WO2014192122A1 - 車両用サスペンションシステム - Google Patents

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一平 山崎
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Toyota Motor Corp
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    • B60G2800/90—System Controller type
    • B60G2800/91—Suspension Control

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle suspension system including a shock absorber that can generate a changeable magnitude of a damping force with respect to a relative motion between an upper part and an unsprung part.
  • the following patent document has a damping force changing mechanism that changes the magnitude of the damping force relative to the relative motion between the sprung portion and the unsprung portion, and the damping force for the relative motion between the sprung portion and the unsprung portion can be changed
  • a suspension system for a vehicle including a shock absorber is described.
  • a method of controlling the damping force changing mechanism and controlling the damping force there are various methods as described in the following patent document, for example. JP-A-3-42320 WO / 2012/032655 publication Japanese Patent Laid-Open No. 5-124413
  • the damping force changing mechanism is controlled for the purpose of both riding comfort and steering stability.
  • viewpoints other than the ride comfort and steering stability and it is possible to improve the practicality of the suspension system by paying attention to such viewpoints and making various improvements.
  • This invention is made
  • a vehicle suspension system determines a target sprung speed, which is a target sprung speed, based on a vehicle operation input by a driver, and the sprung speed is The damping force is controlled so as to achieve the target sprung speed.
  • the behavior of the vehicle body is controlled to achieve the target sprung speed determined based on the vehicle operation input by the driver, so that the vehicle body can be operated by the driver. Takes corresponding behavior.
  • the suspension system of the present invention has the advantage that it can give the driver an appropriate feeling of operation, and thus has high practicality.
  • each of items (1) to (11) corresponds to each of claims 1 to 11.
  • a damping force changing mechanism is provided between the spring upper part and the springed part to change the magnitude of the damping force, and the damping force for the relative movement between the spring upper part and the spring lower part is changed.
  • a suspension system for a vehicle comprising: a shock absorber that can be generated; and (b) a control device that controls the damping force generated by the shock absorber by controlling the damping force changing mechanism,
  • the control device is A target sprung speed determination unit that determines a target sprung speed, which is a target sprung speed, based on a vehicle operation input by the driver, so that the sprung speed becomes the target sprung speed.
  • a suspension system for a vehicle configured to control the damping force.
  • the behavior of the vehicle body is controlled so that the target sprung speed is determined based on the vehicle operation input by the driver. Therefore, according to the suspension system of this section, the vehicle body behaves in accordance with the driver's operation, so that the discomfort given to the driver due to the discrepancy between the driver's operation and the vehicle body behavior is reduced. Thus, it is possible to give the driver an appropriate feeling of operation.
  • the suspension system described in this section can be configured to determine the target sprung speed based on, for example, steering operation, accelerator operation, and brake operation. As a result, the roll motion of the vehicle body can be made in response to the steering operation, and the pitch motion of the vehicle body can be made in response to the accelerator operation or the brake operation.
  • the magnitude of the damping force in the present specification may mean a difference in damping force generation characteristics, specifically, the magnitude of the damping coefficient, and the above-mentioned “damping force changing mechanism”.
  • the change of the damping force by means of a change in the damping force generation characteristic, specifically, the change of the damping coefficient may be meant.
  • the mode described in this section is a mode in which the target sprung speed is determined using at least a steering operation as a driver's operation input. According to the aspect of this section, the roll motion of the vehicle body can be made according to the steering operation.
  • the target sprung speed determination unit Based on the operation speed of the steering operation and the vehicle speed, a target roll speed that is a target of the speed for rolling the vehicle body is determined, and the target sprung speed is determined based on the target roll speed (2) The vehicle suspension system according to item.
  • the target sprung speed determination unit The vehicle suspension system according to item (3), wherein the target roll speed is determined by a product of a gain determined based on a vehicle speed and an operation speed of a steering operation.
  • the modes described in the above two sections are modes in which a method for determining the target sprung speed based on the steering operation is embodied, and the shock absorber provided corresponding to each wheel from the target roll speed.
  • the target sprung speed is determined.
  • the target sprung speed determination unit is configured to determine the target sprung speed based on an operation input of the vehicle by the driver and information on motion control executed in the vehicle ( The vehicle suspension system according to any one of items 1) to (4).
  • the vehicle is moved by control separately from the operation input by the driver.
  • control for adjusting the direction of the vehicle to suppress the side slip of the vehicle and control for adjusting the speed of the vehicle so as to travel following the preceding vehicle are performed.
  • the aspect described in this section is configured to determine the target sprung speed using information related to the control as described above in addition to the driver's operation input.
  • the uncomfortable feeling given to the driver due to the discrepancy between the running state of the vehicle and the behavior of the vehicle body is reduced. It is possible.
  • a vehicle on which the vehicle suspension system is mounted is As the motion control executed in the vehicle, the vehicle body turning control, which is a control for changing the direction of the vehicle body, is performed separately from the change of the vehicle body direction by the driver's steering operation.
  • the target sprung speed determination unit is The vehicle suspension system according to item (5), configured to determine the target sprung speed based on a steering operation performed by a driver and information on the vehicle body turning control.
  • the mode described in this section is a mode in which vehicle motion control is limited.
  • the “vehicle turning control” is, for example, control for adjusting the direction of the vehicle body by adjusting the acceleration / deceleration of each wheel so as to suppress the side slip of the vehicle.
  • an amount for changing the direction of the vehicle body by the steering operation is added to the amount for changing the direction of the vehicle body by the steering operation. Therefore, for example, the aspect described in this section is based on the amount of change in the direction of the vehicle body by adding the amount of change in the direction of the vehicle body by the steering operation and the amount of change in the direction of the vehicle body by the vehicle body turning control. It can be set as the structure which determines the sprung speed.
  • the amount by which the direction of the vehicle body is changed by the vehicle body turning control is converted into the operation amount of the steering operation, and the target sprung speed is determined based on the value obtained by correcting the actual steering operation amount by the converted value. It can be set as a simple structure. Note that the amount by which the direction of the vehicle body is changed by the vehicle body turning control can be determined based on, for example, a slip angle or a yaw rate during turning.
  • the control device A reference damping force determination unit that determines a reference damping force that is a damping force having a magnitude corresponding to a predetermined control rule and serves as a reference for determining a target of the damping force generated by the shock absorber; , A target damping force determination unit that determines a target damping force that is a target of the damping force generated by the shock absorber by correcting the reference damping force based on the target sprung speed.
  • the vehicle suspension system according to any one of (6).
  • the mode described in this section is a mode configured to correct the damping force to be generated in the control by increasing / decreasing based on the target sprung speed while executing the basic damping force control. is there. Since the damping force generated by the shock absorber is for the relative motion between the sprung portion and the unsprung portion, for example, based on the direction of the relative motion between the sprung portion and the unsprung portion and the direction of the target sprung speed, The reference damping force can be corrected so as to increase or decrease. Further, as will be described in detail later, it is possible to adopt a mode in which the target sprung speed is determined in consideration of the actual sprung speed in addition to the target sprung speed.
  • the control device includes a sprung speed acquisition unit that acquires an actual sprung speed that is an actual sprung speed.
  • the target damping force determination unit is configured to correct the reference damping force based on a sprung speed deviation that is a difference between the actual sprung speed and the target sprung speed. Vehicle suspension system.
  • the aspect described in this section is further configured to correct the damping force in consideration of the actual sprung speed. According to the aspect of this section, the correction of the reference damping force becomes more appropriate, and an appropriate operational feeling can be given to the driver.
  • the target damping force determination unit (i) When the sprung speed deviation is positive and the sprung part and the sprung part are moving away from each other, or when the sprung speed deviation is negative and the sprung part and the sprung part are close to each other. (Ii) the sprung speed deviation is negative and the sprung portion and the unsprung portion are moved away from each other. Or when the sprung speed deviation is positive and the sprung portion and the unsprung portion are moving toward each other, the damping force is increased with respect to the reference damping force.
  • the vehicle suspension system according to item (8).
  • the mode described in this section is a mode in which a method for determining whether to increase or decrease the reference damping force is realized. Since the damping force generated by the shock absorber acts on the relative motion between the sprung portion and the unsprung portion, for example, even if the direction in which the sprung portion is to be operated is upward, It is desirable to increase or decrease the reference damping force depending on the direction of the relative motion.
  • the mode described in this section is a mode in which the increase / decrease from the reference damping force is determined based on the positive / negative of the sprung speed deviation and the direction of relative movement between the sprung portion and the unsprung portion.
  • the target damping force determination unit The vehicle suspension system according to (8) or (9), wherein the amount of correction from the reference damping force is increased as the sprung speed deviation increases.
  • the mode described in this section is a mode in which the magnitude of the correction amount from the reference damping force is determined.
  • the damping force for realizing the behavior of the vehicle body according to the driver's operation input can be set to an appropriate magnitude.
  • the target damping force determination unit The vehicle suspension system according to any one of (7) to (9), configured to remove a component having a frequency lower than a set frequency of the sprung speed deviation.
  • the target sprung speed can be made more appropriate.
  • FIG. 1 It is a figure showing typically a suspension system for vehicles as an example of a claimable invention. It is sectional drawing which shows the hydraulic shock absorber shown in FIG. It is sectional drawing which shows the damping force generator with which the hydraulic-type shock absorber shown in FIG. 2 is provided. It is a graph which shows typically the relation between a standard damping coefficient and vehicle speed. It is a control block diagram of control performed in the suspension system for vehicles as an example of claimable invention. It is a flowchart which shows the absorber control program performed by the control apparatus shown in FIG. It is a flowchart which shows the roll component determination program performed by the control apparatus shown in FIG. It is a flowchart which shows the pitch component determination program performed by the control apparatus shown in FIG.
  • FIG. 1 schematically shows a vehicle suspension system 10 that is an embodiment of the claimable invention.
  • the suspension system 10 includes four independent suspension type suspension devices 12 corresponding to the front, rear, left, and right wheels 12.
  • Each of the suspension devices 12 holds a wheel 14 and constitutes a part of an unsprung portion.
  • the suspension lower arm is disposed between the suspension lower arm and the mount portion which is provided on the vehicle body and constitutes a part of the upper portion of the spring.
  • Each of the suspension devices 12 includes a coil spring 16 as a suspension spring and a hydraulic shock absorber 20, which are arranged in parallel with each other between the lower arm and the mount portion.
  • the wheel 14 and the suspension device 12 are generic names, and when it is necessary to clarify which of the four wheels 14 corresponds, as shown in the figure, as a subscript indicating the wheel position, In some cases, FL, FR, RL, and RR are attached to the front wheel, the right front wheel, the left rear wheel, and the right rear wheel.
  • the hydraulic shock absorber 20 includes a cylinder 22 and a damping force generator 24 as main components.
  • the cylinder 22 includes a housing 30, a piston 32 movably arranged in the vertical direction inside the housing 30, one end (lower end) connected to the piston 32, and the other end (upper end) at the housing. And a rod 34 extending upward from 30.
  • a connecting member 26 is attached to the lower end of the housing 30, and the housing 30 is a rod in which a male screw is formed on a lower part of the vehicle (for example, a suspension lower arm, a steering knuckle, etc.) via the connecting member 36.
  • the upper end of 34 is connected to the sprung portion of the vehicle (for example, a mount provided on the vehicle body) using the male screw.
  • the cylinder 22 is disposed so as to connect the sprung portion and the unsprung portion of the vehicle.
  • the cylinder 22 expands and contracts with the relative movement in the vertical direction between the spring top and the spring bottom, that is, with separation and approach. More specifically, when the spring upper part and the unsprung part move relative to each other (hereinafter sometimes referred to as “rebound operation” or “rebound operation”), the extension moves and moves relative to each other in the approaching direction. (Hereinafter, sometimes referred to as “bounding operation” or “bounding”).
  • the piston 32 is movable in sliding contact with the inside of the housing 30, and two liquid chambers 40 and 42 filled with the working fluid are defined in the housing 30 by the piston 32. More specifically, a rod side chamber 40 that is positioned above the piston 32 and through which the rod 34 penetrates, and an anti-rod side chamber 42 that is positioned below the piston 32 are partitioned.
  • the volumes of the two liquid chambers 40 and 42 change with the expansion and contraction of the cylinder 22, that is, with the relative movement between the spring top and the spring bottom. Specifically, during the rebound operation, the volume of the rod side chamber 40 decreases and the volume of the non-rod side chamber 42 increases. On the other hand, during the bounding operation, the volume of the rod side chamber 40 increases and the volume of the non-rod side chamber 42 decreases.
  • the housing 30 generally has a double structure, and has a bottomed main tube 46 and an outer tube 48 attached to the outer peripheral side of the main tube 46.
  • the periphery of the rod side chamber 40 and the anti-rod side chamber 42 is partitioned by the inner peripheral surface of the main tube 46, and the hydraulic fluid is separated between the outer peripheral surface of the main tube 46 and the inner peripheral surface of the outer tube 48.
  • a buffer chamber 50 also referred to as “reservoir” or “reservoir chamber” 50 is defined. Due to the presence of the rod 34, the total volume of the rod side chamber 40 and the anti-rod side chamber 42 increases when rebounding and decreases when bounding.
  • the buffer chamber 50 is a liquid chamber provided to allow a change in the total volume in a state where the rod side chamber 40 and the anti-rod side chamber 42 are filled with the working fluid.
  • a partition member 52 that partitions the bottom of the anti-rod side chamber 42 is provided at the inner bottom of the main tube 46, and a bottom liquid passage 54 is provided between the partition member 52 and the bottom wall of the main tube 46. Is formed.
  • An inter tube 60 is disposed between the main tube 46 and the outer tube 48 so as to surround the main tube 46.
  • the inner periphery of the buffer chamber 50 is partly defined by the outer peripheral surface of the intertube 60 in detail.
  • a relatively long annular liquid passage 62 is defined between the inner peripheral surface of the intertube 60 and the outer peripheral surface of the main tube 46.
  • a circulation hole 64 is provided for the circulation of the working fluid between the liquid passage 62 and the rod side chamber 40. Further, a bottom portion circulation hole 66 is provided in a portion near the lower end of the main tube 46 for the circulation of the working fluid between the buffer chamber 50 and the bottom portion liquid passage 54.
  • an outlet 70 is provided that allows the hydraulic fluid to flow out from the liquid passage 62 to the damping force generator 24 described above.
  • the outer tube 48 is provided with an inflow port 74 that is coaxially disposed with the outflow port 70 and allows inflow of hydraulic fluid from the damping force generator 24 to the buffer chamber 50, which will be described in detail later. Yes.
  • the partition member 52 described above includes a liquid passage connecting the bottom liquid passage 54 and the anti-rod side chamber, and an anti-rod side chamber check valve 80 disposed in the liquid passage.
  • the anti-rod side chamber check valve 80 allows the flow of hydraulic fluid from the buffer chamber 50 to the anti-rod side chamber 42 via the bottom liquid passage 54 with little resistance, while the bottom liquid passage 54 from the anti-rod side chamber 42. This is a check valve having a function of prohibiting the outflow of hydraulic fluid into the buffer chamber 50 via the.
  • the piston 32 has a pair of liquid passages that connect the rod side chamber 40 and the anti-rod side chamber 42, and a pair of check valves 82 and 84 that are respectively provided in the pair of liquid passages.
  • One check valve 82 has a function of allowing hydraulic fluid to pass from the rod side chamber 40 to the anti-rod side chamber 42 and prohibiting passage of hydraulic fluid from the anti-rod side chamber 42 to the rod side chamber 40.
  • the other check valve 84 has a function of allowing the hydraulic fluid to pass from the anti-rod side chamber 42 to the rod-side chamber 40 and prohibiting the hydraulic fluid from passing from the rod-side chamber 40 to the anti-rod side chamber 42.
  • the check valve 82 allows the hydraulic fluid to pass only when the pressure of the hydraulic fluid in the rod side chamber 40 is considerably larger than the pressure of the hydraulic fluid in the anti-rod side chamber 42, Under normal conditions, the hydraulic fluid is not substantially passed from the rod side chamber 40 of the piston 32 to the non-rod side chamber 42.
  • the damping force generator 24 is disposed so as to cover the outlet 70 and the inlet 74, and flows out of the rod side chamber 40 and is buffered via the liquid passage 62. It has a function of allowing the hydraulic fluid flowing into the chamber 50 to pass therethrough and giving resistance to the flow of the hydraulic fluid.
  • the check valve 84 of the piston 32 is moved from the rod side chamber 40 of the cylinder 22 to the rod side chamber 42.
  • the working fluid flows in through the liquid passage in which is disposed. Since the amount of the hydraulic fluid flowing into the rod side chamber 40 is larger than the volume that increases with the operation of the piston 32 of the rod side chamber 40, the rod side chamber 40 passes through the circulation hole 64 and the liquid passage 62 and The hydraulic fluid flows through the damping force generator 24 into the buffer chamber 50.
  • a damping force for the contraction of the cylinder 22, that is, a damping force for the bounce operation is generated by the resistance given to the flow of the hydraulic fluid passing through the damping force generator 24.
  • the hydraulic fluid flows out from the rod side chamber 40 of the cylinder 22 through the flow hole 64 and the liquid passage 62 and through the damping force generator 24 to the buffer chamber 50 in the same manner as during the bounce operation.
  • the damping force for the extension of the cylinder 22, that is, the damping force for the rebound operation is generated by the resistance given to the flow of the hydraulic fluid passing through the damping force generator 24.
  • the anti-rod side chamber 42 of the cylinder 22 is operated from the buffer chamber 50 through the bottom flow hole 64, the bottom liquid passage 54, and the anti-rod side chamber check valve 80, as shown by the broken arrow in FIG. Liquid flows in.
  • the damping force with respect to the bounce operation and the rebound operation has a magnitude corresponding to the resistance given by the damping force generator 24 to the flow of the hydraulic fluid, and the damping force increases as the resistance increases.
  • the damping force generator 24 is an electromagnetic valve, as will be described in detail later, and the magnitude of the resistance provided by the damping force generator 24 depends on the magnitude of the supplied current. . That is, the rebound operation and the damping force for the bounce operation depend on the magnitude of the supplied current.
  • the damping force generator 24 is mainly composed of a valve mechanism 98 for imparting resistance to the hydraulic fluid that passes through the damping force generator 24. 102, a valve body (also referred to as “valve movable body”) 104 accommodated in the valve housing 102, a solenoid 106, and a spring 108 which is a compression coil spring.
  • the solenoid 106 has a function of applying an urging force in a direction that limits the flow path area to the valve body 104 that constitutes the valve mechanism 98, and the spring 108 applies an urging force in a direction that maximizes the flow path area. Has the function to give.
  • the valve housing 102 includes a horizontal hole 114 extending along the axis of the damping force generator 24, a vertical hole 116 communicating with the horizontal hole 114, and a liquid passage 62 side (the left side in FIG. 3) from the opening of the vertical hole 116.
  • the through-hole 120 is provided in the flange 118 formed in (1).
  • the outer periphery of the tip (left end in FIG. 3) of the valve housing 102 is fitted to a sleeve 122 provided at the outlet 70 of the intertube 60.
  • the left end opening of the horizontal hole 114 is exposed to the liquid passage 62 formed between the main tube 46 and the inter tube 60, and the through hole 120 is exposed to the buffer chamber 50.
  • the flow path 100 is formed by the hole 114, the vertical hole 116, and the through hole 120.
  • valve housing 102 is provided with a small inner diameter portion 124 in the middle of the horizontal hole 114, more specifically, on the liquid passage 62 side (left side in FIG. 3) of the vertical hole 116.
  • An annular valve seat 126 is formed by the inner edge.
  • the solenoid 106 includes a coil 130, a solenoid bobbin 132 that holds the coil 130, and a bottomed cylindrical case 134 that includes the coil 130 and the solenoid bobbin 132.
  • the case 134 is screwed into a cylinder 136 attached to the inlet 74 of the outer tube 48.
  • the valve body 104 includes a large diameter portion 170 slidably contacting the inner periphery of the right end in FIG. 3 of the valve housing 102, a small diameter portion 172 extending from the left end of the large diameter portion 170 and facing the vertical hole 116 of the valve housing 102, and a small diameter portion 172 and a poppet type valve head 174 formed at the left end.
  • the valve body 104 can open and close the flow path 100 when the valve head 174 is seated on and off the valve seat 126.
  • the valve body 104 includes a core portion 176 that extends from the right end of the large-diameter portion 170 and serves as a main body that generates a force that attracts the valve body 104 when excited.
  • a stepped shape is formed between the core portion 176 and the large-diameter portion 170, and the stepped portion is an end portion formed in the stepped shape of the valve housing 102 (the right end in FIG. 3). ).
  • the above-described spring 108 is interposed between the left end of the large-diameter portion 170 in the valve body 104 and the right end of the small-inner diameter portion 120 of the valve housing 102, and the spring 108 is connected to the valve body 104 and the valve body 104.
  • the biasing force in the direction away from the seat 122 that is, the biasing force in the direction of increasing the flow channel area of the flow channel 100 is applied.
  • the magnetic path is formed so as to pass through the case 134, the cylinder 136, the valve housing 102, and the core portion 176 of the valve body 14.
  • the valve body 104 is moved in a direction in which the core portion 176 approaches the valve housing 102, in other words, in a direction in which the valve head 174 approaches the valve seat 126.
  • the energizing force that occurs is generated.
  • the damping force generator 24 it can be considered that when a current is supplied to the solenoid 106, that is, when a current is supplied to itself, a liquid passage that communicates the flow path 100 is formed.
  • resistance is provided to the flow of hydraulic fluid passing through the damping force generator 24.
  • the above-described valve mechanism 98 is disposed in the flow path 100, and resistance is given to the flow of hydraulic fluid passing between the valve seat 126 and the valve body 104 constituting the valve mechanism 98. It is done. The magnitude of this resistance depends on the size of the gap between the valve seat 126 and the valve body 104, that is, the degree of valve opening of the valve mechanism 98.
  • the urging force that the solenoid 104 applies to the valve body 104 depends on the magnitude of the current supplied to the solenoid 104. Due to the structure of the valve mechanism 98 described above, the degree of valve opening increases as the current increases. Lower. That is, it becomes difficult to open the valve. Therefore, as the supplied current increases, the resistance given to the flow of the hydraulic fluid passing through the liquid passage increases.
  • the damping force generator 24 is configured to generate a damping force with respect to the expansion and contraction of the cylinder 22, and the damping force increases as the supplied current increases.
  • the coefficient increases as the current increases. That is, the damping force generator 24 changes the resistance to the flow of the hydraulic fluid passing through the liquid passage according to the magnitude of the current supplied to itself, so that the magnitude corresponding to the magnitude of the current is increased. It is configured to generate a damping force. That is, each of the shock absorbers 20 has a damping force changing mechanism that changes the magnitude of the damping force, so that the damping force for the relative motion between the sprung portion and the unsprung portion can be generated in a changeable manner. is there.
  • the shock absorber 20 is controlled by a suspension electronic control unit 200 (hereinafter also referred to as “ECU 200”) as a control device.
  • the ECU 200 is mainly configured by a computer including a CPU, a ROM, a RAM, and the like.
  • the ECU 200 is connected to a driving circuit 202 provided corresponding to the damping force generator 24 of each shock absorber 20 and capable of adjusting the current to the corresponding damping force generator 24.
  • the drive circuits 202 are connected to a battery [BAT] 204, and a current is supplied from the battery 204 to the damping force generator 24 of each shock absorber 20.
  • the vehicle includes a vehicle speed sensor [V] 210 for detecting a vehicle travel speed (hereinafter sometimes abbreviated as “vehicle speed”), an operation angle sensor [ ⁇ ] 212 for detecting an operation angle of the steering wheel, A longitudinal acceleration sensor [Gx] 214 that detects actual longitudinal acceleration that is actually generated longitudinal acceleration, a lateral acceleration sensor [Gy] 216 that detects actual lateral acceleration that is actually generated in the vehicle body, and each wheel 12.
  • V vehicle speed sensor
  • ⁇ operation angle sensor
  • a longitudinal acceleration sensor [Gx] 214 that detects actual longitudinal acceleration that is actually generated longitudinal acceleration
  • a lateral acceleration sensor [Gy] 216 that detects actual lateral acceleration that is actually generated in the vehicle body, and each wheel 12.
  • sprung vertical acceleration sensors [Gz] 218 for detecting the vertical acceleration (vertical acceleration) of each spring upper part of the vehicle body corresponding to, and four stroke sensors for detecting the stroke of the cylinder 22 of the shock absorber 20 on each wheel 12 [ St] 220, an accelerator pedal force sensor [Ac] 222 for detecting the pedal force of the accelerator pedal, a brake pedal for detecting the pedal force of the brake pedal Sensor [Br] 224 or the like is provided with, which are connected to ECU200 computer.
  • the ECU 200 controls the shock absorber based on signals from these sensors.
  • the character [] is a symbol used when the sensor or the like is shown in the drawing.
  • the ROM included in the computer of the ECU 200 stores a program related to the control of the shock absorber 20, various data, and the like.
  • FIG. 5 shows a block diagram of control in the suspension system 10.
  • the control of the shock absorber at normal time is to suppress the vibration generated in the vehicle by generating a damping force as a damping coefficient corresponding to the vehicle speed.
  • the supply current is controlled so that the damping force (damping coefficient) increases as the vehicle speed increases.
  • the map data shown in FIG. 4 is stored in the RAM of the ECU 200. With reference to the map data, the damping coefficient ⁇ e is determined with respect to the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 210. It is determined.
  • the supply current I to the damping force generator 24 is controlled so that the determined damping coefficient ⁇ e is obtained.
  • the damping coefficient ⁇ e determined according to the vehicle speed V is a reference damping coefficient that serves as a reference when determining the target damping coefficient when there is an operation input.
  • the present steering system 10 corrects the reference damping coefficient when a steering operation is input, more specifically, when a steering operation input exceeding the set operation angle ⁇ 0 occurs.
  • the process to do is performed.
  • the target roll speed ⁇ ′ roll angle: ⁇
  • the target roll speed ⁇ ′ is set so that the roll of the vehicle body corresponds to the steering operation. Is to decide.
  • K Gy Steady lateral acceleration gain
  • K f Front equivalent cornering power
  • K r Rear equivalent cornering power
  • l Hall base
  • l f Distance between front axis center of gravity
  • l r Distance between rear axis center of gravity
  • m vehicle mass.
  • Equation of motion around the roll axis can be expressed by the following equation.
  • G s ⁇ h s m s a y + h s ⁇ m s g
  • G s roll rigidity
  • h s roll arm length
  • m s sprung mass.
  • ⁇ ⁇ h s m s K Gy / (G s ⁇ h s m s g) ⁇ ⁇
  • ⁇ ′ ⁇ h s m s K Gy / (G s ⁇ h s m s g) ⁇ ⁇ ′
  • ⁇ ′ is the operation speed.
  • the target roll speed ⁇ ′ is determined based on the steady lateral acceleration gain K Gy calculated from the vehicle speed V and the steering operation speed ⁇ ′. Then, based on the determined target roll speed ⁇ ′, the roll component v sR of the sprung target sprung speed v s * corresponding to each wheel 12 is determined.
  • a vehicle equipped with the steering system 10 has a so-called VSC as control for changing the direction of the vehicle body by controlling the driving and braking of each wheel in order to suppress the side slip of the vehicle, that is, as vehicle body turning control. Control is executed, and the direction of the vehicle body may be changed by the control separately from the change of the vehicle body direction by the driver's steering operation. Therefore, in the present steering system 10, the roll component v sR of the target sprung speed is determined in consideration of the change in the direction of the vehicle body by the VSC control.
  • the steering system 10 calculates the reference damping coefficient when an accelerator operation or a brake operation is input, more specifically, when an operation input exceeds a set pedaling force. Correction processing is performed.
  • a target pitch speed ⁇ ′ is set so that the pitch of the vehicle body corresponds to the accelerator operation or the brake operation.
  • Pitch angle: ⁇ is determined.
  • a target pitch speed ⁇ ′ is determined based on the detected value of the accelerator pedal force sensor 222 or the brake pedal force sensor 224 and the vehicle speed V, and the determined target pitch speed ⁇ ′ is obtained. Based on this, the pitch component v sP of the sprung target sprung speed corresponding to each wheel 12 is determined.
  • the vehicle in which the present steering system 10 is mounted is subjected to the preceding vehicle follow-up control, which is a control for adjusting the acceleration / deceleration of the vehicle by following the preceding vehicle.
  • the vehicle may be accelerated or decelerated without the user's accelerator / brake operation. Therefore, in the steering system 10, when the preceding follow-up control is executed, the pitch component v sR of the target sprung speed is determined based on the acceleration / deceleration by the control.
  • the target sprung speed v s * is determined by adding the roll component v sR and the pitch component v sP of the target sprung speed determined as described above.
  • the target sprung speed v s * is positive for upward and negative for downward.
  • v s * v sR + v sP Then, in the steering system 10, when correcting the reference damping coefficient, in addition to the target sprung velocity v s *, it is the actual sprung portion on the real spring is at a speed rate v as s also used ing.
  • the actual sprung velocity v s based on the detected value of the sprung vertical acceleration sensor 218 is estimated, the sprung speed which is a deviation from the target sprung velocity v s * of the actual sprung velocity v s Deviation ⁇ v s is calculated. Since the damping force generated by the shock absorber 20 acts on the relative motion between the sprung portion and the unsprung portion, the positive / negative of the sprung speed deviation ⁇ v s and the relative motion between the sprung portion and the unsprung portion. Whether the damping force (reference damping coefficient) is to be increased or decreased is determined based on the direction in which it is present.
  • a damping force (reference damping) is used to facilitate the upward movement of the sprung portion.
  • the reference damping coefficient is increased.
  • the damping force (reference damping coefficient) is set to facilitate the movement of the spring upper portion downward.
  • the sprung speed deviation ⁇ v s is negative, and the spring top and the spring bottom are moving in a direction away from each other. (Coefficient) is increased.
  • the sprung speed deviation ⁇ v s is subjected to a filtering process for removing a component having a frequency lower than a set frequency ⁇ 0 (for example, 0.4 Hz), and the filtered value is used. As a result, the steady component as when traveling on a slope or the like is removed.
  • sgn (x) is a sign function that returns the sign of x
  • v st is a stroke speed.
  • the stroke speed vst is positive on the contraction side and negative on the expansion side.
  • the supply current I to the damping force generator 24 is controlled so that the target damping coefficient ⁇ * determined according to this equation is obtained.
  • Control Program The control of the vehicle suspension system of the present embodiment is executed by the ECU 200 for each shock absorber executed by the absorber control program shown in the flowchart of FIG. 6, and the roll component determination program shown in the flowchart of FIG. And it is performed by executing the pitch component determination program whose flowchart is shown in FIG. These programs are repeatedly executed at a short time pitch (for example, several ⁇ sec to several tens ⁇ sec). The above control will be specifically described below with reference to these flowcharts.
  • step 1 the vehicle speed V is acquired from the vehicle speed sensor 210.
  • step 2 based on the vehicle speed V, FIG.
  • the reference damping coefficient ⁇ e is determined with reference to the map data shown.
  • step 3 the roll component v sR and the pitch component v sP of the target sprung speed determined by two programs described in detail later are acquired.
  • both the roll component v sR and the pitch component v sP are 0. It is determined whether or not.
  • the reference damping coefficient is corrected so as to take the behavior of the vehicle body according to the driver's operation input in S5 and subsequent steps .
  • the roll component v sR and the pitch component v sP are added to determine the target sprung speed v s * .
  • the stroke speed vst is estimated. The stroke speed vst is estimated based on the detection value of the stroke sensor 220 at the time of execution of the program before the previous time and the detection value at the time of execution of this time.
  • the roll component determination program whose flowchart is shown in FIG. 7 will be described.
  • the acquired steering angle [delta] is the operating angle sensor 212
  • the subsequent S22 whether the operation angle [delta] is greater than the set value [delta] 0 is determined.
  • the roll component v sR of the target sprung speed is set to 0 in S23, and the damping coefficient is not corrected based on the steering operation.
  • the operation angle ⁇ is larger than the set value ⁇ 0
  • a process for determining the roll component v sR is performed in S24 and the subsequent steps .
  • Vehicles equipped with this suspension system are adapted to perform VSC control, and in addition to changes in the direction of the vehicle body by steering operation, changes in the direction of the vehicle body by VSC control are also taken into account.
  • the vehicle body side slip angle ⁇ is acquired from the control device that performs VSC control, and in the subsequent S25, the vehicle body side slip angle ⁇ is converted into a steering operation angle.
  • the side slip angle conversion operation angle [delta] beta steering angle [delta] obtained is corrected in S21, in the subsequent S27, and the corrected operation angle [delta] C, the previous execution of the previous of the program Based on this value, the operation speed ⁇ C ′ of the corrected operation angle is estimated.
  • the vehicle speed V is acquired, and in S29, the target roll speed ⁇ ′ is determined according to the above-described equation based on the vehicle speed V and the operation speed ⁇ C ′ of the correction operation angle.
  • the roll component v sR of the target sprung speed corresponding to each of the four shock absorbers 20 is determined based on the target roll speed ⁇ ′. This completes one execution of the roll component determination program.
  • a pitch component determination program whose flowchart is shown in FIG. 8 will be described.
  • the accelerator pedal force and the brake pedal force are acquired from the accelerator pedal force sensor 222 and the brake pedal force sensor 224, and in subsequent S42, it is determined whether or not any of the pedal force is larger than a set value. If either the accelerator pedal force or the brake pedal force is greater than the set value, the vehicle speed V is acquired in S45, and in the subsequent S46, the target pitch is determined based on the accelerator or brake pedal force with the operation input and the vehicle speed V. The speed ⁇ ′ is determined.
  • both the accelerator pedal force and the brake pedal force are equal to or less than the set values in S42, it is determined in S43 whether the preceding vehicle following control is being executed.
  • the target throttle opening or brake pressure is acquired from the control device that is executing the control.
  • the acquired value is acquired in S45.
  • the target pitch speed ⁇ ′ is determined.
  • the pitch component v sP of the target sprung speed is set to 0 in S44, and the damping coefficient based on the accelerator operation and the brake operation is set. Correction is not performed. Thus, one execution of the pitch component determination program is completed.
  • the ECU 200 as the control device has (i) a damping force having a magnitude according to a predetermined control rule, A reference damping force determination unit 250 that determines a reference damping force ⁇ e that serves as a reference when determining a target of the damping force generated by the absorber 20, and (ii) a target based on the vehicle operation input by the driver A target sprung speed determination unit 252 that determines a target sprung speed v s * that is the speed of the upper part of the spring, and (iii) correcting the reference damping force based on the target sprung speed to generate the shock absorber 20.
  • a target damping force determination unit 254 that determines a target damping force that is a target of the damping force.
  • the target damping force determination unit 254 is configured to correct the reference damping force based on the sprung speed deviation ⁇ v s that is a deviation of the actual sprung speed v s from the target sprung speed v s * .
  • the ECU 200 is configured to include a sprung speed acquisition unit 256 that acquires a real sprung speed that is an actual sprung speed.
  • the ECU 200 of the vehicle suspension system includes a reference damping force determination unit 250 including a portion that executes the processing of S1 and S2 of the absorber control program, and includes a roll component determination program, a pitch component determination program, and an absorber.
  • the target sprung speed determination unit 252 is configured including the part of the control program that executes S5, and the target damping force determination unit 254 includes the part of the absorber control program that executes the processes of S6 to S9, S11. Has been.
  • the vehicle suspension system 10 of the present embodiment configured as described above has a target sprung speed determined based on a vehicle operation input by the driver.
  • the behavior of the car body is controlled. Therefore, according to the present suspension system 10, the vehicle body behaves in accordance with the driver's operation, and therefore, the discomfort given to the driver due to the discrepancy between the driver's operation and the vehicle body behavior is reduced. It is possible to give the driver an appropriate feeling of operation.
  • the suspension system 10 is configured to determine a target sprung speed using information related to vehicle motion control in addition to the driver's operation input.
  • the behavior of the vehicle body can be considered in consideration of the actual turning and acceleration / deceleration of the vehicle, thereby reducing the uncomfortable feeling given to the driver due to the discrepancy between the vehicle running state and the vehicle body behavior. Is possible.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Vehicle Body Suspensions (AREA)

Abstract

　ばね上部とばね下部との相対動作に対する減衰力の大きさを変更する減衰力変更機構を有して、ばね上部とばね下部との相対動作に対する減衰力を変更可能に発生させるショックアブソーバを含んで構成されるサスペンションシステムにおいて、運転者による車両の操作入力であるステアリング操作，アクセル操作，ブレーキ操作に基づいて、目標となるばね上部の速度である目標ばね上速度ｖｓ ＊を決定し、ばね上部の速度がその目標ばね上速度ｖｓ ＊となるように減衰力（減衰係数ζ）を制御する構成とする。

Description

車両用サスペンションシステム
　本発明は、ばね上部とばね下部との相対動作に対する減衰力の大きさを変更可能に発生させるショックアブソーバを備えた車両用サスペンションシステムに関する。
　下記特許文献には、ばね上部とばね下部との相対動作に対する減衰力の大きさを変更する減衰力変更機構を有して、ばね上部とばね下部との相対動作に対する減衰力を変更可能に発生させるショックアブソーバを含んで構成される車両用サスペンションシステムが記載されている。そして、その減衰力変更機構を制御して減衰力を制御する手法として、例えば、下記特許文献のように様々なものが存在する。
特開平３－４２３２０号公報 ＷＯ／２０１２／０３２６５５公報 特開平５－１２４４１３号公報
　上記のようなサスペンションシステムにおいて、減衰力変更機構の制御は、乗り心地および操縦安定性の両立を目的として行われる。それら乗り心地および操縦安定性以外にも着目すべき観点が存在し、そのような観点に着目して種々の改良を施すことにより、サスペンションシステムの実用性を向上させることが可能である。本発明は、そのような実情に鑑みてなされたものであり、実用性の高い車両用サスペンションシステムを提供することを課題とする。
　上記課題を解決するために、本発明の車両用サスペンションシステムは、運転者による車両の操作入力に基づいて、目標となるばね上部の速度である目標ばね上速度を決定し、ばね上部の速度がその目標ばね上速度となるように減衰力を制御するように構成されたことを特徴とする。
　本発明の車両用サスペンションシステムによれば、運転者による車両の操作入力に基づいて決定された目標ばね上速度となるように車体の挙動が制御されることで、車体が、運転者の操作に応じた挙動をとる。つまり、本発明のサスペンションシステムは、運転者に適切な操作感を与えることができるという利点を有することで、実用性の高いもののとなる。
発明の態様
　以下に、本願において特許請求が可能と認識されている発明（以下、「請求可能発明」という場合がある）の態様をいくつか例示し、それらについて説明する。各態様は請求項と同様に、項に区分し、各項に番号を付し、必要に応じて他の項の番号を引用する形式で記載する。これは、あくまでも請求可能発明の理解を容易にするためであり、それらの発明を構成する構成要素の組み合わせを、以下の各項に記載されたものに限定する趣旨ではない。つまり、請求可能発明は、各項に付随する記載，実施例の記載等を参酌して解釈されるべきであり、その解釈に従う限りにおいて、各項の態様にさらに他の構成要素を付加した態様も、また、各項の態様から何某かの構成要素を削除した態様も、請求可能発明の一態様となり得るのである。
　なお、以下の各項において、（１）項ないし（１１）項の各々が、請求項１ないし請求項１１の各々に相当する。
　（１）(a)ばね上部とばねした部との間に配設され、減衰力の大きさを変更する減衰力変更機構を有してばね上部とばね下部との相対動作に対する減衰力を変更可能に発生させるショックアブソーバと、(b)前記減衰力変更機構を制御することで前記ショックアブソーバが発生させる減衰力を制御する制御装置とを備えた車両用サスペンションシステムであって、
　前記制御装置が、
　運転者による車両の操作入力に基づいて、目標となるばね上部の速度である目標ばね上速度を決定する目標ばね上速度決定部を有し、ばね上部の速度が前記目標ばね上速度となるように減衰力を制御するように構成された車両用サスペンションシステム。
　本項に記載の車両用サスペンションシステムは、運転者による車両の操作入力基づいて決定された目標のばね上速度となるように、車体の挙動が制御される。そのため、本項のサスペンションシステムによれば、車体が、運転者の操作に応じた挙動をとるため、運転者の操作と車体の挙動との不一致によって運転者に与える違和感を軽減すること、換言すれば、運転者に適切な操作感を与えることが可能である。
　本項に記載のサスペンションシステムは、例えば、ステアリング操作，アクセル操作，ブレーキ操作に基づいて、目標ばね上速度を決定するような構成とすることが可能である。それにより、車体のロール運動をステアリング操作に応じたものとするとともに、車体のピッチ運動をアクセル操作あるいはブレーキ操作に応じたものとすることが可能である。
　なお、上記ショックアブソーバが発生させる減衰力ＦDは、ばね上部とばね下部との相対速度（以下、「ばね上ばね下相対速度」という場合がある）ｖS/USに依存しており、簡単には、
　　ＦD＝ζ・ｖS/US　　　ζ：減衰係数
と、表すことができる。したがって、ショックアブソーバが発生させる減衰力を比較する場合等においては、同じばね上ばね下相対速度ｖS/USであることが前提となる。そのことに鑑みて、本明細書における減衰力の大小は、減衰力発生特性の相違、具体的には、減衰係数の大小を意味することがあることとし、また、上記「減衰力変更機構」による減衰力の変更は、減衰力発生特性の変更、具体的には、減衰係数の変更を意味することがあることとする。
　（２）前記目標ばね上速度決定部が、運転者によってなされたステアリング操作に基づいて、前記目標ばね上速度を決定するように構成された(1)項に記載の車両用サスペンションシステム。
　本項に記載の態様は、運転者の操作入力として、少なくともステアリング操作を用いて目標ばね上速度を決定する態様である。本項の態様によれば、車体のロール運動を、ステアリング操作に応じたものとすることができる。
（３）前記目標ばね上速度決定部が、
　ステアリング操作の操作速度と車速とに基づいて車体をロールさせる速度の目標となる目標ロール速度を決定し、その目標ロール速度に基づいて前記目標ばね上速度を決定するように構成された(2)項に記載の車両用サスペンションシステム。
　（４）前記目標ばね上速度決定部が、
　前記目標ロール速度を、車速に基づいて定まるゲインとステアリング操作の操作速度との積によって決定するように構成された(3)項に記載の車両用サスペンションシステム。
　上記２つの項に記載の態様は、ステアリング操作に基づいて目標ばね上速度を決定する方法を具体化した態様であり、上記目標ロール速度から、各車輪の各々に対応して設けられたショックアブソーバの目標ばね上速度を決定するように構成されている。
　（５）前記目標ばね上速度決定部が、前記運転者による車両の操作入力と、車両において実行される運動制御に関する情報とに基づいて、前記目標ばね上速度を決定するように構成された(1)項ないし(4)項のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。
　近年においては、運転者による操作入力とは別に、制御によって車両が運動させられる場合がある。例えば、車両の横滑りを抑制すべく車両の向きを調整する制御や、先行する車両に追従して走行するように車両の速度を調整する制御が実行される車両が存在する。本項に記載の態様は、運転者の操作入力に加えて、上記のような制御に関する情報をも用いて、目標ばね上速度を決定するように構成されている。本項の態様によれば、実際の車両の旋回や加減速の程度を考慮した車体の挙動とすることできるため、車両の走行状態と車体の挙動との不一致によって運転者に与える違和感を軽減することが可能である。
　（６）当該車両用サスペンションシステムが搭載される車両が、
　車両において実行される運動制御として、運転者のステアリング操作による車体の向きの変更とは別に、車体の向きを変化させる制御である車体回頭制御を実行するように構成され、
　前記目標ばね上速度決定部が、
　運転者によってなされたステアリング操作と、前記車体回頭制御に関する情報とに基づいて、前記目標ばね上速度を決定するように構成された(5)項に記載の車両用サスペンションシステム。
 本項に記載の態様は、車両運動制御を限定した態様である。上記の「車体回頭制御」とは、例えば、車両の横滑りを抑制すべく、各車輪の加減速度を調整することで車体の向きを調整する制御等である。そのような車体回頭制御が実行される場合、ステアリング操作によって車体の向きを変更させる量に、ステアリング操作によって車体の向きを変更させる量が加わることになる。したがって、本項に記載の態様は、例えば、ステアリング操作によって車体の向きを変更させる量と、車体回頭制御によって車体の向きを変更させる量とを足し合わせ車体の向きの変更量に基づいて、目標ばね上速度を決定するような構成とすることができる。また、車体回頭制御によって車体の向きを変更させる量を、ステアリング操作の操作量に換算して、その換算値で実際のステアリング操作量を補正した値に基づいて、目標ばね上速度を決定するような構成とすることができる。なお、車体回頭制御によって車体の向きを変更させる量は、例えば、旋回中におけるスリップ角やヨーレート等に基づいて求めるような構成とすることができる。
　（７）前記制御装置が、
　定められた制御規則に応じた大きさの減衰力であり、前記ショックアブソーバが発生させる減衰力の目標を決定する際の基準となる減衰力である基準減衰力を決定する基準減衰力決定部と、
　前記目標ばね上速度に基づいて、前記基準減衰力を補正することで、前記ショックアブソーバが発生させる減衰力の目標となる目標減衰力を決定する目標減衰力決定部と
　を有する(1)項ないし(6)項のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。
　本項に記載の態様は、基本となる減衰力の制御を実行しつつ、その制御において発生させるべき減衰力を、目標ばね上速度に基づいて増減することで補正するように構成された態様である。ショックアブソーバが発生させる減衰力は、ばね上部とばね下部との相対動作に対するものであるため、例えば、ばね上部とばね下部との相対動作の方向と、目標ばね上速度の方向とに基づいて、基準減衰力を増加させる、あるいは、減少させるように補正する態様とすることができる。また、後に詳しく説明するように、目標ばね上速度に加えて、実際のばね上速度をも考慮して、目標ばね上速度を決定する態様とすることも可能である。
　（８）前記制御装置が、実際のばね上部の速度である実ばね上速度を取得するばね上速度取得部を有し、
　前記目標減衰力決定部が、前記実ばね上速度の前記目標ばね上速度に対する差であるばね上速度偏差に基づいて、前記基準減衰力を補正するように構成された(7)項に記載の車両用サスペンションシステム。
　本項に記載の態様は、さらに、実際のばね上速度をも考慮して減衰力を補正するように構成されている。本項の態様によれば、基準減衰力の補正がより適切なものとなり、運転者により適切な操作感を与えることができる。
　（９）前記目標減衰力決定部が、
　(i)前記ばね上速度偏差が正で、ばね上部とばね下部とが互いに離間する方向に動作している場合、あるいは、前記ばね上速度偏差が負で、ばね上部とばね下部とが互いに接近する方向に動作している場合に、前記基準減衰力に対して減衰力を減少させ、(ii) 前記ばね上速度偏差が負で、ばね上部とばね下部とが互いに離間する方向に動作している場合、あるいは、前記ばね上速度偏差が正で、ばね上部とばね下部とが互いに接近する方向に動作している場合に、前記基準減衰力に対して減衰力を増加させるように構成された(8)項に記載の車両用サスペンションシステム。
　本項に記載の態様は、基準減衰力に対して増加させるか、減少させるかを決定する方法を具体化した態様である。ショックアブソーバが発生させる減衰力は、ばね上部とばね下部との相対動作に対して作用するものであるため、例えば、ばね上部を動作させるべき方向が上向きであっても、ばね上部とばね下部との相対動作の方向によって、基準減衰力を増加させるか、減少させるかを異ならせることが望ましい。そして、本項に記載の態様は、ばね上速度偏差の正負と、ばね上部とばね下部との相対動作の方向とに基づいて、基準減衰力からの増減を定めた態様となっている。
　（１０）前記目標減衰力決定部が、
　前記ばね上速度偏差が大きくなるほど、前記基準減衰力からの補正量を大きくするように構成された(8)項または(9)項に記載の車両用サスペンションシステム。
　本項に記載の態様は、基準減衰力からの補正量の大きさを定めた態様である。本項に記載の態様によれば、運転者の操作入力に応じた車体の挙動を実現するための減衰力を、適切な大きさとすることが可能である。
　（１１）前記目標減衰力決定部が、
　前記ばね上速度偏差の、設定周波数より低い周波数の成分を取り除くように構成された(7)項ないし(9)項のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。
　ばね上速度をセンサ等に検出した場合、路面の起伏等による車両の上下方向への速度が含まれてしまう。本項に記載の態様によれば、そのような定常成分を取り除くことができるため、目標ばね上速度を、より適切なものとすることが可能である。
請求可能発明の実施例としての車両用サスペンションシステムを模式的に示す図である。 図１に示す液圧式ショックアブソーバを示す断面図である。 図２に示す液圧式ショックアブソーバが備える減衰力発生器を示す断面図である。 基準減衰係数と車速との関係を模式的に示すグラフである。 請求可能発明の実施例としての車両用サスペンションシステムにおいて実行される制御の制御ブロック図である。 図１に示す制御装置よって実行されるアブソーバ制御プログラムを示すフローチャートである。 図１に示す制御装置よって実行されるロール成分決定プログラムを示すフローチャートである。 図１に示す制御装置よって実行されるピッチ成分決定プログラムを示すフローチャートである。
　以下、請求可能発明を実施するための形態として、請求可能発明の実施例を、図を参照しつつ詳しく説明する。なお、請求可能発明は、下記実施例の他、前記〔発明の態様〕の項に記載された態様を始めとして、当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を施した種々の態様で実施することができる。また、〔発明の態様〕の各項の説明に記載されている技術的事項を利用して、下記の実施例の変形例を構成することも可能である。
［Ａ］車両用サスペンションシステムの構成
　図１に、請求可能発明の実施例である車両用サスペンションシステム１０を模式的に示す。本サスペンションシステム１０は、前後左右の車輪１２の各々に対応する独立懸架式の４つのサスペンション装置１２を備えており、それらサスペンション装置１２の各々は、車輪１４を保持してばね下部の一部分を構成するサスペンションロアアームと、車体に設けられてばね上部の一部分を構成するマウント部との間に、それらを連結するようにして配設されている。それらサスペンション装置１２の各々は、サスペンションスプリングとしてのコイルスプリング１６と、液圧式ショックアブソーバ２０とを有しており、それらが互いに並列的に、ロアアームとマウント部との間に配設されている。車輪１４，サスペンション装置１２は総称であり、４つの車輪１４のいずれに対応するものであるかを明確にする必要のある場合には、図に示すように、車輪位置を示す添え字として、左前輪，右前輪，左後輪，右後輪の各々に対応するものにＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲを付す場合がある。
　上記の液圧式ショックアブソーバ２０は、図２に示すように、シリンダ２２と、減衰力発生器２４とを主要構成要素として構成されている。そのシリンダ２２は、ハウジング３０と、ハウジング３０の内部において上下方向に移動可能に配設されたピストン３２と、一端部（下端部）がピストン３２に連結されて他端部（上端部）がハウジング３０から上方に延び出すロッド３４とを含んで構成されている。ハウジング３０の下端には連結部材２６が付設されており、ハウジング３０は、その連結部材３６を介して、車両のばね下部（例えば、サスペンションロアアーム，ステアリングナックル等）に、雄ねじが形成されているロッド３４の上端部は、その雄ねじを利用して、車両のばね上部（例えば、車体に設けられたマウント）に、それぞれ連結される。つまり、シリンダ２２は、車両のばね上部とばね下部とを繋ぐようにして配設される。ばね上部とばね下部の上下方向の相対移動、つまり、離間，接近に伴って、シリンダ２２は、伸縮する。詳しく言えば、ばね上部とばね下部とが離間する方向に相対移動する場合（以下、「リバウンド動作時」若しくは「リバウンド時」と言う場合がある）に伸長し、接近する方向に相対移動する場合（以下、「バウンド動作時」若しくは「バウンド時」と言う場合がある）に収縮する。
　ピストン３２は、ハウジング３０の内部を摺接して移動可能とされており、ハウジング３０の内部には、ピストン３２によって、作動液で満たされた２つの液室４０，４２が区画形成されている。詳しく言えば、ピストン３２の上方に位置してロッド３４が貫通するロッド側室４０と、ピストン３２の下方に位置する反ロッド側室４２とが、それぞれ区画形成されている。それら２つの液室４０，４２は、シリンダ２２の伸縮に伴って、つまり、ばね上部とばね下部との相対移動に伴って、容積が変化する。詳しく言えば、リバウンド動作時には、ロッド側室４０の容積が減少し、反ロッド側室４２の容積が増加する。一方、バウンド動作時には、ロッド側室４０の容積が増加し、反ロッド側室４２の容積が減少する。
　ハウジング３０は、概して２重構造をなしており、有底のメインチューブ４６と、メインチューブ４６の外周側に付設されたアウターチューブ４８とを有している。メインチューブ４６の内周面によって、ロッド側室４０および反ロッド側室４２の周囲が区画されており、メインチューブ４６の外周面とアウターチューブ４８の内周面との間には、それらによって、作動液を収容するバッファ室（「リザーバ」若しくは「リザーバ室」と呼ぶこともできる）５０が区画形成されている。ロッド３４の存在により、ロッド側室４０と反ロッド側室４２との合計容積は、リバウンド時には、増加し、バウンド時には、減少する。バッファ室５０は、ロッド側室４０と反ロッド側室４２とに作動液を充満させた状態でのそれら合計容積の変化を許容するために設けられた液室である。なお、メインチューブ４６の内底部には、反ロッド側室４２の底を区画する仕切部材５２が設けられており、仕切部材５２とメインチューブ４６の底壁との間には、底部液通路５４が形成されている。
　メインチューブ４６とアウターチューブ４８との間には、メインチューブ４６を取り巻くようにインターチューブ６０が配設されている。ちなみに、バッファ室５０の内周は、詳しく言えば、部分的にはそれらインターチューブ６０の外周面によって区画されている。そして、インターチューブ６０の内周面とメインチューブ４６の外周面との間には、比較的長い環状の液通路６２が区画形成されている。
　メインチューブ４６の上部には、液通路６２とロッド側室４０との間の作動液の流通のために、流通穴６４が設けられている。また、メインチューブ４６の下端に近い部分には、バッファ室５０と底部液通路５４との間の作動液の流通のために、底部流通穴６６が設けられている。インターチューブ６０の下部には、液通路６２から前述の減衰力発生器２４への作動液の流出を許容する流出口７０が設けられている。そして、アウターチューブ４８には、その流出口７０と同軸的に配置されて、後に詳しく説明する減衰力発生器２４からのバッファ室５０への作動液の流入を許容する流入口７４が設けられている。
　先に述べた仕切部材５２は、底部液通路５４と反ロッド側室とを繋ぐ液通路と、その液通路に配設された反ロッド側室用チェック弁８０とを有している。その反ロッド側室用チェック弁８０は、バッファ室５０から底部液通路５４を介した反ロッド側室４２への作動液の流入を殆ど抵抗なく許容する一方で、反ロッド側室４２からの底部液通路５４を介したバッファ室５０への作動液の流出を禁止する機能を有する逆止弁である。
　また、ピストン３２は、ロッド側室４０と反ロッド側室４２とを繋ぐ１対の液通路と、それら１対の液通路にそれぞれ設けられた１対のチェック弁８２，８４とを有している。一方のチェック弁８２は、ロッド側室４０から反ロッド側室４２への作動液の通過を許容するともに、反ロッド側室４２からロッド側室４０への作動液の通過を禁止する機能を有しており、他方のチェック弁８４は、反ロッド側室４２からロッド側室４０への作動液の通過を許容し、ロッド側室４０から反ロッド側室４２への作動液の通過を禁止する機能を有している。しかしながら、チェック弁８２が、ロッド側室４０内の作動液の圧力が反ロッド側室４２の作動液の圧力に比較してかなり大きいときにしか、作動液の通過を許容しないようにされているため、通常時においては、ピストン３２のロッド側室４０から反ロッド側室４２への作動液の通過は、実質的には行われないようになっている。
　そして、後に詳しく説明するが、減衰力発生器２４は、上記の流出口７０および流入口７４を覆うようにして配設されており、ロッド側室４０から流出して、液通路６２を介してバッファ室５０に流入する作動液の通過を許容するとともに、その作動液の流れに対して抵抗を与える機能を有している。
　以上のように構成された実施例のアブソーバにおいて、バウンド動作時には、図１に実線の矢印で示すように、まず、シリンダ２２のロッド側室４０に、反ロッド側室４２から、ピストン３２のチェック弁８４が配置された液通路を介して、作動液が流入する。そして、そのロッド側室４０に流入する作動液の量は、ロッド側室４０のピストン３２の動作に伴って増加する容積よりも多いため、そのロッド側室４０から、流通穴６４，液通路６２を介しかつ減衰力発生器２４を通過して、バッファ室５０に作動液が流出する。その際、減衰力発生器２４を通過する作動液の流れに対して与えられる抵抗によって、シリンダ２２の収縮に対する減衰力、つまり、バウンド動作に対する減衰力が発生させられることになる。
　一方、リバウンド動作時には、バウンド動作時と同様に、シリンダ２２のロッド側室４０から、流通穴６４，液通路６２を介しかつ減衰力発生器２４を通過して、バッファ室５０に作動液が流出する。その際、減衰力発生器２４を通過する作動液の流れに対して与えられる抵抗によって、シリンダ２２の伸長に対する減衰力、つまり、リバウンド動作に対する減衰力が発生させられることになる。なお、シリンダ２２の反ロッド側室４２には、図１に破線の矢印で示すように、バッファ室５０から、底部流通穴６４，底部液通路５４，反ロッド側室用チェック弁８０を介して、作動液が流入する。ちなみに、バウンド動作およびリバウンド動作に対する減衰力は、作動液の流れに対して減衰力発生器２４が与える抵抗に応じた大きさになり、抵抗が大きければ大きい程、減衰力は大きくなる。
　なお、上記の減衰力発生器２４は、後に詳しく説明するように、電磁式弁とされており、その減衰力発生器２４が与える抵抗の大きさは、供給される電流の大きさに依存する。つまり、リバウンド動作およびバウンド動作に対する減衰力が、供給される電流の大きさに依存するのである。
　以下に、減衰力発生器２４の構成および作用について、図３を参照しつつ説明する。減衰力発生器２４は、自身を通過する作動液に抵抗を与えるための弁機構９８を主要構成要素とするものであり、詳しく言えば、作動液の流路１００が設けられた中空のバルブハウジング１０２と、バルブハウジング１０２内に収容された弁体（「弁可動体」と呼ぶこともできる）１０４と、ソレノイド１０６と、圧縮コイルスプリングであるバネ１０８とを含んで構成されている。ソレノイド１０６は、弁機構９８を構成する弁体１０４に、流路面積を制限する方向の付勢力を与える機能を有しており、バネ１０８は、流路面積を最大とする方向の付勢力を与える機能を有している。
　バルブハウジング１０２は、減衰力発生器２４の軸線に沿って延びる横孔１１４と、その横孔１１４に通じる縦孔１１６と、縦孔１１６の開口部より液通路６２側（図３における左方側）に形成されたフランジ１１８に貫通孔１２０とが設けられている。そして、バルブハウジング１０２は、先端（図３における左端）の外周が、インターチューブ６０の流出口７０に設けられたスリーブ１２２に嵌合している。その結果、横孔１１４の左端開口部を、メインチューブ４６とインターチューブ６０との間に形成された液通路６２内に臨ませるとともに、貫通孔１２０をバッファ室５０に臨ませており、それら横孔１１４，縦孔１１６および貫通孔１２０によって、上記流路１００が形成されているのである。
　また、バルブハウジング１０２には、横孔１１４の途中、詳しくは、縦孔１１６の液通路６２側（図３における左方側）に、小内径部１２４が設けられており、当該小内径部１２４の内縁によって、環状の弁座１２６が形成されている。
　ソレノイド１０６は、コイル１３０と、そのコイル１３０を保持するソレノイドボビン１３２と、それらコイル１３０およびソレノイドボビン１３２を内包した有底筒状のケース１３４とを含んで構成される。ケース１３４は、アウターチューブ４８の流入口７４に取付けられた筒１３６に螺合している。
　弁体１０４は、バルブハウジング１０２の図３における右端内周に摺接する大径部１７０と、大径部１７０の左端から延びてバルブハウジング１０２の縦孔１１６に対向する小径部１７２と、小径部１７２の左端に形成されるポペット型の弁頭１７４とを備えて構成される。そして、弁体１０４は、弁頭１７４が弁座１２６に離着座することで流路１００を開閉することができるようになっている。
　また、弁体１０４は、大径部１７０の右端から延びて、励磁された際に当該弁体１０４が吸引される力を発生させる主体となるコア部１７６を備えている。そのコア部１７６と大径部１７０との間は、段付形状とされており、その段付形状とされた部分が、バルブハウジング１０２の段付形状に形成された端部（図３における右端）に臨み入るようになっている。
　この弁体１０４における大径部１７０の左端とバルブハウジング１０２の小内径部１２０の右端との間には、上述のバネ１０８が介装されており、当該バネ１０８は、弁体１０４に、弁座１２２から遠ざける方向の付勢力、つまり、流路１００の流路面積を大きくする方向の付勢力を与えている。
　以上のような構造により、磁路が、ケース１３４，筒１３６，バルブハウジング１０２，弁体１４のコア部１７６を通過するように形成されている。このソレノイド１０６では、コイル１３０が励磁されると、コア部１７６をバルブハウジング１０２に接近させる方向、換言すれば、弁頭１７４が弁座１２６に接近する方向に、弁体１０４を移動させようとする付勢力が生じるのである。
　減衰力発生器２４では、電流がソレノイド１０６に供給される場合、つまり、電流が自身に供給される場合には、流路１００を連通させる液通路が形成されると考えることができ、その液通路を通過する作動液の流れに対して抵抗を与えることで、当該減衰力発生器２４を通過する作動液の流れに抵抗を与えるように構成されているのである。詳しく言えば、流路１００には、上述の弁機構９８が配設されており、その弁機構９８を構成する弁座１２６と弁体１０４との間を通過する作動液の流れに抵抗が与えられる。この抵抗の大きさは、弁座１２６と弁体１０４との隙間の大きさ、つまり、弁機構９８の開弁の程度に依存した大きさとなる。一方、ソレノイド１０４が弁体１０４に与える付勢力は、ソレノイド１０４に供給される電流の大きさに依存しており、上述した弁機構９８の構造により、その電流が大きいほど、開弁の程度は低くなる。つまり、開弁し難くなるのである。したがって、供給される電流が大きくなるほど、液通路を通過する作動液の流れに与える抵抗が大きくなるのである。
　以上のことから、減衰力発生器２４は、シリンダ２２の伸縮に対して減衰力を発生させるよう構成されており、その減衰力は、供給される電流が大きいほど大きく、その減衰力が基づく減衰係数は、その電流が大きいほど、大きくなる。つまり、減衰力発生器２４は、上記液通路を通過する作動液の流れに対する抵抗を自身に供給される電流の大きさに応じて変化させることで、その電流の大きさに応じた大きさの減衰力を発生させるように構成されているのである。つまり、ショックアブソーバ２０の各々は、減衰力の大きさを変更する減衰力変更機構を有して、ばね上部とばね下部との相対動作に対する減衰力を変更可能に発生させるものとなっているのである。
　本サスペンションシステム１０は、制御装置としてのサスペンション電子制御ユニット２００（以下、「ＥＣＵ２００」という場合がある）によって、ショックアブソーバ２０の制御が行われる。ＥＣＵ２００は、ＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ等を備えたコンピュータを主体として構成されたものである。そのＥＣＵ２００には、各ショックアブソーバ２０が有する減衰力発生器２４に対応して設けられて、それぞれが、対応する減衰力発生器２４への電流を調整可能な駆動回路２０２が接続されている。それら駆動回路２０２は、バッテリ［ＢＡＴ］２０４に接続されており、各ショックアブソーバ２０の減衰力発生器２４には、そのバッテリ２０４から電流が供給される。
　車両には、車両走行速度（以下、「車速」と略す場合がある）を検出するための車速センサ［Ｖ］２１０，ステアリングホイールの操作角を検出するための操作角センサ［δ］２１２，車体に実際に発生する前後加速度である実前後加速度を検出する前後加速度センサ［Ｇｘ］２１４，車体に実際に発生する横加速度である実横加速度を検出する横加速度センサ［Ｇｙ］２１６，各車輪１２に対応する車体の各ばね上部の縦加速度（上下加速度）を検出する４つのばね上縦加速度センサ［Ｇｚ］２１８，各車輪１２にショックアブソーバ２０のシリンダ２２のストロークを検出する４つのストロークセンサ［Ｓｔ］２２０，アクセルペダルの踏力を検出するアクセル踏力センサ［Ａｃ］２２２，ブレーキペダルの踏力を検出するブレーキ踏力センサ［Ｂｒ］２２４等が設けられており、それらはＥＣＵ２００のコンピュータに接続されている。ＥＣＵ２００は、それらのセンサからの信号に基づいて、ショックアブソーバの制御を行うものとされている。ちなみに、［ ］の文字は、上記センサ等を図面において表わす場合に用いる符号である。また、ＥＣＵ２００のコンピュータが備えるＲＯＭには、ショックアブソーバ２０の制御に関するプログラム，各種のデータ等が記憶されている。
［Ｂ］ショックアブソーバの制御
　ｉ）通常時（運転者による操作入力がない場合）の制御
　図５に、本サスペンションシステム１０における制御のブロック図を示す。通常時におけるショックアブソーバの制御は、車速に応じた減衰係数として減衰力を発生させることで、車両に生じる振動を抑制するものである。詳しくは、車速が高くなるほど、減衰力（減衰係数）が高くなるように、供給電流が制御される。具体的には、ＥＣＵ２００のＲＡＭには、図４に示したマップデータが格納されており、そのマップデータを参照して、車速センサ２１０により検出された車速Ｖに対して、減衰係数ζｅが決定される。その決定された減衰係数ζｅとなるように、減衰力発生器２４への供給電流Ｉが制御される。
　ii）運転者による操作入力がある場合の制御
　本実施例のサスペンションシステム１０においては、運転者による車両の操作入力があった場合に、その操作に応じた車体の挙動となるように、減衰力を調整する制御が行われるようになっている。詳しく言えば、ステアリング操作が入力された場合には、車体のロールが、そのステアリング操作に応じたものとなるように、また、アクセル操作あるいはブレーキ操作によって車両の加減速が生じる場合には、車体のピッチが、その操作に応じたものとなるように、減衰力を調整する制御が行われる。具体的には、運転者の操作入力に基づいて、各車輪１２に対応するばね上部の目標となるばね上速度ｖｓ ＊を決定し、実際のばね上速度をその目標ばね上速度ｖｓ ＊に近づけるように、通常時において発生させる減衰力を補正する制御、つまり、減衰係数ζｅを補正する制御である。なお、その車速Ｖに応じて決定された減衰係数ζｅは、操作入力がある場合において目標減衰係数を決定する際の基準となる基準減衰係数である。
　（ａ）ステアリング操作に基づく補正
　まず、本ステアリングシステム１０は、ステアリング操作が入力された場合、詳しくは、設定された操作角δ０を超えるステアリング操作入力があった場合に、基準減衰係数を補正する処理が行われるようになっている。先にも述べたように、ステアリング操作が入力された場合には、車体のロールが、そのステアリング操作に応じたものとなるように、まず、目標となるロール速度φ’（ロール角：φ）を決定するようになっている。
　先に、その目標ロール速度φ’を算出する式の導出過程について説明する。操作角δに対する定常横加速度ａｙは、次式で表される。
　　ａｙ＝ＫＧｙδ
　　ＫＧｙ＝２ＫｆＫｒｌＶ２／｛２ＫｆＫｒｌ２－ｍ（Ｋｆｌｆ－Ｋｒｌｒ）Ｖ２｝
ここで、ＫＧｙ：定常横加速度ゲイン，Ｋｆ：フロント等価コーナリングパワー，Ｋｒ：リア等価コーナリングパワー，ｌ：ホールベース，ｌｆ：フロント軸重心間距離，ｌｒ：リア軸重心間距離，ｍ：車両質量である。
　また、ロール軸回りの運動方程式は、次式で表すことができる。
　　Ｇｓφ＝ｈｓｍｓａｙ＋ｈｓφｍｓｇ
ここで、Ｇｓ：ロール剛性，ｈｓ：ロールアーム長，ｍｓ：ばね上質量である。この式に、上記の定常横加速度を代入し、ロール角φについて整理すると、次式が得られる。
　　φ＝｛ｈｓｍｓＫＧｙ／（Ｇｓ－ｈｓｍｓｇ）｝δ
そして、両辺を微分すると、次式が得られる。
　　φ’＝ ｛ｈｓｍｓＫＧｙ／（Ｇｓ－ｈｓｍｓｇ）｝δ’
ここで、δ’：操作速度である。
　つまり、目標ロール速度φ’は、車速Ｖから演算された定常横加速度ゲインＫＧｙと、ステアリング操作の操作速度δ’とに基づいて、決定されるようになっているのである。そして、その決定された目標ロール速度φ’に基づいて、各車輪１２の各々に対応するばね上部の目標ばね上速度ｖｓ ＊のロール成分ｖｓＲが決定される。
　ただし、本ステアリングシステム１０が搭載された車両には、車両の横滑りを抑制すべく、各車輪の駆動・制動を制御することで車体の向きを変更する制御、つまり、車体回頭制御として、いわゆるＶＳＣ制御が実行されるようになっており、その制御によって、運転者のステアリング操作による車体の向きの変更とは別に、車体の向きが変更される場合がある。そこで、本ステアリングシステム１０では、そのＶＳＣ制御による車体の向きの変更をも考慮して、目標ばね上速度のロール成分ｖｓＲが決定されるようになっている。
　まず、ＶＳＣ制御の制御を司る制御装置から車体横滑り角βが取得される。その車体横滑り角βから、それを操作角に換算した横滑り角換算操作角δβが演算され、その横滑り角換算操作角δβを用いて、検出されたステアリング操作の操作角δが、次式に従って補正される。
　　δＣ＝δ－δβ
そして、この補正操作角δＣを用いて、補正操作速度δＣ’が演算され、その補正操作速度δＣ’に基づいて、目標ばね上速度のロール成分ｖｓＲが決定されるのである。
　（ｂ）アクセル操作，ブレーキ操作に基づく補正
　また、本ステアリングシステム１０は、アクセル操作あるいはブレーキ操作が入力された場合、詳しくは、設定された踏力を超える操作入力があった場合、基準減衰係数を補正する処理が行われるようになっている。先にも述べたように、アクセル操作あるいはブレーキ操作が入力された場合には、車体のピッチが、そのアクセル操作あるいはブレーキ操作に応じたものとなるように、まず、目標となるピッチ速度θ’（ピッチ角：θ）を決定するようになっている。詳細な説明は省略するが、アクセル踏力センサ２２２あるいはブレーキ踏力センサ２２４の検出値と、車速Ｖとに基づいて、目標となるピッチ速度θ’が決定され、その決定された目標ピッチ速度θ’に基づいて、各車輪１２の各々に対応するばね上部の目標ばね上速度のピッチ成分ｖｓＰが決定される。
　ただし、本ステアリングシステム１０が搭載された車両には、先行する車両を追従して、車両の加減速度を調整する制御である先行者追従制御が実行されるようになっており、その制御によって、運転者のアクセル・ブレーキ操作なしで、車両の加減速が行われる場合がある。そこで、本ステアリングシステム１０では、その先行者追従制御が実行されている場合には、その制御による加減速度に基づいて、目標ばね上速度のピッチ成分ｖｓＲが決定されるようになっている。
　（ｃ）減衰係数の補正
　上記のように決定された目標ばね上速度のロール成分ｖｓＲとピッチ成分ｖｓＰとを足し合わせて、目標ばね上速度ｖｓ ＊が決定される。なお、目標ばね上速度ｖｓ ＊は、上向きが正，下向きが負となっている。
　　ｖｓ ＊＝ｖｓＲ＋ｖｓＰ
そして、本ステアリングシステム１０においては、基準減衰係数を補正する際に、上記目標ばね上速度ｖｓ ＊に加えて、実際のばね上部の速度である実ばね上速度ｖｓも用いられるようになっている。
　具体的には、まず、ばね上縦加速度センサ２１８の検出値に基づいて実ばね上速度ｖｓが推定され、その実ばね上速度ｖｓの目標ばね上速度ｖｓ ＊に対する偏差であるばね上速度偏差Δｖｓが演算される。ショックアブソーバ２０が発生させる減衰力は、ばね上部とばね下部との相対動作に対して作用させるものであるため、ばね上速度偏差Δｖｓの正負と、ばね上部とばね下部との相対動作している方向とに基づいて、減衰力（基準減衰係数）を増加させるか、減少させるかが決定されるようになっている。詳しく言えば、ばね上速度偏差Δｖｓが正で、ばね上部とばね下部とが離間する方向に動作している場合には、ばね上部を上方に動作し易くするために、減衰力（基準減衰係数）を減少させ、ばね上速度偏差Δｖｓが正で、ばね上部とばね下部とが接近する方向に動作している場合には、ばね上部が下方に動作し難くするために、減衰力（基準減衰係数）を増加させるのである。また、ばね上速度偏差Δｖｓが負で、ばね上部とばね下部とが接近する方向に動作している場合には、ばね上部を下方に動作し易くするために、減衰力（基準減衰係数）を減少させ、ばね上速度偏差Δｖｓが負で、ばね上部とばね下部とが離間する方向に動作している場合には、ばね上部が上方に動作し難くするために、減衰力（基準減衰係数）を増加させるのである。
　なお、上記のばね上速度偏差Δｖｓは、設定周波数ν０（例えば、0.4Hz）より低い周波数の成分を取り除くフィルタ処理が行われ、そのフィルタ処理した値が用いられる。それにより、坂路等を走行する場合のような定常成分が取り除かれるようになっている。
　基準減衰係数の増減量Δζは、ばね上速度偏差Δｖｓに比例した大きさとされている。つまり、その基準減衰係数の増減量Δζは、次式によって演算されるようになっている。
　　Δζ＝Ｋζsgn（Δｖｓ・ｖst）・|Δｖｓ|
ここで、sgn（ｘ）はｘの符号を返す符号関数であり、ｖstはストローク速度である。なお、ストローク速度ｖstは、収縮側が正で、伸張側が負となっている。
　そして、目標減衰係数ζ＊が、次式に従って決定される。
　　ζ＊＝ζｅ＋Δζ
この式に従って決定された目標減衰係数ζ＊となるように、減衰力発生器２４への供給電流Ｉが制御される。
［Ｃ］制御プログラム
　本実施例の車両用サスペンションシステムの制御は、ＥＣＵ２００が、図６にフローチャートを示すアブソーバ制御プログラムが各ショックアブソーバごとに実行するとともに、図７にフローチャートを示すロール成分決定プログラム、および、図８にフローチャートを示すピッチ成分決定プログラムを実行することによって、行われる。なお、これらのプログラムは、短い時間ピッチ（例えば、数μsec～数十μsec）で繰り返し実行される。以下に、これらのフローチャートに沿って、上記制御を具体的に説明する。
　上記アブソーバ制御プログラムに従えば、まず、ステップ１（以下、「ステップ」を「Ｓ」と省略する）において、車速センサ２１０から車速Ｖが取得され、Ｓ２において、その車速Ｖに基づき、図4に示したマップデータを参照して、基準減衰係数ζｅが決定される。続くＳ３において、後に詳しく説明する２つのプログラムで決定された目標ばね上速度のロール成分ｖｓＲおよびピッチ成分ｖｓＰが取得され、Ｓ４において、それらロール成分ｖｓＲおよびピッチ成分ｖｓＰの両者が０であるか否かが判定される。それらロール成分ｖｓＲおよびピッチ成分ｖｓＰの少なくとも一方が０でない場合には、Ｓ５以下において、運転者の操作入力に応じた車体の挙動をとるように、基準減衰係数の補正が行われる。
　まず、Ｓ５において、ロール成分ｖｓＲおよびピッチ成分ｖｓＰが足し合わされて、目標ばね上速度ｖｓ ＊が決定される。次いで、Ｓ６において、ばね上縦加速度センサ２１８の検出値から、実ばね上加速度ｖｓが演算され、Ｓ７において、その実ばね上速度のｖｓ目標ばね上速度ｖｓ ＊に対する偏差Δｖｓ（＝ｖｓ ＊－ｖｓ）が演算される。次に、Ｓ８において、ストローク速度ｖstが推定される。そのストローク速度ｖstは、前回以前の当該プログラムの実行時におけるそのストロークセンサ２２０の検出値および今回の実行時における検出値に基づいて推定される。そして、Ｓ９において、ばね上速度偏差Δｖｓとストローク速度ｖstに基づき、上述した式に従って、減衰係数の補正量Δζが決定される。なお、Ｓ４において、ロール成分ｖｓＲおよびピッチ成分ｖｓＰの両者が０である場合には、Ｓ１０においてΔζが０とされ、基準減衰係数の補正が行われないようになっている。
　そして、Ｓ１１において、基準減衰係数ζｅに上記のように決定された補正量Δζが加えられ、目標減衰係数ζ＊が決定される。次いで、Ｓ１２において、その目標減衰係数ζ＊に基づいて、減衰力発生器２４への目標供給電流Ｉ＊が決定され、その電流が供給される。以上で、アブソーバ制御プログラムの１回の実行が終了する。
　次に、図７にフローチャートを示すロール成分決定プログラムについて、説明する。このプログラムでは、まず、Ｓ２１において、操作角センサ２１２からステアリング操作角δが取得され、続くＳ２２において、その操作角δが設定値δ０より大きいか否かが判定される。操作角δが設定値δ０以下である場合には、Ｓ２３において、目標ばね上速度のロール成分ｖｓＲが０とされ、ステアリング操作に基づく減衰係数の補正が行われないようになっている。操作角δが設定値δ０より大きい場合には、Ｓ２４以下において、ロール成分ｖｓＲを決定する処理が行われる。
　本サスペンションシステムが搭載される車両は、ＶＳＣ制御が実行されるようになっており、ステアリング操作による車体の向きの変更に加えて、ＶＳＣ制御による車体の向きの変更も考慮されるようになっている。具体的には、まず、Ｓ２４において、ＶＳＣ制御を実行する制御装置から、車体横滑り角βを取得し、続くＳ２５において、その車体横滑り角βがステアリング操作角に換算される。そして、Ｓ２６において、その横滑り角換算操作角δβによって、Ｓ２１において取得されたステアリング操作角δが補正され、続くＳ２７において、その補正された操作角δＣと、前回以前の当該プログラムの実行時の値とに基づいて、補正操作角の操作速度δＣ’が推定される。
　そして、Ｓ２８において車速Ｖが取得され、Ｓ２９において、その車速Ｖと補正操作角の操作速度δＣ ’とに基づき、上述した式に従って、目標ロール速度φ’が決定される。次いで、Ｓ３０において、その目標ロール速度φ’に基づいて、４つのショックアブソーバ２０の各々に対応する目標ばね上速度のロール成分ｖｓＲが決定される。以上で、ロール成分決定プログラムの１回の実行が終了する。
　さらに、図８にフローチャートを示すピッチ成分決定プログラムについて、説明する。このプログラムでは、まず、Ｓ４１において、アクセル踏力センサ２２２およびブレーキ踏力センサ２２４からアクセル踏力およびブレーキ踏力が取得され、続くＳ４２において、それら踏力のいずれかが設定値より大きいか否かが判定される。アクセル踏力あるいはブレーキ踏力のいずれかが設定値より大きい場合には、Ｓ４５において車速Ｖが取得され、続くＳ４６において、操作入力があったアクセルあるいはブレーキの踏力と、車速Ｖとに基づいて、目標ピッチ速度θ’が決定される。
　一方、Ｓ４２において、アクセル踏力およびブレーキ踏力の両者が設定値以下である場合には、Ｓ４３において、先行車追従制御が実行されているか否かが判定される。先行車追従制御が実行されている場合には、その制御を実行している制御装置から目標となるスロットルの開度あるいはブレーキ圧が取得され、Ｓ４６において、その取得した値と、Ｓ４５において取得された車速Ｖとに基づいて、目標ピッチ速度θ’が決定される。
　なお、Ｓ４３において、先行車追従制御が実行されていないと判定された場合には、Ｓ４４において、目標ばね上速度のピッチ成分ｖｓＰが０とされ、アクセル操作およびブレーキ操作にに基づく減衰係数の補正が行われないようになっている。以上で、ピッチ成分決定プログラムの１回の実行が終了する。
［Ｄ］コントローラの機能構成
　上述した機能に基づけば、制御装置としてのＥＣＵ２００は、図５に示したように、(i)定められた制御規則に応じた大きさの減衰力であって、ショックアブソーバ２０が発生させる減衰力の目標を決定する際の基準となる基準減衰力ζｅを決定する基準減衰力決定部２５０と、(ii)運転者による車両の操作入力に基づいて、目標となるばね上部の速度である目標ばね上速度ｖｓ ＊を決定する目標ばね上速度決定部２５２と、(iii)目標ばね上速度に基づいて基準減衰力を補正することで、ショックアブソーバ２０が発生させる減衰力の目標となる目標減衰力を決定する目標減衰力決定部２５４とを含んで構成される。また、目標減衰力決定部２５４は、実ばね上速度ｖｓの目標ばね上速度ｖｓ ＊に対する偏差であるばね上速度偏差Δｖｓに基づいて、基準減衰力を補正するように構成されており、ＥＣＵ２００は、実際のばね上部の速度である実ばね上速度を取得するばね上速度取得部２５６を含んで構成される。
　なお、本車両用サスペンションシステムのＥＣＵ２００においては、アブソーバ制御プログラムのＳ１，Ｓ２の処理を実行する部分を含んで基準減衰力決定部２５０が構成され、ロール成分決定プログラム，ピッチ成分決定プログラム，およびアブソーバ制御プログラムのＳ５の処理を実行する部分を含んで目標ばね上速度決定部２５２が構成され、アブソーバ制御プログラムのＳ６～Ｓ９，Ｓ１１の処理を実行する部分を含んで目標減衰力決定部２５４が構成されている。
［Ｅ］本車両用サスペンションシステムの特徴
　以上のように構成された本実施例の車両用サスペンションシステム１０は、運転者による車両の操作入力に基づいて決定された目標ばね上速度となるように、車体の挙動が制御される。そのため、本サスペンションシステム１０によれば、車体が、運転者の操作に応じた挙動をとるため、運転者の操作と車体の挙動との不一致によって運転者に与える違和感を軽減すること、換言すれば、運転者に適切な操作感を与えることが可能である。また、本サスペンションシステム１０は、運転者の操作入力に加えて、車両の運動制御に関する情報をも用いて、目標ばね上速度を決定するように構成されている。つまり、本サスペンションシステムによれば、実際の車両の旋回や加減速の程度を考慮した車体の挙動とすることできるため、車両の走行状態と車体の挙動との不一致によって運転者に与える違和感を軽減することが可能である。
　１０：車両用サスペンションシステム　　１２：サスペンション装置　　１４：車輪　　１６：サスペンションスプリング　　２０：液圧式ショックアブソーバ　　２２：シリンダ
２４：減衰力発生器〔減衰力変更機構〕　　３０：ハウジング　　９８：弁機構　　１０４：弁体　　１０６：ソレノイド　　２００：サスペンション電子制御ユニット［ＥＣＵ］〔制御装置〕　　２０４：バッテリ［ＢＡＴ］　　２１０：車速センサ［Ｖ］　　２１２：操作角センサ［δ］　　２１８：ばね上縦加速度センサ［Ｇｚ］　　２２０：ストロークセンサ［Ｓｔ］　　２２２：アクセル踏力センサ［Ａｃ］　　２２４：ブレーキ踏力センサ［Ｂｒ］　　２５０：基準減衰係数決定部　　２５２：目標ばね上速度決定部　　２５４：目標減衰係数決定部　　２５６：実ばね上速度取得部
　ζｅ：基準減衰係数　　ζ＊：目標減衰係数　　Δζ：減衰係数補正量　　ｖｓ：ばね上速度（実ばね上速度）　　ｖｓ ＊：目標ばね上速度　　ｖｓＲ：ロール成分　　ｖｓＰ：ピッチ成分　　Δｖｓ：ばね上速度偏差　　δ：ステアリング操作角　　δ’：ステアリング操作速度　　δβ：横滑り角換算操作角　　δＣ：補正操作角　　δＣ’：補正操作速度　　φ’：目標ロール速度　　ｖst：ストローク速度　　Ｉ＊：目標供給電流

Claims (11)

  1. 　(a)ばね上部とばねした部との間に配設され、減衰力の大きさを変更する減衰力変更機構を有してばね上部とばね下部との相対動作に対する減衰力を変更可能に発生させるショックアブソーバと、(b)前記減衰力変更機構を制御することで前記ショックアブソーバが発生させる減衰力を制御する制御装置とを備えた車両用サスペンションシステムであって、
    　前記制御装置が、
    　運転者による車両の操作入力に基づいて、目標となるばね上部の速度である目標ばね上速度を決定する目標ばね上速度決定部を有し、ばね上部の速度が前記目標ばね上速度となるように減衰力を制御するように構成された車両用サスペンションシステム。
  2. 　前記目標ばね上速度決定部が、運転者によってなされたステアリング操作に基づいて、前記目標ばね上速度を決定するように構成された請求項１に記載の車両用サスペンションシステム。
  3. 　前記目標ばね上速度決定部が、
    　ステアリング操作の操作速度と車速とに基づいて車体をロールさせる速度の目標となる目標ロール速度を決定し、その目標ロール速度に基づいて前記目標ばね上速度を決定するように構成された請求項２に記載の車両用サスペンションシステム。
  4. 　前記目標ばね上速度決定部が、
    　前記目標ロール速度を、車速に基づいて定まるゲインとステアリング操作の操作速度との積によって決定するように構成された請求項３に記載の車両用サスペンションシステム。
  5. 　前記目標ばね上速度決定部が、前記運転者による車両の操作入力と、車両において実行される運動制御に関する情報とに基づいて、前記目標ばね上速度を決定するように構成された請求項１ないし請求項４のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。
  6. 　当該車両用サスペンションシステムが搭載される車両が、
    　車両において実行される運動制御として、運転者のステアリング操作による車体の向きの変更とは別に、車体の向きを変化させる制御である車体回頭制御を実行するように構成され、
    　前記目標ばね上速度決定部が、
    　運転者によってなされたステアリング操作と、前記車体回頭制御に関する情報とに基づいて、前記目標ばね上速度を決定するように構成された請求項５に記載の車両用サスペンションシステム。
  7. 　前記制御装置が、
    　定められた制御規則に応じた大きさの減衰力であり、前記ショックアブソーバが発生させる減衰力の目標を決定する際の基準となる減衰力である基準減衰力を決定する基準減衰力決定部と、
    　前記目標ばね上速度に基づいて、前記基準減衰力を補正することで、前記ショックアブソーバが発生させる減衰力の目標となる目標減衰力を決定する目標減衰力決定部と
    　を有する請求項１ないし請求項６のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。
  8. 　前記制御装置が、実際のばね上部の速度である実ばね上速度を取得するばね上速度取得部を有し、
    　前記目標減衰力決定部が、前記実ばね上速度の前記目標ばね上速度に対する差であるばね上速度偏差に基づいて、前記基準減衰力を補正するように構成された請求項７に記載の車両用サスペンションシステム。
  9. 　前記目標減衰力決定部が、
    　(i)前記ばね上速度偏差が正で、ばね上部とばね下部とが互いに離間する方向に動作している場合、あるいは、前記ばね上速度偏差が負で、ばね上部とばね下部とが互いに接近する方向に動作している場合に、前記基準減衰力に対して減衰力を減少させ、(ii) 前記ばね上速度偏差が負で、ばね上部とばね下部とが互いに離間する方向に動作している場合、あるいは、前記ばね上速度偏差が正で、ばね上部とばね下部とが互いに接近する方向に動作している場合に、前記基準減衰力に対して減衰力を増加させるように構成された請求項８に記載の車両用サスペンションシステム。
  10. 　前記目標減衰力決定部が、
    　前記ばね上速度偏差が大きくなるほど、前記基準減衰力からの補正量を大きくするように構成された請求項８または請求項９に記載の車両用サスペンションシステム。
  11. 　前記目標減衰力決定部が、
    　前記ばね上速度偏差の、設定周波数より低い周波数の成分を取り除くように構成された請求項７ないし請求項９のいずれか１つに記載の車両用サスペンションシステム。
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