいて車両の上下運動の状態量を推定する車両運動状態推定装置」ということができる。

　次に図３を用いて、上下運動起因車輪速成分推定部５１における上下運動起因車輪速ｙの推定方法の具体例を説明する。上下運動起因車輪速成分推定部５１における上下運動起因車輪速ｙの推定方法においては、後述する（１）式から（５）式を用いる。なおこれら数式の一部には、代替式を含む。

　図３は、左旋回中の前輪操舵の４輪車を上から見た４輪車平面モデルを示す図である。

　４輪車平面モデルは、車両１０に固定したばね上重心９を原点とする座標系を用いており、車両の前後方向をｘ軸、車両の左右方向をｙ軸、車両の上下方向をｚ軸とする。

　ここで車輪７の操舵角である実舵角をδ、車両の進行方向の速度をＶ、車両の前後方向の速度をＶｘ、車両の左右方向の速度をＶｙ、ジャイロセンサ４で検出したｚ軸周りの回転角速度であるヨーレイトをｒ、車両の進行方向と前後方向のなす角を車体横すべり角β、車輪７の進行方向と回転面のなす角を車輪横すべり角βｆｌ、βｆｒ、βｒｌ、βｒｒ、車輪速ＶｗｓをＶｗｓｆｌ、Ｖｗｓｆｒ、Ｖｗｓｒｌ、Ｖｗｓｒｒ、前輪軸と後輪軸の距離であるホイールベースをｌ、前後輪軸からばね上重心までの車両前後方向の距離をｌｆ、ｌｒ、前後輪のトレッドをｄｆ、ｄｒとする。

　なお、上記記号表示における添え字のｆは前輪、ｒは後輪、ｆｌは左前輪、ｆｒは右後輪、ｒｌは左後輪、ｒｒは右後輪を示している。

　また、車輪速Ｖｗｓｆｌ、Ｖｗｓｆｒ、Ｖｗｓｒｌ、Ｖｗｓｒｒは、車輪７の回転速度にタイヤ半径を乗じて算出した車輪の移動速度であり、車輪速センサ１で検出できる値である。

　この車輪速Ｖｗｓ（Ｖｗｓｆｌ、Ｖｗｓｆｒ、Ｖｗｓｒｌ、Ｖｗｓｒｒ）は、車両の上下運動によって生じる上下運動起因車輪速成分と、ドライバの操舵や加減速操作に伴う車両の平面運動によって生じる平面運動起因車輪速成分で構成される。

　したがって、上下運動起因車輪速成分推定部５１で推定される上下運動起因車輪速成分は、車輪速Ｖｗｓ（Ｖｗｓｆｌ、Ｖｗｓｆｒ、Ｖｗｓｒｌ、Ｖｗｓｒｒ）から平面運動起因車輪速成分を減算して求められ、（１）式で表される。

　ここで（１）式のＶｗｚｆｌ、Ｖｗｚｆｒ、Ｖｗｚｒｌ、Ｖｗｚｒｒは、上下運動起因車輪速成分、Ｖｗｆｌ、Ｖｗｆｒ、Ｖｗｒｌ、Ｖｗｒｒは車輪速Ｖｗｓｆｌ、Ｖｗｓｆｒ、Ｖｗｓｒｌ、Ｖｗｓｒｒをばね上重心９の位置における車両の前後方向の速度に換算した車輪速である。

　（１）式のばね上重心９の位置における車両の前後方向の速度に換算した車輪速Ｖｗｆｌ、Ｖｗｆｒ、Ｖｗｒｌ、Ｖｗｒｒは、車輪速に旋回運動によって生じる実舵角δやヨーレイトｒに基づく各輪の速度差を加減算することで求められ、（２）式で表される。

　また、（１）式の車両の前後方向の速度Ｖｘは、車両の前後方向の加速度Ｇｘを積分して求められ、（３）式で表される。

　ここで（３）式の車両の前後方向の加速度Ｇｘは、加速度センサ２で検出した車体８の重心に作用する前後加速度Ｇｘｓｅを用いても良いが、前後加速度Ｇｘｓｅに含まれる車体ピッチングに伴う重力加速度成分を除去することで高精度に求められることから、（４）式を用いて求めても良い。

　さらに（４）式の車両の前後方向の加速度Ｇｘは、前後加速度Ｇｘｓｅに含まれる車体横すべりに伴う横加速度成分を除去することでより高精度に求められることから、（５）
式を用いて求めても良い。

　ここで（４）式と（５）式において、Ｇｙｓｅは車体８の重心に作用する横加速度、ｇは重力加速度、θｘとθｙはロール角とピッチ角であり、例えば横加速度Ｇｙｓｅは加速度センサ２で検出した値、ロール角θｘとピッチ角θｙは上下運動推定部５３で推定した値を用いる。

　なお、（１）式の車両の前後方向の速度Ｖｘは、前述のブレーキ制御ユニット６などの
コントローラで推定された平面運動状態量や、ＧＰＳを用いて検出した位置情報を時間微分して算出した値であっても良く、車両の前後方向の速度Ｖｘの取得方法は限定しない。

　また、（４）式と（５）式のロール角θｘとピッチ角θｙは、前述のブレーキ制御ユニット６などのコントローラで推定された値や、カメラなどを用いて検出した値であっても良く、ロール角θｘとピッチ角θｙの取得方法は限定しない。

　また、（５）式の車体横すべり角βは、前述のブレーキ制御ユニット６などで推定され
た平面運動状態量や、ＧＰＳを用いて検出した値や、車両運動状態推定装置５０に図示しないが平面運動推定部を設け、そこで推定された平面運動状態量であっても良く、車体横すべり角βの取得方法は限定しない。

　以上から、上下運動起因車輪速成分推定部５１では、走行状態情報である車輪速センサ１で検出した車輪速Ｖｗｓｆｌ、Ｖｗｓｆｒ、Ｖｗｓｒｌ、Ｖｗｓｒｒや、ジャイロセンサ４で検出したｚ軸周りの回転角速度であるヨーレイトｒなどを入力として、上下運動起因車輪速成分Ｖｗｚｆｌ、Ｖｗｚｆｒ、Ｖｗｚｒｌ、Ｖｗｚｒｒを推定し、出力する。なお本明細書中、または図２などでは、推定した上下運動起因車輪速成分Ｖｗｚｆｌ、Ｖｗｚｆｒ、Ｖｗｚｒｌ、Ｖｗｚｒｒを総称して、上下運動起因車輪速成分ｙと表記することがある。

　以上要するに図２の上下運動起因車輪速成分推定部５１は、車両の上下運動によって生じる車輪速成分を推定するものである。

　次に図４から図７を用いて、上下力推定部５２における平面運動起因上下力ｕの推定方法の具体例を説明する。上下力推定部５２における平面運動起因上下力ｕの推定方法においては、後述する（６）式から（１５）式を用いる。なおこれら数式の一部には、代替式を含む。

　まず、タイヤ前後力によって生じる平面運動起因上下力を説明する。

　図４は、減速中の車両１０を右側から見た図であり、減速中に生じるタイヤ前後力が、サスペンションのジオメトリによって車体の上下方向の力として作用する様子を模式的に表したものである。

　車輪７の水平軸方向に生じるタイヤ前後力Ｆｘｆｌ、Ｆｘｆｒ、Ｆｘｒｌ、Ｆｘｒｒは、車輪７の接地面にあるタイヤ前後力の作用点と車両１０のサスペンションの瞬間回転中心１１によって、その作用点と瞬間回転中心１１を結ぶ線上に車体８を引っ張る力Ｆｘａｆｌ、Ｆｘａｆｒ、Ｆｘａｒｌ、Ｆｘａｒｒとして作用する。

　この引っ張る力の垂直軸方向の力Ｆｚａｆｌ、Ｆｚａｆｒ、Ｆｚａｒｌ、Ｆｚａｒｒが車体８に作用する上下力、つまりタイヤ前後力によって生じる平面運動起因上下力である。

　したがって、上下力推定部５２で推定されるタイヤ前後力によって生じる平面運動起因上下力は、車輪７の水平軸方向に生じるタイヤ前後力Ｆｘｆｌ、Ｆｘｆｒ、Ｆｘｒｌ、Ｆｘｒｒに、タイヤ前後力に水平軸とサスペンションの瞬間回転中心１１と車輪７の接地面にあるタイヤ前後力の作用点を結ぶ線のなす角の正接を乗算して求められ、（６）式で表される。

　ここで（６）式のａｆｌ、ａｆｒ、ａｒｌ、ａｒｒは、水平軸とサスペンションの瞬間回転中心１１と車輪７の接地面にあるタイヤ前後力の作用点を結ぶ線のなす角である。

　なお、図４に示す減速中の前輪側に発生する上向きの力Ｆｚａｆｌ、Ｆｚａｆｒをアンチダイブ力、後輪側に発生する下向きの力Ｆｚａｒｌ、Ｆｚａｒｒをアンチリフト力と称する。

　また、図示しないが加速中にはタイヤ前後力の向きが前後逆になることで、アンチダイブ力やアンチリフト力とは上下逆向きの力が発生し、その力をアンチスクオット力と称する。

　また、（６）式のタイヤ前後力Ｆｘｆｌ、Ｆｘｆｒ、Ｆｘｒｌ、Ｆｘｒｒは、車両の質量と車両の前後方向の加速度の積である車両の前後方向に作用する力を、前輪に対する後輪に作用する駆動力または制動力の割合に基づいて前後輪に分けることで求められ、（７）式で表される。

　ここで（７）式のεは前輪と後輪に作用する駆動力または制動力の割合、ｍ２はばね上質量、ｍ１ｆｌ、ｍ１ｆｒ、ｍ１ｒｌ、ｍ１ｒｒはばね下質量である。

　図６は、前輪駆動車の場合の前後加速度とアンチダイブ・アンチリフト・アンチスクオット力の関係を示した図である。（７）式の前後加速度Ｇｘと、（６）式のＦｚａｆｌ、Ｆｚａｆｒ並びにアンチリフト力Ｆｚａｒｌ、Ｆｚａｒｒの間の関係を示している。

　次に、タイヤ横力によって生じる平面運動起因上下力を説明する。

　図５は、左旋回中の車両１０を後方から見た図であり、左旋回中に生じるタイヤ横力が、サスペンションのジオメトリによって車体の上下方向の力として作用する様子を模式的に表したものである。

　車輪７の水平軸方向に生じるタイヤ横力Ｆｙｆｌ、Ｆｙｆｒ、Ｆｙｒｌ、Ｆｙｒｒは、車輪７の接地面にあるタイヤ横力の作用点と車両１０のサスペンションの瞬間回転中心１１によって、その作用点と瞬間回転中心１１を結ぶ線上に車体８を引っ張る力Ｆｙｂｆｌ、Ｆｙｂｆｒ、Ｆｙｂｒｌ、Ｆｙｂｒｒとして作用する。

　この引っ張る力の垂直軸方向の力Ｆｚｂｆｌ、Ｆｚｂｆｒ、Ｆｚｂｒｌ、Ｆｚｂｒｒが車体８に作用する上下力、つまりタイヤ横力によって生じる平面運動起因上下力である。

　したがって、上下力推定部５２で推定されるタイヤ横力によって生じる平面運動起因上下力は、車輪７の水平軸方向に生じるタイヤ横力Ｆｙｆｌ、Ｆｙｆｒ、Ｆｙｒｌ、Ｆｙｒｒにタイヤ横力に水平軸とサスペンションの瞬間回転中心１１と車輪７の接地面にあるタイヤ横力の作用点を結ぶ線のなす角の正接を乗算して求められ、（８）式で表される。

　ここで（８）式のｂｆｌ、ｂｆｒ、ｂｒｌ、ｂｒｒは水平軸とサスペンションの瞬間回転中心１１と車輪７の接地面にあるタイヤ横力の作用点を結ぶ線のなす角である。

　なお、図５に示す左旋回中の左輪側に発生する下向きの力Ｆｚｂｆｌ、Ｆｚｂｒｌをジャッキダウン力、右輪側に発生する上向きの力Ｆｚｂｆｒ、Ｆｚｂｒｒをジャッキアップ力と称する。

　なお（６）式及び（８）式において、正接の項は要するに定数であり、この定数は水平軸とサスペンションの瞬間回転中心と車輪の接地面にある摩擦力の作用点を結ぶ線のなす角に基づく比例係数である。

　また、（８）式のタイヤ横力Ｆｙｆｌ、Ｆｙｆｒ、Ｆｙｒｌ、Ｆｙｒｒは、車両の質量と車両の横方向の加速度の積である車両の横方向に作用する力を、前後輪軸からばね上重心までの車両前後方向の距離とホイールベースの比に基づいて前後輪に分け、さらにヨーモーメントを加減算して求められ、（９）式で表される。

　ここで（９）式のＧｙは車両の横方向の加速度、Ｉｚは車両１０のヨー慣性モーメントである。

　図７は、定数ゲインβｆ、βｒが同じ場合の横加速度とジャッキアップ力とジャッキダウン力の関係を示す図である。（９）式の横加速度Ｇｙと、（８）式のジャッキアップ力Ｆｚｂｆｒ、Ｆｚｂｒｒ並びにジャッキダウン力Ｆｚｂｆｌ、Ｆｚｂｒｌの間の関係を示している。

　なお、（６）式のタイヤ前後力Ｆｘｆｌ、Ｆｘｆｒ、Ｆｘｒｌ、Ｆｘｒｒと（８）式のタイヤ横力Ｆｙｆｌ、Ｆｙｆｒ、Ｆｙｒｌ、Ｆｙｒｒは、前述のブレーキ制御ユニット６などのコントローラで推定された値や、図示しないが車両運動状態推定装置５０に設けた平面運動推定部で推定された値や、タイヤに生じるｘ軸、ｙ軸、ｚ軸方向の力と各軸回りのモーメントを検出する六分力計を用いるなど各種方法で取得することが可能である。

　また、（６）式と（８）式の水平軸とサスペンションの瞬間回転中心１１と車輪７の接地面のタイヤ力の作用点を結ぶ線のなす角ａｆｌ、ａｆｒ、ａｒｌ、ａｒｒ、ｂｆｌ、ｂｆｒ、ｂｒｌ、ｂｒｒは、前述の上下運動推定部５３で推定された上下運動状態量に基づいて幾何学的に求めた値や、車両が静止している状態での値を近似値として用いるなどして取得可能である。

　上下力推定部５２は、（６）式と（７）式の関係を実現するにあたり、車両の前後加速度または横加速度あるいはその両方を入力として車体に生じる上下方向の力を出力する特性線図を用いて、車体に生じる上下方向の力を推定するものであってもよい。同様にして（８）式と（９）式の関係を実現するにあたり、上下力推定部５２は、車輪の前後方向または横方向あるいはその両方向に作用する摩擦力を入力として車体に生じる上下方向の力を出力する特性線図を用いて、車体に生じる上下方向の力を推定するものであってもよい
。さらにこれらの特性線図は、水平軸とサスペンションの瞬間回転中心と車輪の接地面にある摩擦力の作用点を結ぶ線のなす角に基づく線形あるいは非線形のマップで構成したものであってもよい。

　以上から、（６）式と（８）式を用いて上下力が推定できる。これらの（６）式から（８）式は、要するに車両の前後加速度または横加速度あるいはその両方に定数を乗じることで車体に生じる上下方向の力を推定したものであり、あるいは車輪の前後方向または横方向あるいはその両方向に作用する摩擦力に定数を乗じることで車体に生じる上下方向の力を推定したものである。またここで定数は、水平軸とサスペンションの瞬間回転中心と車輪の接地面にある摩擦力の作用点を結ぶ線のなす角に基づく比例係数である。

　一方、タイヤ前後力によって生じる平面運動起因上下力Ｆｚａｆｌ、Ｆｚａｆｒ、Ｆｚａｒｌ、Ｆｚａｒｒは（１０）式、タイヤ横力によって生じる平面運動起因上下力Ｆｚｂｆｌ、Ｆｚｂｆｒ、Ｆｚｂｒｌ、Ｆｚｂｒｒは（１１）式を用いて算出しても良い。

　ここで、（１０）式のＡｆ、Ａｒはタイヤ前後力によって生じる平面運動起因上下力Ｆｚａｆｌ、Ｆｚａｆｒ、Ｆｚａｒｌ、Ｆｚａｒｒが車両の前後方向の加速度Ｇｘに比例すると仮定した場合の比例係数、（１１）式のＢｆ、Ｂｒはタイヤ前後力によって生じる平面運動起因上下力Ｆｚｂｆｌ、Ｆｚｂｆｒ、Ｆｚｂｒｌ、Ｆｚｂｒｒが車両の横方向の加速度Ｇｙに比例すると仮定した場合の比例係数である。

　この比例係数Ａｆ、Ａｒ、Ｂｆ、Ｂｒは、一定の車両の前後方向の加速度や車両の横方向の加速度が作用している時のピッチモーメントやロールモーメントの釣り合いから算出した値や、上下運動推定部５３で推定された上下運動状態量に基づいて算出した値であっても良く、比例係数Ａｆ、Ａｒ、Ｂｆ、Ｂｒの算出方法は限定しない。

　ここで、（７）式と（１０）式の車両の前後方向のＧｘは、加速度センサ２で検出した値をそのまま用いても良く、また前述の（４）式や（５）式を用いても良く、車両の前後方向の加速度Ｇｘの取得方法は限定しない。

　また、（９）式と（１１）式の車両の横方向の加速度Ｇｙは、加速度センサ２で検出した値をそのまま用いても良いが、横加速度Ｇｙｓｅに含まれる車体ローリングに伴う重力加速度成分を除去することで高精度に求められることから、（１２）式を用いて求めても良い。

　さらに（９）式と（１１）式の車両の横方向の加速度Ｇｙは、横加速度Ｇｙｓｅに含まれる車体横すべりに伴う前後加速度成分を除去することでより高精度に求められることから、（１３）式を用いて求めても良い。

　なお（４）（５）（１２）（１３）式によれば、車両の前後方向の加速度Ｇｘ、車両の横方向の加速度Ｇｙは、上下運動推定部５３の出力であるロール角θｘ、ピッチ角θｙに基づいて補正されたものであるということができる。

　また、車両が旋回している時に生じる横加速度Ｇｙは、（１４）式に示すように旋回している円の接線方向の速度と角速度の積で求められることから、横加速度Ｇｙを検出する加速度センサを用いずに推定することも可能である。（１４）式によれば、横加速度Ｇｙは、車両の前後方向の速度Ｖｘとヨーレイトｒから推定することができる。

　以上から、（１０）式と（１１）式を用いて上下力を簡易的に推定できる。

　このように走行状態情報から、タイヤ前後力によって生じる平面運動起因上下力Ｆｚａｆｌ、Ｆｚａｆｒ、Ｆｚａｒｌ、Ｆｚａｒｒとタイヤ横力によって生じる平面運動起因上下力Ｆｚｂｆｌ、Ｆｚｂｆｒ、Ｆｚｂｒｌ、Ｆｚｂｒｒが推定できることから、それらの和である（１５）式で表される平面運動起因上下力Ｆｚａｂｆｌ、Ｆｚａｂｆｒ、Ｆｚａｂｒｌ、Ｆｚａｂｒｒが算出できる。

　なお本明細書中、または図２などでは、推定した平面運動起因上下力Ｆｚａｂｆｌ、Ｆｚａｂｆｒ、Ｆｚａｂｒｌ、Ｆｚａｂｒｒを総称して、平面運動起因上下力ｕ（Ｆｚａｂ）と表記することがある。

　以上要するに図２の上下力推定部５２は、車両の運動によって生じる車輪の摩擦力が、サスペンションのジオメトリによって車体に作用する上下方向の力を算出したものである。なお摩擦力は、車輪の前後方向または横方向あるいはその両方向に作用したものである。

　次に図８から図１２を用いて、上下運動推定部５３における上下運動状態量ｘの推定方法の具体例を説明する。上下運動推定部５３における上下運動状態量ｘの推定方法においては、後述する（１６）式から（３６）式を用いる。なおこれら数式の一部には、代替式を含む。

　一般的には測定出力をｙ、制御入力をｕとした時、測定出力ｙと制御入力ｕから状態変数ｘを推定するのがオブザーバである。

　本実施例の上下運動推定部５３は、上下運動起因車輪速成分ｙ、平面運動起因上下力ｕ（Ｆｚａｂ）、後述する接地荷重変動起因車輪速ｕ（Ｖｗｚｃ）を入力として、上下運動状態量ｘを推定するオブザーバということができる。例えば上下運動推定部５３を時不変の定数で構成された線形オブザーバとして構成するとき、その状態方程式に必要な運動方程式と観測方程式について説明する。

　まず図８を用いて、上下運動推定部５３での上下運動状態量ｘの推定に用いている運動方程式を説明する。上下運動推定部５３での上下運動状態量ｘの推定に用いている運動方程式においては、後述する（１６）式から（２１）式を用いる。

　図８は、路面上下変位を伴う車両１０を左斜め上から見た図であり、車体８や車輪７などを質点で表し、各質点をばねやショックアブソーバで接続した４輪フルビークルモデルを示す図である。なお、図８での記号表記などは図３の４輪車平面モデルの例に準じて行われている。

　その上で更に図８の４輪フルビークルにおいては、ばね上重心９の上下変位をｚ２ｃｇ、各輪上のばね上上下変位をｚ２ｆｌ、ｚ２ｆｒ、ｚ２ｒｌ、ｚ２ｒｒ、ばね下上下変位をｚ１ｆｌ、ｚ１ｆｒ、ｚ１ｒｌ、ｚ１ｒｒ、路面上下変位をｚ０ｆｌ、ｚ０ｆｒ、ｚ０ｒｌ、ｚ０ｒｒ、ばね上重心９のロール角、ピッチ角をそれぞれθｘ、θｙ、サスペンションばね定数をｋｓｆｌ、ｋｓｆｒ、ｋｓｒｌ、ｋｓｒｒ、サスペンション減衰係数をｃｓｆｌ、ｃｓｆｒ、ｃｓｒｌ、ｃｓｒｒ、スタビライザばね定数をｋｓｔｆ、ｋｓｔｒ、ばね上重心９の高さをｈとして表記している。

　この図を基に、（１６）式から（２１）式の関係が示される。

　（１６）式はばね上重心９に作用する上下方向の力に関する運動方程式、（１７）式はばね下に作用する上下方向の力に関する運動方程式、（１８）式はロール軸回りのモーメントに関する運動方程式、（１９）式はピッチ軸回りのモーメントに関する運動方程式、（２０）式はばね上とばね下の間に作用する上下方向の力の釣り合い式、（２１）式はばね上とばね下の上下方向の相対変位の関係式である。

　ここで、（１８）式のｈｘｃは車体８のロール方向の回転中心であるロール軸とばね上重心９の長さ、（１９）式のｈｙｃは車体８のピッチ方向の回転中心であるピッチ軸とばね上重心９の長さである。

　（１６）式から（２１）式の一連の関係式において、最終的に求められるばね上とばね下の上下方向の相対変位の関係式である（２１）式には、（１６）式から（２０）式が反映されており、この中には上下力推定部５２で求めた（１５）式の平面運動起因上下力Ｆｚａｂｆｌ、Ｆｚａｂｆｒ、Ｆｚａｂｒｌ、Ｆｚａｂｒｒが使用されている。

　次に図９から図１２を用いて、上下運動起因車輪速成分ｙを構成する車体ピッチング起因車輪速Ｖｗｚａと、サスペンション変位起因車輪速Ｖｗｚｂと、接地荷重変動起因車輪速Ｖｗｚｃを説明する。

　なお、図９から図１２は、各輪で共通のため、右左輪を示すｆｌなどの添え字は省略する。

　まず、車体ピッチング起因車輪速Ｖｗｚａの具体例を説明する。なお車体ピッチング起因車輪速Ｖｗｚａの説明は、図９、図１０、並びに（２２）式から（２９）式を用いて行う。

　図９は、車体８のピッチングと車輪７の変位の幾何学的な関係を表したものである。

　ここでＯは車輪７の中心、ｈはばね上重心９の高さ、Ｒはタイヤ半径、Ｌｐはばね上重心９から車輪７の中心Ｏまでの長さ、Ｌｐ１は車体８にピッチングが生じている時のばね上重心９から車輪７の中心Ｏまでの長さ、Φｐはばね上重心９と車輪７の中心Ｏと水平面のなす角、θｙは車体ピッチ角、θｗは車輪７の回転角である。

　車体ピッチ角θｙが小さい時、ＬｐとＬｐ１は概ね等しくなるため、車輪７の水平方向の変位Ｒθｗは、ばね上重心９から車輪７の中心Ｏまでの長さＬｐと、車体ピッチ角θｙと、ばね上重心９と車輪７の中心Ｏと水平面のなす角Φｐに基づいて、（２２）式で表される。

　さらに（２２）式のｓｉｎΦｐは、ばね上重心９の高さｈと、タイヤ半径Ｒと、ばね上重心９から車輪７の中心Ｏまでの長さＬｐに基づいて、（２３）式で表される。

　したがって車体ピッチング起因車輪速Ｖｗｚａは、車体ピッチ角θｙの微分値と、車輪７の回転角θｗの微分値の和にタイヤ半径Ｒを乗じたものであり、（２４）式で表される。

　次に、サスペンション変位起因車輪速Ｖｗｚｂの具体例を説明する。図１０は、サスペンション変位と車輪７の変位の幾何学的関係を表したものである。

　ここでＯｓはサスペンションの瞬間回転中心、Ｏｇは車輪７と路面の接触点、Ｏは車輪７の中心、Ｒはタイヤ半径、Ｌｓはサスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７の中心Ｏまでの長さ、Ｌｓ１はサスペンション変位が生じている時のサスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７の中心Ｏまでの長さ、Ｌはサスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７の中心Ｏまでの水平方向の長さ、θ０はサスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７の中心Ｏまでの水平面のなす角、θはサスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７と路面の接触点Ｏｇと水平面のなす角、θｔは車輪の回転角、θｒは車輪速センサの固定部の回転角である。また、ｚ２１はサスペンション変位であり、相対変位と称する。

　車輪７の水平方向の変位Ｒθｔは、相対変位ｚ２１と、サスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７の中心Ｏまでの水平面のなす角θ０に基づいて、（２５）式で表される。

　車輪速センサの固定部の回転角θｒが小さい時、ＬｓとＬｓ１は概ね等しくなるため、サスペンションの瞬間回転中心Ｏｓ周りの車輪速センサの固定部の回転変位Ｌｓθｒは、相対変位ｚ２１と、サスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７の中心Ｏまでの水平面のなす角θ０に基づいて、（２６）式で表される。

　ここでサスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７の中心Ｏまでの長さＬｓは、サスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７の中心Ｏまでの水平方向の長さＬと、サスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７の中心Ｏまでの水平面のなす角θ０に基づいて、（２７）式で表される。

　さらにサスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７の中心Ｏまでの水平方向の長さＬは、サスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７と路面の接触点Ｏｇと水平面のなす角θと、サスペンションの瞬間回転中心Ｏｓから車輪７の中心Ｏまでの水平面のなす角θ０と、タイヤ半径Ｒに基づいて、（２８）式で表される。

　したがってサスペンション変位起因車輪速Ｖｗｚｂは、車輪速センサの固定部の回転角θｒの微分値と、車輪７の固定部の回転角速度と、車輪７の回転角θｔの微分値の和にタイヤ半径Ｒを乗じたものであり、（２９）式で表される。

　次に、接地荷重変動起因車輪速Ｖｗｚｃの具体例を説明する。なお接地荷重変動起因車輪速Ｖｗｚｃの説明は、図１１、図１２、並びに（３０）式から（３３）式を用いて行う。

　図１１は、接地荷重Ｆｚが作用する速度Ｖｘの回転車輪を示す図であり、車輪７に作用する接地荷重の変動Ｆｚｄの増加に伴い、タイヤ有効回転半径Ｒが減少し、それによって車輪７の回転速度ωｚｃが増加する様子を模式的に表したものである。

　ここで接地荷重変動起因の車輪回転速度ωｚｃは、タイヤ有効回転半径の変動量Ｒｄとした場合、車両の前後方向の速度Ｖｘと、タイヤ有効回転半径Ｒとに基づいて、（３０）
式で表される。

　図１２は、接地荷重Ｆｚとタイヤ有効回転半径Ｒの関係を表す特性線図である。

　接地荷重の変動Ｆｚｄが小さい場合、接地荷重の変動Ｆｚｄとタイヤ有効回転半径の変動Ｒｄの関係は概ね線形になる。

　そのため、接地荷重Ｆｚとタイヤ有効回転半径Ｒの近似勾配をηとした場合、タイヤ有効回転半径の変動Ｒｄは、タイヤ上下ばね定数ｋｔと、接地荷重の変動Ｆｚｄに基づいて、（３１）式で表される。

　ここで接地荷重の変動Ｆｚｄは、タイヤ上下ばね定数ｋｔと、路面上下変位ｚ０と、ばね下上下変位ｚ１、あるいはばね下質量ｍ１と、ばね下上下変位ｚ１の二階微分値と、ばね上とばね下の間に作用する上下方向の力Ｆｓと、平面運動起因上下力Ｆｚａｂに基づいて、（３２）式で表される。

　したがって接地荷重変動起因車輪速Ｖｗｚｃは、（３０）式に（３１）式を代入し、それにタイヤ半径Ｒを乗じたものであり、（３３）式で表される。

　ここで（３３）式の車両の前後方向の速度Ｖｘは時々刻々変化するため、前述のように時不変の定数で構成された線形オブザーバを用いる場合、車両の前後方向の速度の変動を考慮する必要がある。

　そのため、上下運動推定部５３では、車両の前後方向の速度Ｖｘなどを入力として（３３）式に基づいて接地荷重変動起因車輪速Ｖｗｚｃを推定し、接地荷重変動起因車輪速ｕ（Ｖｗｚｃ）としてオブザーバに入力する。

　以上の（２２）式から（３３）式で表される車輪速成分を用いて、上下運動起因車輪速成分Ｖｗｚｆｌ、Ｖｗｚｆｒ、Ｖｗｚｒｌ、Ｖｗｚｒｒは、（３４）式で表される。（３４）式は、図２の上下運動起因車輪速成分推定部５１内の（１）式に対応している。

　上下運動推定部５３では、上下運動起因車輪速成分ｙ、平面運動起因上下力ｕ（Ｆｚｄ）、接地荷重変動起因車輪速ｕ（Ｖｗｚｃ）、上下運動状態量ｘに基づいて、（１６）式から（３４）式の方程式を状態方程式化し、その状態方程式に基づくオブザーバによって、上下運動起因車輪速成分ｙと平面運動起因上下力ｕ（Ｆｚａｂ）と接地荷重変動起因車輪速ｕ（Ｖｗｚｃ）から上下運動状態量ｘを推定し、出力する。

　状態方程式は（３５）式で表される。

　ここで（３５）式のＡは状態行列、Ｂは入力行列、Ｃは出力行列、Ｄは直達行列、Ｇｖはシステム雑音の項、Ｈｗは観測雑音の項である。

　（３５）式に示す状態方程式の各要素の内、上下運動状態量ｘ、上下運動起因車輪速成分ｙ、平面運動起因上下力ｕ（Ｆｚａｂ）と接地荷重変動起因車輪速ｕ（Ｖｗｚｃ）は、（３６）式で表される。

　なお、状態行列Ａや入力行列Ｂなどは、各状態量やｕ、ｖなどの係数を並べたもので構成される。

　以上要するに図２の上下運動推定部５３は、上下運動起因車輪速成分推定部からの車輪速成分と、上下力推定部からの車体に作用する上下方向の力に基づいて車両の上下運動の状態量を推定するものである。

　以上が本発明における車両の上下運動状態量の推定方法の一例であり、このような構成の車両運動状態推定装置５０を用いることで、定速や加減速、直進や旋回といった走行条件に関わらず、車輪速センサなどの一般的に車載されているセンサと車両ダイナミクスモデルを用いて高精度な上下運動状態量を高精度に推定できる。

　次に、図１３を用いて、車両運動状態推定装置５０の処理結果の一例を説明する。

　図１３は、上から順にスラローム走行を行った時の前後加速度と横加速度、ジャッキアップ力、ジャッキダウン力、左前輪と左後輪の相対変位の時間変化の一例を示す図である。

　図１３に示す前後加速度と横加速度は加速度センサなどを用いて検出した実測値、ジャッキアップ力とジャッキダウン力は本発明の車両運動状態推定装置５０の推定値である。

　また、図１３に示す相対変位の実線は車高センサなどの専用センサを用いて検出した実測値、二点鎖線はジャッキアップ力などの平面運動起因上下力を考慮していない従来方法による推定値、破線はジャッキアップ力などの平面運動起因上下力を考慮した本発明の車両運動状態推定装置５０の推定値である。

　図１３に示すジャッキアップ力などの平面運動起因上下力を考慮していない従来方法による相対変位の推定値は、実測値との振幅誤差が大きい。

　それに対して、ジャッキアップ力などの平面運動起因上下力を考慮した本発明の相対変位の推定値は、実測値と概ね等しく、従来方法より高精度な推定ができる。

　実施例２では、実施例１と相違する点について主に説明し、実施例１と同様の部分についての説明は省略する。

　なお、実施例２と実施例１の主な違いは、サスペンション制御ユニット８１と制御サスペンション装置８２を追加した車両１０を構成したことであり、図１４と図１５を用いて主に実施例２におけるサスペンション制御ユニット８１の処理概要を説明する。

　図１４は、実施例２における車両運動状態推定装置５０を搭載した車両１０の構成図を示したものである。

　図１４は、図１に対してサスペンション制御ユニット８１と制御サスペンション装置８２を追加した構成になっている。

　制御サスペンション装置８２は、減衰特性を調整可能な減衰力調整式のショックアブソーバ、あるいは車体と車輪の間の上下方向の力を調整可能なアクティブサスペンションである。

　サスペンション制御ユニット８１は、加速度センサ２やジャイロセンサ３などの検出値と、車両運動状態推定装置５０で推定したばね上上下速度などの推定値に基づいて、制御サスペンション装置８２の減衰特性あるいは上下方向の力を制御する制御指令値を生成する。

　ここで制御サスペンション装置８２に車両運動状態推定装置５０を適用する場合、サスペンション減衰係数ｃｓｆｌ、ｃｓｆｒ、ｃｓｒｌ、ｃｓｒｒが可変になるため、上下運動推定部５３が時不変の定数で構成された線形オブザーバである場合、減衰力の変化を考慮する必要がある。

　実施例１の（２０）式のサスペンション減衰係数による減衰力の項を、定常減衰係数ｃｓｆ、ｃｓｒによる減衰力の項と、その差分によって生じる減衰力変化分Ｆｃｄｆｌ、Ｆｃｄｆｒ、Ｆｃｄｒｌ、Ｆｃｄｒｒの項に分離したものを、（３７）式で表す。

　すなわち、上下運動推定部５３では、相対変位ｚ２１の微分値を入力として（３７）式に基づいて減衰力変化分Ｆｃｄを推定し、減衰力変化分ｕ（Ｆｃｄ）としてオブザーバに入力する。

　なお、実施例１の（３６）式のｕに減衰力変化分ｕ（Ｆｃｄ）を追加したものを、（３８）式で表す。

　以上のような構成の車両運動状態推定装置５０を用いることで、車両運動状態推定装置５０の計算負荷を下げることができ、より安価な計算機で車両の運動状態の推定を実現できる。

　次に、サスペンション制御８１による制御の一例として、図１５を用いて制振制御の処理概要を説明する。

　図１５は、実施例２における制御サスペンション装置８２の一機能である制振制御を行うサスペンション制御ユニット８１の概念図である。

　サスペンション制御ユニット８１には、加速度センサ２やジャイロセンサ３などで検出あるいは推定した走行状態情報と、車両運動状態推定装置５０で推定した上下運動状態量が入力される。

　サスペンション制御ユニット８１は、目標減衰力算出部８１ａと、減衰力マップ８１ｂを備える。

　目標減衰力算出部８１ａは、走行状態情報と、上下運動状態量に基づいて、制御サスペンション装置８２の目標減衰力を算出する。

　減衰力マップ８１ｂは、予め記憶された制御サスペンション装置８２の特性のマップ情報であり、目標減衰力算出部８１ａで算出した目標減衰力と、走行状態情報と、上下運動状態量を入力として、制御サスペンション装置８２を制御する制御指令値を導出し、出力する。

　以上の構成により、減衰特性を調整、あるいは車体と車輪の間の上下方向の力を調整可能なサスペンションを備えた車両であっても、高精度な上下運動状態量の推定と、それを用いた高性能な制振制御が実現できる。

１：車輪速センサ、２：加速度センサ、３：ジャイロセンサ、４：操舵角センサ、５：制駆動制御ユニット、６：操舵制御ユニット、７：車輪、８：車体、９：ばね上重心、１０：車両、１１：瞬間回転中心、５０：車両運動状態推定装置、５１：上下運動起因車輪速成分推定部、５２：上下力推定部、５３：上下運動推定部、８１：サスペンション制御ユニット、８１ａ：目標減衰力算出部、８１ｂ：減衰力マップ、８２：制御サスペンション装置

Claims (11)

1. 　車輪と車体がサスペンションを介して結合された車両における車両運動状態推定装置であって、
   　前記車両の上下運動によって生じる車輪速成分を推定する上下運動起因車輪速成分推定部と、前記車両の運動によって生じる前記車輪の摩擦力が、前記サスペンションのジオメトリによって前記車体に作用する上下方向の力を算出する上下力推定部と、車両の上下運動の状態量を推定する上下運動推定部を備え、
   　前記上下運動推定部は、前記上下運動起因車輪速成分推定部からの車輪速成分と、前記上下力推定部からの前記車体に作用する上下方向の力に基づいて前記車両の上下運動の状態量を推定することを特徴とする車両運動状態推定装置。
2. 　請求項１に記載の車両運動状態推定装置であって、
   　前記上下力推定部は、前記車両の前後加速度または横加速度あるいはその両方に定数を乗じることで車体に生じる上下方向の力を推定することを特徴とする車両運動状態推定装置。
3. 　請求項１または請求項２に記載の車両運動状態推定装置であって、
   　前記上下力推定部は、前記車輪の前後方向または横方向あるいはその両方向に作用する摩擦力に定数を乗じることで車体に生じる上下方向の力を推定することを特徴とする車両運動状態推定装置。
4. 　請求項２または請求項３に記載の車両運動状態推定装置であって、
   　前記定数は、水平軸とサスペンションの瞬間回転中心と車輪の接地面にある摩擦力の作用点を結ぶ線のなす角に基づく比例係数であることを特徴とする車両運動状態推定装置。
5. 　請求項１に記載の車両運動状態推定装置であって、
   　前記上下力推定部は、前記車両の前後加速度または横加速度あるいはその両方を入力として車体に生じる上下方向の力を出力する特性線図を用いて、車体に生じる上下方向の力を推定することを特徴とする車両運動状態推定装置。
6. 　請求項１に記載の車両運動状態推定装置であって、
   　前記上下力推定部は、前記車輪の前後方向または横方向あるいはその両方向に作用する摩擦力を入力として車体に生じる上下方向の力を出力する特性線図を用いて、車体に生じる上下方向の力を推定することを特徴とする車両運動状態推定装置。
7. 　請求項５または請求項６に記載の車両運動状態推定装置であって、
   　前記特性線図は、水平軸とサスペンションの瞬間回転中心と車輪の接地面にある摩擦力の作用点を結ぶ線のなす角に基づく線形あるいは非線形のマップであることを特徴とする車両運動状態推定装置。
8. 　請求項２、請求項４または請求項６のいずれか１項に記載の車両運動状態推定装置であって、
   　前記車両の前後加速度または横加速度あるいはその両方は前記上下運動推定部の出力に基づいて補正した値であることを特徴とする車両運動状態推定装置。
9. 　請求項２、請求項４または請求項６のいずれか１項に記載の車両運動状態推定装置であって、
   　前記車両の横加速度は、前記車両の前後方向の速度とヨーレイトから推定することを特徴とする車両運動状態推定装置。
10. 　請求項１から請求項９のいずれか１項に記載の車両運動状態推定装置を備えた車両であって、
    　車両運動状態推定装置で推定された状態量が入力されるサスペンション制御装置により、前記推定された状態量に基づいてサスペンションで発生する力を制御することを特徴とする車両。
11. 　車輪と車体がサスペンションを介して結合された車両における車両運動状態推定方法であって、
    　前記車両の上下運動によって生じる車輪速成分と、前記車両の運動によって生じる前記車輪の摩擦力が、前記サスペンションのジオメトリによって前記車体に作用する上下方向の力に基づいて、前記車両の上下運動の状態量を推定することを特徴とする車両運動状態推定方法。

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