以下、請求可能発明の実施例を、図を参� ��しつつ詳しく説明する。なお、請求可能発� ��は、下記実施例の他、前記〔発明の態様〕� ��項に記載された態様を始めとして、当業者� ��知識に基づいて種々の変更、改良を施した� ��々の態様で実施することができる。

≪車体ロール抑制システムの構成およびスタ ビライザ装置の機能等≫
 (a)全体構成
 図1に、本実施例の車体ロール抑制システム 10を模式的に示す。本車体ロール抑制システ� ��10は、車両の前輪側、後輪側の各々に配設� �れた1対のロール抑制装置である1対のスタビ ライザ装置14を含んで構成されている。スタ� ��ライザ装置14はそれぞれ、両端部において� �右の車輪16を保持する車輪保持部材としての サスペンションアーム(図2,3参照)に連結され� ��スタビライザバー20を備えている。そのス� �ビライザバー20は、それが分割された1対の� �タビライザバー部材22を含む構成のものとさ れている。それら1対のスタビライザバー部� �22は、アクチュエータ26によって相対回転可� ��に接続されている。

 (b)サスペンション装置の構成
本システム10を搭載する車両には、各車輪16� �対応した4つのサスペンション装置が設けら� ��ている。転舵輪である前輪のサスペンショ� ��装置と非転舵輪である後輪のサスペンショ� ��装置とは、車輪を転舵可能とする機構を除� ��略同様の構成とみなせるため、説明の簡略� ��に配慮して、後輪のサスペンション装置を� ��表して説明する。図2,3に示すように、サス� ��ンション装置30は、独立懸架式のものであ� �、マルチリンク式サスペンション装置とさ� �ている。サスペンション装置30は、それぞれ がサスペンションアームである第1アッパア� �ム32,第2アッパアーム34,第1ロアアーム36,第2� �アアーム38,トーコントロールアーム40を備え ている。5本のアーム32,34,36,38,40のそれぞれの 一端部は、車体に回動可能に連結され、他端 部は、車輪16を回転可能に保持するアクスル� ��ャリア42に回動可能に連結されている。そ� �ら5本のアーム32,34,36,38,40により、アクスル� �ャリア42は、車体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。また、 サスペンション装置30は、サスペンションス� ��リングであるコイルスプリング44と、ダン� �である液圧式のショックアブソーバ46とを備 えており、それらは、それぞれ、タイヤハウ ジングに設けられたマウント部と、第2ロア� �ーム38との間に、互いに並列的に配設されて いる。つまり、サスペンション装置30は、車� ��16と車体とを、つまり、ばね下部とばね上� �とを、弾性的に相互支持するとともに、そ� �らの接近離間動作(以下、「ストローク動作� ��という場合がある)に対する減衰力を発生さ せる構造とされている。

 (c)スタビライザ装置の構成
 スタビライザ装置14の各スタビライザバー� �材22はそれぞれ、図2,3に示すように、概して 車幅方向に延びるトーションバー部50と、ト� ��ションバー部50と一体をなしてそれと交差� �て概ね車両の前方に延びるアーム部52とに区 分することができる。各スタビライザバー部 材22のトーションバー部50は、アーム部52に近 い箇所において、車体に固定的に設けられた 保持具54によって回転可能に保持され、互い� ��同軸的に配置されている。各トーションバ� ��部50の端部(アーム部52側とは反対側の端部)� ��、それぞれ、後に詳しく説明するようにア� ��チュエータ26に接続されている。一方、各� �ーム部52の端部(トーションバー部50側とは反 対側の端部)は、リンクロッド56を介して第2� �アアーム38に連結されている。第2ロアアー� �38には、リンクロッド連結部58が設けられ、� ��ンクロッド56の一端部は、そのリンクロッ� �連結部58に、他端部はスタビライザバー部材 22のアーム部52の端部に、それぞれ遥動可能� �連結されている。

 スタビライザ装置14の備えるアクチュエ� �タ26は、図4に示すように、駆動源としての� �動モータ60と、その電動モータ60の回転を減� ��して伝達する減速機62とを含んで構成され� �いる。これら電動モータ60と減速機62とは、� ��クチュエータ26の外殻部材であるハウジン� �64内に設けられている。そのハウジング64の� ��端部には、1対のスタビライザバー部材22の� ��方のトーションバー部50の端部が固定的に� �続されており、一方、1対のスタビライザバ� ��部材22の他方は、ハウジング64の他端部から それの内部に延び入る状態で配設されるとと もに、後に詳しく説明するように、減速機62� ��接続されている。さらに、1対のスタビライ ザバー部材22の他方は、それの軸方向の中間� ��において、ブシュ型軸受70を介してハウジ� �グ64に回転可能に保持されている。

 電動モータ60は、ハウジング64の周壁の内 面に沿って一円周上に固定して配置された複 数のコイル72と、ハウジング64に回転可能に� �持された中空状のモータ軸74と、コイル72と� ��きあうようにしてモータ軸74の外周に固定� �て配設された永久磁石76とを含んで構成され ている。電動モータ60は、コイル72がステー� �として機能し、永久磁石76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64内に、� ��ータ軸74の回転角度、すなわち、電動モー� �60の回転角度を検出するためのモータ回転角 センサ78が設けられている。モータ回転角セ� ��サ78は、エンコーダを主体とするものであ� �、アクチュエータ26の制御、つまり、スタビ ライザ装置14の制御に利用される。

 減速機62は、波動発生器(ウェーブジェネ� ��ータ)80,フレキシブルギヤ(フレクスプライ� �)82およびリングギヤ(サーキュラスプライン) 84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80 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74の一端部に固定されてい� ��。フレキシブルギヤ82は、周壁部が弾性変� �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6 2では、400歯)が形成されている。このフレキ� ��ブルギヤ82は、先に説明した1対のスタビラ� ��ザバー部材22の他方のトーションバー部50の 端部に接続され、それによって支持されてい る。詳しく言えば、そのスタビライザバー部 材22のトーションバー部50は、モータ軸74を貫 通しており、それから延び出す部分の外周面 において、当該減速機62の出力部としてのフ� ��キシブルギヤ82の底部を貫通する状態でそ� �底部とスプライン嵌合によって相対回転不� �に接続されているのである。リングギヤ84は 、概してリング状をなして内周に複数の歯(� �減速機62においては、402歯)が形成されたも� �であり、ハウジング64に固定されている。フ レキシブルギヤ82は、その周壁部が波動発生� ��80に外嵌して楕円状に弾性変形させられ、� �円の長軸方向に位置する2箇所においてリン� ��ギヤ84と噛合し、他の箇所では噛合しない� �態とされている。このような構造により、� �動発生器80が1回転(360度)すると、つまり、電 動モータ60のモータ軸74が1回転すると、フレ� ��シブルギヤ82とリングギヤ84とが、2歯分だ� �相対回転させられる。つまり、減速機62の減 速比は、1/200とされている。

 (d)スタビライザ装置の機能等
 以上の構成から、車両が旋回する場合には� ��の旋回に起因して、車両が起伏のある路面� ��走行する場合にはその路面の起伏に起因し� ��、車体にロールモーメントが作用する。そ� ��ロールモーメントによって、各サスペンシ� ��ン装置30には、左右の車輪16の一方と車体と の距離と、左右の車輪16の他方と車体との距� ��とを相対変化させる力、つまり、左右にお� ��るばね上部とばね下部との距離を相対変動� ��せる力が作用し、相対ストローク動作が発� ��する。この相対ストローク動作に対して、� ��輪側および後輪側の各々の左右のコイルス� ��リング44は、相対ストローク量を減少させ� �向きに弾性反力を発生させる。また、前輪� �および後輪側の各々の左右のショックアブ� �ーバ46は、相対ストローク速度に応じた減衰 力を発生させる。上記弾性反力は、左右のコ イルスプリング44のばね定数によって定まる� ��定のロールばね定数に依拠した大きさの力� ��なり、上記減衰力は、左右のショックアブ� ��ーバ46の減衰係数によって定まる特定のロ� �ル減衰係数に依拠した大きさの力となる。

 その一方で、スタビライザ装置14は、ス� �ビライザバー20が上記相対ストローク動作に よって捩られることで、それの捩り反力に依 拠して、左右の一方のばね上部とばね下部と を接近させ、他方のばね上部とばね下部とを 離間させる力であるロール抑制力を発生させ る。このロール抑制力は、スタビライザバー 20の捩りばね定数によって定まるそれのロー� ��ばね定数に依拠した大きさの力となる。ち� ��みに、その状態は、アクチュエータ26によ� �て左右のスタビライザバー部材22を相対回転 させていない状態であり、つまり、アクチュ エータ26が中立作動位置にある状態である。

 それに対し、アクチュエータ26が所定の� �動量だけ作動することにより、つまり、所� �の角度だけ回転することにより、左右のス� �ビライザバー部材22がその所定角度だけ相対 回転することになる。その状態においては、 その相対回転角に応じて、上記ロール抑制力 が変更されることになる。したがって、スタ ビライザ装置14は、アクチュエータ26の作動� �に応じて、あたかもスタビライザバー20の捩 り剛性が増減したがのごとく、ロール抑制力 を変化させるのである。つまり、スタビライ ザ装置14自体のロールばね定数が変化したか� ��ごとくロール抑制力が増減させられること� ��なる。

 スタビライザ装置14が発生させるロール抑� �力F’は、大まかには、次式(1’)で表すこと� ��できる。

 F’=K _S S _T +K _S D ・・・(1’)

  K _S :スタビライザバーのロールばね定数
  S _T :相対ストローク量
  D:スタビライザ装置の作動量

ここで、スタビライザバー20のロールばね定� ��K _S は、2つのスタビライザバー部材22が一体化さ れたと仮定した場合のロールばね定数であり 、スタビライザバー20自体の固有値である。� ��対ストローク量S _T は、左輪側のばね上部とばね下部との距離と 右輪側のばね上部とばね下部との距離の差と 考えることができる。また、スタビライザ装 置14の作動量Dとは、アクチュエータ26の作動� ��よって相対ストローク量S _T 換算で自身がどのぐらい作動したかを示す量 と観念できるものであり、次式(2)で近似する ことができる。

 D=AL _A /R ・・・(2)

  A:アクチュエータの作動量(回転角)
  L _A :スタビライザバー部材のアーム部の長さ
  R:第2ロアアームのレバー比

ちなみに、アクチュエータの作動量Aは、ス� �ビライザ装置14の作動量Dが0である状態を基� ��とした作動量、つまり、中立位置からの作� ��量である。

 上記の式から解るように、スタビライザ装� ��14が発生させるロール抑制力F’は、スタビ� ��イザバーのロールばね定数K _S に依拠して本来的に発生させられる基本ロー ル抑制力(K _S S _T )と、アクチュエータ26の制御によって基本ロ ール抑制力を増減させる制御ロール抑制力(K _S D)との合計と捉えることができ、後者を制御� ��よって変更することで、ロール抑制力F’が 変化させられることになる。なお、以後の説 明については、便宜的に、基本ロール抑制力 (K _S S _T )を、車体のロールを抑制すべくコイルスプ� �ング44が発生させる力の一部と考え、制御ロ ール抑制力(K _S D)を、スタビライザ装置14によるロール抑制� �Fとして扱うものとする。このような扱いを� ��れば、上記式(1’)は、下記式(1)となる。

 F=K _S D ・・・(1)

 (e)制御システムのハード構成
 本車体ロール抑制システム10では、図1に示� ��ように、2つのスタビライザ装置14を統括し� ��制御する電子制御ユニット(ECU)90が設けられ ている。ECU90は、各スタビライザ装置14、詳� �くは、各アクチュエータ26の作動を個別に制 御可能な制御装置であり、それぞれが各アク チュエータ26が有する電動モータ60に対応し� �駆動回路である2つのインバータ92と、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96とを備えている(図11参照)。インバ ータ92の各々は、コンバータ98を介してバッ� �リ100に接続されており、対応するスタビラ� �ザ装置14の電動モータ60に接続されている。� ��動モータ60は定電圧駆動され、電動モータ60 への供給電力は、供給電流量を変更すること によって変更される。供給電流量の変更は、 インバータ92がPWM(Pulse Width Modulation)による� �ルスオン時間とパルスオフ時間との比(デュ� ��ティ比)を変更することによって行われる。

 コントローラ96には、上記モータ回転角� �ンサ78とともに、ステアリングホイールの操 作角(操舵量の一種である)を検出するための� ��テアリングセンサ102,車体に実際に発生して い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104が接続されている。コントロ ーラ96には、さらに、ブレーキシステムの制� ��装置であるブレーキ電子制御ユニット(以下 、「ブレーキECU」という場合がある)108が接� �されている。ブレーキECU108には、4つの車輪� ��それぞれに対して設けられてそれぞれの回� ��速度を検出するための車輪速センサ110が接� ��され、ブレーキECU108は、それら車輪速セン� ��110の検出値に基づいて、車速を推定する機� ��を有している。コントローラ96は、必要に� �じ、ブレーキECU108から車速を取得するよう� �されている。さらに、コントローラ96には、 ばね上部とばね下部との距離であるストロー ク量を検出するストロークセンサ112が接続さ れている。当該車両においては、ストローク センサ112は、前側の左右の車輪16に対応して2 つ設けられている。また、車体の左右の特定 の部位における上下加速度を検出するために 、1対の上下加速度センサ114が設けられてお� �、それらも、コントローラ96に接続されてい る。コントローラ96は、各インバータ92とも� �続され、それらを制御することで、各スタ� �ライザ装置14の電動モータ60を制御する。な� ��、コントローラ96のコンピュータが備えるRO Mには、後に説明する各スタビライザ装置14の 制御に関するプログラム,その制御のために� �要な各種のデータ等が記憶されている。

≪ロール抑制制御≫
 本車体ロール抑制システム10において行わ� �るロール抑制制御は、車両の旋回に起因す� �車体のロールを抑制するための車両旋回起� �ロール抑制制御と、車両が走行する路面の� �伏に起因する車体のロールを抑制する路面� �伏起因ロール抑制制御との2つの制御があり� ��本システム10では、それら2つの制御が同時� ��実行可能とされ、2つの制御のいずれにおい ても、前輪側および後輪側のスタビライザ装 置14が個別に制御される。以下に、上記2つの 制御を順に説明し、その後に、それらの制御 が同時に実行された場合におけるロール抑制 力の2つのスタビライザ装置への配分につい� �説明する。

 (a)車両旋回起因ロール抑制制御
 車両旋回起因ロール抑制制御は、車両の旋� ��に起因して車体に作用するロールモーメン� ��指標に基づいて、前輪側および後輪側のス� ��ビライザ装置14の両者によって発生させる� �きロール抑制力を、目標車両旋回起因ロー� �抑制力F _T として決定して行われる。決定された目標車 両旋回起因ロール抑制力F _T は、前輪側および後輪側のスタビライザ装置 14の各々が発生させるべきロール抑制力であ� ��目標装置個別ロール抑制力F _D (前輪側装置個別ロール抑制力F _Df 、後輪側装置個別ロール抑制力F _Dr と区別して呼ぶ場合がある)に配分され、そ� �目標装置個別ロール抑制力F _D に基づいて、各スタビライザ装置14が制御作� ��させられることによって行われる。

 目標車両旋回起因ロール抑制力F _T の決定処理においては、車両の旋回に起因し て車体に作用するロールモーメントを指標す る車両旋回起因ロールモーメント指標として 、制御用横加速度が採用される。制御用横加 速度G _Y ^* は、次式(3)で表されるものである。

 G _Y ^* =ε _c G _Yc +ε _r G _Yr  ・・・(3)

  G _Yc :推定横加速度
  G _Yr :実横加速度
  ε _c :制御ゲイン
  ε _r :制御ゲイン

推定横加速度G _Yc は、ステアリングホイールの操作角δと車速v に基づいて推定される。操作角δは、車両の� ��舵量(操舵角)を指標するものであり、ステ� �リングセンサ102によって検出された値が用� �られる。車速vは、ブレーキECU108において車� ��速センサ110の検出値に基づいて推定され、� ��レーキECU108から送られてくる値が用いられ� ��。実横加速度G _Yr は、横加速度センサ104による検出値が用いら れる。制御ゲインε _c ,ε _r は、車両旋回起因ロール抑制制御の応答性等 に鑑み、適切な値に設定されている。

 目標車両旋回起因ロール抑制力F _T は、制御用横加速度G _Y ^* に基づき、コントローラ96に格納されている� ��両旋回起因ロール抑制力マップを参照する� ��とによって行われる。このマップは、特定� ��規則、つまり、どの程度の制御用横加速度G _Y ^* が生じている場合には、どの程度のロール量 車体がロールし、そのロールをどの程度のロ ール量抑制すべきかが規定されたものである 。なお、この車両旋回起因ロール抑制力マッ プは、参照することにより、逆に、目標車両 旋回起因ロール抑制力F _T が作用している場合における車体のロールの 抑制量として、抑制ロール量δXおよび抑制相 対ストローク量δS _T を求められるようにもなっている。

 (b)路面起伏起因ロール抑制制御
 路面起伏起因ロール抑制制御は、設定され� ��ロール挙動モデルに従って、前輪側および� ��輪側のスタビライザ装置14の両者によって� �生させるべきロール抑制力の合計を、目標� �面起伏起因ロール抑制力F _U として決定して行われる。決定された目標車 両旋回起因ロール抑制力F _U は、前輪側および後輪側のスタビライザ装置 14の各々が発生させるべきロール抑制力であ� ��目標装置個別ロール抑制力F _D に配分され、その目標装置個別ロール抑制力 F _D に基づいて、各スタビライザ装置14が制御作� ��させられることによって行われる。

 路面起伏起因ロール制御における理想制� ��状態を示すロール挙動モデルは、2つ設定さ れている。路面起伏起因ロール制御は、一時 期において、2つのモデルにそれぞれ対応し� �2つタイプの制御のうちの一方が、若しくは� ��両方が実行される。以下、先ず、それら2つ の理想制御状態モデルと対照されるロール挙 動モデルを説明した後、2つのタイプの制御� �各々、2つのタイプの制御の選択および重み� ��けについて順次説明する。

 (i)システム構成に基づくロール挙動モデル
 図5に、実際のサスペンション装置およびス タビライザ装置の構成に基づくロール挙動モ デル(以下、「実装置モデル」という場合が� �る)を示す。このモデルは、路面起伏ロール� ��制制御において目標となるロール抑制力で� ��る目標路面起伏起因ロール抑制力F _U を決定するために、後に説明する2つの理想� �御状態モデルと対照されるモデルである。

 実装置モデルは、前輪側(図5における左� �)において、車体140と車輪16との間、すなわ� �、ばね上部とばね下部との間に、前輪側相� �ストローク対応スプリング144fと、前輪側相� ��ストローク対応ダンパ146fと、前輪側スタビ ライザ装置14fとが配備され、後輪側(図にお� �る右側)において、ばね上部とばね下部との� ��に、後輪側相対ストローク対応スプリング1 44rと、後輪側相対ストローク対応ダンパ146r� �、後輪側スタビライザ装置14rとが配備され� �いる。相対ストローク対応スプリング144は� �前輪側若しくは後輪側2つのコイルスプリン� ��44によって、前輪側若しくは後輪側の相対� �トローク量に応じた弾性反力を発生させる� �想的なサスペンションスプリングであり、� �対ストローク対応ダンパ146は、前輪側若し� �は後輪側の2つのショックアブソーバ46によ� �て、左輪側若しくは後輪側の相対ストロー� �速度に応じた減衰力を発生させる仮想的な� �ンパである。なお、前輪側相対ストローク� �応スプリング144f,前輪側相対ストローク対応 ダンパ146f,後輪側相対ストローク対応スプリ� ��グ144r,後輪側相対ストローク対応ダンパ146r� ��、以下、それぞれ、前輪側スプリング144f,� �輪側ダンパ146f,後輪側スプリング144r,後輪側� ��ンパ146rと呼ぶ場合がある。

 実装置モデルの運動方程式は、下記式(4)の� ��うに表される。

 [Is ² +(C _f +C _r )s+(K _f +K _r )]X
  =(C _f s+K _f )X _f +(C _r s+K _r )X _r +K _Sf D _f +K _Sr D _r  ・・・(4)

  s:ラプラス演算子、d/dt,iω
  I:車体慣性モーメント
  X:車体ロール量
  X _f :前輪側ばね下部相対変位量
  X _r :後輪側ばね下部相対変位量
  C _f :前輪側ダンパロール減衰係数
  C _r :後輪側ダンパロール減衰係数
  K _f :前輪側スプリングロールばね定数
  K _r :後輪側スプリングロールばね定数
  K _Sf :前輪側スタビライザバーのロールばね定数
  K _Sr :後輪側スタビライザバーのロールばね定数
  D _f :前輪側スタビライザ装置作動量
  D _r :後輪側スタビライザ装置作動量

上記式(4)に基づけば、前輪側および後輪側の スタビライザ装置14が発生させるロール抑制� ��F(詳しくは、制御ロール抑制力)は、下記式( 5)のようになる。

 F=K _Sf D _f +K _Sr D _r  ・・・(5)

先に説明したように、スタビライザバー20の� ��本的ロール抑制力は、車体のロールを抑制� ��るために相対ストローク対応スプリング144� ��よって発生させられる力の一部と擬制して� ��るため、下記式(6),(7)が成立している。

 K _f =K _Cf +K _Sf  ・・・(6)
 K _r =K _Cr +K _Sr  ・・・(7)

  K _Cf :前輪側相対ストローク対応スプリングのみ� �基づくロールばね定数
  K _Cr :後輪側相対ストローク対応スプリングのみ� �基づくロールばね定数

また、前輪側のばね下部の相対変位に対して の後輪側のばね下部の相対変位の遅れ、つま り、後輪側ばね下部変位遅れに基づけば、下 記式(8),(9),(10)が成立する。

 X _r =X _f e ^- τ ^s  ・・・(8)
 e ^- τ ^s ≒ (2-τs)/(2+τs) ・・・(9)
 τ=L/v ・・・(10)

  L:ホイールベース
  v:車速
  e ^- τ ^s :後輪側ばね下部変位遅れ係数

ちなみに、上記式(9)は、近似のための式であ る。

 (ii)スカイフック型ロール抑制制御
 前述の2つのタイプの制御のうちの1つであ� �スカイフック型ロール抑制制御では、上記� �装置モデルと対照される理想制御状態モデ� �として、図6に示すスカイフックモデルを採� ��する。このスカイフックモデルでは、前輪� ��(図における左側)のばね上部とばね下部と� �間に、前輪側スプリング144fおよび前輪側ダ� ��パ146fとが配備され、後輪側(図における右� �)のばね上部とばね下部との間に、後輪側ス� ��リング144rおよび後輪側ダンパ146rが配備さ� �ている。そのような基本的モデルに加え、� �カイフックモデルでは、スカイフックスプ� �ング148およびスカイフックダンパ150が配備� �れている。それらスカイフックスプリング14 8およびスカイフックダンパ150は、車体140の� �ールをスカイフック理論に基づいて抑制す� �機能を有する。

 スカイフックモデルの運動方程式は、下記� ��(11)のように表される。

 [Is ² +(C _f s+K _f )+(C _r s+K _r )+(δCs+δK)]X
  =(C _f s+K _f )X _f +(C _r s+K _r )X _r  ・・・(11)

  δC:スカイフックダンパのロール減衰係数
  δK:スカイフックスプリングのロールばね� ��数

ちなみに、上記式(11)の右辺は、いわゆるロ� �ル強制力と呼ぶことができる力を意味して� �る。このロール強制力とは、左右のばね下� �の相対変位動作に依存して生じ、車体のロ� �ルを生じさせる力と考えることができる。� �方、左辺は、車体のロールを抑制するため� �力と考えることができる。

 スカイフック型ロール抑制制御では、スカ� ��フックモデルに関する上記式(11)と、実装置 モデルに関する先の式(4)とを対照して、前輪 側および後輪側のスタビライザ装置14によっ� ��発生させるべきロール抑制力F、つまり、ス カイフック型ロール抑制力制御における目標 路面起伏起因ロール抑制力F _U が決定される。この目標路面起伏起因ロール 抑制力F _U は、スカイフック型ロール抑制力F _S と呼ぶことができるものであり、下記式(12)� �うに決定される。

 F _S =K _Sf D _f +K _Sr D _r =-(δCs+δK)X ・・・(12)

 上記式(12)から解るように、スカイフック型 ロール抑制力F _S の決定においては、車体のロール量Xを推定� �る必要がある。そこで、本システム10のスカ イフック型ロール抑制制御では、車体のロー ル量Xは、前輪側の相対ストローク量S _Tf に基づき、本スカイフックモデルに従って行 われる。その前輪側の相対ストローク量S _Tf は、下記式(13)で表され、2つのストロークセ� ��サ112の検出値、つまり、前輪側の左右のス� ��ロール量S _Lf ,S _Lr についての検出値に基づいて測定される。

 S _Tf =X _f -X ・・・(13)

 なお、本システム10では、先に説明したよ� �に、車両旋回起因ロール抑制制御も実行さ� �ており、測定された前輪側相対ストローク� �S _Tf は、その制御の影響を受けている。そこで、 現時点で発生させられている目標車両旋回起 因ロール抑制力F _T に基づき、先に説明した車両旋回起因ロール 抑制力マップが参照されて抑制相対ストロー ク量δS _T が求められ、その抑制相対ストローク量δS _T を除外する補正が、下記式(14)に従い、車体� �ロール量Xを推定に先立って行われる。

 S _Tf =S _Tf -δS _T  ・・・(14)

 車体のロール量Xの推定は、補正された前輪 側相対ストローク量S _Tf ,ブレーキECU108から取得された車速v,コントロ ーラ96に格納されているホイールベースLの値 に基づき、上記式(11)に従って行われる。な� �、後輪側の相対ストローク量S _Tr は測定されないなめ、前記式(8)に示す推定、 つまり、前輪側ばね下部相対変位量X _f に基づく後輪側ばね下部相対変位量X _r の推定が利用される。ちなみに、この推定で の後輪側ばね下部変位遅れ係数e ^- τ ^s の値は、実際は、前記式(9)に従って近似され た値が用いられる。推定された車体のロール 量Xは、下記式(15)のように表される。

 X=S _Tf [(C _f s+K _f )+(C _r s+K _r )e ^- τ ^s ]
    /[Is ² +(1-e ^- τ ^s )(C _r s+K _r )+(δCs+δK)] ・・・(15)

この推定された車体のロール量Xに基づいて� �先の式(12)に従って、スカイフック型ロール� ��制力F _S が決定されるのである。

 (iii)強制力低減型ロール抑制制御
 iii-a)強制力低減モデル
 前述の2つのタイプの制御のうちのもう1つ� �ある強制力低減型ロール抑制制御では、上� �実装置モデルと対照される理想制御状態モ� �ルとして、図7に示す強制力低減モデルを採� ��する。この強制力低減モデルでは、前述の� ��本的モデルに加え、ロール抑制スプリング1 52およびロール抑制ダンパ154が配備されてい� ��。

 強制力低減モデルの運動方程式は、下記式( 16)のように表される。

 [Is ² +[α _Cf C _f s+α _Kf K _f ]+[α _Cr C _r s+α _Kr K _r ]
  +[(1-α _Cf )C _f +(1-α _Cr )C _r ]s+[(1-α _Kf )K _f +(1-α _Kr )K _r ]]X
    =(α _Cf C _f s+α _Kf K _f )X _f +(α _Cr C _r s+α _Kr K _r )X _r  ・・・(16)

  α _Cf :前輪側ダンパ強制力低減ゲイン
  α _Cr :後輪側ダンパ強制力低減ゲイン
  α _Kf :前輪側スプリング強制力低減ゲイン
  α _Kr :後輪側スプリング強制力低減ゲイン

上記式(16)を簡単にすると、下記式(17)のよう� ��なる。

 [Is ² +(C _f +C _r )s+(K _f +K _r )]X
  =(α _Cf C _f s+α _Kf K _f )X _f +(α _Cr C _r s+α _Kr K _r )X _r  ・・・(17)

ちなみに、前記スカイフックモデルと同様、 上記式(16),(17)の右辺は、いわゆるロール強制 力を意味しており、左辺は、車体のロールを 抑制するための力と考えることができる。

 前述のスカイフック型ロール抑制制御は、� ��記式(11)の左辺にある車体のロール量Xにつ� �ての係数を大きくして、車体のロールを抑� �しようとすることを目的としている。それ� �対して、本強制力低減型ロール抑制制御は� �上記式(16),(17)の右辺の値を小さくすること� �、車体のロールを抑制することを目的とし� �いる。その目的の下、上記4つの強制力低減� ��インα _Cf ,α _Cr ,α _Kf ,α _Kr は、それぞれ、4つのロール強制力である前� �側ダンパ強制力(C _f sX _f ),後輪側ダンパ強制力(C _r sX _r ),前輪側スプリング強制力(K _f X _f ),後輪側スプリング強制力(K _r X _r )を低減させる制御ゲインである。それら強� �力低減ゲインαの各々は、それの値が“0”� �なる場合において、対応するロール強制力� �低減させず、“1”となる場合において、対� ��するロール強制力をずべて低減させる。し� ��がって、(1-α)なる値が、各ロール強制力に� ��いての低減率としての意味を持っている。� ��お、以下の説明において、各強制力低減ゲ� ��ンαを、前輪側ダンパゲインα _Cf ,後輪側ダンパゲインα _Cr ,前輪側スプリングゲインα _Kf ,後輪側スプリングゲインα _Kr と略すことがある。

 ロール抑制スプリング152およびロール抑制� ��ンパ154は、ロール強制力を低減した分の力� ��ある低減力に応じた力を、車体のロールを� ��制するための力として発生させる機能を有� ��ると考えることができる。そのため、ロー� ��抑制スプリング152のロールばね定数K _C は、前輪側および後輪側スプリング144f,144rの ロールばね定数K _f ,K _r の減少分に相当する値を有しており、ロール 抑制ダンパ154のロール減衰係数C _C は、前輪側および後輪側ダンパ146f,146rのロー ル減衰係数C _f ,C _r の減少分に相当する値を有している。具体的 には下記式(18),(19)に表される値である。

 K _C =(1-α _Kf )K _f +(1-α _Kr )K _r  ・・・(18)
 C _C =(1-α _Cf )C _f +(1-α _Cr )C _r  ・・・(19)

つまり、ロール抑制スプリング152およびロー ル抑制ダンパ154は、ロール強制力の低減によ って生じた車体のロールの減衰能力の低下を 、低減力に応じて補完する機能を有するもの と考えることができるのである。この機能に より、発生した車体のロールが効果的に減衰 されることになる。

 強制力低減型ロール抑制制御では、強制力� ��減モデルに関する上記式(17)と、実装置モデ ルに関する先の式(4)とを対照して、前輪側お よび後輪側のスタビライザ装置14によって発� ��させるべきロール抑制力F、つまり、強制力 低減型ロール抑制力制御における目標路面起 伏起因ロール抑制力F _U が決定される。この目標路面起伏起因ロール 抑制力F _U は、強制力低減型ロール抑制力F _R と呼ぶことができるもので、下記式(20)よう� �決定される。

 F _R =K _Sf D _f +K _Sr D _r
   =-[(1-α _Cf )C _f s+(1-α _Kf K _f )]X _f
    -[(1-α _Cr )C _r s+(1-α _Kr K _r )]X _r  ・・・(20)

 iii-b)ばね下部相対変位量を推定する2つの手 法
 上記式(20)から解るように、強制力低減型ロ ール抑制力F _S の決定においては、前輪側、後輪側の各々の ばね下部相対変位量X _f ,X _r を推定する必要がある。そこで、本システム 10の強制力低減型ロール抑制制御では、それ� ��ばね下部相対変位量X _f ,X _r の推定が行われるのであるが、その推定は、 2つの互いに異なる推定手法のいずれかによ� �て行われる。

 ばね下部相対変位量X _f ,X _r を推定するための1つの手法である第1推定手� ��は、前輪側の相対ストローク量S _Tf に基づき、本強制力低減モデルに従って行わ れる。推定にあたっては、先のスカイフック 型ロール抑制制御と同様に、2つのストロー� �センサ112の検出値に基づいて測定された相� �ストローク量S _Tf に対して、前記式(13)に従う抑制相対ストロ� �ク量δS _T を除外した補正が行わる。また、後輪側ばね 下部変位遅れ係数e ^- τ ^s に基づく推定、つまり、前記式(8)に従う後輪 側ばね下部相対変位量X _r の推定が利用される。第1推定手法では、ば� �下部相対変位量X _f ,X _r は、下記式(21),(22)に従って推定される。

 X _f =S _Tf [Is ² +(C _f +C _r )s+(K _f +K _r )]/B ・・・(21)
   〔B=Is ² +(1-α _Cf )C _f s+(1-α _Cr e ^- τ ^s )C _r s
      +(1-α _Kf )K _f +(1-α _Kr e ^- τ ^s )K _r 〕
 X _r =X _f e ^- τ ^s  ・・・(22)

 ばね下部相対変位量X _f ,X _r を推定するためのもう1つの手法である第2推� ��手法は、車体のロール量Xに基づき、本強制 力低減モデルに従って行われる。この推定に おける車体のロール量Xは、測定値であり、1� ��の上下加速度センサ114による車体の左右の� ��定部位の各々の上下加速度G _XL ,G _XR の検出値、すなわち、左右のばね上部の各々 の上下加速度G _XL ,G _XR の検出値から求められる。また、この第2推� �手法においても、車両旋回起因ロール抑制� �御の影響を排除すべく、測定された車体の� �ール量Xの補正が行われる。具体的には、現� ��点で発生させられている目標車両旋回起因� ��ール抑制力F _T に基づき、先に説明した車両旋回起因ロール 抑制力マップが参照されて、抑制ロール量δX が求められ、その抑制ロール量δXを除外した 補正が、下記式(23)に従って行われる。

 X=X-δX ・・・(23)

また、第2推定手法に従う推定においても、� �輪側ばね下部変位遅れ係数e ^- τ ^s に基づく推定、つまり、前記式(8)に従う後輪 側ばね下部相対変位量X _r の推定が利用される。この第2推定手法では� �ばね下部相対変位量X _f ,X _r は、下記式(24),(25)に従って推定される。

 X _f =X[Is ² +(C _f +C _r )s+(K _f +K _r )]
     /[(α _Cf C _f s+α _Kf K _f )+(α _Cr C _r s+α _Kr K _r )e ^- τ ^s ] ・・・(24)
 X _r =X _f e ^- τ ^s  ・・・(25)

 本強制力低減型ロール抑制力制御では、上� ��第1推定手法と第2推定手法とが選択的に採� �される。後輪側ばね下部相対変位量X _r の推定には、前記式(9)の近似式が用いられる 。それによる推定の精度等の理由から、車両 が低速走行している場合には、第1推定手法� �従うばね下部相対変位量X _f ,X _r の推定精度が悪くなってしまう。そこで、本 強制力低減型ロール抑制制御では、車速vが� �定閾速度v ₀ 以下のときには、第2推定手法に従う推定が� �われ、設定閾速度より大きい場合には、第1� ��定手法に従う推定が行われるようにされて� ��る。ちなみに、本システム10では、設定閾� �度v ₀ は、20km/hに設定されている。2つの推定手法� �いずれが採用される場合であっても、前輪� �および後輪側のばね下部相対変位量X _f ,X _r が推定され、その推定されたばね下部相対変 位量X _f ,X _r に基づいて、上記式(20)に従って、強制力低� �型ロール抑制力F _R が決定される。

 iii-c)ロール抑制力の低減率の変更
 次に、ロール強制力の低減率、つまり、上� ��抑制力低減ゲインの設定に関して説明する� ��本強制力低減モデルにおいて、ロール強制� ��は、前輪側および後輪側の左右のばね下部� ��相対変位に依存して、相対ストローク対応� ��プリング144f,144rと相対ストローク対応ダン� ��146f,146rによって発生させられる力である。� ��体的には、前記式(16),(17)における右辺が示� ��力であり、前輪側ロール強制力F _Ef ,後輪側ロール強制力F _Er は、それぞれ、下記式(26),(27)のように表し、 総称的にロール強制力F _E として表せば、下記式(28)のようになる。

 F _Ef =(α _Cf C _f s+α _Kf K _f )X _f  ・・・(26)
 F _Er =(α _Cr C _r s+α _Kr K _r )X _r  ・・・(27)
 F _E =(α _C Cs+α _K K)X ・・・(28)

上記式(28)から解るように、(α _C CsX)は、ダンパ強制力であり、(α _K KX)は、スプリング強制力である。

 図8は、ばね下部相対変位,車体のロールを� �動と考えた場合のロール強制力F _E の位相について説明するための概念図である 。図8(a)に示すように、スプリング強制力(便� ��的にベクトル(α _K KX)とする)の位相は、ばね下部の相対変位(便� ��的にベクトルXとする)の位相と一致してお� �、ダンパ強制力(便宜的にベクトル(α _C CsX)とする)の位相は、ばね下部の相対変位の� ��相に対して90゜進む状態となる。ロール強� �力F _E は、スプリング強制力とダンパ強制力とが合 成されたものであることから、スプリング強 制力およびダンパ抑制力の各々の低減率(1-α) 、つまり、上記強制力低減ゲインαを変更す� ��ことで、ロール強制力F _E の位相を変更することが可能となる。

 具体的に言えば、図8(b)に示すように、スプ リング強制力の低減率(1-α _K )をダンパ抑制力の低減率(1-α _C )に対して大きくする、つまり、スプリング� �制力の強制力低減ゲインα _K をダンパ強制力の強制力低減ゲインα _C に対して小さくすることにより、ロール強制 力F _E の位相は、ばね下部の相対変位Xの位相に対� �てより進むことになる。逆に、図8(c)に示す� ��うに、ダンパ抑制力の低減率(1-α _C )をスプリング強制力の低減率(1-α _K )に対して大きくする、つまり、ダンパ強制� �の強制力低減ゲインα _C をスプリング強制力の強制力低減ゲインα _K に対して小さくすることにより、ロール強制 力F _E の位相は、ばね下部の相対変位Xの位相に近� �くことになる。

 また、前輪側と後輪側の両方について考え� ��ば、先に説明したように、後輪側のばね下� ��の相対変位X _r の位相は、前輪側のばね下部の相対変位X _f の位相に対して遅れる。つまり、前記式(8)に 示すところの後輪側ばね下部変位遅れ(係数e ^- τ ^s )が生じる。この遅れは、ばね下部の相対変� �Xの振動周波数に依存するものであり、また� ��車速v,トレッドTに依存する。一方、本シス� ��ム10が搭載されている車両においては、ロ� �ル共振周波数が約2Hzとなっており、路面起� �起因ロール抑制制御では、その周波数およ� �その周波数近傍のロール振動を効果的に抑� �することを主眼としている。そのことに鑑� �て、2Hzの振動周波数を有するばね下部の相� �変位Xについて考察すれば、本車両では、例� ��ば、車速が90km/hの場合には、前輪側のばね� ��部の相対変位X _f の位相に対して、後輪側のばね下部の相対変 位X _r の位相は、90゜弱遅れ、例えば、車速が30km/h� ��場合には、270゜弱遅れることになる。

 全体のロール強制力F _E は、前輪側ロール強制力F _Ef と後輪側ロール強制力F _Er とが合成されたものであり、全体のロール強 制力F _E を低減させることが、本強制力低減型ロール 抑制制御の目的であることから、車速vに応� �て、強制力低減ゲインαを変更することが望 ましいことになる。具体的に言えば、図9に� �すように、例えば、車速が90km/hにおいては� �前輪側スプリングゲインα _Kf が大きく、前輪側ダンパゲインα _Cf が小さく、後輪側スプリングゲインα _Kr が小さく、後輪側ダンパゲインα _Cr が大きい場合(図9(a)参照)に比べ、前輪側スプ リングゲインα _Kf が小さく、前輪側ダンパゲインα _Cf が大きく、後輪側スプリングゲインα _Kr が大きく、後輪側ダンパゲインα _Cr が小さい場合(図9(b)参照)の方が、全体のロー ル強制力F _E が小さくなる。逆に、車速が30km/hにおいては 、前輪側スプリングゲインα _Kf が小さく、前輪側ダンパゲインα _Cf が大きく、後輪側スプリングゲインα _Kr が大きく、後輪側ダンパゲインα _Cr が小さい場合(図9(c)参照)に比べ、前輪側スプ リングゲインα _Kf が大きく、前輪側ダンパゲインα _Cf が小さく、後輪側スプリングゲインα _Kr が小さく、後輪側ダンパゲインα _Cr が大きい場合(図9(d)参照)の方が、全体のロー ル強制力F _E が小さくなる。

 したがって、大まかに言えば、車速vが高い ときには、車速vが低いときに比較して、前� �側スプリングゲインα _Kf を小さく、前輪側ダンパゲインα _Cf を大きく、後輪側スプリングゲインα _Kr を大きく、後輪側ダンパゲインα _Cr を小さくすることが望ましいのである。つま り、前輪側スプリング強制力の低減率(1-α _Kf )を大きく、前輪側ダンパ強制力の低減率(1-α _Cf )を小さく、後輪側スプリング強制力の低減� �(1-α _Kr )を小さく、後輪側ダンパ強制力の低減率(1-α _Cr )を大きくすることが望ましいのである。

 その一方で、上記減衰力低減モデルによれ� ��、路面の起伏によってばね下部の相対変位� ��生じてから、相対ストローク対応スプリン� ��144および相対ストローク対応ダンパ146によ� ��てロール強制力が車体に作用させられるま� ��には、ある程度の時間的な遅れ、つまり、� ��ール強制力作用遅れが存在する。この遅れ� ��、ロール抑制スプリング152およびロール抑� ��ダンパ154がロールを抑制しようとする力の� ��れにも繋がる。また、ロール強制力作用遅� ��は、ロール強制力を低減させるほど大きく� ��る。したがって、上述の後輪側ばね下部変� ��遅れをも加味して考えれば、前輪側ロール� ��制力F _Ef を低減させずに、その分後輪側ロール抑制力 F _Er を大きく低減させることが望ましい。そのよ うに強制力低減ゲインαを設定すれば、前輪� ��のばね下部相対変位から比較的早い段階で� ��後輪側のばね下部相対変位よりも比較的大� ��く先行して、ロール抑制スプリング152およ� ��ロール抑制力ダンパ154による力を車体に作� ��させることができるのである。

 上述したロール強制力作用遅れによる制御� ��応答性の悪化は、車速がある程度を超えて� ��い場合に、比較的顕著であるため、本強制� ��低減型ロール抑制制御では、車速が前述の� ��定閾速度v ₀ (20km/h)を超えた場合に、前輪側スプリングゲ� ��ンα _Kf および前輪側ダンパゲインα _Cf の値を“1”(低減率0)に、後輪側スプリング� �インα _Kr および後輪側ダンパゲインα _Cr の値を“0”(低減率1)にしている。つまり、� �のように設定された強制力低減モデルは、� �輪側ロール強制力F _Ef が低減させられておらず、かつ、後輪側ロー ル強制力F _Er が発生しないモデルとなる。さらに言えば、 そのような強制力低減モデルを採用した強制 力低減型ロール抑制制御は、当該制御を後輪 側に特化した制御と考えることができるので ある。

 以上のことに鑑みて、本強制力低減型ロー� ��抑制制御においては、図10に示すように、� �速vに応じて、各強制力低減ゲインがα _Kf ,α _Cf ,α _Kr ,α _Cr 変更される。詳しく説明すれば、車速vが、� �定閾速度v ₀ 以下では、前輪側スプリングゲインα _Kf および前輪側ダンパゲインα _Cf の値が、ともに“1”とされ、後輪側スプリ� �グゲインα _Kr および後輪側ダンパゲインα _Cr の値が“0”とされる。車速vが設定閾速度v ₀ より高い場合には、後輪側スプリングゲイン α _Kr および後輪側ダンパゲインα _Cr の値は、車速vが高くなるにつれて、大きく� �れる。車速vが設定閾速度v ₁ 以上となった場合には、前輪側スプリングゲ インα _Kf の値は、車速vが高くなるにつれて小さくさ� �る。車速vが設定閾速度v ₂ 以上となった場合には、車速vに応じて大き� �されていた後輪側ダンパゲインα _Cr の値が、逆に、車速vが高くなるにつれて小� �くなるようにされる。車速vが設定閾速度v ₃ 以上となった場合には、前輪側ダンパゲイン α _Cf の値が、車速vが高くなるにつれて、大きく� �れる。これらの強制力低減ゲインαの変更は 、その値の変化が連続的になるように行われ る。また、前輪側ダンパゲインα _Cf ,後輪側スプリングゲインα _Kr は、ある程度車速vが高くなると、その値が� �1”を超えるように変化させられる。この図1 0に示す関係は、強制力低減ゲイン変更マッ� �として、コントローラ96に格納されている。

 (iv)2つのタイプの制御の選択と重み付け
 路面起伏起因ロール抑制制御では、上述し� ��2つのタイプの制御、つまり、スカイフック 型ロール抑制制御と強制力低減型ロール抑制 制御が、情況に応じて、選択的に、あるいは 、同時に実行される。

 車両が低速走行している場合には、前記式( 9)に従う後輪側ばね下部変位遅れの推定精度� ��比較的低い。そして、先に説明したように� ��前輪側スプリングゲインα _Kf および前輪側ダンパゲインα _Cf の値を“1”に、後輪側スプリングゲインα _Kr および後輪側ダンパゲインα _Cr の値を“0”にした場合の強制力低減型ロー� �抑制制御、つまり、後輪側に特化した強制� �低減型ロール抑制制御を車両の低速域にお� �て実行すれば、路面起伏起因ロール抑制制� �の応答性の改善が期待できる。そのため、� �路面起伏起因ロール抑制制御では、車速vが� ��に説明した設定閾速度v ₀ (20km/h)以下である場合には、後輪側に特化し� ��強制力低減型ロール抑制制御が実行され、� ��カイフック型ロール抑制制御は実行されな� ��ようにされている。したがって、下記式(29) のように、前記式(20)に従って決定される強� �力低減型ロール抑制力F _R が、本路面起伏起因ロール抑制制御において 前輪側および後輪側のスタビライザ装置14に� ��って発生させられるべき目標路面起伏起因� ��ール抑制力F _U とされる。

 F _U =F _R  ・・・(29)

 一方で、車両が比較的高速で走行している� ��合であっても、比較的高い周波数域のばね� ��部相対変位振動、ロール振動に対しては、� ��述の後輪側ばね下部変位遅れの推定精度が� ��較的悪いといった理由等から、スタビライ� ��装置14が発生させるべきロール抑制力の決� �精度が比較的低いものとなる。そこで、本� �面起伏起因ロール抑制制御では、車速vが、� ��定閾速度v ₀ を超えている場合に、発生しているロール振 動の周波数に応じた重み付けをして、2つの� �イプの制御を同時に行うようにされている� �

 具体的には、1対の上下加速度センサ114によ る前述の上下加速度G _XL ,G _XR の検出値に基づいて、発生しているロール振 動の様子が推定される。その推定結果にフィ ルタ処理を施すことで、ロール振動の高周波 成分と低周波成分が特定される。より詳しく 言えば、2Hzを超える振動をカットするハイカ ットフィルタによる処理で、低周波成分が特 定され、2Hz以下の振動をカットするローカッ トフィルタによる処理で、高周波成分が特定 され、それぞれの強度(例えば、振幅等)が求� ��られる。求められた低周波振動成分強度I _L および高周波振動成分強度I _H に基づいて、下記式(30)に従って、スカイフ� �ク型ロール抑制力F _S と強制力低減型ロール抑制力F _R とが重み付けして合計される。この重み付け 和が、路面起伏起因ロール抑制制御において 前輪側および後輪側のスタビライザ装置14に� ��って発生させられるべき目標路面起伏起因� ��ール抑制力F _U となる。ちなみに、I _L /(I _L +I _H )およびI _H /(I _L +I _H )の各々は、設定重み付け係数としての機能� �有する。

 F _U =F _R I _L /(I _L +I _H )+F _S I _H /(I _L +I _H ) ・・・(30)

  I _L :低周波振動成分強度
  I _H :高周波振動成分強度

この結果、車両走行速度が、設定閾速度v ₀ を超えている場合において、高周波振動成分
が相対的に大きいときには、スカイフック型 ロール抑制制御に重きが置かれ、低周波振動 成分が相対的大きいときには、強制力低減型 ロール抑制制御に重きが置かれた路面起伏起 因ロール抑制制御が実行されることになる。

 (c)2つのロール抑制制御の統合とスタビライ ザ装置の作動制御
 以上のようにして決定された目標車両旋回� ��因ロール抑制力F _T および標路面起伏起因ロール抑制力F _U は、下記式(31)のようにして、単純に、合計� �れる。その合計が、車両旋回起因ロール抑� �制御と路面起伏ロール抑制制御とが統合さ� �たロール抑制制御において、前輪側および� �輪側のスタビライザ装置14によって発生させ られるべきロール抑制力である目標ロール抑 制力F ^* となる。

 F ^* =F _T +F _U  ・・・(31)

 上記のように決定された目標ロール抑制力F ^* は、所定のロール剛性配分係数βに基づき、� ��記式(32),(33)に従って、目標前輪側装置個別� ��ール抑制力F _Df と目標後輪側装置個別ロール抑制力F _Dr とに配分される。それらは、それぞれ、前輪 側スタビライザ装置14f,後輪側スタビライザ� �置14rの目標装置個別ロール抑制力F _D である。

 F _Df =βF ^*  ・・・(32)
 F _Dr =(1-β)F ^*  ・・・(33)

上記式(32),(33)から解るように、β:(1-β)が、前 輪側スタビライザ装置14fと後輪側スタビライ ザ装置14rへの目標ロール抑制力F ^* の設定配分比となる。

 ところが、目標前輪側装置個別ロール抑制� ��F _Df と目標後輪側装置個別ロール抑制力F _Dr とのいずれか一方が、設定閾ロール抑制力F _MAX を超えている場合は、その一方に対応する前 輪側スタビライザ装置14fと後輪側スタビライ ザ装置14rとの一方に負荷があると判断される 。その判断に基づき、上記ロール剛性配分係 数βが、調整ロール剛性配分係数β’に変更� �れ、その調整ロール剛性配分係数β’に基づ いて、上記式(32),(33)に従い、目標前輪側装置 個別ロール抑制力F _Df および目標後輪側装置個別ロール抑制力F _Dr が調整される。つまり、上述の設定配分比が 変更されるのである。

 詳しく説明すれば、この調整ロール剛性配� ��係数β’に基づけば、設定閾ロール抑制力F _MAX を超えた目標前輪側装置個別ロール抑制力F _Df と目標後輪側装置個別ロール抑制力F _Dr との一方が、設定閾ロール抑制力F _MAX とされる。そして、目標前輪側装置個別ロー ル抑制力F _Df と目標後輪側装置個別ロール抑制力F _Dr との他方は、前記一方と設定閾ロール抑制力 F _MAX との差分δFが加算された大きさとなる。なお 、その場合、その他方が、設定閾ロール抑制 力F _MAX を超えるときには、その他方も、設定閾ロー ル抑制力F _MAX とされる。つまり、調整ロール剛性配分係数 β’は、目標前輪側装置個別ロール抑制力F _Df と目標後輪側装置個別ロール抑制力F _Dr との両方ともが設定閾ロール抑制力F _MAX を超えないような値に、変更されるのである 。

 なお、厳密に言えば、スタビライザ装置14� �負荷は、前述の基本ロール抑制力(K _S S _T )と制御ロール抑制力(K _S D)との合計に基づいて判断すべきである。し� ��し、多くの場合、両者の合計は、制御ロー� ��抑制力(K _S D)が大きくなる程大きくなることから、本シ� ��テム10におけるロール抑制制御では、制御� �理の簡便化のため、制御ロール抑制力(K _S D)である上記目標装置個別ロール抑制力F _D をもってして、スタビライザ装置14の負荷を� ��断している。

 上述のように決定されたあるいは決定され� ��後調整された目標前輪側装置個別ロール抑� ��力F _Df および目標後輪側装置個別ロール抑制力F _Dr に基づき、前輪側および後輪側のスタビライ ザ装置14の各々の作動制御が行われる。先ず� ��下記式(34),(35)に従って、前輪側スタビライ� ��装置14fの作動量Dである前輪側スタビライザ 装置作動量D _f と、後輪側スタビライザ装置14rの作動量Dで� �る後輪側スタビライザ装置作動量D _r とが決定される。

 D _f =F _Df /K _Sf  ・・・(34)
 D _r =F _Dr /K _Sr  ・・・(35)

 上記決定された前輪側スタビライザ装置作� ��量D _f および後輪側スタビライザ装置作動量D _r に基づき、下記式(36),(37)に従って、前輪側ス タビライザ装置14fのアクチュエータ26の目標� ��動量A _f ^* および後輪側スタビライザ装置14rのアクチュ エータ26の目標作動量A _r ^* が決定される。ちなみに、下記式(36),(37)にお けるR,L _A は、それぞれ、第2ロアアーム38のレバー比,� �タビライザバー20のアーム部52の長さである� ��

 A _f ^* =D _f R/L _A  ・・・(36)
 A _r ^* =D _r R/L _A  ・・・(37)

上記決定されたアクチュエータ26の目標作動� ��A _f ^* ,A _r ^* に基づき、前輪側および後輪側のスタビライ ザ装置14の各々のアクチュエータ26の作動制� �が行われる。アクチュエータ26の作動量Aと� �電動モータ60の回転角であるモータ回転角θ� ��は、減速機62の減速比によって対応付けら� �ている。そのため、アクチュエータ26の作動 制御はモータ回転角θに基づいて行われる。� ��ず、各アクチュエータ26の目標作動量A _f ^* ,A _r ^* に基づいて、各電動モータ60の制御の目標と� ��る目標モータ回転角θ _f ^* ,θ _r ^* が決定される。各電動モータ60の実際のモー� ��回転角である実モータ回転角θ _f ,θ _r は、モータ回転角センサ78によって検出され� ��おり、それぞれの電動モータ60の実モータ� �転角θ _f ,θ _r が、それぞれの目標モータ回転角θ _f ^* ,θ _r ^* になるように、電動モータ60が制御されるの� ��ある。

 電動モータ60の制御は、供給電流が決定さ� �、その決定された供給電流を電動モータ60に 供給することによって行われる。供給電流は 、各電動モータ60の実モータ回転角θ _f ,θ _r の目標モータ回転角θ _f ^* ,θ _r ^* に対する偏差であるモータ回転角偏差δθ _f ,δθ _r (=θ ^* -θ)に基づいて決定される。詳しく言えば、� �ータ回転角偏差δθに基づくフィードバック� ��御の手法に従って決定される。具体的には� ��まず、各電動モータ60が備えるモータ回転� �センサ78の検出値に基づいて、各電動モータ 60の上記モータ回転角偏差δθ _f ,δθ _r が認定され、次いで、それらをパラメータと して、下記式(38),(39)に従って、各電動モータ 60についての目標供給電流i _f ^* ,i _r ^* が決定される。

 i _f ^* =γ _P δθ _f +γ _I I _nt (δθ _f ) ・・・(38)
 i _r ^* =γ _P δθ _r +γ _I I _nt (δθ _r ) ・・・(39)

  δθ _f ,δθ _r :モータ回転角偏差
  I _nt (δθ _f ),I _nt (δθ _r ):偏差の時間的積分値
  γ _P :比例項ゲイン
  γ _I :積分項ゲイン

上記式は(38),(39)は、PI制御則に従う式であり� ��第1項,第2項は、それぞれ、目標供給電流i ^* の、モータ回転角偏差δθに関する比例項成� �、積分項成分を意味する。このような供給� �流が電動モータ60に供給されることにより、 スタビライザ装置14は、適切な目標ロール抑� ��力F ^* を発生させる。

≪制御装置の機能構成≫
 本システム10における上記ロール抑制制御� �、制御装置としてのECU90のコントローラ96が� ��所定のロール抑制制御プログラムを実行す� ��ことによって行われる。コントローラ96は� �そのプログラムの実行によって、それぞれ� �、自身に割り当てられた処理を実行する複� �の機能部を有することになる。以下、コン� �ローラ96の複数の機能部の各々と、その各々 による処理を、ロール抑制制御についての先 の説明を参照しつつ説明する。

 コントローラ96は、図11に示すように、2つ� �ロール抑制力決定部として、車両旋回起因� �ール抑制力決定部200と、路面起伏起因ロー� �抑制力決定部202とを有している。車両旋回� �因ロール抑制力決定部200は、ステアリング� �イールの操作角δおよび車速vと、実横加速� �G _Yr とに基づいて、先に説明した処理を実行して 目標車両旋回起因ロール抑制力F _T を決定する。路面起因起伏ロール抑制力決定 部202は、測定された前輪側相対ストローク量 S _Tf 若しくは車体のロール量Xに基づいて、目標� �面起伏起因ロール抑制力F _U を決定する。この決定部202の詳細については 、後に詳しく説明する。

 上記前輪側相対ストローク量S _Tf は、ストロークセンサ112によって検出された 前輪側の左右のストローク量S _Lf ,S _Lr に基づいて、相対ストローク量算定部204によ って算定され、その算定部204から路面起因起 伏ロール抑制力決定部202に入力される。また 、上記車体のロール量Xは、上下加速度セン� �114によって検出された車体の左右の所定部� �の上下加速度G _XL ,G _XR に基づいて、車体ロール量算定部206によって 算定され、その算定部206から、路面起因起伏 ロール抑制力決定部202に入力される。また、 目標路面起伏起因ロール抑制力F _U の決定の際の車両旋回起因ロール抑制制御に よる影響を排除するため、旋回依拠抑制量認 定部208によって、目標車両旋回起因ロール抑 制力F _T に基づいて、抑制相対ストローク量δS _T および抑制ロール量δXが認定される。それら 抑制相対ストローク量δS _T および抑制ロール量δXは、旋回依拠抑制量認 定部208から、路面起因起伏ロール抑制力決定 部202に入力される

 また、コントローラ96において、目標車両� �回起因ロール抑制力F _T と目標路面起伏起因ロール抑制力F _U とが加算されて、目標ロール抑制力F ^* が決定される。コントローラ96は、ロール抑� ��力配分部210を有しおり、その配分部210は、� ��標ロール抑制力F ^* を、目標前輪側装置個別ロール抑制力F _Df と、目標後輪側装置個別ロール抑制力F _Dr
とに配分する。この配分部210の詳細について は、後に説明する。さらに、コントローラ96� ��、作動制御部212を有している。この作動制� ��部212は、前輪側および後輪側の装置個別ロ� ��ル抑制力F _Df ,F _Dr から、先に説明したような処理に従って、左 右のスタビライザ装置14の各々のアクチュエ� ��タ26が有する電動モータ60への目標供給電流 i _f ^* ,i _r ^* を決定し、それら目標供給電流i _f ^* ,i _r ^* に関する指令を、各インバータ92に送る。な� ��、ロール抑制制御において使用されるマッ� ��,データ等は、データ格納部214に格納されて いる。具体的に言えば、データ格納部214には 、先に説明した車両旋回起因ロール抑制力マ ップ,強制力低減ゲインαに関する強制力低減 ゲイン変更マップ,設定ロール剛性配分係数β 等が格納されている。

 路面起伏起因ロール抑制力決定部202は、図1 2に示すように、2つのロール抑制力決定部と� ��て、スカイフック型ロール抑制力決定部216� ��よび強制力低減型ロール抑制力決定部218を� ��している。詳細については後に説明するが� ��これらの決定部216,218は、先に説明した処理 に従って、前輪側相対ストローク量S _Tf ,車体のロール量X,抑制相対ストローク量δS _T および抑制ロール量δXのうちの必要なものに 基づいて、それぞれ、スカイフック型ロール 抑制力F _S ,強制力低減型ロール抑制力F _R を決定する。

 上記決定された2つのロール抑制力F _S ,F _R は、重み付け加算部220において合計される。 重み付け加算部220は、先に説明したように、 ロール振動の周波数成分に基づく重み付けを 行う。具体的に言えば、周波数成分強度算出 部222おいて、車体の左右の所定部位の上下加 速度G _XL ,G _XR に基づいて、ロール振動の低周波振動成分強 度I _L および高周波振動成分強度I _H が求められる。これら強度I _L ,I _H に基づいて、スカイフック重み付け部224,強� �力低減重み付け部226は、それぞれ、スカイ� �ック型ロール抑制力F _S ,強制力低減型ロール抑制力F _R に対する重み付けを行う。先に説明したよう に、各重み付け部224,226による重み付けには� �設定重み付け係数として、それぞれI _H /(I _L +I _H ),I _L /(I _L +I _H )の値が用いられる。

 また、路面起伏起因ロール抑制力決定部202� ��、抑制力選択部228を有している。この抑制� ��選択部228では、重み付けして加算された上� ��2つのロール抑制力F _S ,F _R の加算値と、強制力低減型ロール抑制力F _R との一方を目標路面起伏起因ロール抑制力F _U とするための選択処理が実行される。具体的 には、先に説明したように、車速vが設定閾� �度v ₀ 以下の場合には、強制力低減型ロール抑制力 F _R が、設定閾速度v ₀ を超えている場合には、上記2つのロール抑� �力F _S ,F _R の加算値が、それぞれ、目標路面起伏起因ロ ール抑制力F _U とされる。この抑制力選択部228は、車速vが� �定閾速度v ₀ 以下の場合において、スカイフック型ロール 抑制制御を実行されないようにする機能を有 している。

 スカイフック型ロール抑制力決定部216は、� ��13に示すような機能構成を有しており、先� �説明したスカイフックモデルに従って、車� �のロール量Xを推定し、その推定結果に基づ� ��て、スカイフック型ロール抑制力F _S を決定する。その機能を発揮するため、当該 決定部216は、車体ロール推定部230と、抑制力 算出部232とを有している。当該決定部216では 、測定された前輪側相対ストローク量S _Tf に対する抑制相対ストローク量δS _T よる補正処理が行われる。車体ロール推定部 230は、その補正処理が施された前輪側相対ス トローク量S _Tf を基に、前述の推定式に従って、車体のロー ル量Xを推定する。抑制力算出部232は、推定� �れた車体のロール量Xに基づいて、前述の決� ��式に従って、スカイフック型ロール抑制力F _S を決定する。

 強制力低減型ロール抑制力決定部218は、図1 4に示すような機能構成を有しており、先に� �明した強制力低減モデルに従って、前輪側� �ね下部相対変位量X _f ,後輪側ばね下部相対変位量X _r を推定し、その推定結果に基づいて、強制力 低減型ロール抑制力F _R を決定する。当該決定部218では、上記ばね下 部相対変位量X _f ,X _r の推定手法として2つの手法を選択的に行う� �うにされており、それら2つの推定手法に対� ��して、第1前輪ばね下部変位量推定部234,第2� ��輪ばね下部変位量推定部236の2つの推定部を 有している。

 当該決定部218では、測定された前輪側相対� ��トローク量S _Tf および車体のロール量Xに対して、それぞれ� �抑制相対ストローク量δS _T ,抑制ロール量δXによる補正処理が行われる� �第1前輪ばね下部変位量推定部234は、補正が� ��された前輪側相対ストローク量S _Tf を基に、前述した第1推定手法における推定� �に従って、前輪側ばね下部相対変位量X _f を推定する。一方、第2ばね下部変位量推定� �236は、補正が施された車体のロール量Xを基� ��、前述した第2推定手法における推定式に従 って、前輪側ばね下部相対変位量X _f を推定する。

 上記2つの推定部234,236によって推定された� �輪側ばね下部相対変位量X _f のうちのいずれを採用するかが、変位量選択 部238に決められる。変位量選択部238では、車 速vが上記設定閾速度v ₀ 以下の場合に、第2ばね下部変位量推定部236� �よって推定された前輪側ばね下部相対変位� �X _f が選択され、設定閾速度v ₀ を超えている場合に、第1ばね下部変位量推� �部234によって推定された前輪側ばね下部相� �変位量X _f が選択される。後輪ばね下部変位量推定部240 は、選択された前輪側ばね下部相対変位量X _f に基づき、前述の推定式に従い、後輪側ばね 下部相対変位量X _r を推定する。そして、前輪抑制力決定部242,� �輪抑制力決定部244は、それぞれ、推定され� �前輪側および後輪側のばね下部ばね下部相� �変位量X _f ,X _r に基づき、前述の決定式に従って、前輪側ロ ール抑制力F _Rf ,後輪側ロール抑制力F _Rr を決定する。それら、ロール抑制力F _Rf ,F _Rr が合計されて、強制力低減型ロール抑制力F _R が決定される。

 上述した前輪側ばね下部相対変位量X _f の推定式に用いられている強制力低減ゲイン αは、それらの値がデータ格納部214に格納さ� ��た上述した強制力低減ゲイン変更マップを� ��照して設定される。図10に示すように、強� �力低減ゲインαは、車速vに応じて変更され� �強制力低減型ロール抑制力F _R が比較的小さくなるような値とされる。ちな みに、強制力低減ゲインαは、上記設定閾速� ��v ₀ 以下の場合には、前輪側ロール抑制力F _Rf が発生しないような値に設定される。その一 方で、その場合には、先に説明したように、 抑制力選択部228によって、スカイフック型ロ ール抑制力F _S が目標路面起伏起因ロール抑制力F _U には含まれないようにされる。したがって、 車速vが設定閾速度v ₀ 以下の場合には、後輪側に特化された強制力 低減型ロール抑制力F _R が、目標路面起伏起因ロール抑制力F _U に決定されることになる。

 前述のロール抑制力配分部210は、図15に示� �ように構成されている。ロール抑制力配分� �210は、前輪配分部246,後輪配分部248を有し、� ��れら前輪配分部246,後輪配分部248は、設定ロ ール剛性配分係数βに基づいて、目標ロール� ��制力F ^* を、目標前輪側装置個別ロール抑制力F _Df と、目標後輪側装置個別ロール抑制力F _Dr とに配分する。配分比調整部250は、先に説明 したように、配分された前輪側および後輪側 の目標装置個別ロール抑制力F _Df ,F _Dr のいずれもが、設定閾ロール抑制力F _MAX を超えないようにする機能を有している。具 体的には、それら目標装置個別ロール抑制力 F _Df ,F _Dr のいずれかが設定閾ロール抑制力F _MAX を超えた場合に、新たな係数として、調整ロ ール剛性配分係数β’を設定する。そして、� ��輪配分部246,後輪配分部248は、その新たな係 数β’を用いて目標ロール抑制力F ^* の再配分を行う。すなわち、本ロール抑制力 配分部210は、ロール剛性配分を変更すること でスタビライザ装置14の負荷が過大とならな� ��ようにする機能を有しているのである。