JP2010247633A - 減衰力制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 バネ上部材の上下振動、ロール振動、ピッチ振動が統合的に抑制され、且つ、演算負荷が抑えられるように減衰力を制御することができる減衰力制御装置を提供すること。
【解決手段】 車両の旋回状態がアンダーステア状態であるときには後輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力によりバネ上部材ＨＡの各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力を制御し、車両の旋回状態がオーバーステア状態であるときには前輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力によりバネ上部材ＨＡの各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力を制御する。
【選択図】 図８

Description

本発明は、車両のサスペンション装置により発生される減衰力を制御する減衰力制御装置に関する。

車両のサスペンション装置は、バネ上部材とバネ下部材との間に介装されたバネおよびダンパ（ショックアブソーバ）を備える。ダンパは、バネ上部材とバネ下部材との間の振動を減衰する機能を有する。減衰力制御装置は、このダンパの減衰力特性（減衰係数）を可変制御することにより、サスペンション装置により発生される減衰力を制御する。

サスペンション装置により発生される減衰力を制御するための制御理論として、スカイフック制御理論がよく知られている。スカイフック制御理論によれば、バネ上−路面間相対速度とバネ上速度との積が正であるときに、ダンパの減衰係数がバネ上−路面間相対速度とバネ上速度との比に比例するように制御され、上記積が負であるときにダンパの減衰係数が最低減衰係数となるように制御される。このスカイフック制御理論を減衰力制御に適用した場合、上記積が正から負に切り替わることにより振動を加振する要求（アクティブ要求）がなされた際に減衰力が急激に低下する。これにより大きな減衰力変動が生じる。

また、サスペンション装置の減衰力の他の制御理論として、非線形Ｈ_∞制御理論も知られている。非線形Ｈ_∞制御理論によれば、車両モデルから得られる運動方程式に基づいて双線形システムとなるように設計された状態空間表現により表される減衰力制御システムに対し、近似的にリカッチ不等式を満たすように制御則（フィードバックコントローラ）が算出される。制御則に基づいて減衰力を制御することにより、バネ上部材の振動が抑制制御される。非線形Ｈ_∞制御理論を適用した場合、減衰力（要求減衰力）が滑らかに変化する。このため、スカイフック制御理論を適用した場合と比較して急激な減衰力変動が抑えられる。

特許文献１は、車両の単輪モデルを基に設計された減衰力制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、車両に取付けられる複数（例えば４個）のサスペンション装置の減衰力を個々に独立制御する減衰力制御装置を開示している。特許文献１に記載の減衰力制御装置は、車両の単輪モデルから導かれるバネ上部材およびバネ下部材の上下運動に基づいて設計された状態空間表現により表される減衰力制御システム（一般化プラント）に非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、それぞれのサスペンション装置の減衰力を制御する。

特許文献２は、車両の４輪モデルを基に設計された減衰力制御システムに非線形Ｈ_∞制御を適用することにより、各輪位置に設けられるサスペンション装置の減衰力を統合的に制御する減衰力制御装置を開示している。特許文献２に記載の減衰力制御装置は、車両の４輪モデルから導かれるバネ上部材の上下（ヒーブ）運動、ロール（前後軸周り）運動、ピッチ（左右軸周り）運動、各輪位置におけるバネ下部材の上下運動に基づいて設計された状態空間表現により表される減衰力制御システム（一般化プラント）に非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、バネ上部材の３方向（上下方向、ロール方向、ピッチ方向）の振動を抑制するように、各サスペンション装置の減衰力を統合的に制御する。

特開２０００−１４８２０８号公報

特開２００６−１６０１８５号公報

特許文献２に記載の発明によれば、４輪モデルを用いて非線形Ｈ_∞制御理論に基づき減衰力を制御することにより、バネ上部材の上下方向、ロール方向、ピッチ方向の振動が統合的に抑制される。これにより制御目標位置における乗り心地が向上する。しかし、制御則を算出するために用いられる行列の次数が多いために演算負荷が増加するという問題が生じる。演算負荷を抑えるための一つの方法は、各サスペンション装置を、路面に対してバネ上部材のみが相対変位する１自由度振動系と考え、バネ上部材の３方向の運動（上下運動、ロール運動、ピッチ運動）に基づいて設計される状態空間表現により表される減衰力制御システムに非線形Ｈ_∞制御を適用して減衰力を制御する方法である。この制御方法によれば、バネ下部材の運動を考慮しないために演算負荷の軽減が期待される。しかし、このようなモデルに基づいて設計される制御システムは不可制御であるため制御則を算出することができない。

表１は、各減衰力制御システムの可制御性と、そのシステムの状態空間表現における操作量（制御入力）、状態量の個数、状態空間表現の基礎になるモデルの自由度を比較した表である。

制御システムが可制御であるということは、そのシステムに作用する外乱に対して、状態量を所望の値に制御することができるだけの操作量（制御入力）が存在することと言い換えることができる。つまり、制御システムの基礎となるモデルの自由度が、外乱入力によるバネ上部材の自由度よりも少なくない場合（多い場合もしくは等しい場合）には、その制御システムは可制御であるということができる。逆に、モデルの自由度が、外乱入力によるバネ上部材の自由度よりも少ない場合には、その制御システムは不可制御である。

表１の（１）に示されるように、車両モデルが単輪モデルであり、バネ上部材の自由度が１自由度、サスペンション装置の自由度が２自由度（バネ上部材の上下運動およびバネ下部材の上下運動）である場合、そのモデルにより表される制御システムは可制御である。このシステムの外乱は、車輪の接地路面の上下変位（路面変位）により表される。この外乱をバネ上部材の変位に変換（モード変換）すると、外乱はバネ上部材の上下変位により表される。したがって、外乱によるバネ上部材の自由度は１自由度（上下運動）である。これに対してモデルの自由度は、バネ上部材の自由度にバネ下部材の自由度を加えた２自由度である。よって、モデルの自由度が外乱入力によるバネ上部材の自由度よりも多いため、この制御システムは可制御である。

表１の（２）に示されるように、車両モデルが４輪モデルであり、バネ上部材の自由度が３自由度（上下運動、ロール運動、ピッチ運動）、サスペンション装置の自由度が２自由度（バネ上運動、バネ下運動）である場合、そのモデルにより表される制御システムは可制御である。このシステムの外乱は各輪（４輪）位置における路面変位により表される。この外乱をバネ上部材の変位にモード変換すると、外乱は、バネ上部材の上下変位、ロール変位、ピッチ変位、およびワープ（ねじれ）変位により表される。したがって、外乱によるバネ上部材の自由度は、本来は４自由度である。これに対してモデルの自由度は、バネ上部材の３自由度（上下運動、ロール運動、ピッチ運動）に、各輪位置におけるバネ下部材の自由度（上下運動）を加えた７自由度である。よって、モデルの自由度が外乱入力によるバネ上部材の自由度よりも多いため、この制御システムは可制御である。

表１の（３）に示されるように、車両モデルが４輪モデルであり、バネ上部材の自由度が３自由度（上下運動、ロール運動、ピッチ運動）、サスペンション装置の自由度が１自由度（バネ上部材の上下運動）である場合、そのモデルにより表される制御システムは不可制御である。このシステムの外乱入力によるバネ上部部材の自由度は上述のように４自由度である。これに対し、モデルの自由度は、バネ上部材の運動（上下運動、ロール運動、ピッチ運動）により表される３自由度である（モデルにおいてバネ上部材を剛体と仮定した場合、ワープ運動方程式は導出できない）。よって、モデルの自由度（３自由度）が外乱によるバネ上部材の自由度（４自由度）よりも少ないため、この制御システムは不可制御である。

このように、４輪モデルに非線形Ｈ_∞制御理論を適用して減衰力を制御する場合において、演算負荷を抑えるためにサスペンション装置を１自由度振動系モデルとして表した場合、そのモデルにより表される制御システムが不可制御となるため減衰力を制御することができない。

本発明は、上記問題に対処するためになされたものであり、車両のサスペンション装置の減衰力を制御する減衰力制御装置において、バネ上部材の上下振動、ロール振動、ピッチ振動が統合的に抑制され、且つ、演算負荷が抑えられるように減衰力を制御することができる減衰力制御装置を提供することを目的とする。

本発明の特徴は、車両のバネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力を制御する減衰力制御装置において、バネ上部材の左右前輪位置に取付けられた２個の前輪側サスペンション装置またはバネ上部材の左右後輪位置に取付けられた２個の後輪側サスペンション装置が１個の仮想サスペンション装置に置き換えられた車両の運動を表す３輪モデルから導出されるバネ上部材の上下運動、ロール運動およびピッチ運動に基づいて設計される制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、前記３輪モデルに表される３個のサスペンション装置により発生されるべき制御目標の減衰力である要求減衰力を計算し、計算した要求減衰力のうち前記仮想サスペンション装置についての要求減衰力を、その仮想サスペンション装置に置き換えられた２個のサスペンション装置についての要求減衰力に分配することにより、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算する要求減衰力計算手段と、前記要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力に基づいて、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力を制御する減衰力制御手段と、を備える減衰力制御装置としたことにある。

この場合、前記要求減衰力計算手段は、前記３輪モデルに表される３個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算するモデル要求減衰力計算手段と、前記モデル要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力のうち前記仮想サスペンション装置についての要求減衰力を、その仮想サスペンション装置に置き換えられた２個のサスペンション装置についての要求減衰力に分配する要求減衰力分配手段と、を備えるのがよい。

上記発明によれば、車両の３輪モデルに基づいて、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置についての要求減衰力が計算される。３輪モデルは、バネ上部材の左右前輪位置に取付けられた２個の前輪側サスペンション装置またはバネ上部材の左右後輪位置に取付けられた２個の後輪側サスペンション装置を１個の仮想サスペンション装置に置き換えた車両モデルである。車両モデルが３輪モデルである場合、この３輪モデルにより表される制御システムの外乱は、３個のサスペンション装置に連結した車輪の接地路面の変位（または変位速度）である。この外乱をバネ上部材の変位にモード変換した場合、外乱は、バネ上部材の上下変位、ロール変位、ピッチ変位により表すことができる。したがって、外乱入力によるバネ上部材の自由度は３自由度（上下運動、ロール運動、ピッチ運動）である。また、３輪モデルにおいて、剛体として考えられるバネ上部材は上下方向、ロール方向、ピッチ方向に運動する。各サスペンション装置をバネ上部材の運動のみを考慮する１自由度振動系とした場合、モデルの自由度と外乱入力によるバネ上部材の自由度が等しい。このため、３輪モデルから導出される運動（上下運動、ロール運動、ピッチ運動）により表される制御システムは可制御である。

このように車両モデルが３輪モデルである場合、モデルにより表される制御システムが可制御である。したがって、可制御なシステムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、そのモデルに表される３個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算することができる。そして、仮想サスペンション装置についての要求減衰力を、その仮想サスペンション装置に置き換えられた２個のサスペンション装置についての要求減衰力に分配することにより、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算することができる。こうして計算された４個のサスペンション装置についての要求減衰力に基づいて、各サスペンション装置の減衰力が制御される。

また、３輪モデルを用いることにより、バネ上部材の３方向の運動を考慮するのみでシステムに可制御性を与えることができる。したがって、各サスペンション装置を１自由度振動系とみなし、バネ下部材の運動方程式を考慮しなくても、要求減衰力を計算することができる。このため要求減衰力を計算するときの演算負荷を軽減できる。

また、前記３輪モデルは、前記２個の後輪側サスペンション装置が１個の後輪側仮想サスペンション装置に置き換えられた車両の運動を表す後輪近似３輪モデルであるとよい。あるいは、前記３輪モデルは、前記２個の前輪側サスペンション装置が１個の前輪側仮想サスペンション装置に置き換えられた車両の運動を表す前輪近似３輪モデルであるとよい。

３輪モデルとして後輪近似３輪モデルを用いるか、前輪近似３輪モデルを用いるかについては、様々な車両特性を基に決めることができる。一般に、３輪モデルを用いて各輪位置のサスペンション装置の要求減衰力を計算する場合、仮想サスペンション装置に置き換えられる側（近似される側）のサスペンション装置は、近似されていない側のサスペンション装置に比べてロール振動に対する抑制効果が低い。したがって、ロール振動に対する抑制効果がそれほど重要視されない側のサスペンション装置を仮想サスペンション装置に置き換えた３輪モデルを用いるのがよい。例えば、非駆動輪側に取付けられるサスペンション装置を仮想サスペンション装置に置き換えるのがよい。つまり、ＦＲ車であれば前輪近似３輪モデルを、ＦＦ車であれば後輪近似３輪モデルを用いるのがよい。また、乗り心地の優先度を考慮してモデルを決定してもよい。例えば、車両の前席側のロール振動を効果的に抑制したい場合には後輪近似３輪モデルを、後席側のロール振動を効果的に抑制したい場合には前輪近似３輪モデルを用いるのがよい。また、バネ上部材の上下方向の加速度（バネ上加速度）を検出するバネ上加速度センサが少ない側のサスペンション装置を仮想サスペンション装置に置き換えた３輪モデルにしてもよい。例えば、バネ上加速度センサがバネ上部材の前輪側に２個、後輪側に１個取付けられている場合には、後輪近似３輪モデルを用いるのがよい。

また、本発明の他の特徴は、前記要求減衰力計算手段が、前記２個の後輪側サスペンション装置が１個の後輪側仮想サスペンション装置に置き換えられた車両の運動を表す後輪近似３輪モデルから導出されるバネ上部材の上下運動、ロール運動およびピッチ運動に基づいて設計される制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、前記後輪近似３輪モデルに表される３個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算し、計算した要求減衰力のうち前記後輪側仮想サスペンション装置についての要求減衰力を、前記２個の後輪側サスペンション装置についての要求減衰力に分配することにより、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算する第１要求減衰力計算手段と、前記２個の前輪側サスペンション装置が１個の前輪側仮想サスペンション装置に置き換えられた車両の運動を表す前輪近似３輪モデルから導出されるバネ上部材の上下運動、ロール運動およびピッチ運動に基づいて設計される制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、前記前輪近似３輪モデルに表される３個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算し、計算した要求減衰力のうち前記前輪側仮想サスペンション装置についての要求減衰力を、前記２個の前輪側サスペンション装置についての要求減衰力に分配することにより、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算する第２要求減衰力計算手段と、を備え、前記減衰力制御手段は、前記第１要求減衰力計算手段および第２要求減衰力計算手段のいずれか一方により計算された要求減衰力に基づいて、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力を制御することである。

上記発明によれば、減衰力制御手段は、後輪近似３輪モデルに基づいて計算された要求減衰力および前輪近似３輪モデルに基づいて計算された要求減衰力のいずれか一方の要求減衰力を用いてバネ上部材に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力を制御する。このため車両の走行状態、旋回状態や、ユーザーの好みに応じて、後輪近似３輪モデルを用いた減衰力制御と前輪近似３輪モデルを用いた減衰力制御とを選択することができる。

この場合、前記減衰力制御手段は、車両の旋回状態に基づいて、前記第１要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力と前記第２要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力のいずれか一方を選択する要求減衰力選択手段を備え、前記要求減衰力選択手段により選択された要求減衰力に基づいて、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力を制御するものであるのがよい。

さらに、前記要求減衰力選択手段は、車両の旋回状態がアンダーステア状態であるときには、前記第１要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力を選択し、車両の旋回状態がオーバーステア状態であるときには前記第２要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力を選択するものであるのがよい。

また、前記減衰力制御装置は、車両旋回時に発生する実ヨーレートを検出するヨーレート検出センサと、車速および舵角に基づいて目標ヨーレートを計算する目標ヨーレート計算手段と、前記実ヨーレート検出センサにより検出された実ヨーレートと前記目標ヨーレート計算手段により計算された目標ヨーレートとの差を表すヨーレート偏差に基づいて、車両の旋回状態がアンダーステア状態であるかオーバーステア状態であるかを判定する旋回状態判定手段と、を更に備え、前記要求減衰力選択手段は、前記旋回状態判定手段により判定された車両の旋回状態に基づいて、要求減衰力を選択するものであるのがよい。

車両の旋回状態がアンダーステア状態であるときは、前輪側のロール振動を抑制することで、アンダーステア状態を矯正することができる。また、後輪近似３輪モデルを適用して各輪位置に取付けられているサスペンション装置の減衰力を制御した場合、左右前輪位置に取付けられている前輪側サスペンション装置が車両のロール振動を効果的に抑制するような減衰力を発生する。したがって、車両の旋回状態がアンダーステア状態であるときに後輪近似３輪モデルを適用してサスペンション装置の減衰力を制御することにより、アンダーステア状態が矯正される。これにより車両旋回時の安定性が向上する。

一方、車両の旋回状態がオーバーステア状態であるときは、後輪側のロール振動を抑制することで、オーバーステア状態を矯正することができる。また、前輪近似３輪モデルを適用して各輪位置に取付けられているサスペンション装置の減衰力を制御した場合、左右後輪位置に取付けられている後輪側サスペンション装置が車両のロール振動を効果的に抑制するような減衰力を発生する。したがって、車両の旋回状態がオーバーステア状態であるときに前輪近似３輪モデルを適用してサスペンション装置の減衰力を制御することにより、オーバーステア状態が矯正される。これにより車両旋回時の安定性が向上する。

また、本発明の更に他の特徴は、前記減衰力制御装置が、右前輪位置におけるバネ上部材の上下加速度を検出する右前輪側バネ上加速度センサと、左前輪位置におけるバネ上部材の上下加速度を検出する左前輪側バネ上加速度センサと、右後輪位置におけるバネ上部材の上下加速度を検出する右後輪側バネ上加速度センサと、左後輪位置におけるバネ上部材の上下加速度を検出する左後輪側バネ上加速度センサと、を備え、前記減衰力制御手段は、前記右前輪側バネ上加速度センサおよび前記左前輪側バネ上加速度センサのいずれか一方が異常であるときには、前記第２要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力に基づいてバネ上部材の各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力を制御し、前記右後輪側バネ上加速度センサおよび前記左後輪側バネ上加速度センサのいずれか一方が異常であるときには、前記第１要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力に基づいてバネ上部材の各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力を制御することにある。

上記発明によれば、バネ上加速度センサがバネ上部材の前後左右輪位置に取付けられており、且つ、一つのバネ上加速度センサが異常である場合、２個の前輪側サスペンション装置と２個の後輪側サスペンション装置のうち、異常であるセンサが設置されている側のサスペンション装置が１個の仮想サスペンション装置に置き換えられた３輪モデルが用いられる。これにより、センサの一つが故障した場合でも、減衰力の制御が継続される。

前記仮想サスペンション装置は、置き換えられる２個のサスペンション装置がバネ上部材に取付けられている位置の中間位置にてバネ上部材に取付けられるように、前記３輪モデルが設計されているのがよい。これによれば、仮想サスペンション装置に置き換えられる２個のサスペンション装置がバネ上部材に取付けられている位置の中間位置に仮想サスペンション装置が取付けられた３輪モデルに基づいて各輪位置のサスペンション装置の減衰力を制御することにより、左右の減衰力のアンバランスが修正される。また、仮想サスペンション装置について計算された要求減衰力を、置き換えられた２個のサスペンション装置に分配するにあたり、その分配比率は１：１であるのがよい。

車両のサスペンション制御装置の全体概略図である。 サスペンション装置を模式的に示した図である。 第１実施形態に係る電気制御装置を概略的に示す図である。 第１実施形態に係るサスペンションＥＣＵを機能毎に分けて表した図である。 第１実施形態に係る後輪近似制御プログラムの流れを示すフローチャートである。 第１実施形態に係る前輪近似制御プログラムの流れを示すフローチャートである。 第１実施形態に係る旋回状態判定プログラムの流れを示すフローチャートである。 第１実施形態に係る統合制御プログラムの流れを示すフローチャートである。 後輪近似３輪モデルを表す図である。 後輪近似３輪モデルから導出される運動方程式に関係する力の作用位置や加速度をバネ上部材上に表した図である。 後輪近似３輪モデルから導出される運動方程式に基づいて設計される制御システム（一般化プラント）のブロック線図である。 前輪近似３輪モデルを表す図である。 前輪近似３輪モデルから導出される運動方程式に関係する力の作用位置や加速度をバネ上部材上に表した図である。 実ヨーレートおよび目標ヨーレートと、車両の旋回状態との関係を表したグラフである。 第２実施形態に係る電気制御装置を概略的に示す図である。 第２実施形態に係るサスペンションＥＣＵを機能毎に分けて表した図である。 第２実施形態に係る統合制御プログラムの流れを示すフローチャートである。 第３実施形態に係る電気制御装置を概略的に示す図である。 第３実施形態に係る後輪近似制御プログラムの流れを示すフローチャートである。 第４実施形態に係る電気制御装置を概略的に示す図である。 第４実施形態に係る前輪近似制御プログラムの流れを示すフローチャートである。

（第１実施形態）
以下、本発明の第１実施形態について図面を用いて説明する。図１は本実施形態に係る車両のサスペンション制御装置１の全体を表す概略図である。このサスペンション制御装置１は、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲと、左前輪側サスペンション装置１０ＦＬと、右後輪側サスペンション装置１０ＲＲと、左後輪側サスペンション装置１０ＲＬと、各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬの作動を制御する電気制御装置２０を備える。電気制御装置２０が本発明の減衰力制御装置に相当する。

右前輪側サスペンション装置１０ＦＲは、車体を含むバネ上部材ＨＡと右前輪ＷＦＲとの間に介装され、その一端側（上端側）にてバネ上部材ＨＡの右前方側（右前輪位置）に連結され、他端側（下端側）にてバネ下部材ＬＡを介して右前輪ＷＦＲに連結される。左前輪側サスペンション装置１０ＦＬは、バネ上部材ＨＡと左前輪ＷＦＬとの間に介装され、一端側にてバネ上部材ＨＡの左前方側（左前輪位置）に連結され、他端側にてバネ下部材ＬＡを介して左前輪ＷＦＬに連結される。右後輪側サスペンション装置１０ＲＲは、バネ上部材ＨＡと右後輪ＷＲＲとの間に介装され、一端側にてバネ上部材ＨＡの右後方側（右後輪位置）に連結され、他端側にてバネ下部材ＬＡを介して右後輪ＷＲＲに連結される。左後輪側サスペンション装置１０ＲＬは、バネ上部材ＨＡと左後輪ＷＲＬとの間に介装され、一端側にてバネ上部材ＨＡの左後方側（左後輪位置）に連結され、他端側にてバネ下部材ＬＡを介して左後輪ＷＲＬに連結される。本明細書において、サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬおよび車輪ＷＦＲ，ＷＦＬ，ＷＲＲ，ＷＲＬを総称する場合には、これらを単にサスペンション装置１０および車輪Ｗと記載する場合もある。

サスペンション装置１０は、図１に示されるように、バネ１１とダンパ（ショックアブソーバ）１２とを備えている。バネ１１およびダンパ１２は、その一端（上端）にてバネ上部材ＨＡに接続され、その他端にてバネ下部材ＬＡに接続される。バネ１１は、本実施形態においては金属製のコイルバネにより構成されるが、エアサスペンション装置などのような空気バネを用いてもよい。バネ下部材ＬＡは、タイヤを含む車輪Ｗに連結されたナックルや、一端がナックルに連結されたロアアームなどにより構成され、サスペンション装置１０を支持する。バネ上部材ＨＡはサスペンション装置１０により支持される部材であり、車体を含む。

ダンパ１２は、シリンダ１２１と、ピストン１２２と、ピストンロッド１２３を備える。シリンダ１２１は、内部に粘性流体（例えば、オイルなど）が封入された筒状部材であり、その下端にてバネ下部材ＬＡ（詳しくは、ロアアーム）に連結される。ピストン１２２はシリンダ１２１内に配置される。このピストン１２２によりシリンダ１２１の内部が上室Ｒ１と下室Ｒ２とに区画される。ピストン１２２は、シリンダ１２１内を軸方向に移動可能である。ピストンロッド１２３は、その下端にてピストン１２２に連結され、その上端にてバネ上部材ＨＡに連結される。また、ピストン１２２には、上室Ｒ１と下室Ｒ２とを連通する連通路が形成されている。

このように構成されたダンパ１２においては、車輪Ｗが路面凹凸を乗り越えるなどによりバネ上部材ＨＡが路面に対して相対変位した場合、バネ上部材ＨＡ側に連結されたピストン１２２が、バネ下部材ＬＡ側（路面側）に連結されたシリンダ１２１内を相対変位する。この相対変位に伴いピストン１２２に形成された連通路内を粘性流体が流通することにより粘性抵抗が発生する。この粘性抵抗により、路面に対するバネ上部材ＨＡの相対変位、すなわちバネ上部材ＨＡの振動が減衰する。

バネ１１は、図に示されるように、その下端にてシリンダ１２１の外周に取付けられたリテーナに連結され、その上端にてバネ上部材ＨＡに連結される。このバネ１１は、路面に対するバネ上部材ＨＡの相対変位に伴う弾性力を発生する。

図２は、本実施形態に係るサスペンション装置１０を模式的に示した図である。図２に示されるように、サスペンション装置１０には、可変絞り機構１３が取付けられている。可変絞り機構１３は、バルブ１３１およびアクチュエータ１３２を有する。バルブ１３１は、ピストン１２２に形成された連通路１２４に設けられていて、公知の絞り機構によって、連通路１２４の少なくとも一部の流路断面積の大きさ、すなわちバルブ開度ＯＰを変化させる。アクチュエータ１３２は例えばステッピングモータなどにより構成することができる。図１には、各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬに取付けられたアクチュエータ１３２ＦＲ，１３２ＦＬ，１３２ＲＲ，１３２ＲＬが示されている。これらのアクチュエータは、各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬのダンパ１２の上部に配置され、バネ上部材ＨＡに固定されている。また、アクチュエータ１３２は、例えばピストンロッド１２３の内部に配されるコントロールロッドなどによってバルブ１３１に連結される。したがって、アクチュエータ１３２が作動すると、それに伴いバルブ１３１が作動し、バルブ開度ＯＰが変更される。バルブ開度ＯＰの変更により、連通路１２４の流路断面積が変更される。その結果、連通路１２４内を粘性流体が流通するときの抵抗力も変更される。抵抗力の変更により、ダンパ１２により発生される減衰力の大きさを表す減衰係数（減衰力特性）が変更される。

また、図１に示されるように、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲと左前輪側サスペンション装置１０ＦＬは、前輪側スタビライザ１４によって連結されている。また、右後輪側サスペンション装置１０ＲＲと左後輪側サスペンション装置１０ＲＬは、後輪側スタビライザ１５によって連結されている。前輪側スタビライザ１４および後輪側スタビライザ１５は、それぞれ、車両の左右方向に沿って延在するスタビライザバー１４ａ，１５ａと、これらスタビライザバー１４ａ，１５ａの両端から連続して延びている一対のスタビライザアーム１４ｂ，１５ｂを有する。スタビライザバー１４ａ，１５ａは、その軸線周りに回転自在にバネ上部材ＨＡ（具体的には車体）に支持される。スタビライザアーム１４ｂ，１５ｂは、スタビライザバー１４ａ，１５ａから車両前方に屈曲し、その先端にてバネ下部材ＬＡ（具体的にはロアアーム）に接続される。このように設けられる前輪側スタビライザ１４および後輪側スタビライザ１５は、例えば車両旋回時に発生するロールモーメントを打ち消すアンチロールモーメントを発生し、このアンチロールモーメントにより車両に作用するロールモーメントを低減する機能を有する。

図３は、電気制御装置２０の接続構成を概略的に示す図である。図３に示されるように、電気制御装置２０は、サスペンション電子制御ユニット（以下、サスペンションＥＣＵ）２１と、バネ上加速度センサ２２１ＦＲ，２２１ＦＬ，２２１ＲＲ，２２１ＲＬと、路面上下加速度センサ２２２ＦＲ，２２２ＦＬ，２２２ＲＲ，２２２ＲＬと、ストロークセンサ２２３ＦＲ，２２３ＦＬ，２２３ＲＲ，２２３ＲＬと、ロール角加速度センサ２２４と、ピッチ角加速度センサ２２５と、車速センサ２２６と、舵角センサ２２７と、ヨーレートセンサ２２８と、駆動回路２３ＦＲ，２３ＦＬ，２３ＲＲ，２３ＲＬを備える。

バネ上加速度センサ２２１ＦＲ，２２１ＦＬ，２２１ＲＲ，２２１ＲＬは、バネ上部材ＨＡの各輪位置（右前輪位置，左前輪位置，右後輪位置，左後輪位置）に取付けられており、その位置におけるバネ上部材ＨＡの上下方向に沿った加速度である右前輪側バネ上加速度x_{b_fr}"，左前輪側バネ上加速度x_{b_fl}"，右後輪側バネ上加速度x_{b_rr}"，左後輪側バネ上加速度x_{b_rl}"をそれぞれ検出する。路面上下加速度センサ２２２ＦＲ，２２２ＦＬ，２２２ＲＲ，２２２ＲＬは、各車輪Ｗに連結したバネ下部材ＬＡに取付けられており、各バネ下部材ＬＡの上下方向に沿った加速度を計測することにより、各バネ下部材ＬＡが連結されている車輪Ｗの接地路面の上下方向に沿った加速度である右前輪側路面加速度x_{r_fr}"，左前輪側路面加速度x_{r_fl}"，右後輪側路面加速度x_{r_rr}"，左後輪側路面加速度x_{r_rl}"をそれぞれ検出する。ストロークセンサ２２３ＦＲ，２２３ＦＬ，２２３ＲＲ，２２３ＲＬは、各サスペンション装置１０に取付けられており、サスペンション装置１０のストローク変位量、すなわちダンパ１２のシリンダ１２１に対するピストン１２２の相対変位量を計測することにより、路面に対するバネ上部材ＨＡの変位量である右前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fr}-x_{b_fr})、左前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fl}-x_{b_fl})、右後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rr}-x_{b_rr})、左後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rl}-x_{b_rl})をそれぞれ検出する。右前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fr}-x_{b_fr})は、右前輪位置におけるバネ上部材ＨＡの上下方向に沿った基準位置からの変位量である右前輪側バネ上変位量x_{b_fr}と、右前輪ＷＦＲの接地路面の上下方向に沿った基準位置からの変位量である右前輪側路面変位量x_{r_fr}との差により表される。同様に、左前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fl}-x_{b_fl})は左前輪側バネ上変位量x_{b_fl}と左前輪側路面変位量x_{r_fl}との差、右後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rr}-x_{b_rr})は右後輪側バネ上変位量x_{b_rr}と右後輪側路面変位量x_{r_rr}との差、左後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rl}-x_{b_rl})は左後輪側バネ上変位量x_{b_rl}と左後輪側路面変位量x_{r_rl}との差により、それぞれ表される。

ロール角加速度センサ２２４はバネ上部材ＨＡに取付けられており、バネ上部材ＨＡのロール方向（前後軸周り方向）の角度変位を表すロール角θ_rの角加速度（ロール角加速度）θ_r"を検出する。ピッチ角加速度センサ２２５もバネ上部材ＨＡに取付けられており、バネ上部材ＨＡの左右軸周り方向の角度変位を表すピッチ角θ_pの角加速度（ピッチ角加速度）θ_p"を検出する。車速センサ２２６は車輪Ｗの近傍に取付けられており、車速パルスをカウントすることにより車速Ｖを検出する。舵角センサ２２７は操舵ハンドルに連結したステアリングシャフトに取付けられており、ステアリングシャフトの回転角を計測することにより、転舵輪（一般的には前輪）の転舵角φを検出する。ヨーレートセンサ２２８はバネ上部材ＨＡに取付けられており、バネ上部材ＨＡの上下軸周りの角速度を表す実ヨーレートＹＲを検出する。

サスペンションＥＣＵ２１は、ＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭなどを主要構成部品とするマイクロコンピュータである。サスペンションＥＣＵ２１の入力側には、上述した各種センサが接続されていて、これらのセンサからの検出信号が入力されるようになっている。このサスペンションＥＣＵ２１は、各種センサからの検出信号に基づいて、後述するプログラムを含む各種プログラムを実行することにより、アクチュエータ１３２の駆動を制御するための駆動信号を出力する。これによりサスペンション装置１０の各ダンパ１２により発生される減衰力が制御される。

駆動回路２３ＦＲ，２３ＦＬ，２３ＲＲ，２３ＲＬは、サスペンションＥＣＵ２１の出力側に接続されている。駆動回路２３ＦＲ，２３ＦＬ，２３ＲＲ，２３ＲＬは、それぞれ各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬに対応するアクチュエータ１３２ＦＲ，１３２ＦＬ，１３２ＲＲ，１３２ＲＬに接続されており、サスペンションＥＣＵ２１から出力された駆動信号に基づいて、アクチュエータ１３２ＦＲ，１３２ＦＬ，１３２ＲＲ，１３２ＲＬに駆動電流を出力する

図４は、サスペンションＥＣＵ２１を機能毎に分けて表した図である。図４に示されるように、サスペンションＥＣＵ２１は、後輪近似制御部２１１と、前輪近似制御部２１２と、旋回状態判定部２１３と、統合制御部２１４を有する。後輪近似制御部２１１は、後述する後輪近似３輪モデルに基づいて、各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬのダンパにより発生されるべき制御目標の減衰力である第１右前輪側要求減衰力F1_{req_fr}，第１左前輪側要求減衰力F1_{req_fl}，第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}，第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}を計算し、計算したこれらの要求減衰力を出力する。

前輪近似制御部２１２は、後述する前輪近似３輪モデルに基づいて、各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬのダンパにより発生されるべき制御目標の減衰力である第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}，第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}，第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}，第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}を計算し、計算したこれらの要求減衰力を出力する。

旋回状態判定部２１３は、後述する旋回状態判定プログラムを実行することにより、現在の車両の旋回状態、具体的には現在の車両の旋回状態がアンダーステア状態であるかオーバーステア状態であるかを判定し、その判定結果を表す旋回状態フラグＲＳを出力する。

統合制御部２１４は、後輪近似制御部２１１から第１右前輪側要求減衰力F1_{req_fr}，第１左前輪側要求減衰力F1_{req_fl}，第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}，第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}を、前輪近似制御部２１２から第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}，第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}，第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}，第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}を、旋回状態判定部２１３から旋回状態フラグＲＳを入力する。また、入力した値に基づいて、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲのダンパが発生すべき減衰力である右前輪側要求減衰力F_{req_fr}、左前輪側サスペンション装置１０ＦＬのダンパが発生すべき減衰力である左前輪側要求減衰力F_{req_fl}、右後輪側サスペンション装置１０ＲＲのダンパが発生すべき減衰力である右前輪側要求減衰力F_{req_rr}、左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのダンパが発生すべき減衰力である左後輪側要求減衰力F_{req_rl}を、最終的に決定（選択）する。そして、決定した右前輪側要求減衰力F_{req_fr}に対応する駆動信号を駆動回路２３ＦＲに、決定した左前輪側要求減衰力F_{req_fl}に対応する駆動信号を駆動回路２３ＦＬに、決定した右後輪側要求減衰力F_{req_rl}に対応する駆動信号を駆動回路２３ＲＲに、決定した左後輪側要求減衰力F_{req_rl}に対応する駆動信号を駆動回路２３ＲＬに、それぞれ出力する。

上記構成のサスペンション制御装置１において、バネ上加速度センサ２２１ＦＲ，２２１ＦＬ，２２１ＲＲ，２２１ＲＬの検出値から得られる各輪位置におけるバネ上加速度のいずれか一つが所定の閾値を越えた場合、サスペンションＥＣＵ２１の後輪近似制御部２１１は後輪近似制御プログラムを、前輪近似制御部２１２は前輪近似制御プログラムを、旋回状態判定部２１３は旋回状態判定プログラムを、統合制御部２１４は統合制御プログラムを、それぞれ実行する。

図５は、後輪近似制御プログラムの流れを示すフローチャートである。後輪近似制御部２１１は、この後輪近似制御プログラムを図５のステップ（以下、ステップ番号をＳと略記する）１００にて開始する。次いで、Ｓ１０２にて、バネ上加速度センサ２２１ＦＲ，２２１ＦＬ，２２１ＲＲ，２２１ＲＬから右前輪側バネ上加速度x_{b_fr}"，左前輪側バネ上加速度x_{b_fl}"，右後輪側バネ上加速度x_{b_rr}"，左後輪側バネ上加速度x_{b_rl}"を、路面上下加速度センサ２２２ＦＲ，２２２ＦＬ，２２２ＲＲ，２２２ＲＬから右前輪側路面加速度x_{r_fr}"，左前輪側路面加速度x_{r_fl}"，右後輪側路面加速度x_{r_rr}"，左後輪側路面加速度x_{r_rl}"を、ストロークセンサ２２３ＦＲ，２２３ＦＬ，２２３ＲＲ，２２３ＲＬから右前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fr}-x_{b_fr})，左前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fl}-x_{b_fl})，右後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rr}-x_{b_rr})，左後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rl}-x_{b_rl})を、ロール角加速度センサ２２４からロール角加速度θ_r"を、ピッチ角加速度センサ２２５からピッチ角加速度θ_p"を、それぞれ入力する。

次に、Ｓ１０４にて、右前輪側バネ上加速度x_{b_fr}"を時間積分することにより、右前輪位置におけるバネ上部材ＨＡの上下方向に沿った速度である右前輪側バネ上速度x_{b_fr}'を、左前輪側バネ上加速度x_{b_fl}"を時間積分することにより左前輪側バネ上速度x_{b_fl}'を計算する。また、右後輪側バネ上加速度x_{b_rr}"を時間積分して右後輪側バネ上速度x_{b_rr}'を、左後輪側バネ上加速度x_{b_rl}"を時間積分して左後輪側バネ上速度x_{b_rl}'を計算し、さらに、これらの速度x_{b_rr}'およびx_{b_rl}'を足して２で割ることにより、後方中心輪側バネ上速度x_{b_R}'を計算する。

また、右前輪側バネ上速度x_{b_fr}'をさらに時間積分することにより、右前輪位置におけるバネ上部材ＨＡの上下方向に沿った基準位置からの変位量である右前輪側バネ上変位量x_{b_fr}を、左前輪側バネ上速度x_{b_fl}'をさらに時間積分することにより左前輪側バネ上変位量x_{b_fl}を計算する。また、後方中心輪側バネ上速度x_{b_R}'をさらに時間積分することにより後方中心輪側バネ上変位量x_{b_R}を計算する。

続いて、Ｓ１０６にて、右前輪側路面加速度x_{r_fr}"を時間積分することにより、右前輪ＷＦＲの接地路面の上下方向に沿った変位速度である右前輪側路面速度x_{r_fr}'を、左前輪側路面加速度x_{r_fl}"を時間積分することにより左前輪側路面速度x_{r_fl}'を計算する。また、右後輪側路面加速度x_{r_rr}"を時間積分して右後輪側路面速度x_{r_rr}'を、左後輪側路面加速度x_{r_rl}"を時間積分して左後輪側路面速度x_{r_rl}'を計算し、さらに、これらの速度x_{r_rr}'およびx_{r_rl}'を足して２で割ることにより、後方中心輪側路面速度x_{r_R}'を計算する。

また、右前輪側路面速度x_{r_fr}'をさらに時間積分することにより、右前輪ＷＦＲの接地路面の上下方向に沿った基準位置からの変位量である右前輪側路面変位量x_{r_fr}を、左前輪側路面速度x_{r_fl}'をさらに時間積分することにより左前輪側路面変位量x_{b_fl}を計算する。また、後方中心輪側路面速度x_{r_R}'をさらに時間積分することにより後方中心輪側路面変位量x_{r_R}を計算する。

次いで、Ｓ１０８にて、右前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fr}-x_{b_fr})を時間微分することにより、右前輪側バネ上速度x_{b_fr}'と右前輪側路面速度x_{r_fr}'との差により表される右前輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_fr}'-x_{b_fr}')を、左前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fl}-x_{b_fl})を時間微分することにより左前輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_fl}'-x_{b_fl}')を計算する。また、右後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rr}-x_{b_rr})を時間微分して右後輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_rr}'-x_{b_rr}')を、左後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rl}-x_{b_rl})を時間微分して左後輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_rl}'-x_{b_rl}')を計算し、さらに、これらの速度(x_{r_rr}'-x_{b_rr}')および(x_{r_rl}'-x_{b_rl}')を足して２で割ることにより、後方中心輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_R}'-x_{b_R}')を計算する。この後方中心輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_R}'-x_{b_R}')は、後方中心輪側バネ上速度x_{b_R}'と後方中心輪側路面速度x_{r_R}'との差である。

次に、後輪近似制御部２１１は、Ｓ１１０にて、非線形Ｈ_∞制御理論を適用し、右前輪側可変減衰係数C_{v_fr}，左前輪側可変減衰係数C_{v_fl}，後方中心輪側可変減衰係数C_{v_R}を計算する。この計算をする際に、図９に示される後輪近似３輪モデルが力学的な運動モデルとして用いられる。この後輪近似３輪モデルは、右後輪側サスペンション装置１０ＲＲおよび左後輪側サスペンション装置１０ＲＬが１個の後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒに置き換えられ、バネ上部材ＨＡが、前輪側に位置する２個のサスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬおよび、後輪中央部に位置する１個のサスペンション装置１０Ｒにより支えられている車両の運動を表す車両モデルである。後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒは、バネ上部材ＨＡの右後輪位置と左後輪位置を結ぶ後輪軸の中心位置にてバネ上部材ＨＡに仮想的に取付けられる。なお、Ｓ１０４にて計算された後方中心輪側バネ上速度x_{b_R}'および後方中心輪側バネ上変位量x_{b_R}は、後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒがバネ上部材ＨＡに取付けられている位置（後方中心輪位置）における、バネ上部材ＨＡの上下方向に沿った速度および変位量である。また、Ｓ１０６にて計算された後方中心輪側路面速度x_{r_R}'および後方中心輪側路面変位量x_{r_R}は、後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒに連結すべき車輪（後方中心輪）の接地路面の上下方向に沿った速度および変位量である。後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒが本発明の仮想サスペンション装置および後輪側仮想サスペンション装置に相当する。

また、図９の後輪近似３輪モデルにおいて、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲのバネのバネ定数がK_{s_fr}により、左前輪側サスペンション装置１０ＦＬのバネのバネ定数がK_{s_fl}により、後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒのバネのバネ定数がK_{s_R}により表される。バネ定数K_{s_R}は、例えば、右後輪側サスペンション装置１０ＲＲのバネのバネ定数K_{s_rr}と左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのバネのバネ定数K_{s_rl}の平均により表すことができる。

また、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲのダンパの減衰係数が、右前輪側線形減衰係数C_{s_fr}と右前輪側可変減衰係数C_{v_fr}との和(C_{s_fr}+C_{v_fr})により表される。右前輪側線形減衰係数C_{s_fr}は変動しない減衰係数を表し、右前輪側可変減衰係数C_{v_fr}は変動する減衰係数を表す。また、左前輪側サスペンション装置１０ＦＬのダンパの減衰係数が、左前輪側線形減衰係数C_{s_fl}と左前輪側可変減衰係数C_{v_fl}の和(C_{s_fl}+C_{v_fl})により表される。左前輪側線形減衰係数C_{s_fl}は変動しない減衰係数を表し、左前輪側可変減衰係数C_{v_fl}は変動する減衰係数を表す。また、後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒのダンパの減衰係数が、後方中心輪側線形減衰係数C_{s_R}と後方中心輪側可変減衰係数C_{v_R}との和(C_{s_R}+C_{v_R})により表される。後方中心輪側線形減衰係数C_{s_R}は変動しない減衰係数を表し、後方中心輪側可変減衰係数C_{v_R}は変動する減衰係数を表す。各線形減衰係数C_{s_fr}，C_{s_fl}，C_{s_R}は予め定められる。後方中心輪側線形減衰係数C_{s_R}は、例えば右後輪側サスペンション装置１０ＲＲのダンパについて予め定められる右後輪側線形減衰係数C_{s_rr}と左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのダンパについて予め定められる左後輪側線形減衰係数C_{s_rl}の平均により表すことができる。また、前輪側スタビライザ１４により発生される捩り力の係数である前輪側捩り弾性係数がK_{stb_F}により表される。

そして、Ｓ１１０にて、後輪近似制御部２１１は、後輪近似３輪モデルから導き出された運動方程式に基づいて設計された制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用し、モデルに表されている３個のサスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０Ｒの各可変減衰係数（右前輪側可変減衰係数C_{v_fr}，左前輪側可変減衰係数C_{v_fl}，後方中心輪側可変減衰係数C_{v_R}）を計算する。

後輪近似３輪モデルから導き出されるバネ上部材ＨＡの運動方程式は、下記式(eq.1)〜式(eq.3)のように表される。

式(eq.1)は、バネ上部材ＨＡの上下方向の運動方程式（ヒーブ運動方程式）、式(eq.2)は、バネ上部材ＨＡのローリング方向（前後軸周りの回転方向）の運動方程式（ロール運動方程式）、式(eq.3)は、バネ上部材ＨＡのピッチング方向（左右軸周りの回転方向）の運動方程式（ピッチ運動方程式）である。上式において、M_bはバネ上部材ＨＡの質量、x_h"はバネ上部材ＨＡの重心位置における上下方向に沿った加速度（ヒーブ加速度）である。ヒーブ加速度x_h"は、各バネ上加速度センサ２２１ＦＲ，２２１ＦＬ，２２１ＲＲ，２２１ＲＬにより検出されるバネ上加速度から求めることができる。F_{sus_fr}はバネ上部材ＨＡの右前輪位置にてバネ上部材ＨＡに上下方向に作用する力（右前輪側上下力）、F_{sus_fl}はバネ上部材ＨＡの左前輪位置にてバネ上部材ＨＡに上下方向に作用する力（左前輪側上下力）、F_{sus_R}はバネ上部材ＨＡの後方中心輪位置にてバネ上部材ＨＡに上下方向に作用する力（後方中心輪側上下力）である。図１０は、式(eq.1)〜(eq.3)に表される上下力の作用位置や加速度を表した図である。

また、上式において、I_rはバネ上部材ＨＡのローリング方向の慣性モーメント（ロールイナーシャ）、I_pはバネ上部材ＨＡのピッチング方向の慣性モーメント（ピッチイナーシャ）、T_fは前輪側のトレッドである。L_fは、バネ上部材ＨＡの重心位置から右前輪位置と左前輪位置とを結ぶ前輪軸までの前後方向距離である。L_rは、バネ上部材ＨＡの重心位置から後方中心輪位置までの前後方向距離である。

右前輪側上下力F_{sus_fr}は下記式(eq.4)により、左前輪側上下力F_{sus_fl}は下記式(eq.5)により、後方中心輪側上下力F_{sus_R}は下記式(eq.6)により表される。

上記式(eq.4)〜(eq.6)において、F_{sp_fr}は右前輪側サスペンション装置１０ＦＲのバネにより発生される弾性力（右前輪側弾性力）、F_{sp_fl}は左前輪側サスペンション装置１０ＦＬのバネにより発生される弾性力（左前輪側弾性力）、F_{sp_R}は後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒのバネにより発生される弾性力（後方中心輪側弾性力）である。F_{Cs_fr}は右前輪側サスペンション装置１０ＦＲのダンパにより発生される減衰力のうち、右前輪側線形減衰係数C_{s_fr}により表される減衰力（右前輪側線形減衰力）、F_{Cv_fr}は右前輪側可変減衰係数C_{v_fr}により表される減衰力（右前輪側可変減衰力）である。F_{Cs_fl}は左前輪側サスペンション装置１０ＦＬのダンパにより発生される減衰力のうち、左前輪側線形減衰係数C_{s_fl}により表される減衰力（左前輪側線形減衰力）、F_{Cv_fl}は左前輪側可変減衰係数C_{v_fl}により表される減衰力（左前輪側可変減衰力）である。F_{Cs_R}は後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒのダンパにより発生される減衰力のうち、後方中心輪側線形減衰係数C_{s_R}により表される減衰力（後方中心輪側線形減衰力）、F_{Cv_R}は後方中心輪側可変減衰係数C_{v_R}により表される減衰力（後方中心輪側可変減衰力）である。F_{stb_F}は、前輪側スタビライザ１４により発生される捩り弾性力（前輪側捩り弾性力）である。

右前輪側弾性力F_{sp_fr}、左前輪側弾性力F_{sp_fl}および後方中心輪側弾性力F_{sp_R}は、下記式(eq.7)〜(eq.9)により表される。

右前輪側線形減衰力F_{Cs_fr}、左前輪側線形減衰力F_{Cs_fl}および後方中心輪側線形減衰力F_{Cs_R}は、下記式(eq.10)〜(eq.12)により表される。

右前輪側可変減衰力F_{Cv_fr}、左前輪側可変減衰力F_{Cv_fl}および後方中心輪側可変減衰力F_{Cv_R}は、下記式(eq.13)〜(eq.15)により表される。

前輪側捩り弾性力F_{stb_F}は、下記式(eq.16)により表される。

また、バネ上部材ＨＡの重心位置における上下変位量を表すヒーブ変位量x_h、ロール角θ_rおよびピッチ角θ_pは、下記式(eq.17)に示されるように、モード変換行列を用いて、右前輪側バネ上変位量x_{b_fr}、左前輪側バネ上変位量x_{b_fl}、後方中心輪位置におけるバネ上変位量（前方中心輪側バネ上変位量）x_{b_R}に変換することができる。

以上の関係式から、後輪近似３輪モデルの状態空間表現が、下記式(eq.18)のように表される。

上記式(eq.18)において、状態量x_p，評価出力z_p，外乱wは、例えば下記式(eq.19)のように表される。

また、制御入力uは、下記式(eq.20)に示されるように、右前輪側可変減衰係数C_{v_fr}、左前輪側可変減衰係数C_{v_fl}および後方中心輪側可変減衰係数C_{v_R}である。

また、A_p，B_P1，B_p2(x_p)，C_p1，D_p12(x_p)は係数行列である。これらの係数行列は、状態量x_p，評価出力z_p，外乱wが上記(eq.19)のように設定され、且つ制御入力uが上記式(eq.20)のように設定されたときに、式(eq.1)〜(eq.3)の運動方程式を満たすように定められる。

表２に、式(eq.18)に示された状態空間表現中の操作量（制御入力u）の個数、状態量の個数、状態空間表現の基礎となる後輪近似３輪モデルの自由度を示す。

表２に示されるように、後輪近似３輪モデルにより表されるバネ上部材の自由度は３自由度（上下運動、ロール運動、ピッチ運動）である。また、本モデルにおいてバネ下部材の運動は考慮しない。つまりバネ下部材が路面と同じように上下変位する。このためサスペンション装置の自由度は１自由度（バネ上部材の上下運動）である。したがって、このモデルの自由度は３自由度である。また、システムの外乱は、式(eq.19)に示されるように３輪（右前輪、左前輪、後方中心輪）の路面変位量x_{r_fr}，x_{r_fl}，x_{r_R}である。この外乱をバネ上部材ＨＡの変位にモード変換すると、外乱は、バネ上部材ＨＡの上下変位、ロール変位、ピッチ変位により表される。したがって、外乱によるバネ上部材ＨＡの自由度は３自由度である。モデルの自由度と外乱によるバネ上部材ＨＡの自由度が等しいため、この制御システムは可制御である。

図１１は、上記式(eq.18)に示される状態空間表現に基づいて設計された一般化プラント（制御システム）のブロック線図である。図に示されるように、評価出力z_pと制御入力uに周波数重みW_s(s)，W_u(s)がそれぞれ作用している。なお、この出力にさらに非線形重みが作用するように、システムを設計してもよい。

周波数重みW_s(s)の状態空間表現は、周波数重みW_s(s)の状態量x_w、出力z_wおよび各定数行列A_w，B_w，C_w，D_wにより、下記式(eq.21)のように表される。また、周波数重みW_u(s)の状態空間表現は、周波数重みW_u(s)の状態量x_u、出力z_uおよび各定数行列A_u，B_u，C_u，D_uにより、下記式(eq.22)のように表される。

上式において、x_w'は状態量x_wの微分を表し、x_u'は状態量x_uの微分を表す。

一般化プラントの状態空間表現は、式(eq.18)，(eq.21)，(eq.22)を用いることにより、下記式(eq.23)のように表すことができる。

式(eq.23)は、双線形システムである。したがって、このシステムの制御則u=k(x)は、ハミルトンヤコビ偏微分不等式を解くかわりに、近似的に下記式(eq.24)に示されるリカッチ不等式を解くことにより、得られる。

上記式(eq.24)により表されるリカッチ不等式を満たす正定対称行列Ｐが存在する場合、図１１に示される一般化プラントの閉ループシステムが内部安定となり、且つ、外乱wに対するロバスト性を表すL2ゲインが正定数γ以下となる。このとき制御入力u(=k(x))は、例えば下記式(eq.25)のように表される。

したがって、Ｓ１１０において、後輪近似制御部２１１は、式(eq.25)に基づいて制御入力uを求めることにより、各可変減衰係数C_{v_fr}，C_{v_fl}，C_{v_R}を得ることができる。

可変減衰係数を計算した後、後輪近似制御部２１１は図５のＳ１１２に進み、第１右前輪側要求減衰力F1_{req_fr}，第１左前輪側要求減衰力F1_{req_fl}，第１後方中心輪側要求減衰力F1_{req_R}を計算する。これらの要求減衰力は、後輪近似３輪モデルに表される各サスペンション装置のダンパにより発生されるべき制御目標の減衰力（要求減衰力）である。第１右前輪側要求減衰力F1_{req_fr}は、後輪近似３輪モデルに表される右前輪側サスペンション装置１０ＦＲについての要求減衰力であり、右前輪側線形減衰係数C_{s_fr}と右前輪側可変減衰係数C_{v_fr}との和(C_{s_fr}+C_{v_fr})に右前輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_fr}'-x_{b_fr}')を乗じることにより計算される。第１左前輪側要求減衰力F1_{req_fl}は、後輪近似３輪モデルに表される左前輪側サスペンション装置１０ＦＬについての要求減衰力であり、左前輪側線形減衰係数C_{s_fl}と左前輪側可変減衰係数C_{v_fl}との和(C_{s_fl}+C_{v_fl})に左前輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_fl}'-x_{b_fl}')を乗じることにより計算される。第１後方中心輪側要求減衰力F1_{req_R}は、後輪近似３輪モデルに表される後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒについての要求減衰力であり、後方中心輪側線形減衰係数C_{s_R}と後方中心輪側可変減衰係数C_{v_R}との和(C_{s_R}+C_{v_R})に後方中心輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_R}'-x_{b_R}')を乗じることにより計算される。Ｓ１１２にて後輪近似３輪モデルに表される３個のサスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０Ｒについての要求減衰力を計算する処理が、本発明のモデル要求減衰力計算手段に相当する。

次に、後輪近似制御部２１１は、Ｓ１１４にて、第１後方中心輪側要求減衰力F1_{req_R}を第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}および第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}に分配する。具体的には、第１後方中心輪側要求減衰力F1_{req_R}を２で割ることにより、第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}および第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}を計算する。第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}は、後輪近似３輪モデルに基づいて計算される右後輪側サスペンション装置１０ＲＲについての要求減衰力であり、第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}は左後輪側サスペンション装置１０ＲＬについての要求減衰力である。本実施形態のように後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒの取付位置が右後輪側サスペンション装置１０ＲＲの取付位置と左後輪側サスペンション装置１０ＲＬの取付位置の中間に位置している場合、第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}の大きさと第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}の大きさが等しくなるように、つまり分配比率が１：１になるように、第１後方中心輪側要求減衰力F1_{req_R}が第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}と第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}に分配される。このＳ１１４にて行われる処理が、本発明の要求減衰力分配手段に相当する。

Ｓ１１４にて第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}および第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}を計算した後、後輪近似制御部２１１はＳ１１６に進み、第１右前輪側要求減衰力F1_{req_rl}，第１左前輪側要求減衰力F1_{req_rl}，第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rl}，第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}を出力する。その後、Ｓ１１８に進んでこのプログラムを終了する。以上の説明からわかるように、本実施形態の後輪近似制御部２１１は、後輪近似３輪モデルから導出されるバネ上部材ＨＡの上下運動、ロール運動およびピッチ運動に基づいて設計される制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、後輪近似３輪モデルに表される３個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算する。また、計算した要求減衰力のうち後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒについての要求減衰力（第１後方中心輪側要求減衰力F1_{req_R}）を、この後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒに置き換えられた右後輪側サスペンション装置１０ＲＲおよび左後輪側サスペンション装置１０ＲＬについての要求減衰力（第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}および第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}）に分配する。これにより、バネ上部材ＨＡの各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置についての要求減衰力が計算される。この後輪近似制御部２１１が、本発明の第１要求減衰力計算手段に相当する。

図６は、前輪近似制御プログラムの流れを示すフローチャートである。前輪近似制御部２１２は、この前輪近似制御プログラムを図６のＳ２００にて開始する。次いで、Ｓ２０２にて、バネ上加速度センサ２２１ＦＲ，２２１ＦＬ，２２１ＲＲ，２２１ＲＬから右前輪側バネ上加速度x_{b_fr}"，左前輪側バネ上加速度x_{b_fl}"，右後輪側バネ上加速度x_{b_rr}"，左後輪側バネ上加速度x_{b_rl}"を、路面上下加速度センサ２２２ＦＲ，２２２ＦＬ，２２２ＲＲ，２２２ＲＬから右前輪側路面加速度x_{r_fr}"，左前輪側路面加速度x_{r_fl}"，右後輪側路面加速度x_{r_rr}"，左後輪側路面加速度x_{r_rl}"を、ストロークセンサ２２３ＦＲ，２２３ＦＬ，２２３ＲＲ，２２３ＲＬから右前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fr}-x_{b_fr})，左前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fl}-x_{b_fl})，右後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rr}-x_{b_rr})，左後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rl}-x_{b_rl})を、ロール角加速度センサ２２４からロール角加速度θ_r"を、ピッチ角加速度センサ２２５からピッチ角加速度θ_p"を、それぞれ入力する。

次に、Ｓ２０４にて、右前輪側バネ上加速度x_{b_fr}"を時間積分することにより右前輪側バネ上速度x_{b_fr}'を、左前輪側バネ上加速度x_{b_fl}"を時間積分することにより左前輪側バネ上速度x_{b_fl}'を計算し、さらにこれらの速度x_{b_fr}'およびx_{b_fl}'を足して２で割ることにより、前輪中心輪側バネ上速度x_{b_F}'を計算する。また、右後輪側バネ上加速度x_{b_rr}"を時間積分して右後輪側バネ上速度x_{b_rr}'を、左後輪側バネ上加速度x_{b_rl}"を時間積分して左後輪側バネ上速度x_{b_rl}'を計算する。

また、右後側バネ上速度x_{b_rr}'をさらに時間積分することにより、右後輪位置におけるバネ上部材ＨＡの上下方向に沿った基準位置からの変位量である右後輪側バネ上変位量x_{b_rr}を、左後輪側バネ上速度x_{b_rl}'をさらに時間積分することにより左後輪側バネ上変位量x_{b_rl}を計算する。また、前方中心輪側バネ上速度x_{b_F}'をさらに時間積分することにより前方中心輪側バネ上変位量x_{b_F}を計算する。

続いて、Ｓ２０６にて、右前輪側路面加速度x_{r_fr}"を時間積分することにより右前輪側路面速度x_{r_fr}'を、左前輪側路面加速度x_{r_fl}"を時間積分することにより左前輪側路面速度x_{r_fl}'を計算し、さらにこれらの速度x_{r_fr}'およびx_{r_fl}"を足して２で割ることにより、前方中心輪側路面速度x_{r_F}'を計算する。また、右後輪側路面加速度x_{r_rr}"を時間積分して右後輪側路面速度x_{r_rr}'を、左後輪側路面加速度x_{r_rl}"を時間積分して左後輪側路面速度x_{r_rl}'を計算する。

また、右後輪側路面速度x_{r_rr}'をさらに時間積分することにより、右後輪ＷＲＲの接地路面の上下方向に沿った基準位置からの変位量である右後輪側路面変位量x_{r_rr}を、左後輪側路面速度x_{r_rl}'をさらに時間積分することにより左後輪側路面変位量x_{r_rl}を計算する。また、前方中心輪側路面速度x_{r_F}'をさらに時間積分することにより前方中心輪側路面変位量x_{r_F}を計算する。

次いで、Ｓ２０８にて、右前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fr}-x_{b_fr})を時間微分することにより右前輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_fr}'-x_{b_fr}')を、左前輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_fl}-x_{b_fl})を時間微分することにより左前輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_fl}'-x_{b_fl}')を計算し、さらに、これらの速度(x_{r_fr}'-x_{b_fr}')および(x_{r_fl}'-x_{b_fl}')を足して２で割ることにより、前方中心輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_F}'-x_{b_F}')を計算する。この前方中心輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_F}'-x_{b_F}')は、前方中心輪側バネ上速度x_{b_F}'と前方中心輪側路面速度x_{r_F}'との差である。また、右後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rr}-x_{b_rr})を時間微分して右後輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_rr}'-x_{b_rr}')を、左後輪側バネ上−路面間相対変位量(x_{r_rl}-x_{b_rl})を時間微分して左後輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_rl}'-x_{b_rl}')を計算する。

次に、前輪近似制御部２１２は、Ｓ２１０にて、非線形Ｈ_∞制御理論を適用し、前方中心輪側可変減衰係数C_{v_F}，右後輪側可変減衰係数C_{v_rr}，左後輪側可変減衰係数C_{v_rl}を計算する。この計算をする際に、図１２に示される前輪近似３輪モデルが力学的な運動モデルとして用いられる。この前輪近似３輪モデルは、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲおよび左前輪側サスペンション装置１０ＦＬが１個の前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆに置き換えられ、バネ上部材ＨＡが、前輪中央部に位置する１個のサスペンション装置１０Ｆおよび、後輪側に位置する２個のサスペンション装置１０ＲＲ，１０ＲＬにより支えられている車両の運動を表す車両モデルである。前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆは、バネ上部材ＨＡの右前輪位置と左前輪位置を結ぶ前輪軸の中心位置にてバネ上部材ＨＡに仮想的に取付けられる。なお、Ｓ２０４にて計算された前方中心輪側バネ上速度x_{b_F}'および前方中心輪側バネ上変位量x_{b_F}は、前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆがバネ上部材ＨＡに取付けられている位置（前方中心輪位置）における、バネ上部材ＨＡの上下方向に沿った速度および変位量である。また、Ｓ２０６にて計算された前方中心輪側路面速度x_{r_F}'および前方中心輪側路面変位量x_{r_F}は、前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆに連結すべき車輪（前方中心輪）の接地路面の上下方向に沿った速度および変位量である。前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆが本発明の仮想サスペンション装置および前輪側仮想サスペンション装置に相当する。

また、図１２の前輪近似３輪モデルにおいて、右後輪側サスペンション装置１０ＲＲのバネのバネ定数がK_{s_rr}により、左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのバネのバネ定数がK_{s_rl}により、前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆのバネのバネ定数がK_{s_F}により表される。バネ定数K_{s_F}は、例えば、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲのバネのバネ定数K_{s_fr}と左前輪側サスペンション装置１０ＦＬのバネのバネ定数K_{s_fl}の平均により表すことができる。

また、右後輪側サスペンション装置１０ＲＲのダンパの減衰係数が、右後輪側線形減衰係数C_{s_rr}と右後輪側可変減衰係数C_{v_rr}との和(C_{s_rr}+C_{v_rr})により表される。右後輪側線形減衰係数C_{s_rr}は変動しない減衰係数を表し、右後輪側可変減衰係数C_{v_rr}は変動する減衰係数を表す。また、左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのダンパの減衰係数が、左後輪側線形減衰係数C_{s_rl}と左後輪側可変減衰係数C_{v_rl}の和(C_{s_rl}+C_{v_rl})により表される。左後輪側線形減衰係数C_{s_rl}は変動しない減衰係数を表し、左後輪側可変減衰係数C_{v_rl}は変動する減衰係数を表す。また、前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆのダンパの減衰係数が、前方中心輪側線形減衰係数C_{s_F}と前方中心輪側可変減衰係数C_{v_F}の和(C_{s_F}+C_{v_F})により表される。前方中心輪側線形減衰係数C_{s_F}は変動しない減衰係数を表し、前方中心輪側可変減衰係数C_{v_F}は変動する減衰係数を表す。各線形減衰係数C_{s_F}，C_{s_rr}，C_{s_rl}は予め定められる。前方中心輪側線形減衰係数C_{s_F}は、例えば右前輪側サスペンション装置１０ＦＲのダンパについて予め定められる右前輪側線形減衰係数C_{s_fr}と左前輪側サスペンション装置１０ＦＬのダンパについて予め定められる左前輪側線形減衰係数C_{s_fl}の平均により表すことができる。また、後輪側スタビライザ１５により発生される捩り力の係数である後輪側捩り弾性係数がK_{stb_R}により表される。

そして、Ｓ２１０にて、前輪近似制御部２１２は、前輪近似３輪モデルから導き出された運動方程式に基づいて設計された制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用し、モデルに表されている３個のサスペンション装置１０Ｆ，１０ＲＲ，１０ＲＬの各可変減衰係数（前方中心輪側可変減衰係数C_{v_F}，右後輪側可変減衰係数C_{v_rr}，左後輪側可変減衰係数C_{v_rl}）を計算する。

前輪近似３輪モデルから導き出されるバネ上部材ＨＡの運動方程式は、下記式(eq.26)〜(eq.28)のように表される。

式(eq.26)はバネ上部材ＨＡのヒーブ運動方程式、式(eq.27)はロール運動方程式、式(eq.28)はピッチ運動方程式である。式(eq.27)において、T_rは後輪側のトレッドである。また、各式において、F_{sus_F}はバネ上部材ＨＡの前方中心輪位置にてバネ上部材ＨＡに上下方向に作用する力（前方中心輪側上下力）、F_{sus_rr}はバネ上部材ＨＡの右後輪位置にてバネ上部材ＨＡに上下方向に作用する力（右後輪側上下力）、F_{sus_rl}はバネ上部材ＨＡの左後輪位置にてバネ上部材ＨＡに上下方向に作用する力（左後輪側上下力）である。図１３は、式(eq.26)〜(eq.28)に表される力の作用位置や加速度を表した図である。

前方中心輪側上下力F_{sus_F}は下記式(eq.29)により、右後輪側上下力F_{sus_fr}は下記式(eq.30)により、左後輪側上下力F_{sus_rl}は下記式(eq.31)により表される。

上記式(eq.29)〜(eq.31)において、F_{sp_F}は前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆのバネにより発生される弾性力（前方中心輪側弾性力）、F_{sp_rr}は右後輪側サスペンション装置１０ＲＲのバネにより発生される弾性力（右後輪側弾性力）、F_{sp_rl}は左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのバネにより発生される弾性力（左後輪側弾性力）である。F_{Cs_F}は前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆのダンパにより発生される減衰力のうち、前方中心輪側線形減衰係数C_{s_F}により表される減衰力（前方中心輪側線形減衰力）、F_{Cv_F}は前方中心輪側可変減衰係数C_{v_F}により表される減衰力（前方中心輪側可変減衰力）である。F_{Cs_rr}は右後輪側サスペンション装置１０ＲＲのダンパにより発生される減衰力のうち、右後輪側線形減衰係数C_{s_rr}により表される減衰力（右後輪側線形減衰力）、F_{Cv_rr}は右後輪側可変減衰係数C_{v_rr}により表される減衰力（右後輪側可変減衰力）である。F_{Cs_rl}は左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのダンパにより発生される減衰力のうち、左後輪側線形減衰係数C_{s_rl}により表される減衰力（左後輪側線形減衰力）、F_{Cv_rl}は左後輪側可変減衰係数C_{v_rl}により表される減衰力（左後輪側可変減衰力）である。F_{stb_R}は、後輪側スタビライザ１５により発生される捩り弾性力（後輪側捩り弾性力）である。

前方中心輪側弾性力F_{sp_F}、右後輪側弾性力F_{sp_rr}および左後輪側弾性力F_{sp_rl}は、下記式(eq.32)〜(eq.34)により表される。

前方中心輪側線形減衰力F_{Cs_F}、右後輪側線形減衰力F_{Cs_rr}および左後輪側線形減衰力F_{Cs_rl}は、下記式(eq.35)〜(eq.37)により表される。

前方中心輪側可変減衰力F_{Cv_F}、右後輪側可変減衰力F_{Cv_rr}および左後輪側可変減衰力F_{Cv_rl}は、下記式(eq.38)〜(eq.40)により表される。

後輪側捩り弾性力F_{stb_R}は、下記式(eq.41)により表される。

また、ヒーブ変位量x_h、ロール角θ_rおよびピッチ角θ_pは、下記式(eq.42)に示されるように、モード変換行列を用いて前方中心輪側バネ上変位量x_{b_F}、右後輪側バネ上変位量x_{b_rr}、左後輪側バネ上変位量x_{b_rl}に変換することができる。

以上の関係式から、前輪近似３輪モデルの状態空間表現が、下記式(eq.43)のように表される。

上記式(eq.43)において、状態量x_p，評価出力z_p，外乱wは、例えば下記式(eq.44)のように表される。

また、制御入力uは、下記式(eq.45)に示されるように、前方中心輪側可変減衰係数C_{v_F}、右後輪側可変減衰係数C_{v_rr}および左後輪側可変減衰係数C_{v_rl}である。

表３に、式(eq.43)に示された状態空間表現中の操作量（制御入力u）の個数、状態量の個数、状態空間表現の基礎となる前輪近似３輪モデルの自由度を示す。

表３に示されるように、前輪近似３輪モデルにより表されるバネ上部材の自由度は３自由度（上下運動、ロール運動、ピッチ運動）である。また、本モデルにおいてバネ下部材の運動は考慮しない。つまりバネ下部材は路面と同じように上下変位する。このためサスペンション装置の自由度は１自由度（バネ上部材の上下運動）である。したがって、このモデルの自由度は３自由度である。また、システムの外乱は、式(eq.44)に示されるように３輪（前方中心輪、右後輪、左後輪）の路面変位量x_{r_F}，x_{r_rr}，x_{r_rl}である。この外乱をバネ上部材ＨＡの変位にモード変換すると、外乱は、バネ上部材ＨＡの上下変位、ロール変位、ピッチ変位により表される。したがって、外乱によるバネ上部材ＨＡの自由度は３自由度である。モデルの自由度と外乱によるバネ上部材ＨＡの自由度が等しいため、この制御システムは可制御である。

前輪近似制御部２１２は、上式のように表される状態空間表現、状態量、評価出力および制御量を用い、非線形Ｈ_∞制御理論に基づいて制御入力uを求める。解析手法の詳細は、後輪近似３輪モデルを用いて行われる手法と同様であるので説明を省略する。制御入力uを求めることにより、各可変減衰係数C_{v_F}，C_{v_rr}，C_{v_rl}が得られる。

可変減衰係数を計算した後、前輪近似制御部２１２は図６のＳ２１２に進み、第２前方中心輪側要求減衰力F2_{req_F}，第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}，第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}を計算する。これらの要求減衰力は、前輪近似３輪モデルに表される各サスペンション装置のダンパにより発生されるべき制御目標の減衰力（要求減衰力）である。第２前方中心輪側要求減衰力F2_{req_F}は、前輪近似３輪モデルに表される前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆについての要求減衰力であり、前方中心輪側線形減衰係数C_{s_F}と前方中心輪側可変減衰係数C_{v_F}との和(C_{s_F}+C_{v_F})に前方中心輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_F}'-x_{b_F}')を乗じることにより計算される。第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}は、前輪近似３輪モデルに表される右後輪側サスペンション装置１０ＲＲについての要求減衰力であり、右後輪側線形減衰係数C_{s_rr}と右後輪側可変減衰係数C_{v_rr}との和(C_{s_rr}+C_{v_rr})に右後輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_rr}'-x_{b_rr}')を乗じることにより計算される。第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}は、前輪近似３輪モデルに表される左後輪側サスペンション装置１０ＲＬについての要求減衰力であり、左後輪側線形減衰係数C_{s_rl}と左後輪側可変減衰係数C_{v_rl}との和(C_{s_rl}+C_{v_rl})に左後輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_rl}'-x_{b_rl}')を乗じることにより計算される。Ｓ２１２にて前輪近似３輪モデルに表される３個のサスペンション装置１０Ｆ，１０ＲＲ，１０ＲＬについての要求減衰力を計算する処理が、本発明のモデル要求減衰力計算手段に相当する。

次に、前輪近似制御部２１２は、Ｓ２１４にて、第２前方中心輪側要求減衰力F2_{req_F}を第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}および第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}に分配する。具体的には、第２前方中心輪側要求減衰力F2_{req_F}を２で割ることにより、第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}および第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}を計算する。第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}は、前輪近似３輪モデルに基づいて計算される右前輪側サスペンション装置１０ＦＲについての要求減衰力であり、第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}は左前輪側サスペンション装置１０ＦＬについての要求減衰力である。本実施形態のように前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆの取付位置が右前輪側サスペンション装置１０ＦＲの取付位置と左前輪側サスペンション装置１０ＦＬの取付位置の中間に位置している場合、第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}の大きさと第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}の大きさが等しくなるように、つまり分配比率が１：１になるように、第２前方中心輪側要求減衰力F2_{req_F}が第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}と第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}に分配される。このＳ２１４にて行われる処理が、本発明の要求減衰力分配手段に相当する。

Ｓ２１４にて第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}および第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}を計算した後、前輪近似制御部２１２はＳ２１６に進み、第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}，第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}，第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}，第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}を出力する。その後、Ｓ２１８に進んでこのプログラムを終了する。以上の説明からわかるように、本実施形態の前輪近似制御部２１２は、前輪近似３輪モデルから導出されるバネ上部材ＨＡの上下運動、ロール運動およびピッチ運動に基づいて設計される制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、前輪近似３輪モデルに表される３個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算する。また、計算した要求減衰力のうち前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆについての要求減衰力（第２前方中心輪側要求減衰力F2_{req_F}）を、この前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆに置き換えられた右前輪側サスペンション装置１０ＦＲおよび左前輪側サスペンション装置１０ＦＬについての要求減衰力（第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}および第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}）に分配する。これにより、バネ上部材ＨＡの各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置についての要求減衰力が計算される。この前輪近似制御部２１２が、本発明の第２要求減衰力計算手段に相当する。

図７は、旋回状態判定部２１３が実行する旋回状態判定プログラムの流れを示すフローチャートである。旋回状態判定部２１３はこのプログラムを図７のＳ３００にて開始する。次いで、Ｓ３０２にて、車速センサ２２６から車速Ｖを、舵角センサ２２７から操舵輪の転舵角φを、ヨーレートセンサ２２８から実ヨーレートＹＲを入力する。

次に、Ｓ３０４にて、現在の車両の走行状態から推定される目標ヨーレートＹＲ*を計算する。目標ヨーレートＹＲ*は車両の走行状態から導出されるヨーレートの推定値であり、車速Ｖ、転舵角φ、規範車両モデルを表す各種値（ホイールベースなど）に基づいて計算される。Ｓ３０４にて目標ヨーレートを計算する処理が、本発明の目標ヨーレート計算手段に相当する。

続いて、旋回状態判定部２１３は、Ｓ３０６にて、実ヨーレートＹＲと、目標ヨーレートＹＲ*と実ヨーレートＹＲとの差であるヨーレート偏差（ＹＲ*−ＹＲ）との積が正（または０）であるか否かを判定する。この判定結果がＹｅｓであるとき（Ｓ３０６：Ｙｅｓ）は、Ｓ３０８に進んで旋回状態フラグＲＳをＵＳに設定する。一方、判定結果がＮｏであるとき（Ｓ３０６：Ｎｏ）は、Ｓ３１０に進んで旋回状態フラグＲＳをＯＳに設定する。旋回状態フラグＲＳがＵＳに設定されているときは、車両の旋回状態がアンダーステア状態（またはニュートラルステア状態）であることを表す。旋回状態フラグＲＳがＯＳに設定されているときは、車両の旋回状態がオーバーステア状態であることを表す。

図１４は、実ヨーレートＹＲおよび目標ヨーレートＹＲ*と、車両の旋回状態との関係を表したグラフである。グラフの横軸は実ヨーレートＹＲ、縦軸はヨーレート偏差（ＹＲ*−ＹＲ）である。また、ヨーレートは、例えば右旋回時に正、左旋回時に負となるように、検出および計算される。図からわかるように、実ヨーレートＹＲとヨーレート偏差（ＹＲ*−ＹＲ）との積ＹＲ（ＹＲ*−ＹＲ）が正であるとき、つまり、実ヨーレートＹＲとヨーレート偏差（ＹＲ*−ＹＲ）の関係がグラフの第一象限または第三象限に表されるときは、車両の旋回状態がアンダーステア状態である。また、積ＹＲ（ＹＲ*−ＹＲ）が負であるとき、つまり、実ヨーレートＹＲとヨーレート偏差（ＹＲ*−ＹＲ）との関係がグラフの第二象限または第四象限に表されるときは、車両の旋回状態がオーバーステア状態である。

実ヨーレートＹＲの絶対値が目標ヨーレートＹＲ*の絶対値よりも小さい場合、両者の関係はグラフの第一象限または第三象限に表される。この場合は、実ヨーレートＹＲが目標ヨーレートＹＲ*よりも小さいために、一定舵角にて、車速アップさせた時、車両の旋回半径が次第に大きくなる。よって、車両の旋回状態はアンダーステア状態になる。また、実ヨーレートＹＲの絶対値が目標ヨーレートＹＲ*の絶対値よりも大きい場合、両者の関係はグラフの第二象限または第四象限に表される。この場合は、実ヨーレートＹＲが目標ヨーレートＹＲ*よりも大きいために、一定舵角にて、車速アップさせた時、車両の旋回半径が次第に小さくなる。よって、車両の旋回状態はオーバーステア状態になる。

以上のことから、実ヨーレートＹＲとヨーレート偏差（ＹＲ*−ＹＲ）との積の正負に基づいて、車両の旋回状態がアンダーステア状態であるか、オーバーステア状態であるかを判定することができる。Ｓ３０６にて実ヨーレートＹＲとヨーレート偏差（ＹＲ*−ＹＲ）との積の正負を判定する処理が、本発明の旋回状態判定手段に相当する。

Ｓ３０８またはＳ３１０にて、旋回状態フラグＲＳをＵＳまたはＯＳのいずれかに設定した後、旋回状態判定部はＳ３１２に進み、設定した旋回状態フラグＲＳを出力する。その後、Ｓ３１４に進んでこのプログラムを終了する。

図８は、統合制御部２１４が実行する統合制御プログラムの流れを示すフローチャートである。統合制御部２１４はこのプログラムを図のＳ４００にて開始する。次いで、Ｓ４０２にて、後輪近似制御部２１１が計算した第１右前輪側要求減衰力F1_{req_fr}，第１左前輪側要求減衰力F1_{req_fl}，第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}，第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}を入力する。次に、Ｓ４０４にて、前輪近似制御部２１２が計算した第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}，第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}，第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}，第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}を入力する。

次に、統合制御部２１４は、Ｓ４０６にて、旋回状態判定部２１３から旋回状態フラグＲＳを入力する。その後Ｓ４０８に進み、旋回状態フラグＲＳがＵＳに設定されているか否か、すなわち車両の旋回状態がアンダーステア状態（またはニュートラルステア状態）であるか否かを判定する。この判定結果がＹｅｓである場合はＳ４１０に進む。一方、この判定結果がＮｏである場合、すなわち車両の旋回状態がオーバーステア状態である場合は、Ｓ４１２に進む。

Ｓ４１０では、統合制御部２１４は、各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬのダンパが発生すべき減衰力を、後輪近似制御部２１１から入力した要求減衰力に基づいて決定する。すなわち、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲのダンパが発生すべき減衰力を表す右前輪側要求減衰力F_{req_fr}は第１右前輪側要求減衰力F1_{req_fr}に、左前輪側サスペンション装置１０ＦＬのダンパが発生すべき減衰力を表す左前輪側要求減衰力F_{req_fl}は第１左前輪側要求減衰力F1_{req_fl}に、右後輪側サスペンション装置１０ＲＲのダンパが発生すべき減衰力を表す右後輪側要求減衰力F_{req_rr}は第１右後輪側要求減衰力F1_{Freq_rr}に、左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのダンパが発生すべき減衰力を表す左後輪側要求減衰力F_{req_rl}は第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}に、それぞれ決定される。

一方、Ｓ４１２では、統合制御部２１４は、各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬのダンパが発生すべき減衰力を、前輪近似制御部２１２から入力した要求減衰力に基づいて決定する。すなわち、右前輪側要求減衰力F_{req_fr}が第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}に、左前輪側要求減衰力F_{req_fl}が第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}に、右後輪側要求減衰力F_{req_rr}が第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}に、左後輪側要求減衰力F_{req_rl}が第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}に、それぞれ決定される。

Ｓ４１０またはＳ４１２にて各サスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬ，１０ＲＲ，１０ＲＬのダンパが発生すべき要求減衰力F_{req_fr}，F_{req_fl}，F_reqrr，F_{req_rl}を決定した後は、統合制御部はＳ４１４に進み、決定した要求減衰力F_{req_fr}，F_{req_fl}，F_reqrr，F_{req_rl}を表す駆動信号を各駆動回路に出力する。その後、Ｓ４１４に進んでこのプログラムを終了する。

出力された要求減衰力を表す駆動信号は、それぞれ対応する各駆動回路２３ＦＲ，２３ＦＬ，２３ＲＲ，２３ＲＬに入力される。各駆動回路はそれぞれ入力された駆動信号に基づいて、対応するアクチュエータ１３２ＦＲ，１３２ＦＬ，１３２ＲＲ，１３２ＲＬに駆動電流を出力する。この駆動電流により各アクチュエータが駆動する。アクチュエータの駆動により、対応するバルブ１３１が作動する。バルブ１３１の作動によりサスペンション装置１０のダンパ１２の減衰係数（減衰力特性）が所望の大きさに変更制御される。これによりバネ上部材ＨＡの各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力が制御される。

このように、統合制御部２１４は、後輪近似制御部２１１と前輪近似制御部２１２とのいずれか一方により計算された要求減衰力に基づいて、バネ上部材ＨＡの各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置についての減衰力を制御する。したがって、統合制御部２１４、特に決定された要求減衰力F_{req_fr}，F_{req_fl}，F_reqrr，F_{req_rl}を各駆動回路に出力するＳ４１４の処理が、本発明の減衰力制御手段に相当する。また、統合制御部２１４は、旋回状態判定部２１３により判定された車両の旋回状態に基づいて、後輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力と前輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力のいずれか一方を選択する。具体的には、車両の旋回状態がアンダーステア状態であると判定されたとき（Ｓ４０８：Ｙｅｓ）には後輪近似３輪モデルを基に計算された要求減衰力を選択し（Ｓ４１０）、Ｓ４０８にて車両の旋回状態がオーバーステア状態であると判定されたとき（Ｓ４０８：Ｎｏ）には前輪近似３輪モデルを基に計算された要求減衰力を選択する（Ｓ４１２）。これらの処理が、本発明の要求減衰力選択手段に相当する。

本実施形態によれば、車両モデルとして３輪モデル（後輪近似３輪モデルまたは前輪近似３輪モデル）を用い、このモデルから導出される運動方程式に基づいて制御システムが設計されるため、制御システムが可制御になる。したがって、このように可制御な制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより可変減衰係数を計算することができる。こうして計算された可変減衰係数を基に、バネ上部材ＨＡの各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力を制御することができる。

また、各サスペンション装置の自由度をバネ上部材の運動のみを考慮した１自由度としても、システムは可制御になる。このため、バネ下部材の運動を考慮せずに各サスペンション装置の減衰力を制御することができる。よって、非線形Ｈ_∞制御理論に基づいて可変減衰係数を計算する際におけるサスペンションＥＣＵ２１の演算負荷が軽減される。

また、車両の旋回状態がアンダーステア状態であるときには、後輪近似３輪モデルに基づいて算出される要求減衰力により、各サスペンション装置により発生される減衰力が制御される。このような減衰力制御により、左右前輪側のサスペンション装置１０ＦＲ，１０ＦＬは、車両の旋回に伴い発生するバネ上部材ＨＡのローリング運動を抑えるように、旋回状態に応じて適正な減衰力を発生する。これにより前輪側の横滑りが抑えられ、車両の旋回状態はアンダーステア状態からニュートラルステア状態に近づく。つまりアンダーステア状態が矯正される。

また、車両の旋回状態がオーバーステア状態であるときには、前輪近似３輪モデルに基づいて算出される要求減衰力により各サスペンション装置にて発生される減衰力が制御される。このような減衰力制御により、左右後輪側のサスペンション装置１０ＲＲ，１０ＲＬは、車両の旋回に伴い発生するバネ上部材ＨＡのローリング運動を抑えるように、旋回状態に応じて適正な減衰力を発生する。これにより後輪側の横滑りの発生が抑えられ、車両の旋回状態はオーバーステア状態からニュートラルステア状態に近づく。つまりオーバーステア状態矯正される。

このように、車両の旋回状態がアンダーステア状態であるときには後輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力によりバネ上部材の各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力を制御し、車両の旋回状態がオーバーステア状態であるときには前輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力によりバネ上部材の各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力を制御することにより、アンダーステア状態およびオーバーステア状態が矯正されるので、旋回時安定性がより向上する。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態について説明する。上記第１実施形態の減衰力制御装置は、車両の旋回状態に基づいて、後輪近似３輪モデルを用いて減衰力を制御するか前輪近似３輪モデルを用いて減衰力を制御するかを決定するが、本実施形態の減衰力制御装置は、バネ上加速度センサが正常か異常かに基づいて、後輪近似３輪モデルを用いて減衰力を制御するか前輪近似３輪モデルを用いて減衰力を制御するかを決定する。それ以外の部分は上記第１実施形態と同様である。以下、本実施形態の特徴部分を中心に説明する。

本実施形態におけるサスペンション制御装置の全体構成は、上記第１実施形態にて説明した図１と同様の構成であるため、その説明を省略する。図１５は、本実施形態に係る電気制御装置の２０概略構成を示す図である。図に示されるように、本実施形態に係る電気制御装置２０は、上記第１実施形態に係る電気制御装置と同様に、各種センサと、サスペンションＥＣＵ２１と、各駆動回路を備える。ただし、上記第１実施形態と異なり、車速センサ、舵角センサ、ヨーレートセンサは設けられていない。図１５において、上記第１実施形態で説明した電気制御装置２０（図３）の構成と同一の構成については同一の符号により示す。

図１５からわかるように、本実施形態の電気制御装置２０も、バネ上加速度センサ２２１ＦＲ，２２１ＦＬ，２２１ＲＲ，２２１ＲＬを備える。右前輪側バネ上加速度センサ２２１ＦＲはバネ上部材ＨＡの右前輪位置に取付けられ、右前輪位置におけるバネ上部材ＨＡの上下加速度を検出する。左前輪側バネ上加速度センサ２２１ＦＬはバネ上部材ＨＡの左前輪位置に取付けられ、左前輪位置におけるバネ上部材ＨＡの上下加速度を検出する。右後輪側バネ上加速度センサ２２１ＲＲはバネ上部材ＨＡの右後輪位置に取付けられ、右後輪位置におけるバネ上部材ＨＡの上下加速度を検出する。左後輪側バネ上加速度センサ２２１ＲＬはバネ上部材ＨＡの左後輪位置に取付けられ、左後輪位置におけるバネ上部材ＨＡの上下加速度を検出する。その他の構成についても上記第１実施形態と同様であるため、説明は省略する。

図１６は、サスペンションＥＣＵ２１を機能毎に示した図である。図からわかるように、サスペンションＥＣＵ２１は、後輪近似制御部２１１，前輪近似制御部２１２および統合制御部２１４を備える。後輪近似制御部２１１においては、上記第１実施形態と同様に、後輪近似３輪モデルから導出されるバネ上部材ＨＡのヒーブ運動方程式、ロール運動方程式、ピッチ運動方程式に基づいて設計される制御システム（一般化プラント）に非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲ，左前輪側サスペンション装置１０ＦＬ，後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒのダンパにより発生されるべき減衰力（第１右前輪側要求減衰力F1_{req_fr}，第１左前輪側要求減衰力F1_{req_fl}，第１後方中心輪側要求減衰力F1_{req_R}）がそれぞれ計算される。さらに計算された要求減衰力のうち後方中心輪側サスペンション装置１０Ｒについての要求減衰力（第１後方中心輪側要求減衰力F1_{req_R}）が、右後輪側サスペンション装置１０ＲＲおよび左後輪側サスペンション装置１０ＲＬについての要求減衰力（第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}，第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}）に分配される。これにより、後輪近似３輪モデルに基づいて、第１右前輪側要求減衰力F1_{req_fr}，第１左前輪側要求減衰力F1_{req_fl}，第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}，第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}が計算される。

前輪近似制御部２１２においても、上記第１実施形態と同様に、前輪近似３輪モデルから導出されるバネ上部材ＨＡのヒーブ運動方程式、ロール運動方程式、ピッチ運動方程式に基づいて設計される制御システム（一般化プラント）に非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆ，右後輪側サスペンション装置１０ＲＲ，左後輪側サスペンション装置１０ＲＬのダンパにより発生されるべき減衰力（第２前方中心輪側要求減衰力F2_{req_F}，第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}，第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}）がそれぞれ計算される。さらに計算された要求減衰力のうち前方中心輪側サスペンション装置１０Ｆについての要求減衰力（第２前方中心輪側要求減衰力F2_{req_F}）が、右前輪側サスペンション装置１０ＦＲおよび左前輪側サスペンション装置１０ＦＬについての要求減衰力（第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}，第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}）に分配される。これにより、前輪近似３輪モデルに基づいて、第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}，第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}，第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}，第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}が、それぞれ計算される。

統合制御部２１４においては、バネ上加速度センサの異常状態、具体的にはどのバネ上加速度センサが異常であるのかに基づいて、後輪近似制御部２１１にて計算された要求減衰力および前輪近似制御部２１２にて計算された要求減衰力のいずれかを選択し、選択した要求減衰力に基づいて、バネ上部材ＨＡの各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力を制御する。図１７は本実施形態の統合制御部２１４が実行する処理の流れを示すフローチャートである。

図１７に示されるように、統合制御部２１４は、統合制御処理を図１７のＳ５００にて開始する。次いで、Ｓ５０２にて、後輪近似制御部２１１により計算された要求減衰力（第１右前輪側要求減衰力F1_{req_fr}，第１左前輪側要求減衰力F1_{req_fl}，第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}，第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}）を入力する。次に、Ｓ５０４にて、前輪近似制御部２１２により計算された要求減衰力（第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}，第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}，第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}，第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}）を入力する。

続いて、統合制御部２１４は、Ｓ５０６にて、右前輪側バネ上加速度センサ２２１ＦＲ，左前輪側バネ上加速度センサ２２１ＦＬ，右後輪側バネ上加速度センサ２２１ＲＲ，左後輪側バネ上加速度センサ２２１ＲＬが全て正常に作動しているか否かを判定する。各センサが正常であるか異常であるかについては、各センサから入力される信号の変化や、各センサから入力される信号同士の比較により判断することができる。

本実施形態においては、全てのバネ上加速度センサが正常に作動している場合は、後輪近似３輪モデルに基づいて計算された要求減衰力により各サスペンション装置の減衰力が制御される。したがって、Ｓ５０６の判定結果がＹｅｓである場合はＳ５１２に進み、右前輪側要求減衰力F_{req_fr}を第１右前輪側要求減衰力F1_{req_fr}に、左前輪側要求減衰力F_{req_fl}を第１左前輪側要求減衰力F1_{req_fl}に、右後輪側要求減衰力F_{req_rr}を第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}に、左後輪側要求減衰力F_{req_rl}を第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}に、それぞれ設定する。次いで、統合制御部はＳ５１６に進み、設定した要求減衰力を出力する。その後、Ｓ５２０に進んでこのプログラムを終了する。

一方、Ｓ５０６の判定結果がＮｏである場合、つまり、４つのバネ上加速度センサのうちの少なくとも一つが異常である場合は、Ｓ５０８に進む。Ｓ５０８では、統合制御部２１４は、異常であるバネ上加速度センサの個数が１個であるか否かを判定する。この判定結果がＹｅｓである場合はＳ５１０に進む。Ｓ５１０では、統合制御部２１４は、異常と判断されたバネ上加速度センサが右後輪側バネ上加速度センサ２２１ＲＲおよび左後輪側バネ上加速度センサ２２１ＲＬのいずれかであるか否かを判定する。この判定結果がＹｅｓである場合はＳ５１２に進み、後輪近似３輪モデルに基づいて計算された要求減衰力を選択する。そして、Ｓ５１６にて選択した要求減衰力を出力する。その後Ｓ５２０に進んでこのプログラムを終了する。このように、本実施形態においては、４つのバネ上加速度センサのうち異常センサが１つであり、且つ異常センサがバネ上部材ＨＡの後輪位置に取付けられたバネ上加速度センサである場合は、後輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力に基づいて、各サスペンション装置の減衰力が制御される。

また、Ｓ５１０の判定結果がＮｏである場合、つまり、異常と判断されたバネ上加速度センサが右前輪側バネ上加速度センサ２２１ＦＲおよび左前輪側バネ上加速度センサ２２１ＦＬのいずれかである場合はＳ５１４に進む。そして、Ｓ５１４にて、前輪近似３輪モデルに基づいて計算された要求減衰力を選択する。すなわち、右前輪側要求減衰力F_{req_fr}を第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}に、左前輪側要求減衰力F_{req_fl}を第２左前輪側要求減衰力F2_{req_fl}に、右後輪側要求減衰力F_{req_rr}を第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}に、左後輪側要求減衰力F_{req_rl}を第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}に、それぞれ設定する。次いで、統合制御部２１４はＳ５１６に進み、設定した要求減衰力を出力する。その後、Ｓ５２０に進んでこのプログラムを終了する。このように、本実施形態においては、４つのバネ上加速度センサのうち異常センサが１つであり、且つ異常センサがバネ上部材ＨＡの前輪位置に取付けられたバネ上加速度センサである場合は、前輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力に基づいて、各サスペンション装置の減衰力が制御される。

また、Ｓ５０８の判定結果がＮｏである場合、つまり異常センサの個数が複数である場合は、バネ上部材ＨＡの振動状態が正確に把握できない。この場合、バネ上部材ＨＡの振動を効果的に抑制することが困難であるので、Ｓ５１８に進み、減衰力の可変制御を禁止する。その後、Ｓ５２０に進んでこのプログラムを終了する。

本実施形態によれば、右前輪側バネ上加速度センサ２２１ＦＲおよび左前輪側バネ上加速度センサ２２１ＦＬのいずれか一方が異常であり、その他のバネ上加速度センサが正常であるときには、前輪近似制御部２１２により計算された要求減衰力（第２右前輪側要求減衰力F2_{req_fr}，第２左前輪側要求減衰力F2_{req_rl}，第２右後輪側要求減衰力F2_{req_rr}，第２左後輪側要求減衰力F2_{req_rl}）に基づいてバネ上部材ＨＡの各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力が制御される。また、右後輪側バネ上加速度センサ２２１ＲＲおよび左後輪側バネ上加速度センサ２２１ＲＬのいずれか一方が異常であり、その他のバネ上加速度センサが正常であるときには、後輪近似制御部２１１により計算された要求減衰力（第１右前輪側要求減衰力F1_{req_fr}，第１左前輪側要求減衰力F1_{req_fl}，第１右後輪側要求減衰力F1_{req_rr}，第１左後輪側要求減衰力F1_{req_rl}）に基づいてバネ上部材ＨＡの各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力が制御される。

このように、４つのバネ上加速度センサのうちの１つが異常であっても、前輪近似３輪モデルあるいは後輪近似３輪モデルを用いて要求減衰力を計算することにより、非線形Ｈ_∞制御理論に基づいた各サスペンション装置の減衰力制御を継続することができる。また、異常センサが設置される側の２つのサスペンション装置を１つの仮想サスペンション装置に近似する３輪モデルを用いて要求減衰力を計算しているので、バネ上部材ＨＡの振動が効果的に抑制される。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態について説明する。上記第１および第２実施形態に記載の減衰力制御装置は、後輪近似３輪モデルを用いて計算した要求減衰力と前輪近似３輪モデルを用いて計算した要求減衰力とのいずれかを選択し、選択した要求減衰力に基づいて各サスペンション装置の減衰力を制御している。これに対し、本実施形態においては、用いる３輪モデルが予め後輪近似３輪モデルに決められている。そして、減衰力制御装置は、後輪近似３輪モデルを用いて計算した要求減衰力に基づいて各サスペンション装置の減衰力を制御する。

本実施形態におけるサスペンション制御装置の全体構成は、上記第１実施形態にて説明した図１と同様の構成であるため、その説明を省略する。図１８は、本実施形態に係る電気制御装置２０を示す概略図である。図に示す通り、本実施形態に係る電気制御装置２０は、上記第１実施形態に係る電気制御装置と同様に、各種センサと、サスペンションＥＣＵ２１と、各駆動回路を備える。ただし、上記第１実施形態と異なり、車速センサ、舵角センサ、ヨーレートセンサは設けられていない。図１８において、上記第１実施形態で説明した電気制御装置２０（図３）の各構成と同一の構成については同一の符号により示し、その具体的な説明は省略する。

また、図１８からわかるように、サスペンションＥＣＵ２１は後輪近似制御部２１１を備える。なお、本実施形態のサスペンションＥＣＵ２１は、上記第１実施形態にて説明したサスペンションＥＣＵ２１が有している前輪近似制御部２１２、旋回状態判定部２１３および統合制御部２１４に相当する機能を備えていなくてもよい。

このような構成のサスペンション制御装置において、バネ上部材の各輪位置に取付けられた各サスペンション装置の減衰力を制御するときは、サスペンションＥＣＵ２１の後輪近似制御部２１１は後輪近似制御プログラムを実行する。図１９は、本実施形態において後輪近似制御部２１１が実行する後輪近似制御プログラムの流れを示すフローチャートである。このフローチャートに示されるステップのうち、Ｓ６０２〜Ｓ６１０の各ステップは、それぞれ、上記第１実施形態にて説明した図５の後輪近似制御プログラムのフローチャートのＳ１０２〜Ｓ１１０の各ステップと同一の処理内容を表す。したがって、後輪近似制御部２１１は、Ｓ６０２〜Ｓ６１０に示された処理を順次実行することにより、上記第１実施形態にて説明したように右前輪側可変減衰係数C_{v_fr}，左前輪側可変減衰係数C_{v_fl}，後方中心輪側可変減衰係数C_{v_R}を計算する。

次に、後輪近似制御部２１１は、Ｓ６１２にて、右前輪側線形減衰係数C_{s_fr}と右前輪側可変減衰係数C_{v_fr}との和(C_{s_fr}+C_{v_fr})に右前輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_fr}'-x_{b_fr}')を乗じることにより右前輪側要求減衰力F_{req_fr}を、左前輪側線形減衰係数C_{s_fl}と左前輪側可変減衰係数C_{v_fl}との和(C_{s_fl}+C_{v_fl})に左前輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_fl}'-x_{b_fl}')を乗じることにより左前輪側要求減衰力F_{req_fl}を、後方中心輪側線形減衰係数C_{s_R}と後方中心輪側可変減衰係数C_{v_R}との和(C_{s_R}+C_{v_R})に後方中心輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_R}'-x_{b_R}')を乗じることにより後方中心輪側要求減衰力F_{req_R}を、それぞれ計算する。ここまでのステップが、本発明のモデル要求減衰力計算手段に相当する。

次いで、後輪近似制御部２１１は、Ｓ６１４にて、後方中心輪側要求減衰力F_{req_R}を２で割ることにより、右後輪側要求減衰力F_{req_rr}と左後輪側要求減衰力F_{req_rl}を計算する（要求減衰力分配手段）。そして、Ｓ６１６にて、右前輪側要求減衰力F_{req_fr}，左前輪側要求減衰力F_{req_fl}，右後輪側要求減衰力F_{req_rr}，左後輪側要求減衰力F_{req_rl}を表す駆動信号を、それぞれ対応する駆動回路１３２ＦＲ，１３２ＦＬ，１３２ＲＲ，１３２ＲＬに出力する（要求減衰力制御手段）。これにより各サスペンション装置の減衰力が、後輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力に基づいて制御される。その後Ｓ６１８に進んでこのプログラムを終了する。

このように、本実施形態によれば、後輪近似３輪モデルのみを用いて計算された要求減衰力に基づいて、各サスペンション装置の減衰力が制御される。後輪近似３輪モデルを用いて減衰力を制御した場合、上記したように前輪側に配置された左右のサスペンション装置がロール振動を効果的に抑制するような減衰力を発生する。したがって、前輪側の旋回時安定性を重視する車両に後輪近似３輪モデルを用いた減衰力制御を適用するのがよい。例えば駆動輪が前輪であるＦＦ車や、前席側の安定性を重視する車両などに、後輪近似３輪モデルを用いた減衰力制御を適用することができる。また、バネ上部材の前輪側に２個のバネ上加速度センサが、後輪側に１個のバネ上加速度センサが取付けられている車両についても後輪近似３輪モデルを用いて各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力を制御することができる。

（第４実施形態）
次に、本発明の第４実施形態について説明する。本実施形態においては、用いる３輪モデルが予め前輪近似３輪モデルに決められている。そして、減衰力制御装置は、前輪近似３輪モデルを用いて計算した要求減衰力に基づいて各サスペンション装置の減衰力を制御する。

本実施形態におけるサスペンション制御装置の全体構成は、上記第１実施形態にて説明した図１と同様の構成であるため、その説明を省略する。図２０は、本実施形態に係る電気制御装置２０を示す概略図である。図に示す通り、本実施形態に係る電気制御装置２０は、上記第１実施形態に係る電気制御装置と同様に、各種センサと、サスペンションＥＣＵ２１と、各駆動回路を備える。ただし、上記第１実施形態と異なり、車速センサ、舵角センサ、ヨーレートセンサは設けられていない。図２０において、上記第１実施形態で説明した電気制御装置２０（図３）の各構成と同一の構成については同一の符号により示し、その具体的な説明は省略する。

また、図２０からわかるように、サスペンションＥＣＵ２１は前輪近似制御部２１２を備える。なお、本実施形態のサスペンションＥＣＵ２１は、上記第１実施形態にて説明したサスペンションＥＣＵ２１が有している後輪近似制御部２１１、旋回状態判定部２１３および統合制御部２１４に相当する機能を備えていなくてもよい。

このような構成のサスペンション制御装置において、バネ上部材の各輪位置に取付けられた各サスペンション装置の減衰力を制御するときは、サスペンションＥＣＵ２１の前輪近似制御部２１２は前輪近似制御プログラムを実行する。図２１は、本実施形態において前輪近似制御部２１２が実行する前輪近似制御プログラムの流れを示すフローチャートである。このフローチャートに示されるステップのうち、Ｓ７０２〜Ｓ７１０の各ステップは、それぞれ、上記第１実施形態にて説明した前輪近似制御プログラムのフローチャートである図６のＳ２０２〜Ｓ２１０の各ステップと同一の処理内容を表す。したがって、前輪近似制御部２１２は、Ｓ７０２〜Ｓ７１０に示された処理を順次実行することにより、上記第１実施形態にて説明したように前方中心輪側可変減衰係数C_{v_F}，右後輪側可変減衰係数C_{v_rr}，左後輪側可変減衰係数C_{v_rl}を計算する。

次に、前輪近似制御部２１２は、Ｓ７１２にて、前方中心輪側線形減衰係数C_{s_F}と前方中心輪側可変減衰係数C_{v_F}との和(C_{s_F}+C_{v_F})に前方中心輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_F}'-x_{b_F}')を乗じることにより前方中心輪側要求減衰力F_{req_F}を、右後輪側線形減衰係数C_{s_rr}と右後輪側可変減衰係数C_{v_rr}との和(C_{s_rr}+C_{v_rr})に右後輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_rr}'-x_{b_rr}')を乗じることにより右後輪側要求減衰力F_{req_rr}を、左後輪側線形減衰係数C_{s_rl}と左後輪側可変減衰係数C_{v_rl}との和(C_{s_rl}+C_{v_rl})に左後輪側バネ上−路面間相対速度(x_{r_rl}'-x_{b_rl}')を乗じることにより左後輪側要求減衰力F_{req_rl}を、それぞれ計算する。ここまでのステップが、本発明のモデル要求減衰力計算手段に相当する。

次いで、前輪近似制御部２１２は、Ｓ７１４にて、前方中心輪側要求減衰力F_{req_F}を２で割ることにより、右前輪側要求減衰力F_{req_fr}と左前輪側要求減衰力F_{req_fl}を計算する（要求減衰力分配手段）。そして、Ｓ７１６にて、右前輪側要求減衰力F_{req_fr}，左前輪側要求減衰力F_{req_fl}，右後輪側要求減衰力F_{req_rr}，左後輪側要求減衰力F_{req_rl}を表す駆動信号を、それぞれ対応する駆動回路１３２ＦＲ，１３２ＦＬ，１３２ＲＲ，１３２ＲＬに出力する（要求減衰力制御手段）。これにより各サスペンション装置の減衰力が、前輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力に基づいて制御される。その後Ｓ７１８に進んでこのプログラムを終了する。

このように、本実施形態によれば、前輪近似３輪モデルのみを用いて計算された要求減衰力に基づいて、各サスペンション装置の減衰力が制御される。前輪近似３輪モデルを用いて減衰力を制御した場合、上記したように後輪側に配置された左右のサスペンション装置がロール振動を効果的に抑制するような減衰力を発生する。したがって、後輪側の旋回時安定性を重視する車両に前輪近似３輪モデルを用いた減衰力制御を適用するのがよい。例えば駆動輪が後輪であるＦＲ車や、高級車など後席側の安定性を重視する車両などに、前輪近似３輪モデルを用いた減衰力制御を適用することができる。また、バネ上部材の後輪側に２個のバネ上加速度センサが、前輪側に１個のバネ上加速度センサが取付けられている車両についても前輪近似３輪モデルを用いて各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力を制御することができる。

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は、上記実施形態に限定されるべきものではない。例えば、上記第１実施形態において、旋回状態判定部２１３は、実ヨーレートＹＲとヨーレート偏差（ＹＲ*−ＹＲ）との積の正負に基づいて車両の旋回状態がアンダーステア状態であるのかオーバーステア状態であるのかを判定しているが、その他の方法により車両の旋回状態を判定してもよい。また、上記第１実施形態においては車両の旋回状態に基づいて、上記第２実施形態においてはバネ上加速度センサの異常状態に基づいて、後輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力に基づいて各サスペンション装置の減衰力を制御するのか、前輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力に基づいて各サスペンション装置の減衰力を制御するのかを決めている。しかし、それ以外の要因、例えばユーザーの好みに応じて、後輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力と前輪近似３輪モデルを用いて計算された要求減衰力のいずれかを選択できるようにしてもよい。

また、上記第１実施形態においては、２つの３輪モデルを用いてそれぞれ要求減衰力を計算し、計算した要求減衰力のいずれかを車両の旋回状態に基づいて選択し、選択した要求減衰力に基づいて各サスペンション装置の減衰力を制御している。しかし、用いる３輪モデルを何らかの条件（例えば車両の旋回状態）に基づいて先に決定し、決定した３輪モデルを用いて計算された要求減衰力に基づいて各サスペンション装置の減衰力を制御してもよい。この場合、用いる３輪モデルを先に決定しているので、用いない３輪モデルに基づいて要求減衰力を計算することを要しない。よって、演算負荷が軽減する。このように、本発明は、その趣旨を逸脱しない限りにおいて変形可能である。

１…サスペンション制御装置、１０ＦＲ…右前輪側サスペンション装置、１０ＦＬ…左前輪側サスペンション装置、１０Ｆ…前方中心輪側サスペンション装置（仮想サスペンション装置、前方側仮想サスペンション装置）、１０ＲＲ…右後輪側サスペンション装置、１０ＲＬ…左後輪側サスペンション装置、１０Ｒ…後方中心輪側サスペンション装置（仮想サスペンション装置，後方側仮想サスペンション装置）、１１…バネ、１２…ダンパ、１３…可変絞り機構、１３１…バルブ、１３２…アクチュエータ、１４…前輪側スタビライザ、１５…後輪側スタビライザ、２０…電気制御装置（減衰力制御装置）、２１１…後輪近似制御部（第１要求減衰力計算手段）、２１２…前輪近似制御部（第２要求減衰力計算手段）、２１３…旋回状態判定部、２１４…統合制御部（減衰力制御手段）、２２１ＦＲ…右前輪側バネ上加速度センサ、２２１ＦＬ…左前輪側バネ上加速度センサ、２２１ＲＲ…右後輪側バネ上加速度センサ、２２１ＲＬ…左後輪側バネ上加速度センサ、２２８…ヨーレートセンサ（ヨーレート検出センサ）、２１…サスペンションＥＣＵ、ＨＡ…バネ上部材、ＬＡ…バネ下部材

Claims (10)

1. 車両のバネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力を制御する減衰力制御装置において、
   バネ上部材の左右前輪位置に取付けられた２個の前輪側サスペンション装置またはバネ上部材の左右後輪位置に取付けられた２個の後輪側サスペンション装置が１個の仮想サスペンション装置に置き換えられた車両の運動を表す３輪モデルから導出されるバネ上部材の上下運動、ロール運動およびピッチ運動に基づいて設計される制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、前記３輪モデルに表される３個のサスペンション装置により発生されるべき制御目標の減衰力である要求減衰力を計算し、計算した要求減衰力のうち前記仮想サスペンション装置についての要求減衰力を、その仮想サスペンション装置に置き換えられた２個のサスペンション装置についての要求減衰力に分配することにより、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算する要求減衰力計算手段と、
   前記要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力に基づいて、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力を制御する減衰力制御手段と、
   を備えることを特徴とする、減衰力制御装置。
2. 請求項１に記載の減衰力制御装置において、
   前記要求減衰力計算手段は、
   前記３輪モデルに表される３個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算するモデル要求減衰力計算手段と、前記モデル要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力のうち前記仮想サスペンション装置についての要求減衰力を、その仮想サスペンション装置に置き換えられた２個のサスペンション装置についての要求減衰力に分配する要求減衰力分配手段と、を備えることを特徴とする、減衰力制御装置。
3. 請求項１または２に記載の減衰力制御装置において、
   前記３輪モデルは、前記２個の後輪側サスペンション装置が１個の後輪側仮想サスペンション装置に置き換えられた車両の運動を表す後輪近似３輪モデルであることを特徴とする、減衰力制御装置。
4. 請求項１または２に記載の減衰力制御装置において、
   前記３輪モデルは、前記２個の前輪側サスペンション装置が１個の前輪側仮想サスペンション装置に置き換えられた車両の運動を表す前輪近似３輪モデルであることを特徴とする、減衰力制御装置。
5. 請求項１または２に記載の減衰力制御装置において、
   前記要求減衰力計算手段は、
   前記２個の後輪側サスペンション装置が１個の後輪側仮想サスペンション装置に置き換えられた車両の運動を表す後輪近似３輪モデルから導出されるバネ上部材の上下運動、ロール運動およびピッチ運動に基づいて設計される制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、前記後輪近似３輪モデルに表される３個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算し、計算した要求減衰力のうち前記後輪側仮想サスペンション装置についての要求減衰力を、前記２個の後輪側サスペンション装置についての要求減衰力に分配することにより、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算する第１要求減衰力計算手段と、
   前記２個の前輪側サスペンション装置が１個の前輪側仮想サスペンション装置に置き換えられた車両の運動を表す前輪近似３輪モデルから導出されるバネ上部材の上下運動、ロール運動およびピッチ運動に基づいて設計される制御システムに非線形Ｈ_∞制御理論を適用することにより、前記前輪近似３輪モデルに表される３個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算し、計算した要求減衰力のうち前記前輪側仮想サスペンション装置についての要求減衰力を、前記２個の前輪側サスペンション装置についての要求減衰力に分配することにより、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置についての要求減衰力を計算する第２要求減衰力計算手段と、を備え、
   前記減衰力制御手段は、前記第１要求減衰力計算手段および第２要求減衰力計算手段のいずれか一方により計算された要求減衰力に基づいて、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力を制御することを特徴とする、減衰力制御装置。
6. 請求項５に記載の減衰力制御装置において、
   前記減衰力制御手段は、車両の旋回状態に基づいて、前記第１要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力と前記第２要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力のいずれか一方を選択する要求減衰力選択手段を備え、前記要求減衰力選択手段により選択された要求減衰力に基づいて、バネ上部材の各輪位置に取付けられた４個のサスペンション装置の減衰力を制御することを特徴とする、減衰力制御装置。
7. 請求項６に記載の減衰力制御装置において、
   前記要求減衰力選択手段は、車両の旋回状態がアンダーステア状態であるときには前記第１要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力を選択し、車両の旋回状態がオーバーステア状態であるときには前記第２要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力を選択することを特徴とする、減衰力制御装置。
8. 請求項６または７に記載の減衰力制御装置において、
   車両旋回時に発生する実ヨーレートを検出するヨーレート検出センサと、
   車速および舵角に基づいて目標ヨーレートを計算する目標ヨーレート計算手段と、
   前記ヨーレート検出センサにより検出された実ヨーレートと前記目標ヨーレート計算手段により計算された目標ヨーレートとの差を表すヨーレート偏差に基づいて、車両の旋回状態がアンダーステア状態であるかオーバーステア状態であるかを判定する旋回状態判定手段と、を更に備え、
   前記要求減衰力選択手段は、前記旋回状態判定手段により判定された車両の旋回状態に基づいて、要求減衰力を選択することを特徴とする、減衰力制御装置。
9. 請求項５に記載の減衰力制御装置において、
   右前輪位置におけるバネ上部材の上下加速度を検出する右前輪側バネ上加速度センサと、左前輪位置におけるバネ上部材の上下加速度を検出する左前輪側バネ上加速度センサと、右後輪位置におけるバネ上部材の上下加速度を検出する右後輪側バネ上加速度センサと、左後輪位置におけるバネ上部材の上下加速度を検出する左後輪側バネ上加速度センサと、を備え、
   前記減衰力制御手段は、前記右前輪側バネ上加速度センサおよび前記左前輪側バネ上加速度センサのいずれか一方が異常であるときには、前記第２要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力に基づいてバネ上部材の各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力を制御し、前記右後輪側バネ上加速度センサおよび前記左後輪側バネ上加速度センサのいずれか一方が異常であるときには、前記第１要求減衰力計算手段により計算された要求減衰力に基づいてバネ上部材の各輪位置に取付けられたサスペンション装置の減衰力を制御することを特徴とする、減衰力制御装置。
10. 請求項１に記載の減衰力制御装置において、
    前記仮想サスペンション装置が、置き換えられる２個のサスペンション装置がバネ上部材に取付けられている位置の中間位置にてバネ上部材に取付けられるように、前記３輪モデルが設計されていることを特徴とする、減衰力制御装置。

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