JP4935757B2 - 車両用サスペンションシステム - Google Patents

Description

本発明は、電磁モータの力に依拠してばね上部とばね下部とを接近・離間させる方向の力を発生させる装置を各車輪に対応して設けた車両用サスペンションシステムに関する。

近年では、車両用のサスペンションシステムとして、電磁モータの力に依拠してばね上部とばね下部とに対してそれらが接近・離間する方向の力を発生させる装置である接近離間力発生装置を各車輪に対応して備えたサスペンションシステムが検討されている。例えば、接近離間力発生装置を、いわゆる電磁式のショックアブソーバとして機能させるシステムが存在する。また、特許文献１に記載のシステムは、いわゆるアクティブスタビライザ装置を備えたシステムであるが、現在では、左右独立型のスタビライザ装置が検討されており、特許文献２に記載のシステムのように、接近離間力発生装置を、その左右独立型のスタビライザ装置の一構成要素としたシステムも存在する。それら接近離間力発生装置を備えたシステムは、いわゆるスカイフックダンパ理論に基づく振動減衰特性を容易に実現できたり、車体の姿勢変化を抑制できる等の利点から、高性能なシステムとして期待されている。
特開２００５−２３８９７２号公報 特開２００６−８２７５１号公報

上述した接近離間力発生装置を含んで構成されるサスペンションシステムにおいて、車体に生じている振動を種類が異なる複数の車体振動が合成されたものと捉えて、それら複数の車体振動を減衰させるように接近離間力をそれらの振動に対する減衰力として発生させるように構成される場合がある。ところが、振動の周波数が高くなるほど、接近離間力発生装置の作動が充分に追従することが難しく、効果的な振動減衰ができないこと、さらには、比較的周波数の高い振動に対して接近離間力が遅れて発生することによる影響等で、乗り心地を悪化させてしまうことが問題となっている。そのような接近離間力発生装置を備えたサスペンションシステムは、未だ開発途上であり、上記のような問題を始めとする種々の問題を抱え、改良の余地を多分に残すものとなっている。そのため、種々の改良を施すことによって、そのサスペンションシステムの実用性が向上すると考えられる。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、本発明のサスペンションシステムは、前述した複数の車体振動の各々を減衰の対象とする複数の振動減衰制御を同時に実行可能とされ、４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下においては、複数の振動減衰制御のうち減衰させる必要のない車体振動に対応する振動減衰制御を実行しないように構成される。

本発明のサスペンションシステムによれば、車体に生じている振動が、ばね上共振周波数域の振動のような比較的低い周波数の振動が生じている場合には、接近離間力発生装置が発生させる接近離間力により効果的に振動減衰するとともに、比較的高い周波数の振動が主体となっている場合には、そのような振動に対する減衰性能に影響を与えることがある接近離間力を制限して、乗り心地の悪化を抑制することが可能となる。そのような利点を有することで、本発明のサスペンションシステムは実用性の高いものとなる。

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）項および（３）項を合わせるとともに制御装置における接近離間力の制御に関する限定を加えたものが請求項１に相当し、請求項１に複数の車体振動の各々が減衰させる必要があるか否かを判定する手法を加えたものが請求項２に、請求項２に（４）項ないし（６）項の技術的特徴を付加したものが請求項３に、請求項１ないし請求項３のいずれか１つに（２）項の技術的特徴を付加したものが請求項４に、請求項１ないし請求項４のいずれか１つに（１１）項ないし（１３）項および（１６）項の技術的特徴を付加したものが請求項５に、請求項５に（１７）項の技術的特徴を付加したものが請求項６に，請求項５または請求項６に（１８）項の技術的特徴を付加したものが請求項７に、請求項１ないし請求項６のいずれか１つに（７）項ないし（９）項の技術的特徴を付加したものが請求項８に、請求項１ないし請求項８のいずれか１つに（２１）項の技術的特徴を付加したものが請求項９に、それぞれ相当する。

（１）前後左右の４つの車輪に対応して設けられ、それぞれが、電磁モータを有してその電磁モータが発生させるモータ力に依拠して自身に対応するばね上部とばね下部とを接近・離間させる方向の力である接近離間力を発生させる４つの接近離間力発生装置と、
それら４つの接近離間力発生装置の各々が有する前記電磁モータの作動を制御することで、それら４つの接近離間力発生装置の各々が発生させる接近離間力を制御する制御装置であって、種類が互いに異なる複数の車体振動が合成された振動を減衰するためにそれら複数の車体振動の各々を減衰の対象とする複数の振動減衰制御を同時に実行可能とされ、それら複数の振動減衰制御の各々において発生させるべき接近離間力の成分である振動減衰成分の和に基づいて、前記４つの接近離間力発生装置の各々が発生させる接近離間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、
４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、前記複数の振動減衰制御のうち減衰させる必要のない車体振動に対応する振動減衰制御を実行しないように構成された車両用サスペンションシステム。

上記接近離間力発生装置を備えるサスペンションシステムは、その装置が発生させる接近離間力を、車体に生じる振動に対する減衰力として作用させて、その振動を減衰させることが可能である。ところが、接近離間力発生装置は、振動の周波数が高くなるほど、それの作動が追従することが困難となる。その場合、振動を効果的に減衰できないだけでなく、比較的高い周波数の振動に対して接近離間力が遅れて発生することによる影響等で、乗り心地を悪化させてしまう虞がある。

本項に記載の態様は、車体に生じている振動を種類が異なる複数の車体振動が合成されたものと捉えて、それら複数の車体振動の各々に対する減衰力を接近離間力発生装置に発生させる複数の振動減衰制御が実行可能とされており、ばね上共振周波数域の振動成分の強度が比較的低い場合に、換言すれば、車体に生じている振動が、比較的高い周波数の振動が主体となっている場合に、複数の振動減衰制御の各々をできる限り実行しないように構成される。つまり、本項の態様によれば、比較的高い周波数の振動が主体となっている場合には、そのような振動に対する減衰性能に影響を与えることがある接近離間力を制限して、乗り心地の悪化を抑制することが可能である。

本項に記載の「４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下（以下、「低振動強度状況下」という場合がある）」とは、ばね上部の振動を種々の周波数の振動成分が合成したものと捉え、それらのうちのばね上共振周波数域の振動成分、例えば、0.1Ｈｚより高く3.0Ｈｚより低い周波数の振動成分の強度の程度が比較的低いことを意味する。その振動の強度は、振動の激しさの程度をいい、例えば、ばね上共振周波数域の振動成分の振幅、ばね上共振周波数域の振動成分に関するばね上部の動作の速度，加速度等が比較的低い状況である場合に、上記低振動強度状況下にあると判断することができる。なお、振動の強度は、現時点から遡った設定時間内におけるそれらの値、具体的には、最大値や実効値等に基づいて判断されることが望ましい。また、上記低振動強度状況下とは、４つの車輪の各々に対応する４箇所の振動強度のすべてが、設定された程度より低い状況下を意味する。

また、接近離間力発生装置が比較的周波数の高い振動の減衰性能が低いことを考慮して、例えば、接近離間力発生装置が発生させる力を常に小さくするように、システムを構成することが可能である。ところが、そのようなシステムにおいては、充分に追従できる比較的低い周波数の振動に対する力をも抑えてしまうことになる。本項の態様によれば、接近離間力発生装置の作動が充分に追従可能なばね上共振周波数域の振動は、効果的に減衰させることが可能である。

本項に記載の「接近離間力発生装置」は、それの構造が特に限定されるものではなく、例えば、後に説明するように、ばね上部とばね下部との一方に連結される弾性体とその弾性体を変形させるアクチュエータとを備え、アクチュエータの発生させる力を弾性体に作用させるとともに、その力を接近離間力として発生させるような構造の装置、いわゆる左右独立型のスタビライザ装置とすることができる。また、(a)ばね上部に連結されるばね上部側ユニットと、(b)ばね下部に連結され、ばね上部とばね下部との接近離間動作に伴ってばね上部側ユニットと相対動作するばね下部側ユニットとを有し、電磁モータが発生させる力に依拠して、ばね上部側ユニットとばね下部側ユニットとの相対動作に対する力を発生させる構造の装置、いわゆる電磁式のショックアブソーバとすることもできる。

また、接近離間力発生装置は、例えば、ばね上部とばね下部とを積極的に相対動作させる力、つまり推進力や、外部からの入力に対してばね上部とばね下部とを相対動作させないようにする力、つまり維持力をも発生可能なものとすることができる。つまり、接近離間力発生装置が発生させる種々の接近離間力を利用して、本項に記載の「制御装置」は、上記複数の振動減衰制御を実行することが可能となる。また、制御装置は、それら複数の振動減衰制御に加えて、各車輪ごとにそれらの各々に対応するばね上部の振動を減衰させるいわゆるスカイフックダンパ理論に基づいた制御や、車両の旋回に起因する車体のロールの抑制，車両の加減速に起因する車体のピッチの抑制を目的とした車体の姿勢変化を抑制する制御等をも実行するように構成することが可能である。

（２）前記制御装置が、４つの車輪の各々に対応するばね上部の上下方向の動作速度であるばね上速度に基づいて、４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下にあるか否かを推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。

一般的に、荒れた路面を車両が走行するような場合、ばね下部から伝達されるばね上部の振動の周波数は高くかつ振幅が小さいため、ばね上部の動作速度は比較的小さいと考えられる。しかし、路面の凸所や凹所を車輪が通過するような場合には、ばね下部から伝達されるばね上部の振動の周波数は低くかつ振幅が大きいため、ばね上部の動作速度は比較的大きくなると考えられる。したがって、設定値の適切化等により、ばね上速度に基づいて、低振動強度状況下にあるか否かを判断することが可能であり、本項に記載の態様は、例えば、４つの車輪の各々に対応する４箇所のばね上速度のすべてが設定値より小さい場合に、不必要な振動減衰制御を実行しないように構成することができる。

（３）前記複数の振動減衰制御が、
前記複数の車体振動の１つであるロール振動を減衰するロール減衰制御と、前記複数の車体振動の１つであるピッチ振動を減衰するピッチ減衰制御と、前記複数の車体振動の１つであるバウンス振動を減衰するバウンス減衰制御とを含む(1)項または(2)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、複数の振動減衰制御を具体化した態様である。本項の態様においては、例えば、車体に生じている振動を、車体の重心位置を基準とした種々の振動の成分が合成したものと捉え、それら種々の振動の成分の各々を、複数の車体振動として捉えることができる。より具体的に言えば、車体の重心を通る前後方向の軸線回りの回転振動をロール振動と、車体の重心を通る左右方向の軸線回りの回転振動をピッチ振動と、車体の重心位置の上下方向の振動をバウンス振動とそれぞれ考え、それらの振動の各々を減衰させるように接近離間力の成分を決定する態様とすることができる。

（４）前記複数の振動減衰制御が、少なくとも、前記複数の車体振動の１つであるロール振動を減衰するロール減衰制御を含み、
前記制御装置が、４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、ロール振動の強度が設定された程度以下である場合には、前記ロール減衰制御を実行しないように構成された(1)項ないし(3)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。

（５）前記複数の振動減衰制御が、少なくとも、前記複数の車体振動の１つであるピッチ振動を減衰するピッチ減衰制御を含み、
前記制御装置が、４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、ピッチ振動の強度が設定された程度以下である場合には、前記ピッチ減衰制御を実行しないように構成された(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。

（６）前記複数の振動減衰制御が、少なくとも、前記複数の車体振動の１つであるバウンス振動を減衰するバウンス減衰制御を含み、
前記制御装置が、４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、バウンス振動の強度が設定された程度以下である場合には、前記バウンス減衰制御を実行しないように構成された(1)項ないし(5)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。

上記３つの項に記載の態様には、複数の振動減衰制御の各々が、その各々において減衰の対象となる車体振動の強度が設定された程度を越えた場合に、実行する必要があると判断される態様とすることができる。具体的には、例えば、バウンス振動の強度は、車体の上下方向の加速度（例えば、４つの車輪の各々に対応するばね上部の縦加速度の平均値等）から推定することが可能であり、車体の回転振動であるロール振動，ピッチ振動の強度は、車体の傾斜角等から推定することが可能である。なお、車体の傾斜角は、加速度センサを利用して推定することが可能である。詳しく言えば、加速度センサが、設定された方向に移動可能とされた振り子を有し、その振り子の変位に起因して設定された方向の加速度を検出するような構造である場合には、その振り子の変位に基づいて車体の傾斜角を推定すること、つまり、ロール振動，ピッチ振動の強度を推定することができる。

（７）前記複数の振動減衰制御の各々が、減衰の対象となる車体振動の速度に応じた大きさの接近離間力を発生させるべく振動減衰成分を決定するように構成された(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、減衰の対象となる車体振動に関するばね上部の動作の速度、具体的には、車体のバウンス速度，ロール速度，ピッチ速度に応じた大きさの力、つまり、減衰力を発生させる態様である。本項の態様は、例えば、振動減衰成分を車体振動の速度に比例する大きさに決定するような態様とすることができ、本項の態様によれば、接近離間力を、適切な大きさの減衰力として発生させることが可能である。

（８）前記制御装置が、４つの車輪の各々に対応するばね上部の上下方向の動作速度であるばね上速度に基づいて、前記複数の振動減衰制御の各々において減衰の対象となる車体振動の速度を推定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。

例えば、複数の車体振動の各々を車体の重心位置を基準とした振動と捉える場合、４つの車輪の各々に対応するばね上速度、および、４つの車輪の各々の重心位置からの距離を考慮して、複数の車体振動の各々に関するばね上部の動作の速度を推定することができる。

（９）当該サスペンションシステムが、振動の位相を進ませる位相進み補償器を備え、
前記制御装置が、前記位相進み補償器によって位相を進ませた４つの車輪の各々に対応するばね上速度に基づいて、前記複数の振動減衰制御の各々において減衰の対象となる車体振動の速度を推定す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。

接近離間力発生装置の応答性の向上等を目的として、接近離間力の決定に用いる指標に対して位相進み補償器によって位相を進ませる処理を行い、その位相を進ませた指標に基づいて接近離間力を制御することができる。詳しく言えば、制御装置によって接近離間力についての指令が発令された場合においてばね上部とばね下部とに実際に作用する力がその指令値に相当する力に到達するまでの時間の遅れを小さくすること等を目的として、位相進み補償器を用いることができる。その位相進み補償器は、例えば、ばね上共振周波数の振動成分の位相を設定された角度分だけ進ませるように設定することができる。一般的に、そのように設定した位相進み補償器は、自身の特性によって、ばね上共振周波数より高い周波数の振動に対して、周波数が高くなるほど、位相のずれや振幅の変化を生じさせてしまう。つまり、位相進み補償器による処理を行ったばね上速度から推定された複数の車体振動の速度に基づいて、複数の振動減衰制御の各々における接近離間力の成分が決定されると、比較的高い周波数の振動を効果的に減衰できず、接近離間力発生装置が発生させる接近離間力によって乗り心地を悪化させる可能性があるのである。したがって、本項の態様には、低振動強度状況下においては、複数の振動減衰制御の各々をできる限り実行しないような構成が、特に有効である。

本項に記載の位相進み補償器は、それの特性が特に限定されるものではない。例えば、ばね上部に設けられたばね上縦加速度センサを利用し、そのばね上縦加速度センサから検出されたばね上縦加速度を積分処理して得られるばね上速度の位相を、そのばね上縦加速度の位相を考慮して、進ませるような特性のものとすることができる。なお、位相進み補償器は、それの具体的な構成が特に限定されるものではない。例えば、位相を進ませるための専用のコンピュータや回路を含んで構成されるものであってもよく、その他の制御にも用いられるような汎用性のあるコンピュータ内に位相を進ませるためのプログラムが記憶され、そのプログラムの処理を実行する部分を含んで構成されるものであってもよい。

（１１）当該車両用サスペンションシステムが、
４つの車輪に対応して設けられ、(a)それぞれが、自身に対応するばね上部とばね下部とを弾性的に連結する４つのサスペンションスプリング、および、(b)それぞれが、自身に対応するばね上部とばね下部との接近離間動作に対する減衰力を発生させる４つの液圧式のショックアブソーバを備えた(1)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。

本項に記載の態様は、４つの車輪の各々に、サスペンションスプリング，ショックアブソーバ，接近離間力発生装置が並列的に設けられた態様である。本項の態様によれば、例えば、ショックアブソーバの減衰係数の適切化等により、接近離間力発生装置の作動が追従し得ないような周波数の高い振動がばね下部に入力されたような場合であっても、その高周波振動のばね上部への伝達を効果的に抑えることが可能になる。なお、ショックアブソーバの減衰係数とばね下部からばね上部への振動の伝達性とは関係があり、大まかに言えば、ショックアブソーバの減衰係数が低いほど、高周波振動の伝達性は低くなる。そのような観点からすれば、接近離間力発生装置を備えたシステムにおいては、ショックアブソーバの減衰係数は、比較的低めに、具体的には、１０００〜２０００Ｎ・ｓｅｃ／ｍ（車輪の動作に対してその車輪に直接作用させたと仮定した値）に設定されることが望ましい。

（１２）前記４つのショックアブソーバの各々が、減衰力を発生させるための自身の能力であってその減衰力の大きさの基準となる減衰係数を変更する減衰係数変更機構を有し、
前記制御装置が、前記４つのショックアブソーバの各々が有する前記減衰係数変更機構を制御することで、それら４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御するように構成された(11)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「減衰係数変更機構」は、減衰係数を連続的に変更可能なものであってもよく、減衰係数を段階的に設定された２以上の値の間で変更可能なものであってもよい。

（１３）前記制御装置が、前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して、前記４つのショックアブソーバのうちの前輪に対応する２つのものの減衰係数である前輪側減衰係数が後輪に対応する２つのものの減衰係数である後輪側減衰係数より大きい第１の特定状態と、前記後輪側減衰係数が前記前輪側減衰係数より大きい第２の特定状態とを選択的に実現することで、ピッチ振動の抑制に好適なピッチ抑制状態と、ロール振動の抑制に好適なロール抑制状態とを選択的に実現可能に構成された(12)項に記載の車両用サスペンションシステム。

減衰係数変更機構を有するショックアブソーバを備えたサスペンションシステムにおいては、車両の走行中に車体に生じるピッチ振動やロール振動を抑制するために、従来は、４つの車輪のすべてに対応するショックアブソーバの減衰係数を大きくする手法がとられていた。ところが、ショックアブソーバの減衰係数を高くすると、ばね上共振周波数より周波数の高い振動のばね下部からばね上部への伝達性も高くなり、乗り心地が悪化してしまうことになる。

そこで、本項に記載の態様は、通常は同程度の値に設定されている前輪側減衰係数と後輪側減衰係数との間に差を設けることで、ピッチ振動あるいはロール振動を抑制するために好適な状態を実現可能とされている。例えば、本項の態様は、前輪側減衰係数と後輪側減衰係数との一方のみを大きくして、それらの他方を通常の値あるいは通常より小さな値とすることで、ピッチ抑制状態あるいはロール抑制状態を実現する態様とすることができる。そして、前輪側減衰係数と後輪側減衰係数とのいずれをそれらの他方に対して大きくするかによって、ピッチ抑制状態とロール抑制状態とのいずれが実現されるかが決まることになる。なお、前輪側減衰係数が後輪側減衰係数より大きい第１の特定状態と、後輪側減衰係数が前輪側減衰係数より大きい第２の特定状態とのいずれが、ピッチ抑制状態とロール抑制状態とのいずれに対応するかについては、車両によって異なり、そのことについては、後に詳しく説明することとする。本項の態様によれば、ピッチ振動あるいはロール振動を抑制するとともに、比較的高い周波数の振動もある程度減衰することが可能であるため、上述の乗り心地の悪化を抑制することが可能である。

前輪側減衰係数と後輪側減衰係数との間に差を設けることで、ピッチ振動あるいはロール振動を抑制することができるかについて説明する。まず、１自由度の減衰振動モデルを考え、ｍを前輪あるいは後輪に対応するばね上部の質量（分担荷重Ｗを重力加速度ｇで除したものである）、Ｃをショックアブソーバの減衰係数、ｋをサスペンションスプリングのばね定数とすれば、次式のような関係が成り立つ。
ばね上共振周波数ω＝(ｋ／ｍ)^1/2 ・・・（１）
臨界減衰係数Ｃ_C＝２・(ｍ・ｋ)^1/2 ・・・（２）
減衰比ζ＝Ｃ／Ｃ_C ・・・（３）
また、１自由度の減衰振動モデルにおいて、前輪あるいは後輪に対応するばね上部の変位量をｘ(ｔ)とすれば、運動方程式は次式によって表される。
ｍ・ｄ²ｘ(ｔ)／ｄｔ²＋Ｃ・ｄｘ(ｔ)／ｄｔ＋ｋ・ｘ(ｔ)＝０ ・・・（４）
その運動方程式の解から、減衰振動周波数ω_dが、次式によって表される。
ω_d＝(１−ζ²)^1/2・ω （ζ＜１の場合） ・・・（５）
なお、一般的な車両においては、路面の凸所や凹所を車輪が通過する際の振動が、１周期強で収束するように設定される。

図１に示すように、路面の凸所を前側２輪，後側２輪が順次通過して、ピッチ振動が生じる場合を考える。その場合、前輪側のばね上部および後輪側のばね上部は、それぞれが（５）式から求まる周波数の減衰振動が生じる。そして、前輪側の減衰振動周波数および後輪側の減衰振動周波数が、ほぼ同程度であれば、図２に示すように、前輪側，後輪側の順でばね上部の変位が最大値に達し、その順で振動が収束することになる。そして、その前輪側の振動と後輪側の振動とのリバウンド方向の変位が最大となるタイミングを合わせるようにすれば、ピッチ角は小さくなると考えられる。また、路面の凹所を車輪が通過する場合には、前輪側の振動と後輪側の振動とのバウンド方向の変位が最大となるタイミングを合わせるようにすればよい。つまり、前輪側の振動の位相を遅らせるように前輪側の減衰振動周波数を低くすることと、後輪側の振動の位相を進ませるように前輪側の減衰振動周波数を高くすることとの少なくとも一方を行えばよいのである。（５）式および（２）式から解るように、ショックアブソーバの減衰係数Ｃを変化させることで、減衰振動周波数ω_dを変化させることが可能であるため、前輪側減衰係数が後輪側減衰係数より大きい第１の特定状態とすることで、ピッチ抑制状態を実現することができる。なお、図２は、ある車両の走行速度の場合を示したものであり、車速が高くなれば、前輪側の振動と後輪側の振動との開始時が近くなるため、前輪側の振動と後輪側の振動とのリバウンド方向の変位が最大となるタイミングは近づくことになり、逆に、車速が低くなれば、前輪側の振動と後輪側の振動とのリバウンド方向の変位が最大となるタイミングはずれることになる。

また、路面の凸所あるいは凹所を左右のいずれかの前輪，後輪が順次通過して、ロール振動が生じる場合を考える。例えば、左前輪が凸所を通過し終え、左後輪が凸所を通過中であるような場合には、図３（車両後方側からの視点において、前輪側を図３(ａ)に、後輪側を図３(ｂ)に示している）に示すように、左前輪がバウンド方向に変位するとともに、左後輪がリバウンド方向に変位するような状態があり、そのような状態においては、前輪側がロールしようとする方向と後輪側がロールしようとする方向とが逆方向となる。つまり、車体がそのような動作をしようする場合、車体の剛性が高いために、車体にロールが生じにくい。したがって、前輪側の振動と後輪側の振動とが逆位相になるように、前輪側の振動と後輪側の振動とのリバウンド方向の変位が最大となるタイミングをずらすことで、ロールを抑制することができると考えられる。具体的には、前輪側の振動の位相を進ませるように前輪側の減衰振動周波数を高くすることと、後輪側の振動の位相を遅らせるように前輪側の減衰振動周波数を低くすることとの少なくとも一方を行えばよいのであり、後輪側減衰係数が前輪側減衰係数より大きい第２の特定状態とすることで、ロール抑制状態を実現することができる。

ところが、前輪に対応するショックアブソーバと後輪に対応するショックアブソーバとの減衰係数は、通常、ほぼ同じ程度の値に設定されているが、前輪側の分担荷重と後輪側の分担荷重とに差があること等によって、前輪側のばね上部の共振周波数である前輪側ばね上共振周波数と、後輪側のばね上部の共振周波数である後輪側ばね上共振周波数とが、互いに異なることになる。その場合には、（５）式から解るように、前輪側減衰振動周波数および後輪側減衰振動周波数とが互いに異なることになるのである。そして、それら前輪側減衰振動周波数および後輪側減衰振動周波数との関係、つまり、前輪側ばね上共振周波数と後輪側ばね上共振周波数との関係によっては、例えば、路面の凸所を通過する際に、後輪側が前輪側より先にリバウンド方向の変位が最大となるような車両も存在するのである。

ここで、路面の凸所あるいは凹所を前輪および後輪が順次通過する際における、前輪および後輪の各々についての、前輪が凸所に差し掛かってからリバウンド側の変位が最大となるまでの時間あるいは前輪が凹所に差し掛かってからバウンド側の変位が最大となるまでの時間を、前輪側最大変位到達時間，後輪側最大変位到達時間と定義する（図２参照）。そして、図２に示したように、前輪側最大変位到達時間が後輪側最大変位到達時間より短い場合には、前述したように第１の特定状態をピッチ抑制状態に対応させ、第２の特定状態をロール抑制状態に対応させるのが望ましい。それに対して、図示はしないが、上述の後輪側が前輪側より先にリバウンド方向の変位が最大となるような車両である場合、つまり、後輪側最大変位到達時間が前輪側最大変位到達時間より短い場合には、後輪側減衰係数が前輪側減衰係数より大きい第２の特定状態をピッチ抑制状態に対応させ、前輪側減衰係数が後輪側減衰係数より大きい第１の特定状態をロール抑制状態に対応させることが望ましい。

本項の態様は、ピッチ抑制状態とロール抑制状態との各々を実現する際に、例えば、前輪側減衰係数と後輪側減衰係数との比を前後減衰係数比と定義した場合において、制御装置が、その各々に対して設定された前後減衰係数比が設定比となるように４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御する態様とすることが可能である。一般的に、ショックアブソーバは、減衰係数変更機構によって減衰係数を変更可能な範囲は限られており、、上述した後輪側最大変位到達時間と前輪側最大変位到達時間との差をなくすように、前輪側減衰係数と後輪側減衰係数との差を比較的大きくすることが望ましい。具体的には、ピッチ抑制状態における前後減衰係数比とロール抑制状態における前後減衰係数比との各々が、前輪側減衰係数と後輪側減衰係数とのうちの大きい方の値がそれらのうちの小さい方の値の２倍以上の大きさとなるように設定されることが望ましい。

（１４）前輪側のばね上部の共振周波数である前輪側ばね上共振周波数と後輪側のばね上部の共振周波数である後輪側ばね上共振周波数との関係に基づいて、前記２つの特定状態のいずれがピッチ抑制状態に対応し、いずれがロール抑制状態に対応するかが設定されている(13)項に記載の車両用サスペンションシステム。

（１５）路面の凸所あるいは凹所を前輪および後輪が順次通過する際における、前輪および後輪の各々についての、前輪が凸所に差し掛かってからリバウンド方向の変位が最大となるまでの時間あるいは前輪が凹所に差し掛かってからバウンド方向の変位が最大となるまでの時間を、前輪側最大変位到達時間，後輪側最大変位到達時間と定義した場合において、
前輪側最大変位到達時間が後輪側最大変位到達時間より短い場合に、第１の特定状態が前記ピッチ抑制状態に対応し、第２の特定状態が前記ロール抑制状態に対応するように設定され、
後輪側最大変位到達時間が前輪側最大変位到達時間より短い場合に、第１の特定状態が前記ロール抑制状態に対応し、第２の特定状態が前記ピッチ抑制状態に対応するように設定された(13)項または(14)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、先に説明した内容に基づいて、第１の特定状態と第２の特定状態とのいずれが、ピッチ抑制状態とロール抑制状態とのいずれに対応するかを決定する方法を具体化した態様である。

（１６）前記複数の振動減衰制御が、
前記複数の車体振動の１つであるロール振動を減衰するロール減衰制御と、前記複数の車体振動の１つであるピッチ振動を減衰するピッチ減衰制御とを含み、
前記制御装置が、
４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、ロール振動とピッチ振動との少なくとも一方を減衰させる必要がある場合に、(i)前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ロール抑制状態を実現するとともに、前記複数の振動減衰制御のうち前記ロール減衰制御を実行しないように、あるいは、(ii)前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ピッチ抑制状態を実現するとともに、前記複数の振動減衰制御のうち前記ピッチ減衰制御を実行しないように構成された(13)項ないし(15)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。

（１７）前記制御装置が、
４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、(A-1)ロール振動の強度が設定された程度を超え、かつ、ピッチ振動の強度が設定された程度以下である場合に、前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ロール抑制状態を実現するとともに、前記ロール減衰制御と前記ピッチ減衰制御との両者を実行しないようにされ、(A-2)ロール振動の強度が設定された程度以下で、かつ、ピッチ振動の強度が設定された程度を超える場合に、前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ピッチ抑制状態を実現するとともに、前記ロール減衰制御と前記ピッチ減衰制御との両者を実行しないように構成された(16)項に記載の車両用サスペンションシステム。

（１８）前記制御装置が、
４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、ロール振動の強度が設定された程度を超え、かつ、ピッチ振動の強度が設定された程度を超える場合に、(B-1)前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ロール抑制状態を実現するとともに、前記複数の振動減衰制御のうち前記ロール減衰制御を実行せず、前記ピッチ抑制制御を実行するように、あるいは、(B-2)前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ピッチ抑制状態を実現するとともに、前記複数の振動減衰制御のうち前記ピッチ減衰制御を実行せず、前記ロール抑制制御を実行するように構成された(16)項または(17)項に記載の車両用サスペンションシステム。

上記３つの項に記載の態様によれば、ロール振動とピッチ振動とのいずれかをショックアブソーバによって抑制して、接近離間力発生装置が発生させる接近離間力を、さらに制限することが可能である。２つめの項に記載の態様は、ロール振動とピッチ振動とのいずれかがそれらの各々の振動の強度に基づいて抑える必要があると判断された場合において、その一方をショックアブソーバによって抑制する態様である。３つめの項に記載の態様は、ロール振動とピッチ振動との両者がそれらの各々の振動の強度に基づいて抑える必要があると判断された場合において、それらのうちの一方をショックアブソーバによって抑制するとともに、それらの他方を接近離間力発生装置によって減衰させる態様である。

（２１）前記４つの接近離間力発生装置の各々が、
一端部がばね上部とばね下部との一方に連結される弾性体と、
ばね上部とばね下部との他方と前記弾性体の他端部との間に配設されてその他方と前記弾性体とを連結し、前記電磁モータを自身の構成要素としてその電磁モータが発生させるモータ力に依拠して自身が発生させる力を前記弾性体に作用させることで、自身の動作量に応じて前記弾性体の変形量を変化させるとともに、その力を前記弾性体を介してばね上部とばね下部とに接近離間力として作用させる電磁式のアクチュエータと
を有する(1)項ないし(18)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、接近離間力発生装置を、いわゆる左右独立型のスタビライザ装置の一構成要素に限定した態様である。本項に記載の「接近離間力発生装置」は、アクチュエータの発生させる力を弾性体に作用させるとともに、アクチュエータの動作量に応じて弾性体の変形量を変化させる構造のものとされている。したがって、本項の態様では、接近離間力発生装置が発生させる接近離間力と、アクチュエータの動作量とは、相互に対応する。なお、本項に記載の「弾性体」は、変形量に応じた何らかの弾性力を発揮するものであればよく、例えば、コイルばね，トーションばね等、種々の構造の弾性体とすることができる。

（２２）前記弾性体が、ばね上部に回転可能に保持されたシャフト部と、そのシャフト部の一端部からそのシャフト部と交差して延びて先端部がばね下部に連結されたアーム部とを有し、
前記アクチュエータが、車体に固定され、自身が発生させる力によって前記シャフト部をそれの軸線まわりに回転させるものである(21)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、接近離間力発生装置の構造をさらに具体的に限定した態様である。本項の態様における「弾性体」は、シャフト部とアーム部との少なくとも一方が、弾性体としての機能を有していればよい。例えば、シャフト部が捩られることでそれがばねとしての機能を有するようにしてもよく、アーム部が撓むことでそれがばねとしての機能を有するようにしてもよい。なお、上記弾性体は、シャフト部とアーム部とが別部材とされてそれらが結合されたものであってもよく、それらが一体化して成形されたものであってもよい。

（２３）外部入力に抗して前記アクチュエータを作動させるのに必要なモータ力に対するその外部入力の比率を、前記アクチュエータの正効率と、外部入力によっても前記アクチュエータが動作させられないために必要となるモータ力のその外部入力に対する比率を、前記アクチュエータの逆効率と、それら正効率と逆効率との積を、正逆効率積と、それぞれ定義した場合において、
前記アクチュエータが、１／２以下の正逆効率積を有する構造とされた(21)項または(22)項に記載の車両用サスペンションシステム。

本項にいう「正逆効率積」は、ある大きさの外部入力に抗してアクチュエータを動作させるのに必要なモータ力と、その外部入力によってもアクチュエータが動作させられないために必要なモータ力との比と考えることができ、正逆効率積が小さいほど、外部入力に対して動かされ難いアクチュエータとなる。したがって、正逆効率積が比較的小さなアクチュエータを採用すれば、例えば、車体のロール，ピッチ等を抑制する際に、外部入力の作用下、ばね上部とばね下部との距離をある距離に維持させるような場合において、比較的小さな電力によって、その距離を維持することが可能なる。したがって、本項の態様のシステムによれば、省電力の観点において優れたシステムが実現され得る。

（２４）前記アクチュエータが、前記電磁モータの動作を減速する減速機を有してその減速機によって減速された動作が自身の動作となるとともに、その減速機の減速比が１／１００以下となる構造とされた(21)項ないし(23)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。

本項の態様は、減速比が比較的大きい、換言すれば、電磁モータの動作量に対するアクチュエータの動作量が小さいアクチュエータを採用する態様である。減速比が大きい減速機を採用する場合、一般に、上述した正逆効率積の値は小さくなると考えることができる。その観点からすれば、本項の態様は、正逆効率積の比較的小さなアクチュエータを採用する態様の一種と考えることができる。減速機の減速比を大きくすれば、電磁モータの小型化が可能となる。

本項の態様において減速機は、それの機構が特に限定されるものではない。例えば、ハーモニックギヤ機構（「ハーモニックドライブ（登録商標）機構」，「ストレインウェーブギヤリング機構」等と呼ばれることもある）、ハイポサイクロイド減速機構等、種々の機構の減速機を採用することが可能である。

以下、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〕の各項の説明におけ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。

＜サスペンションシステムの構成＞
i）サスペンションシステムの全体構成
図４に、実施例の車両用サスペンションシステム１０を模式的に示す。本システム１０においては、前後左右４つの車輪１２ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬと車体１４との間に、それら４つの車輪１２の各々に対応して４つのサスペンション装置２０ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬが設けられている。転舵輪である前輪１２ＦＲ，ＦＬのサスペンション装置２０ＦＲ，ＦＬと非転舵輪である後輪１２ＲＲ，ＲＬのサスペンション装置２０ＲＲ，ＲＬとは、車輪１２を転舵可能とする機構を除き略同様の構成とみなせるため、説明の簡略化に配慮して、図５，６を参照しつつ、左後輪１２ＲＬのサスペンション装置２０ＲＬを代表して説明する。図５は、サスペンション装置２０ＲＬの側面図（車両後方から眺めた図）であり、図６は、それの平面図（車両上方から眺めた図）である。なお、以下の説明において、４つの車輪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。また、前輪側と後輪側とを区別する必要がある場合には、Ｆｒ，Ｒｒを付す場合がある。

図５，６に示すように、サスペンション装置２０は、独立懸架式のものであり、マルチリンク式サスペンション装置とされている。サスペンション装置２０は、それぞれが車輪保持部としてのサスペンションアームである第１アッパアーム３０，第２アッパアーム３２，第１ロアアーム３４，第２ロアアーム３６，トーコントロールアーム３８を備えている。５本のアーム３０，３２，３４，３６，３８のそれぞれの一端部は、車体１４に回動可能に連結され、他端部は、車輪１２を回転可能に保持するアクスルキャリア４０に回動可能に連結されている。それら５本のアーム３０，３２，３４，３６，３８により、アクスルキャリア４０は、車体１４に対して略一定の軌跡を描くような上下動が可能とされている。

サスペンション装置２０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５０と、液圧式のショックアブソーバ５２と、車体１４と車輪１２との間の距離（以下、「車体車輪間距離」という場合がある）を調整可能な車体車輪間距離調整装置５４（以下、単に「調整装置５４」という場合がある）とを備えている。それらコイルスプリング５０，ショックアブソーバ５２，調整装置５４は、それぞれ、ばね上部の一部分を構成するマウント部５６を含む車体１４の一部と、ばね下部の一部分を構成する第２ロアアーム３６との間に、互いに並列的に配設されている。

ii）ショックアブソーバの構成
上記ショックアブソーバ５２の構造について、図７，８を参照しつつ、詳しく説明する。ショックアブソーバ５２は、図７に示すように、作動液を収容するハウジング６０と、そのハウジング６０に液密かつ摺動可能に嵌合されたピストン６２と、そのピストン６２に下端部が連結されて上端部がハウジング６０の上方から延び出すピストンロッド６４とを含んで構成されている。そして、ハウジング６０が、第２ロアアーム３６に連結され、ピストンロッド６４が、マウント部５６に連結される。ちなみに、ピストンロッド６４は、ハウジング６０の上部に設けられた蓋部６６を貫通しており、シール６８を介してその蓋部６６と摺接している。

ハウジング６０は、図８に示すように、外筒７０と内筒７２とを含んで構成され、それらの間にバッファ室７４が形成されている。上記ピストン６２は、その内筒７２の内側に嵌合されており、内筒７２の内部を、上室７６と下室７８とに区画している。そのピストン６２には、上室７６と下室７８とを接続する接続通路８０，８２が、同心状に複数個ずつ設けられている（図８には、２つずつが図示されている）。ピストン６２の下面には、弾性材製の円形をなす弁板８４が配設されており、その弁板８４によって、ピストン６２の内周側の接続通路８０が塞がれ、上室７６と下室７８との液圧差により弁板８４が撓められると上室７６から下室７８への作動液の流れが許容されるようになっている。また、ピストン６２の上面には、弾性材製の円形をなす２枚の弁板８６，８８が配設されており、その弁板８６，８８によって、それらに設けられた開口部によりピストン６２の内周側の接続通路８０が常時塞がれずに、ピストン６２の外周側の接続通路８２が塞がれ、上室７６と下室７８との液圧差により弁板８６が撓められると下室７８から上室７６への作動液の流れが許容されるようになっている。さらに、下室７６とバッファ室７４との間には、ピストン６２と同様の接続通路，弁板が設けられたベースバルブ体９０が設けられている。

また、ショックアブソーバ５２は、図７に示すように、回転型の電磁モータ１００（以下、単に「モータ１００」という場合がある）と、軸線方向に移動可能な調整ロッド１０２と、モータ１００の回転動作を調整ロッド１０２の軸線方向の動作に変換する動作変換機構１０４とを備えている。モータ１００は、モータケース１０６に固定して収容され、そのモータケース１０６が、それの外周部において、防振ゴムを含んで構成されるアッパサポート１０８を介してマウント部５６に連結されている。前述のピストンロッド６４は、それの上端部において、モータケース１０６に固定されることで、マウント部５６にモータケース１０６を介して連結されている。ピストンロッド６４には、軸線方向に延びる貫通穴１１０が形成されており、調整ロッド１０２が、その貫通穴１１０に挿入され、軸線方向に移動可能とされている。調整ロッド１０２は、それの上端部において、動作変換機構１０４を介してモータ１００に連結され、モータ１００の回転駆動に伴って、軸線方向に移動させられるようになっている。

図８に示すように、ピストンロッド６４の貫通穴１１０は、段付き形状を成し、上部が大径部１１２、下部が小径部１１４とされる。その大径部１１２は、接続通路１１６によって上室７６に開口し、小径部１１４は下室７８に開口しており、上室７６と下室７８とが連通させられている。一方、調整ロッド１０２は、下端部１１８を除く部分の外径が、大径部１１２の内径より小さく、かつ、小径部１１４の内径より大きくされている。調整ロッド１０２の下端部１１８は、下方に向かうほど外径が小さくなる円錐形状とされており、小径部１１４に進入可能とされている。なお、貫通穴１１０の接続通路１１６が接続された部分より上方にシール１２０が設けられ、貫通穴１１０の内周面と調整ロッド１０２の外周面との間の液密が保たれる。

上記のような構造により、例えば、マウント部５６と第２ロアアーム３６とが離間し、ピストン６２がハウジング６０に対して上方に移動させられる場合には、上室７６の液圧が高くなる。そのため、上室７６の作動液の一部が、接続通路８０および貫通穴１１０を通って下室７８へ流れるとともに、バッファ室７４の作動液の一部がベースバルブ体９０の接続通路を通って下室７８へ流入することになる。逆に、マウント部５６と第２ロアアーム３６とが接近し、ピストン６２がハウジング６０に対して下方に移動させられる場合には、下室７８の液圧が高くなる。そのため、下室７８の作動液の一部が、接続通路８２および貫通穴１１０を通って上室７６へ流れるとともに、ベースバルブ体９０の接続通路を通ってバッファ室７４へ流出することになる。そして、それらの場合の作動液の流通に対して抵抗力が付与され、ピストン６２とハウジング６０との相対移動に対して抵抗力が付与されるのである。つまり、ショックアブソーバ５２は、ばね上部とばね下部と接近離間動作に対して減衰力を発生させる構造とされている。

また、上述したように、調整ロッド１０２は、モータ１００の駆動に伴って軸線方向に移動可能とされており、その調整ロッド１０２の位置の変化に伴って、貫通穴１１０における大径部１１２と小径部１１４との段差部と調整ロッド１０２の下端部１１８の外周面との間のクリアランス１３０が、換言すれば、小径部１１４の開口面積が、変化させられることになる。つまり、調整ロッド１０２のピストンロッド６４に対する位置を変化させることで、貫通穴１１０の作動液の流通に対する抵抗力を変化させることが可能である。したがって、ショックアブソーバ５２は、モータ１００の駆動により調整ロッド１０２を軸線方向に移動させてクリアランス１３０を変更することで、ばね上部とばね下部と接近離間動作に対する減衰特性、換言すれば、減衰係数を変更することが可能な構造とされている。そのような構造とれていることから、ショックアブソーバ５２は、モータ１００，調整ロッド１０２，貫通穴１１０，接続通路１１６等を含んで構成される減衰係数変更機構を備えるものとなっている。

なお、モータ１００は、ステッピングモータであり、あらかじめ設定された複数の回転位置（回転角）で停止させられるようになっている。つまり、ショックアブソーバ５２は、その複数の回転位置に応じて、段階的に減衰係数を変更可能とされている。具体的には、本システム１０のショックアブソーバ５２は、減衰係数を、標準的な減衰係数である標準減衰係数Ｃ_M，その標準減衰係数Ｃ_Mより大きい減衰係数として設定された高減衰係数Ｃ_H，標準減衰係数Ｃ_Mより小さい減衰係数として設定された低減衰係数Ｃ_Lの３段階に変更可能とされており、それら３つの減衰係数のうちから選択的に変更することが可能とされている。

ハウジング６０の外周部には、環状の下部リテーナ１３２が設けられ、一方、アッパサポート１０８が、上部リテーナ１３４を有している。それら下部リテーナ１３２と上部リテーナ１３４とによって、コイルスプリング５０が挟まれる状態で支持されている。また、ピストンロッド６４のハウジング６０の内部に位置する部分には、環状部材１３６が固定されてその上面に緩衝ゴム１３８が貼着されており、環状部材１３６とハウジング６０の蓋部６６の下面とが緩衝ゴム１３８を介して当接することによって、ばね上部とばね下部との離間方向の動作が禁止される。さらに、モータケース１０６の下面には、筒状の緩衝ゴム１４０が貼着されており、モータケース１０６の下面とハウジング６０の蓋部６６の上面とが緩衝ゴム１４０を介して当接することによって、ばね上部とばね下部との接近方向の動作が禁止される。つまり、ショックアブソーバ５２は、ばね上部とばね下部との接近離間動作に対するストッパ、いわゆるバウンドストッパ、および、リバウンドストッパを有しているのである。

iii）車体車輪間距離調整装置の構成
車体車輪間距離調整装置５４は、概してＬ字形状をなすＬ字形バー１５０と、そのバー１５０を回転させるアクチュエータ１５２とを備えている。アクチュエータ１５２は、取付部１５４において車体１４の下部に固定される。Ｌ字形バー１５０は、図５，６に示すように、概ね車幅方向に延びるシャフト部１５６と、それと連続するとともにそれと交差して概ね車両後方に延びるアーム部１５８とに区分することができる。Ｌ字形バー１５０は、シャフト部１５６の端部（アーム部１５８とは反対側の端部）において、アクチュエータ１５２に連結されるとともに、シャフト部１５６の中間部において、車体１４に固定された保持具１６０によってシャフト部１５６の軸線回りの回転が許容される状態で保持されている。また、アーム部１５８の端部（シャフト部１５４とは反対側の端部）は、リンクロッド１６２を介して、第２ロアアーム３６に連結されている。なお、そのリンクロッド１６２は、一端部において、第２ロアアーム３６に設けられたリンクロッド連結部１６４に揺動可能に連結され、他端部において、Ｌ字形バー１５０のアーム部１５８の端部に揺動可能に連結されている。

調整装置５４の備えるアクチュエータ１５２は、図９に示すように、駆動源としての電磁モータ１７０と、その電磁モータ１７０の回転を減速して伝達する減速機１７２とを含んで構成される。これらモータ１７０と減速機１７２とは、アクチュエータ１５２の外殻部材であるハウジング１７４内に設けられており、そのハウジング１７４は、それの一端部に設けられた上述の取付部１５４において、車体１４に固定的に取り付けられている。Ｌ字形バー１５０は、それのシャフト部１５６がハウジング１７４の他端部から延び入るように配設される。Ｌ字形バー１５０のシャフト部１５６は、それのハウジング１７４内に存在する部分において、後に詳しく説明するように、減速機１７２と接続されている。さらに、シャフト部１５６は、それの軸方向の中間部において、ブシュ型軸受１７６を介してハウジング１７４に回転可能に保持される。

モータ８０は、ハウジング１７４の内周面に設けられた複数のコイル１７８と、ハウジング１７４に回転可能に保持された中空状のモータ軸１８０と、コイル１７８と向きあうようにしてモータ軸１８０の外周面に設けられた永久磁石１８２とを含んで構成される。モータ１７０は、コイル１７８がステータとして機能し、永久磁石１８２がロータとして機能するモータであり、３相のＤＣブラシレスモータとされている。なお、ハウジング１７４内に、モータ軸１８０の回転角度、すなわち、モータ８０の回転角を検出するためのモータ回転角センサ１８４が設けられている。モータ回転角センサ１８４は、エンコーダを主体とするものであり、アクチュエータ１５２の制御、つまり、調整装置５４の制御に利用される。

減速機１７２は、波動発生器（ウェーブジェネレータ）１９０，フレキシブルギヤ（フレクスプライン）１９２およびリングギヤ（サーキュラスプライン）１９４を備え、ハーモニックギヤ機構（「ハーモニックドライブ（登録商標）機構」，「ストレインウェーブギヤリング機構」等と呼ばれることもある）として構成されている。波動発生器１９０は、楕円状カムと、それの外周に嵌められたボールベアリングとを含んで構成されるものであり、モータ軸１８０の一端部に固定されている。フレキシブルギヤ１９２は、周壁部が弾性変形可能なカップ形状をなすものとされており、周壁部の開口側の外周に複数の歯（本減速機１７２では、４００歯）が形成されている。このフレキシブルギヤ１９２には、それの底部に設けられた孔にＬ字形バー１５０のシャフト部１５６がスプライン嵌合されており、それらが一体的に回転可能とされている。リングギヤ１９４は、概してリング状をなして内周に複数の歯（本減速機１７２においては、４０２歯）が形成されたものであり、ハウジング１７４に固定されている。フレキシブルギヤ１９２は、その周壁部が波動発生器１９０に外嵌して楕円状に弾性変形させられ、楕円の長軸方向に位置する２箇所においてリングギヤ１９４と噛合し、他の箇所では噛合しない状態とされている。

波動発生器１９０が１回転（３６０度）、つまり、モータ１７０のモータ軸１８０が１回転させられると、フレキシブルギヤ１９２とリングギヤ１９４とが、２歯分だけ相対回転させられる。つまり、減速機１７２の減速比は、１／２００とされている。１／２００という減速比は、比較的大きな減速比であり（モータ１７０の回転速度に対してアクチュエータ１５２の回転速度が比較的小さいことを意味する）、この減速比の大きさに依存して、本アクチュエータ１５２では、電磁モータ１７０の小型化が図られているのである。また、その減速比に依存して、外部入力等によっては動作させられ難いものなっている。

以上のような構造から、モータ１７０が駆動させられると、そのモータ１７０が発生させるモータ力によって、Ｌ字形バー１５０が回転させられて、そのＬ字形バー１５０のシャフト部１５６が捩じられることになる。この捩りにより生じる捩り反力が、アーム部１５８，リンクロッド１６２，リンクロッド連結部１６４を介し、第２ロアアーム３６に伝達され、第２ロアアーム３６を車体１４に対して押し下げたり、引き上げたりする力、言い換えれば、ばね上部とばね下部とを接近離間させる方向の力である接近離間力として作用する。つまり、アクチュエータ１５２が発生させる力であるアクチュエータ力が、弾性体として機能するＬ字形バー１５０を介して、接近離間力として作用することになる。このことから、調整装置５４は、接近離間力を発生する接近離間力発生装置としての機能を有していると考えることができ、その接近離間力を調整することで、車体１４と車輪１２との距離を調整することが可能となっている。

サスペンション装置２０の構成は、概念的には、図１０のように示すことができる。図から解るように、マウント部５６を含むばね上部としての車体の一部と、第２ロアアーム３６等を含んで構成されるばね下部との間に、コイルスプリング５０，ショックアブソーバ５２および調整装置５４が、互いに並列的に配置されている。また、調整装置５４を構成する弾性体としてのＬ字形バー１５０およびアクチュエータ１５２は、ばね上部とばね下部との間に直列的に配置されている。言い換えれば、Ｌ字形バー１５０は、コイルスプリング５０およびショックアブソーバ５２と並列的に配置され、Ｌ字形バー１５０と車体の一部との間には、それらを連結するアクチュエータ１５２が配設されているのである。

調整装置５４は、ばね上部とばね下部とを接近・離間させる方向の力である接近離間力を発生させ、その接近離間力の大きさを変更可能とされている。詳しく言えば、アクチュエータ１５２が、モータ力に依拠するアクチュエータ力によって、弾性体としてのＬ字形バー１５０を変形させつつ、つまり、Ｌ字形バー１５０のシャフト部１５６を捩りつつ、そのアクチュエータ力を、Ｌ字形バー１５０を介して、ばね上部とばね下部とに接近離間力として作用させている。その接近離間力は、Ｌ字形バー１５０の変形による弾性力に相当するものであり、その弾性力は、シャフト部１５６の捩り変形量に応じた大きさとなる。また、そのシャフト部１５６の捩り変形量は、アクチュエータ１５２の動作量、つまりモータ１７０の回転角に対応したものである。つまり、モータ１７０の回転角を変化させることで、接近離間力を変化させることが可能である。したがって、本サスペンションシステム１０では、ばね上とばね下に作用させる接近離間力が、目標の大きさとなるように、モータ１７０の回転角が制御されるようになっている。

ここで、アクチュエータ１５２の効率（以下、「アクチュエータ効率」という場合がある）について考察する。アクチュエータ効率には、正効率，逆効率との２種が存在する。アクチュエータ逆効率（以下、単に「逆効率」という場合がある）η_Nは、ある外部入力によってもモータ１７０が回転させられない最小のモータ力の、その外部入力に対する比率と定義されるものであり、また、アクチュエータ正効率（以下、単に「正効率」という場合がある）η_Pは、ある外部入力に抗してＬ字形バー１５０のシャフト部１５６を回転させるのに必要な最小のモータ力に対するその外部入力の比率と定義されるものである。つまり、アクチュエータ力（アクチュエータトルクと考えてもよい）をＦａと、電磁モータ８０が発生させる力であるモータ力（モータトルクと考えることができる）をＦｍとすれば、正効率η_P，逆効率η_Nは、下式のように表現できる。
正効率η_P＝Ｆａ_P／Ｆｍ_P
逆効率η_N＝Ｆｍ_N／Ｆａ_N

アクチュエータ１５２のモータ力−アクチュエータ力特性は、図１１に示すようなものであり、アクチュエータ１５２の正効率η_P，逆効率η_Nは、それぞれ、図に示す正効率特性線の傾き、逆効率特性線の傾きの逆数に相当するものとなる。図から解るように、同じ大きさのアクチュエータＦａを発生させる場合であっても、正効率特性下において必要な電磁モータ１７０のモータ力Ｆｍ_Pと、逆効率特性下において必要なモータ力Ｆｍ_Nとでは、その値が比較的大きく異なっている（Ｆｍ_P＞Ｆｍ_N）。

ここで、正効率η_Pと逆効率η_Nとの積を正逆効率積η_P・η_Nと定義すれば、正逆効率積η_P・η_Nは、ある大きさの外部入力に抗してアクチュエータを動作させるのに必要なモータ力と、その外部入力によってもアクチュエータが動作させられないために必要なモータ力との比と考えることができる。そして、正逆効率積η_P・η_Nが小さい程、正効率特性下において必要なモータ力Ｆｍ_Pに対して、逆効率特性下において必要なモータ力Ｆｍ_Nが小さくなる。簡単に言えば、正逆効率積η_P・η_Nが小さい程、動かされ難いアクチュエータであると考えることができる。

本システム１０においては、アクチュエータ１５２は、図１１から解るように、正逆効率積η_P・η_Nが比較的小さく、具体的な数値で言えば、正逆効率積η_P・η_Nが１／３となっており、外部入力によっては比較的動作させられ難いアクチュエータとなっている。このことは、例えば、外部入力の作用下で回転位置を維持させる場合等において、外部入力に抗してアクチュエータ１５２を回転させる場合に比較して、電磁モータ１７０が発生させるべき力を大きく低減することを可能としている。モータ力は、モータへの供給電力に比例すると考えることができるため、正逆効率積η_P・η_Nが小さいアクチュエータ１５２をを備えた本システム１０では、電力消費が大きく削減されることになる。

なお、本システム１０においては、上述のように、正逆効率積η_P・η_Nが比較的小さいアクチュエータ１５２を採用していること等の理由から、調整装置５４は、比較的高周波域の振動に対処することが困難となっている。そこで、本システム１０が備えるショックアブソーバ５２は、通常時に高周波域の振動減衰に好適なアブソーバとされており、比較的高周波数域の振動の車体への伝達を抑制することが可能となっている。つまり、本システム１０では、アクチュエータ１５２の作動が充分に追従可能な比較的低周波数域、つまり、ばね上共振周波数を含む低周波域の振動には調整装置５４によって対処し、ばね下共振周波数を含む高周波域の振動にはアブソーバ５２によって対処するようにされている。したがって、ショックアブソーバ５２の標準減衰係数Ｃ_Mは、上記機能を担保するために低目に設定されている。具体的に言えば、アブソーバ５２の標準減衰係数Ｃ_Mは、１５００Ｎ・ｓｅｃ／ｍ（車輪の動作に対してその車輪に直接作用させたと仮定した値）とされており、調整装置５４を有していないサスペンションシステムにおけるショックアブソーバ、つまり、コンベンショナルなショックアブソーバに設定されている値である３０００〜５０００Ｎ・ｓｅｃ／ｍの半分以下に設定されている。

iv）制御装置の構成
本サスペンションシステム１０は、４つのサスペンション装置２０の作動、詳しく言えば、４つのショックアブソーバ５２の各々の減衰係数変更機構と、４つの調整装置５４の各々のアクチュエータ１５２との作動を制御する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）を備えている（図４参照）。ＥＣＵ２００は、図１２に示すように、ＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ等を備えたコンピュータを主体とするコントローラ２０２と、各ショックアブソーバ５２が有するモータ１００に対応する４つのインバータ２０４と、各アクチュエータ１５２が有するモータ１７０に対応する４つのインバータ２０６とを有している。それらインバータ２０４およびインバータ２０６は、コンバータ２０８を介してバッテリ２１０に接続されており、各ショックアブソーバ５２のモータ１００，各アクチュエータ１５２のモータ１７０には、そのコンバータ２０８とバッテリ２１０とを含んで構成される電源から電力が供給される。

なお、各アクチュエータ１５２のモータ１７０は定電圧駆動されることから、モータ１７０への供給電力量は、供給電流量を変更することによって変更され、モータ１７０は、その供給電流量に応じた力を発揮することとなる。ちなみに、供給電流量の変更は、各インバータ２０６がＰＷＭ（Pulse Width Modulation）によるパルスオン時間とパルスオフ時間との比（デューティ比）を変更することによって行われる。

車両には、車体に発生する横加速度を検出する横加速度センサ２２０，車体に発生する前後加速度を検出する前後加速度センサ２２２，各車輪１２に対応する車体１４の各マウント部５６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２２４，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２２６，４つの車輪１２のそれぞれに対して設けられてそれぞれの回転速度を検出するための車輪速センサ２２８，アクセルスロットルの開度を検出するスロットルセンサ２３０，ブレーキのマスタシリンダ圧を検出するブレーキ圧センサ２３２，車体１４の左右方向の傾きを検出する左右傾斜計２３４，車体１４の前後方向の傾きを検出する前後傾斜計２３６等が設けられており、それらセンサおよび前述したモータ回転角センサ１８４は、ＥＣＵ２００のコントローラ２０２に接続されている。ＥＣＵ２００は、それらのスイッチ，センサからの信号に基づいて、各ショックアブソーバ５２の作動，各アクチュエータ１５２の作動の制御を行うものとされている。また、ＥＣＵ２００のコントローラ２０２が備えるＲＯＭには、ショックアブソーバ５２の制御に関するプログラム，アクチュエータ１５２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。

＜サスペンションシステムの制御＞
i）サスペンションシステムの基本的な制御の概要
本サスペンションシステム１０では、各車輪１２ごとにそれらの各々に対応するばね上部の振動を減衰するための制御であるいわゆるスカイフックダンパ理論に基づく制御（以下、「スカイフック制御」という場合がある），車両の旋回に起因する車体のロールを抑制するための制御（以下、「旋回ロール抑制制御」という場合がある），車両の加減速に起因する車体のピッチを抑制するための制御（以下、「加減速ピッチ抑制制御」という場合がある），種類が異なる複数の車体振動に対処するための制御（以下、「複合振動対処制御」という場合がある）が、並行して実行される。基本的には、各調整装置５４が発生させる接近離間力が独立して制御されて、それらスカイフック制御，旋回ロール抑制制御，加減速ピッチ抑制制御，複合振動対処制御が総合的に実行される。

上記複合振動対処制御は、車体に生じている振動を車体の重心位置を基準とした種類が異なる複数の車体振動が合成されたものと捉えて、それら複数の車体振動を、基本的には各調整装置５４によって、それらが発生させる接近離間力を制御することで減衰する制御である。より具体的に言えば、複合振動対処制御は、車体の重心位置の上下方向の振動であるバウンス振動を減衰するバウンス振動減衰制御と、車体の重心を通る前後方向の軸線回りの回転振動であるロール振動を減衰するロール振動減衰制御と、車体の重心を通る左右方向の軸線回りの回転振動であるピッチ振動を減衰するピッチ振動減衰制御とを含む複数の振動減衰制御が総合的に実行される制御であり、それら制御ごとの接近離間力の成分の各々の和に基づいて、４つの調整装置５４が発生させる接近離間力を制御するものである。

つまり、４つの調整装置５４の各々において、上記スカイフック制御，旋回ロール抑制制御，加減速ピッチ抑制制御，バウンス振動減衰制御，ロール振動減衰制御，ピッチ振動減衰制御ごとの接近離間力の成分であるスカイフック減衰力成分，ロール抑制力成分，ピッチ抑制力成分，バウンス減衰力成分，ロール減衰力成分，ピッチ減衰力成分を合計して制御目標値である目標接近離間力Ｆ^*が決定され、調整装置５４がその目標接近離間力Ｆ^*を発生させるように、アクチュエータ１５２のモータ１７０の回転角θが制御される。なお、ショックアブソーバ５２は、通常、標準減衰係数Ｃ_Mとされている。以下に、上記の各制御の各々を、その各々において発生させるべき接近離間力の成分の決定方法を中心に詳しく説明する。

ii)スカイフック制御
スカイフック制御では、ばね上部の振動を減衰するためにその振動の速度に応じた大きさの接近離間力を発生させるべく、各調整装置５４の各々のスカイフック減衰力成分Ｆ_Sが決定される。具体的には、車体のマウント部５６に設けられたばね上縦加速度センサ２２４の検出結果に基づいて、車体のマウント部５６の上下方向の動作速度、いわゆる、ばね上絶対速度Ｖｕ_fil（後に詳しく説明するが、位相進み補償後のばね上絶対速度である）が求められ、そのばね上絶対速度Ｖｕ_filに基づき、次式に従って、スカイフック減衰力成分Ｆ_Sが演算される。
Ｆ_S＝Ｋ₁・Ｃｓ・Ｖｕ_fil （Ｋ₁：ゲイン，Ｃｓ：減衰係数）

iii）旋回ロール抑制制御
車両の旋回時においては、その旋回に起因するロールモーメントによって、旋回内輪側のばね上部とばね下部とが離間させられるとともに、旋回外輪側のばね上部とばね下部とが接近させられる。旋回ロール抑制制御では、その旋回内輪側の離間および旋回外輪側の接近を抑制すべく、旋回内輪側の調整装置５４にバウンド方向の接近離間力を、旋回外輪側の調整装置５４にリバウンド方向の接近離間力を、それぞれ、ロール抑制力として発生させる。具体的に言えば、まず、車体が受けるロールモーメントを指標する横加速度として、ステアリングホイールの操舵角δと車速ｖとに基づいて推定された推定横加速度Ｇｙｃと、横加速度センサ２２０によって実測された実横加速度Ｇｙｒとに基づいて、制御に利用される横加速度である制御横加速度Ｇｙ^*が、次式に従って決定される。
Ｇｙ^*＝Ｋ₂・Ｇｙｃ＋Ｋ₃・Ｇｙｒ （Ｋ₂，Ｋ₃：ゲイン）
そのように決定された制御横加速度Ｇｙ^*に基づいて、ロール抑制力成分Ｆ_Rが、次式に従って決定される。
Ｆ_R＝Ｋ₄・Ｇｙ^* （Ｋ₄：ゲイン）

iv）加減速ピッチ抑制制御
車両の制動時等の減速時において車体のノーズダイブが生じる場合には、そのノーズダイブを生じさせるピッチモーメントによって、前輪側のばね上部とばね下部とが接近させられるとともに、後輪側のばね上部とばね下部とが離間させられる。また、車両の加速時において車体のスクワットが生じる場合には、そのスクワットを生じさせるピッチモーメントによって、前輪側のばね上部とばね下部とが離間させられるとともに、後輪側のばね上部とばね下部とが接近させられる。加減速ピッチ抑制制御では、それらの場合のばね上ばね下間距離の変動を抑制すべく、接近離間力をピッチ抑制力として発生させる。具体的には、車体が受けるピッチモーメントを指標する前後加速度として、前後加速度センサ２２２によって実測された実前後加速度Ｇｘが採用され、その実前後加速度Ｇｘに基づいて、ピッチ抑制力成分Ｆ_Pが、次式に従って決定される。
Ｆ_P＝Ｋ₅・Ｇｘ （Ｋ₅：ゲイン）
なお、ピッチ抑制力制御は、スロットルセンサ２３０によって検出されるスロットルの開度、あるいは、ブレーキ圧センサ２３２によって検出されるマスタシリンダ圧が、設定された閾値を超えることをトリガとして実行される。

v）複合振動対処制御
複合振動対処制御では、４つの調整装置５４の各々において、バウンス振動減衰制御，ロール振動減衰制御，ピッチ振動減衰制御ごとの接近離間力の成分であるバウンス減衰力成分，ロール減衰力成分，ピッチ減衰力成分の和である複合振動減衰成分Ｆ_Vが決定される。その複合振動減衰成分Ｆ_Vは、４つの車輪１２の各々に対応して設けられた４つのばね上縦加速度センサ２２４の検出値に基づいて決定されるのであり、その４つのばね上縦加速度センサ２２４の検出値に対して複合振動減衰成分Ｆ_Vが決定されるまでの流れを、図１３に示すブロック図を参照しつつ詳しく説明する。

(a)制御ばね上速度決定
まず、４つのばね上縦加速度センサ２２４の検出値が、ノイズ等除去部２５０に送信される。そのノイズ等除去部２５０は、ローパスフィルタ［ＬＰＦ］およびハイパスフィルタ［ＨＰＦ］を含んで構成されるものであり、ＨＰＦによってカットオフ周波数（例えば、0.1Ｈｚ）以下の周波数成分を除去するとともに、ＬＰＦによって高周波数成分（例えば、24Ｈｚ）のノイズを除去する。そして、ノイズ等除去部２５０によって処理されたばね上縦加速度Ｇｕが、積分器を含んで構成されるばね上絶対速度演算部２５２によって積分されて、ばね上絶対速度Ｖｕが演算される。

次いで、ばね上絶対速度Ｖｕは、位相補償処理部２５４に送信される。その位相補償処理部２５４は、調整装置５４の応答性の向上、つまり、ＥＣＵ２００によって接近離間力についての指令が発令された場合においてアクチュエータ１５２が発生させたアクチュエータ力によってばね上部とばね下部とに実際に作用する力がその指令値に相当する力に到達するまでの時間の遅れを小さくすることを目的として設けられている。先にも述べたように、調整装置５４は、ばね上共振周波数域の振動に対処するものであるため、位相補償処理部２５４は、入力であるばね上速度Ｖｕにおけるばね上共振周波数の周波数成分の位相を設定された角度分だけ進ませたばね上速度である位相補償ばね上速度Ｖｕ_filを出力する位相進み補償器を含んで構成されている。具体的には、ばね上絶対速度Ｖｕの位相を、ノイズ等除去部２５０によって処理されたばね上縦加速度Ｇｕの位相を考慮して進ませるものであり、次式に従って、位相補償ばね上速度Ｖｕ_filが演算される。
Ｖｕ_fil＝Ｋ・（Ｐ・Ｖｕ＋Ｄ・ｄＶｕ／ｄｔ）＝Ｋ・（Ｐ・Ｖｕ＋Ｄ・Ｇｕ）
ここで、Ｋ，Ｐ，Ｄは、それぞれ、補償ゲイン，比例ゲイン，微分ゲインであり、ばね上共振周波数（1.0Ｈｚ）の周波数成分の位相を設定された角度分だけ進ませるとともに、その成分における出力の振幅が入力の振幅と等しくなるように、適切な値に設定されたものである。なお、この位相進み補償器の特性を、図１４のボード線図に示す。図１４(ａ)には、周波数に対するゲイン（入力に対する出力の振幅比の常用対数をとり、２０倍したもの）の特性を、図１４(ｂ)には、周波数に対する位相の特性を、それぞれ示している。

(b)各振動減衰制御における振動減衰成分の決定
上記の位相補償処理部２５４から出力された４つの車輪１２の各々に対応する位相補償ばね上速度Ｖｕ_filは、振動速度変換部２５６に送信される。この振動速度変換部２５６では、バウンス振動減衰制御，ロール振動減衰制御，ピッチ振動減衰制御において減衰の対象となる車体１４の動作速度、つまり、バウンス速度Ｖ_b，ロール速度Ｖ_r，ピッチ速度Ｖ_pの各々が、４つの車輪１２の各々に対応する位相補償ばね上速度Ｖｕ_fil（Ｖ_FR，Ｖ_FL，Ｖ_RR，Ｖ_RL）に基づいて推定される。詳しくは、重心位置から４つの車輪１２の各々の距離を考慮して、次式に従って演算される。
Ｖ_b＝（Ｖ_FR＋Ｖ_FL＋Ｖ_RR＋Ｖ_RL）／４
Ｖ_r＝（Ｖ_FR−Ｖ_FL＋Ｖ_RR−Ｖ_RL）／４
Ｖ_p＝（Ｖ_FR＋Ｖ_FL−Ｖ_RR−Ｖ_RL）／４
なお、上記の式においては、車体の重心位置から４つの車輪１２までの距離が等しく、単位距離にあるものとしている。次いで、振動減衰力演算部２５８において、バウンス振動減衰制御，ロール振動減衰制御，ピッチ振動減衰制御の各々において、車体に発生させるべきバウンス振動減衰力Ｆ_Vb，ロール振動減衰力Ｆ_Vr，ピッチ振動減衰力Ｆ_Vpが、次式に従って決定される。
Ｆ_Vb＝Ｋ_b・Ｃ_b・Ｖ_b
Ｆ_Vr＝Ｋ_r・Ｃ_r・Ｖ_r
Ｆ_Vp＝Ｋ_p・Ｃ_p・Ｖ_p
ここで、Ｃ_b，Ｃ_r，Ｃ_pは、それぞれ、バウンス振動，ロール振動，ピッチ振動に対する減衰係数である。また、Ｋ_b，Ｋ_r，Ｋ_pは、［１］と［０］との間で切り換えられて、それぞれ、バウンス振動減衰制御，ロール振動減衰制御，ピッチ振動減衰制御を実行するか否かを決定するためのゲイン（以下、「実行切換ゲイン」という場合がある）である。それら実行切換ゲインＫ_b，Ｋ_r，Ｋ_pは、通常時において［１］とされており、後に詳しく説明するが、それぞれ、バウンス振動減衰制御，ロール振動減衰制御，ピッチ振動減衰制御を実行する必要がない場合に［０］とされるようになっている。

上記のように決定されたバウンス振動減衰力Ｆ_Vb，ロール振動減衰力Ｆ_Vr，ピッチ振動減衰力Ｆ_Vpの各々は、減衰力分配部２６０において、４つの車輪１２に対応する調整装置５４に分配され、それらの和に基づいて、４つの調整装置５４の各々に対する複合振動減衰成分Ｆ_Vが決定される。つまり、４つの調整装置５４の各々に対する複合振動減衰成分Ｆ_V（Ｆ_VFR，Ｆ_VFL，Ｆ_VRR，Ｆ_VRL）は、次式に従って決定される。
Ｆ_VFR＝（Ｆ_Vb＋Ｆ_Vr＋Ｆ_Vp）／４
Ｆ_VFL＝（Ｆ_Vb−Ｆ_Vr＋Ｆ_Vp）／４
Ｆ_VRR＝（Ｆ_Vb＋Ｆ_Vr−Ｆ_Vp）／４
Ｆ_VRL＝（Ｆ_Vb−Ｆ_Vr−Ｆ_Vp）／４
したがって、各調整装置５４が発生させる接近離間力は、バウンス振動減衰制御，ロール振動減衰制御，ピッチ振動減衰制御において発生させるべき接近離間力の成分であるバウンス振動減衰成分，ロール振動減衰成分，ピッチ振動減衰成分の和に基づいて制御されるのである。

iv）制御目標値の決定
、上述のようにして、接近離間力のスカイフック減衰力成分Ｆ_S，ロール抑制力成分Ｆ_R，ピッチ抑制力成分Ｆ_P，複合振動減衰成分Ｆ_Vが決定されると、それらに基づき、次式に従って目標接近離間力Ｆ^*が決定される。
Ｆ^*＝Ｆ_S＋Ｆ_R＋Ｆ_P＋Ｆ_V
前述したように、接近離間力とモータ回転角とは対応関係にあるため、その目標接近離間力Ｆ^*に基づいて、目標モータ回転角θ^*が決定される。そして、実際のモータ回転角である実モータ回転角θが、その目標モータ回転角θ^*となるように、モータ１７０が制御される。このモータ１７０の制御において、モータ１７０に供給される電流は、実モータ回転角θの目標モータ回転角θ^*に対する偏差であるモータ回転角偏差Δθ（＝θ^*−θ）に基づいて決定される。つまり、モータ１７０への供給電流が、モータ回転角偏差Δθに基づくフィードバック制御の手法に従って決定される。具体的には、モータ１７０が備えるモータ回転角センサ１８４の検出値に基づいて、上記モータ回転角偏差Δθが認定され、次いで、それをパラメータとして、次式に従って、目標供給電流ｉ^*が決定される。
ｉ^*＝Ｋ_P・Δθ＋Ｋ_I・Ｉｎｔ（Δθ）
この式は、ＰＩ制御則に従う式であり、第１項，第２項は、それぞれ、比例項、積分項を、Ｋ_P，Ｋ_Iは、それぞれ、比例ゲイン，積分ゲインを意味する。また、Ｉｎｔ（Δθ）は、モータ回転角偏差Δθの積分値に相当する。

上記目標供給電流ｉ^*は、それの符号によりモータ１７０のモータ力の発生方向を表すものとなっており、モータ１７０の駆動制御にあたっては、目標供給電流ｉ^*に基づいて、モータ１７０を駆動するためのデューティ比およびモータ力発生方向が決定される。そして、それらデューティ比およびモータ力発生方向についての指令がインバータ２０６に送信され、インバータ２０６によって、その指令に基づいたモータ１７０の駆動制御がなされる。このようにして、４つの調整装置５４の各々は、発生させるべき接近離間力を発生させるのである。

v）振動減衰制御の制限
本システム１０においては、先に述べたように、正逆効率積η_P・η_Nが比較的小さいアクチュエータ１５２を採用していること等の理由から、調整装置５４が、比較的高周波域の振動に対処することが困難となっている。また、各調整装置５４の目標接近離間力Ｆ^*を決定する際に、詳しくは、振動減衰制御における接近離間力の成分を決定する際に、減衰の対象となる振動に関する車体の動作速度（以下、「振動速度」という場合がある）を用いているが、その振動速度が、図１４に示した特性の位相進み処理を行ったばね上速度に基づいて推定される。そのため、図１４から解るように、ばね上共振周波数より高い周波数の振動の成分に対しては、周波数が高くなるほど、位相のずれが生じるとともに振幅が大きくなってしまう。つまり、調整装置５４が発生させる接近離間力では、比較的高い周波数の振動を減衰できず、接近離間力によって乗り心地を悪化させる可能性があるのである。そこで、本システム１０では、４つの車輪１２に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動の強度が設定された程度より低い状況下（以下、「低振動強度状況下」という場合がある）において、バウンス振動減衰制御，ロール振動減衰制御，ピッチ振動減衰制御のうち減衰させる必要のない車体振動に対応する制御を実行しないようにされている。簡単に言えば、調整装置５４が主に対処することになるばね上共振周波数域の振動が車体に生じていないような場合には、振動減衰制御が制限されることで調整装置５４が発生させる接近離間力が制限されるのである。

本システム１０においては、低振動強度状況下にあるか否かは、いわゆる、あおり判定ロジックによって判断される。具体的には、図１３に示すＥＣＵ２００が有する振動強度判定部２７０において、４つの車輪１２すべてに対応するばね上絶対速度演算部２５２によって積分されたばね上絶対速度Ｖｕに基づいて判定され、現時点から遡った設定時間ｔ₀内におけるばね上絶対速度Ｖｕの最大値が、設定速度Ｖ₀より小さい場合に、低振動強度状況下にあると推定される。そして、低振動強度状況下にあると推定された場合には、３つの振動減衰制御のうち不必要なものに対応する減衰力を調整装置５４が発生させないように、実行不要な振動減衰制御に対応する実行切換ゲインＫ_b，Ｋ_r，Ｋ_pが［０］とされ、前述した振動減衰力演算部２５８において、バウンス振動減衰力Ｆ_Vb，ロール振動減衰力Ｆ_Vr，ピッチ振動減衰力Ｆ_Vpが０とされるようになっている。

図１５には、例えば、ある車輪１２に対応するばね上部の絶対速度が図に示すように変動した場合において、すべての振動減衰制御が実行される基本的な制御と、上記のように振動減衰制御を制限する制御とのいずれが実行されるかを示している。低振動強度状況下にあるか否か、つまり、振動減衰制御を制限する制御を実行するか否かは、上述したように、現時点から遡った設定時間ｔ₀内におけるばね上絶対速度Ｖｕの最大値が設定速度Ｖ₀より小さいか否かによって判断される。つまり、本システム１０では、３つの振動減衰制御の各々が、ばね上共振周波数の振動の強度が充分に低くなるまでは実行されるように、ばね上絶対速度Ｖｕが設定速度Ｖ₀より小さい状態が設定時間ｔ₀だけ経過した後に、実行不要な振動減衰制御が制限されるようになっている。図１５は、１つの車輪１２に対応するばね上部の変動のみを示したが、実際には、４つの車輪１２のすべてにおいて、現時点から遡った設定時間ｔ₀内におけるばね上絶対速度Ｖｕの最大値が設定速度Ｖ₀より小さい場合に、低振動強度状況下にあると判断される。

上記のように低振動強度状況下にあると判断された場合において、３つの振動減衰制御を実行する必要があるか否かは、それらの制御の各々において減衰の対象となる振動の強度に基づいて判断される。詳しく言えば、バウンス振動の強度，ロール振動の強度，ピッチ振動の強度が、それぞれ、車体の上下方向の縦加速度（具体的には、４つの車輪１２の各々に対応する４つのばね上縦加速度センサの検出結果から得られたばね上縦加速度Ｇｕの平均値），左右傾斜計２３４によって検出された車体１４の車幅方向の左右傾斜角，前後傾斜計２３６によって検出された車体１４の前後方向の前後傾斜角に基づいて推定される。そして、それら現時点から遡った設定時間ｔ₁内における縦加速度の平均値，左右傾斜角，前後傾斜角の各々の最大値（以下、それらの各々を、最大縦加速度Ｇｚ，最大左右傾斜角α，最大前後傾斜角βという場合がある）が、それぞれ、設定値Ｇｚ₀，α₀，β₀以下である場合に、バウンス振動減衰制御，ロール振動減衰制御，ピッチ振動減衰制御を実行する必要がないと判断される。

ただし、最大左右傾斜角αと最大前後傾斜角βとの少なくとも一方が、設定値α₀，β₀を超え、ロール振動とピッチ振動との少なくとも一方を減衰させる必要があると判断された場合には、ＥＣＵ２００は、調整装置５４のロール振動減衰制御あるいはピッチ振動減衰制御に代えて、４つのショックアブソーバ５２の各々の減衰係数を制御することで、ロール振動の抑制に好適なロール抑制状態あるいはピッチ振動の抑制に好適なピッチ抑制状態を実現させる。図１６に、左右傾斜角と前後傾斜角とに応じてショックアブソーバ５２によって実現される状態と調整装置５４によって実行される振動減衰制御とを示す。

上記ロール抑制状態とピッチ抑制状態とについて、以下に詳しく説明する。ＥＣＵ２００は、前輪１２ＦＲ，１２ＦＬに対応するショックアブソーバ５２ＦＲ，５２ＦＬの前輪側減衰係数Ｃ_Frが、後輪１２ＲＲ，１２ＲＬに対応するショックアブソーバ５２ＲＲ，５２ＲＬの後輪側減衰係数Ｃ_Rrに対して大きい第１特定状態と、後輪側減衰係数Ｃ_Rrが前輪側減衰係数Ｃ_Frに対して大きい第２特定状態とを切り換えることで、ロール抑制状態とピッチ抑制状態とを選択的に切り換えることが可能とされている。なお、それらピッチ抑制状態およびロール抑制状態を実現しない通常状態においては、前輪側減衰係数Ｃ_Frと後輪側減衰係数Ｃ_Rrとも、標準減衰係数Ｃ_Mとされており、同じ値とされる。

ピッチ抑制状態とロール抑制状態とのいずれが、前輪側減衰係数Ｃ_Frが後輪側減衰係数Ｃ_Rrに対して大きい第１特定状態と、後輪側減衰係数Ｃ_Rrが前輪側減衰係数Ｃ_Frに対して大きい第２特定状態とのいずれに対応するかは、車両によって異なり、本システム１０においては、前輪１２Ｆｒに対応するばね上共振周波数ω_Frと、後輪１２Ｒｒに対応するばね上共振周波数ω_Rrとの関係に基づいて設定されている。ばね上共振周波数ωは、サスペンションスプリング５０のばね定数ｋと、ばね上部の質量ｍ（分担荷重Ｗを重力加速度ｇで除したものである）とを用いて、式ω＝(ｋ／ｍ)^1/2で表される。それらばね定数ｋ，ばね上質量ｍは、前輪側と後輪側とで異なり、本サスペンションシステム１０を搭載する車両においては、前輪１２Ｆに対応するばね上共振周波数ω_Frに対して、後輪１２Ｒに対応するばね上共振周波数ω_Rrが、比較的高くなるように設定されている。

１自由度の減衰振動モデルにおける運動方程式から得られる減衰振動周波数は、次式によって表される。
ω_d＝(１−ζ²)^1/2・ω （ζ＜１の場合） ・・・（５）
ここで、ζ＝Ｃ／Ｃ_Cは減衰比であり、Ｃ_C＝２・(ｍ・ｋ)^1/2は臨界減衰係数である。つまり、通常状態においては、前輪側減衰係数Ｃ_Frと後輪側減衰係数Ｃ_Rrとは、同じ値とされているため、上記のばね上共振周波数ωに依存し、前輪１２Ｆｒに対応する減衰振動周波数ω_dFrに対して、後輪１２Ｒｒに対応する減衰振動周波数ω_dRrが、比較的高い。ちなみに、本システム１０を搭載した車両においては、路面の凸所や凹所を車輪が通過した場合の振動が、１周期強で収束するように設定されている。

次に、路面の凸所を左前輪１２ＦＬが通過し、続いて、その凸所を左後輪１２ＲＬが通過した場合を考える。その場合、前輪側のばね上部，後輪側のばね上部は、それぞれ、前輪側減衰振動周波数ω_dFr，後輪側減衰振動周波数ω_dRrの減衰振動が生じる。本システム１０を搭載した車両においては、後輪側減衰振動周波数ω_dRrが前輪側減衰振動周波数ω_dFrに対して比較的高い設定されているため、後輪側の減衰振動のリバウンド方向の変位が、前輪側の減衰振動のリバウンド方向の変位より先に最大に達する場合が多い。また、換言すれば、路面の凸所あるいは凹所を前輪および後輪が順次通過する際における、前輪および後輪の各々についての、前輪が凸所に差し掛かってからリバウンド方向の変位が最大となるまでの時間あるいは前輪が凹所に差し掛かってからバウンド方向の変位が最大となるまでの時間を、前輪側最大変位到達時間，後輪側最大変位到達時間と定義した場合において、後輪側最大変位到達時間が前輪側最大変位到達時間より短いことが多い。例えば、後輪側の減衰振動と、前輪側の減衰振動とのリバウンド方向の変位が最大となるタイミングを合わせるようにすれば（後輪側最大変位到達時間と前輪側最大変位到達時間との差をなくすようにすれば）、ピッチ角は小さくなる。つまり、前輪側の減衰振動の位相を進ませるように前輪側減衰振動周波数ω_dFrを高くするとともに、後輪側の減衰振動の位相を遅らせるように後輪側減衰振動周波数ω_dRrを低くすればよいのである。したがって、本システム１０においては、前輪側減衰係数Ｃ_Frを低減衰係数Ｃ_Lとし、かつ、後輪側減衰係数Ｃ_Rrを高減衰係数Ｃ_Hとした状態、つまり、後輪側減衰係数Ｃ_Rrが前輪側減衰係数Ｃ_Frより大きい第２特定状態とすることで、ピッチ抑制状態を実現できる。

逆に、後輪側の減衰振動と前輪側の減衰振動とが逆位相となるように、それらのリバウンド方向の変位が最大となるタイミングをずらしてやれば、前輪側と後輪側とが互いに逆方向にロールしようとしても車体の剛性が高いことから、ロール振動が生じにくい状態となる。つまり、前輪側の減衰振動の位相を遅らせるように前輪側減衰振動周波数ω_dFrを低くするとともに、後輪側の減衰振動の位相を進ませるように後輪側減衰振動周波数ω_dRrを高くすればよいのである。したがって、本システム１０においては、前輪側減衰係数Ｃ_Frを高減衰係数Ｃ_Hとし、かつ、後輪側減衰係数Ｃ_Rrを低減衰係数Ｃ_Lとした状態、つまり、前輪側減衰係数Ｃ_Frが後輪側減衰係数Ｃ_Rrより大きい第１特定状態とすることで、ロール抑制状態を実現できる。

まず、最大左右傾斜角αと最大前後傾斜角βとのいずれか一方が、設定値α₀，β₀を超えた場合について説明する。最大左右傾斜角αが設定値α₀を超え、最大前後傾斜角βが設定値β₀以下である場合には、４つのショックアブソーバ５２の各々の減衰係数を制御して前輪側減衰係数Ｃ_Frが後輪側減衰係数Ｃ_Rrより大きい第１特定状態とすることで、ロール抑制状態が実現されるとともに、調整装置５４のロール振動減衰制御とピッチ振動減衰制御との両者が実行されないようになっている。また、最大左右傾斜角αが設定値α₀以下で、最大前後傾斜角βが設定値β₀を超える場合には、４つのショックアブソーバ５２の各々の減衰係数を制御して後輪側減衰係数Ｃ_Rrが前輪側減衰係数Ｃ_Frより大きい第２特定状態とすることで、ピッチ抑制状態が実現されるとともに、調整装置５４のロール振動減衰制御とピッチ振動減衰制御との両者が実行されないようになっている。

さらに、最大左右傾斜角αと最大前後傾斜角βとの両者が、設定値α₀，β₀を超えた場合について説明する。この場合には、４つのショックアブソーバ５２の各々の減衰係数を制御して後輪側減衰係数Ｃ_Rrが前輪側減衰係数Ｃ_Frより大きい第２特定状態とすることで、ピッチ抑制状態が実現されるとともに、調整装置５４のピッチ振動減衰制御が実行されず、ロール振動減衰制御が実行されるようになっている。なお、４つのショックアブソーバ５２の各々の減衰係数を制御して前輪側減衰係数Ｃ_Frが後輪側減衰係数Ｃ_Rrより大きい第１特定状態とすることで、ロール抑制状態が実現されるとともに、調整装置５４のロール振動減衰制御が実行されず、ピッチ振動減衰制御が実行されるようにしてもよい。

以上のように、本サスペンションシステム１０では、低振動強度状況下において、振動減衰制御ができる限り実行されないようにされることで調整装置５４が発生させる接近離間力が制限される。したがって、本システム１０によれば、接近離間力による乗り心地の悪化を抑制することが可能である。さらに、本システム１０では、ショックアブソーバ５２を利用することで、調整装置５４が発生させる接近離間力がより制限されるため、接近離間力による乗り心地の悪化が、より効果的に抑制されることになる。

＜制御プログラム＞
前述のようなサスペンションシステムの制御は、図１７にフローチャートを示す複合振動対処制御プログラムと、図１９にフローチャートを示す接近離間力制御プログラムとが、イグニッションスイッチがＯＮ状態とされている間、短い時間間隔Δｔ（例えば、数ｍsec）をおいてＥＣＵ２００により繰り返し実行されることによって行われる。以下に、その制御のフローを、図に示すフローチャートを参照しつつ、簡単に説明する。なお、接近離間力制御プログラムは、４つの車輪１２にそれぞれ設けられた調整装置５４の各々に対して実行される。以降の接近離間力制御プログラムの説明においては、説明の簡略化に配慮して、１つの調整装置５４に対しての処理について説明する。

i）複合振動対処制御プログラム
複合振動対処制御プログラムによる処理では、まず、ステップ１（以下、「Ｓ１」と略す、他のステップも同様である）において、４つの車輪１２のすべてに対応する位相補償ばね上速度Ｖｕ_filが取得される。Ｓ２において、それらに基づき、重心位置から４つの車輪１２の各々の距離を考慮して、バウンス速度Ｖ_b（＝（Ｖ_FR＋Ｖ_FL＋Ｖ_RR＋Ｖ_RL）／４），ロール速度Ｖ_r（＝（Ｖ_FR−Ｖ_FL＋Ｖ_RR−Ｖ_RL）／４），ピッチ速度Ｖ_p（＝（Ｖ_FR＋Ｖ_FL−Ｖ_RR−Ｖ_RL）／４）の各々が演算される。

次いで、Ｓ３において、先に説明した３つの振動減衰制御であるバウンス振動減衰制御，ロール振動減衰制御，ピッチ振動減衰制御の各々を制限するか否かを決定する処理が、図１８にフローチャートを示す振動減衰制御制限処理サブルーチンが実行されることによって行われる。その振動減衰制御制限処理においては、まず、４つの車輪１２に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動の強度が設定された程度より低い状況下にあるか否か、つまり、低振動強度状況下にあるか否かが判断される。具体的には、Ｓ１１において、４つの車輪１２の各々に対応するばね上絶対速度Ｖｕが取得され、Ｓ１２において、それらのいずれかが設定速度Ｖ₀以上か否かによって判断される。それら４つの車輪１２のうち少なくとも１つに対応するばね上絶対速度Ｖｕが設定速度Ｖ₀以上である場合には、ばね上共振周波数域の振動が車体に生じているとして、すべての振動減衰制御を実行するように、Ｓ２９において、実行切換ゲインＫ_b，Ｋ_r，Ｋ_pが１とされる。また、その場合には、４つのショックアブソーバ５２の各々は、それらの減衰係数が標準減衰係数Ｃ_Mとなるように、モータ１００が制御される。

また、Ｓ１２において、それら４つの車輪１２すべてに対応するばね上絶対速度Ｖｕが設定速度Ｖ₀より低い場合には、低振動強度状況下にあると判断され、基本的には、振動減衰制御の各々を実行しないようにされる。詳しく言えば、４つの車輪１２のすべてにおいて、現時点から遡った設定時間ｔ₀内におけるばね上絶対速度Ｖｕの最大値が設定速度Ｖ₀より小さい場合に、低振動強度状況下にあると判断される。具体的には、４つの車輪１２のすべてのばね上絶対速度Ｖｕの最大値が設定速度Ｖ₀より小さい場合には、Ｓ１３において、タイムカウンタがカウントアップされる。このカウンタは、設定時間ｔ₀経過したか否かを判定するためのものであり、Ｓ１４において、このカウンタのカウント値Ｃが、設定時間ｔ₀に相当するカウンタ閾値Ｃ₀と比較される。なお、このカウンタ値Ｃは、Ｓ１５において、４つの車輪１２の少なくとも１つに対応するばね上絶対速度Ｖｕの最大値が設定速度Ｖ₀以上となった場合にリセットされる。Ｓ１４において、カウント値Ｃがカウンタ閾値Ｃ₀に達していない場合には、Ｓ２９以下の処理によりすべての振動減衰制御が実行される。また、Ｓ１４において、カウント値Ｃがカウンタ閾値Ｃ₀に達した場合に、低振動強度状況下にあると判断されるのである。

低振動強度状況下においては、それら振動減衰制御の各々において減衰の対象となる振動の強度が比較的高くなった場合、その振動強度が高い振動減衰制御は実行されるようになっている。具体的には、まず、Ｓ１６において、各振動の強度を推定するための指標として、４つの車輪１２のばね上縦加速度Ｇｕの平均値，左右傾斜角，前後傾斜角の設定時間ｔ₁内の最大値Ｇｚ，α，βが取得される。そして、Ｓ１７において、最大縦加速度Ｇｚが設定値Ｇｚ₀以下であると判定された場合には、バウンス振動減衰制御の実行切換ゲインＫ_bが０とされ、最大縦加速度Ｇｚが設定値Ｇｚ₀を超える場合には、実行切換ゲインＫ_bが１とされる。次いで、Ｓ２１において、最大左右傾斜角αが設定値α₀以下であるか否かが判断され、最大左右傾斜角αが設定値α₀を超える場合には、ピッチ振動を抑制する必要がある。本システム１０においては、調整装置５４によるピッチ振動減衰制御に代えて、４つのショックアブソーバ５２によって、ピッチ抑制状態が実現されるようになっている。つまり、Ｓ２２において、後輪側減衰係数Ｃ_Rrが前輪側減衰係数Ｃ_Frより大きい第２特定状態となるように、前輪側減衰係数Ｃ_Frが低減衰係数Ｃ_Lに、後輪側減衰係数Ｃ_Rrが高減衰係数Ｃ_Hになるように、各ショックアブソーバ５２のモータ１００が制御される。ちなみに、本システム１０においては、低振動強度状況下においては、ピッチ振動減衰制御は実行されることはないため、Ｓ２０において、ピッチ振動減衰制御の実行切換ゲインＫ_pは０とされる。

そして、ショックアブソーバ５２によってピッチ抑制状態が実現された場合には、Ｓ２３において、最大前後傾斜角βが設定値β₀以下であるか否かが判断され、最大前後傾斜角βが設定値β₀以下である場合には、ロール振動減衰制御の実行切換ゲインＫ_rが０とさ、最大前後傾斜角βが設定値β₀を超える場合には、ロール振動減衰制御の実行切換ゲインＫ_rが１とされる。また、Ｓ２１において、最大縦加速度Ｇｚが設定値Ｇｚ₀以下であると判断された場合には、最大前後傾斜角βが設定値β₀以下であるか否かが判断され、最大前後傾斜角βが設定値β₀を超える場合には、ロール振動を抑制する必要がある。本システム１０においては、調整装置５４によるロール振動減衰制御に代えて、４つのショックアブソーバ５２によって、ロール抑制状態が実現されるようになっている。つまり、Ｓ２８において、前輪側減衰係数Ｃ_Frが後輪側減衰係数Ｃ_Rrより大きい第１特定状態となるように、前輪側減衰係数Ｃ_Frが高減衰係数Ｃ_Hに、後輪側減衰係数Ｃ_Rrが低減衰係数Ｃ_Lになるように、各ショックアブソーバ５２のモータ１００が制御される。つまり、Ｓ２１において、最大前後傾斜角βが設定値β₀以下であると判断された場合には、ロール振動減衰制御は実行されることはないため、Ｓ２６において、ロール振動減衰制御の実行切換ゲインＫ_rは０とされる。

上述した振動減衰制御制限処理サブルーチンの実行によって、実行切換ゲインＫ_b，Ｋ_r，Ｋ_pが決定された後には、複合振動対処制御プログラムのＳ４において、Ｓ２において演算されたバウンス速度Ｖ_b，ロール速度Ｖ_r，ピッチ速度Ｖ_pに基づいて、バウンス振動減衰力Ｆ_Vb（＝Ｋ_b・Ｃ_b・Ｖ_b），ロール振動減衰力Ｆ_Vr（＝Ｋ_r・Ｃ_r・Ｖ_r），ピッチ振動減衰力Ｆ_Vp（＝Ｋ_p・Ｃ_p・Ｖ_p）が演算される。続いて、Ｓ５において、それらの減衰力を４つの車輪１２に対応する調整装置５４に分配し、各車輪１２に対応する複合振動減衰成分Ｆ_Vが決定され、複合振動対処制御プログラムの１回の実行が終了する。

ii）接近離間力制御プログラム
接近離間力制御プログラムによる処理では、Ｓ５１、５２で、スカイフック制御を行うためのスカイフック減衰力成分Ｆ_Sが、Ｓ５３，５４で、旋回ロール抑制制御を行うためのロール抑制力成分Ｆ_Rが、Ｓ５５，５６で、加減速ピッチ抑制制御を行うためのピッチ抑制力成分Ｆ_Pが、それぞれ、先に説明したような方法によって決定される。次いで、Ｓ５７において、複合振動対処制御プログラムにおいて決定された自身に対応する複合振動減衰成分Ｆ_Vが取得され、Ｓ５８において、それらの成分Ｆ_S，Ｆ_R，Ｆ_P，Ｆ_Vが合計されて目標接近離間力Ｆ^*が決定される。そして、目標接近離間力Ｆ^*が決定されると、Ｓ５９において、その目標接近離間力Ｆ^*に基づいて、目標モータ回転角θ^*が決定される。さらに、Ｓ６２において、決定された目標モータ回転角θ^*に基づき、前述のＰＩ制御則に従う式に従って、目標供給電流ｉ^*が決定され、Ｓ６３において、決定された目標供給電流ｉ^*に基づく制御信号がインバータ２０６に送信された後、本プログラムの１回の実行が終了する。このような処理により、各調整装置５４のモータ１７０の作動が制御されることで、各調整装置５４は、必要とされる接近離間力を発生させることになる。

＜制御装置の機能構成＞
本サスペンションシステム１０の制御装置であるＥＣＵ２００は、複合振動対処制御プログラムおよび接近離間力制御プログラムの実行により、上述したような種々の処理を実行する。この種々の処理の実行によって、ＥＣＵ２００は、図１２に示すような機能部を有していると考えることができる。ＥＣＵ２００は、基本的な制御部として、Ｓ５１，５２の処理を実行してスカイフック減衰力成分Ｆ_Sを決定するスカイフック制御部３０２と、Ｓ５３，５４の処理を実行してロール抑制力成分Ｆ_Rを決定する旋回ロール抑制制御部３０４と、Ｓ５５，５６の処理を実行してピッチ抑制力成分Ｆ_Pを決定する加減速ピッチ抑制制御部３０６とを有している。

また、ＥＣＵ２００は、上記複合振動対処制御プログラムに従った処理を実行する複合振動対処制御部３１０を有している。この複合振動対処制御部３１０は、振動減衰制御制限処理サブルーチンに従った処理を実行して、４つの車輪１２に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動強度が設定された程度より低いか否かの判定と、各振動減衰制御において減衰の対象となる振動の強度が設定された程度以下か否かの判定とを行う振動強度判定部２７０と、その振動強度判定部２７０の判定結果に基づいて複合振動減衰成分Ｆ_Vを決定する振動減衰成分決定部３１２と、その振動強度判定部２７０の判定結果に基づいて４つのショックアブソーバ５２の減衰係数を制御してピッチ振動あるいはロール振動の抑制に好適な状態を実現する振動抑制状態実現部３１４とを有している。なお、振動減衰成分決定部３１２は、図１３に示すように、Ｓ２の処理を実行する振動速度変換部２５６と、Ｓ４の処理を実行する振動減衰力決定部２５８と、Ｓ５の処理を実行する減衰力分配部２６０とを含んで構成される。また、振動抑制状態実現部３１４は、ピッチ抑制状態を実現するために振動減衰制御制限処理サブルーチンのＳ２２の処理を実行する部分と、ロール抑制状態を実現するためにＳ２８の処理を実行する部分とが相当する。

さらに、ＥＣＵ２００は、図１３に示したノイズ等除去部２５０，ばね上絶対速度演算部２５２，位相補償処理部２５４とを含んで構成され、接近離間力の成分の決定に用いられるばね上速度を決定する制御ばね上速度決定部３２０を有するものとなっている。

＜変形例＞
上記の実施例においては、４つのショックアブソーバ５２の各々の減衰係数を制御して、ロール抑制状態とピッチ抑制状態とを選択的に実現可能とされており、低振動強度状況下において、ロール振動あるいはピッチ振動を抑制する必要がある場合に、調整装置５４代えて、それらショックアブソーバ５２を利用して、ロール振動あるいはピッチ振動を抑制するように構成されていた。本変形例のシステムは、例えば、４つのショックアブソーバの各々が減衰係数変更機構を有していないこと等により、低振動強度状況下において、４つのショックアブソーバを利用しないものである。つまり、本変形例のシステムにおいては、３つの振動減衰制御の各々が、減衰の対象となる振動の強度が設定された程度を越えるか否かによって、実行されるか否かが判断されるようになっている。詳しく言えば、バウンス振動の強度，ロール振動の強度，ピッチ振動の強度が、それぞれ、車体の上下方向の縦加速度，左右傾斜角，前後傾斜角に基づいて推定される。そして、それらの現時点から遡った設定時間ｔ₁内における最大値である最大縦加速度Ｇｚ，最大左右傾斜角α，最大前後傾斜角βの各々が、それぞれ、設定値Ｇｚ₀，α₀，β₀以下である場合に、バウンス振動減衰制御，ロール振動減衰制御，ピッチ振動減衰制御が実行されないようになっている。つまり、本変形例のシステムにおいては、最大縦加速度Ｇｚ，最大左右傾斜角α，最大前後傾斜角βに応じて、図２０(ａ)に示すような場合に区分することができ、その区分毎に各振動減衰制御の実行切換ゲインＫ_b，Ｋ_r，Ｋ_pが、図２０(ｂ)に示すように決定されるのである。

なお、上記実施例および変形例においては、バウンス振動の強度，ロール振動の強度，ピッチ振動の強度が、それぞれ、車体の上下方向の縦加速度，左右傾斜角，前後傾斜角に基づいて推定されていたが、例えば、バウンス速度，ロール速度，ピッチ速度に基づいて推定されてもよい。

ピッチ振動が生じる場合の一例として路面の凸所を前輪，後輪が順次通過する場合の概略図である。 路面の凸所を前輪，後輪が順次通過した際における前輪側のばね上部と後輪側のばね上部との変動を示した図である。 左前輪が凸所を通過し終え、左後輪が凸所を通過中である場合の車両の前輪側を(ａ)に、後輪側を(ｂ)に、車両後方側からの視点において示す図である。 請求可能発明の一実施例である車両用サスペンションシステムの全体構成を示す模式図である。 図４に示す車両用サスペンションシステムが備えるサスペンション装置を車両後方からの視点において示す図である。 図４に示す車両用サスペンションシステムが備えるサスペンション装置を車両上方からの視点において示す図である。 図５に示すサスペンション装置が備えるショックアブソーバを示す正面断面図である。 図７に示すショックアブソーバを拡大して示す正面断面図である。 図５に示すサスペンション装置が備える調整装置を構成するアクチュエータを示す断面図である。 サスペンション装置を概念的に示す図である。 図９に示すアクチュエータの正効率および逆効率を概念的に示すグラフである。 図１に示すサスペンション電子制御ユニットの機能に関するブロック図である。 図１２に示すサスペンション電子制御ユニットの一部の機能をさらに詳細に示すブロック図である。 図１３に示す位相進み補償器の特性を示すボード線図である。 ４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下にあるか否かの判定を概略的に示す図である。 ロール振動の強度とピッチ振動の強度とに応じてショックアブソーバによって実現される状態を示す図である。 図１に示すサスペンション電子制御ユニットによって実行される複合振動対処制御プログラムを表すフローチャートである。 図１７の複合振動対処制御プログラムの一部分である振動減衰制御制限処理サブルーチンを示すフローチャートである。 図１に示すサスペンション電子制御ユニットによって実行される接近離間力制御プログラムを表すフローチャートである。 バウンス振動の強度，ロール振動の強度，ピッチ振動の強度に応じて実行される振動減衰制御を示す図である。

符号の説明

１０：車両用サスペンションシステム １２：車輪 １４：車体 ２０：サスペンション装置 ３６：第２ロアアーム（ばね下部） ５０：コイルスプリング（サスペンションスプリング） ５２：ショックアブソーバ ５４：車体車輪間距離調整装置（接近離間力発生装置） ５６：マウント部（ばね上部） １００：電磁モータ １０２：調整ロッド １３０：クリアランス（開口面積） １５０：Ｌ字形バー １５２：アクチュエータ １５６：シャフト部 １５８：アーム部 １７０：電磁モータ １７２：減速機 １８４：モータ回転角センサ ２００：サスペンション電子制御ユニット（制御装置） ２０２：コントローラ ２０４：インバータ ２０６：インバータ ２２４：ばね上縦加速度センサ ２３４：左右傾斜計 ２３６：前後傾斜計 ２５４：位相補償処理部（位相進み補償器） ２５６：振動速度変換部 ２５８：振動減衰力演算部 ２６０：減衰力分配部 ２７０：振動強度判定部 ３０２：スカイフック制御部 ３０４：旋回ロール抑制制御部 ３０６：加減速ピッチ抑制制御部 ３１０：複合振動対処制御部 ３１２：振動減衰成分決定部 ３１４：振動抑制状態実現部 ３２０：制御ばね上速度決定部

Claims (9)

1. 前後左右の４つの車輪に対応して設けられ、それぞれが、電磁モータを有してその電磁モータが発生させるモータ力に依拠して自身に対応するばね上部とばね下部とを接近・離間させる方向の力である接近離間力を発生させる４つの接近離間力発生装置と、
   それら４つの接近離間力発生装置の各々が有する前記電磁モータの作動を制御することで、それら４つの接近離間力発生装置の各々が発生させる接近離間力を制御する制御装置であって、車体に生じている振動を減衰するために、それぞれがその振動の一成分であって種類が互いに異なる複数の車体振動の各々を減衰の対象とする複数の振動減衰制御を同時に実行可能とされ、それら複数の振動減衰制御の各々において発生させるべき減衰力を前記４つの接近離間力発生装置の各々に分配し、それら４つの接近離間力発生装置の各々に発生させるべき接近離間力の成分である振動減衰成分を決定し、前記４つの接近離間力発生装置の各々ごとに前記複数の振動減衰制御の各々の振動減衰成分を足し合わせてそれら４つの接近離間力発生装置の各々が発生させる接近離間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、
   前記複数の振動減衰制御が、
   前記複数の車体振動の１つであるロール振動を減衰するロール減衰制御と、前記複数の車体振動の１つであるピッチ振動を減衰するピッチ減衰制御と、前記複数の車体振動の１つであるバウンス振動を減衰するバウンス減衰制御とを含み、
   前記制御装置が、
   ４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、前記複数の振動減衰制御のうち減衰させる必要のない車体振動に対応する振動減衰制御を実行しないように構成された車両用サスペンションシステム。
2. 前記制御装置が、
   前記複数の車体振動の各々において、それらの各々の強度がその各々に対応して設定された強度以下である場合に、減衰させる必要がない車体振動であると判定し、その減衰させる必要がないと判定された車体振動に対応する振動減衰制御を実行しない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. 前記制御装置が、４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、ロール振動の強度が設定された程度以下である場合には、前記ロール減衰制御を実行せず、ピッチ振動の強度が設定された程度以下である場合には、前記ピッチ減衰制御を実行せず、バウンス振動の強度が設定された程度以下である場合には、前記バウンス減衰制御を実行しない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. 前記制御装置が、４つの車輪の各々に対応するばね上部の上下方向の動作速度であるばね上速度に基づいて、４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下にあるか否かを推定するように構成された請求項１ないし請求項３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。
5. 当該車両用サスペンションシステムが、
   ４つの車輪に対応して設けられ、(a)それぞれが、自身に対応するばね上部とばね下部とを弾性的に連結する４つのサスペンションスプリング、および、(b)それぞれが、自身に対応するばね上部とばね下部との接近離間動作に対する減衰力を発生させるとともに、減衰力を発生させるための自身の能力であってその減衰力の大きさの基準となる減衰係数を変更する減衰係数変更機構を有する４つの液圧式のショックアブソーバを備え、
   前記制御装置が、
   前記４つのショックアブソーバの各々が有する前記減衰係数変更機構を制御することで、それら４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御するように構成されて、それら４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して、前記４つのショックアブソーバのうちの前輪に対応する２つのものの減衰係数である前輪側減衰係数が後輪に対応する２つのものの減衰係数である後輪側減衰係数より大きい第１の特定状態と、前記後輪側減衰係数が前記前輪側減衰係数より大きい第２の特定状態とを選択的に実現することで、ピッチ振動の抑制に好適なピッチ抑制状態と、ロール振動の抑制に好適なロール抑制状態とを選択的に実現可能に構成され、
   前記複数の振動減衰制御が、ロール振動を減衰するロール減衰制御と、ピッチ振動を減衰するピッチ減衰制御とを含むものとされ、
   ４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、ロール振動とピッチ振動との少なくとも一方を減衰させる必要がある場合に、(i)前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ロール抑制状態を実現するとともに、前記複数の振動減衰制御のうち前記ロール減衰制御を実行しないように、あるいは、(ii)前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ピッチ抑制状態を実現するとともに、前記複数の振動減衰制御のうち前記ピッチ減衰制御を実行しない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. 前記制御装置が、
   ４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、(A-1)ロール振動の強度が設定された程度を超え、かつ、ピッチ振動の強度が設定された程度以下である場合に、前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ロール抑制状態を実現するとともに、前記ロール減衰制御と前記ピッチ減衰制御との両者を実行しないようにされ、(A-2)ロール振動の強度が設定された程度以下で、かつ、ピッチ振動の強度が設定された程度を超える場合に、前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ピッチ抑制状態を実現するとともに、前記ロール減衰制御と前記ピッチ減衰制御との両者を実行しない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、
   ４つの車輪の各々に対応するばね上部の振動におけるばね上共振周波数の振動成分の強度が設定された程度より低い状況下において、ロール振動の強度が設定された程度を超え、かつ、ピッチ振動の強度が設定された程度を超える場合に、(B-1)前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ロール抑制状態を実現するとともに、前記複数の振動減衰制御のうち前記ロール減衰制御を実行せず、前記ピッチ抑制制御を実行するように、あるいは、(B-2)前記４つのショックアブソーバの各々の減衰係数を制御して前記ピッチ抑制状態を実現するとともに、前記複数の振動減衰制御のうち前記ピッチ減衰制御を実行せず、前記ロール抑制制御を実行するように構成された請求項５または請求項６に記載の車両用サスペンションシステム。
8. 当該サスペンションシステムが、振動の位相を進ませる位相進み補償器を備え、
   前記制御装置が、４つの車輪の各々に対応するばね上部の上下方向の動作速度であるばね上速度であって、前記位相進み補償器によって位相を進ませたばね上速度に基づいて、前記複数の振動減衰制御の各々において減衰の対象となる車体振動の速度を推定するように構成され、
   前記複数の振動減衰制御の各々が、その推定された減衰の対象となる車体振動の速度に応じた大きさの接近離間力を発生させるべく振動減衰成分を決定するように構成された請求項１ないし請求項７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。
9. 前記４つの接近離間力発生装置の各々が、
   一端部がばね上部とばね下部との一方に連結される弾性体と、
   ばね上部とばね下部との他方と前記弾性体の他端部との間に配設されてその他方と前記弾性体とを連結し、前記電磁モータを自身の構成要素としてその電磁モータが発生させるモータ力に依拠して自身が発生させる力を前記弾性体に作用させることで、自身の動作量に応じて前記弾性体の変形量を変化させるとともに、その力を前記弾性体を介してばね上部とばね下部とに接近離間力として作用させる電磁式のアクチュエータと
   を有する請求項１ないし請求項８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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