JP4511815B2 - サスペンション制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、車両のロール運動を適切に抑制するように制御するサスペンション制御装置に係る。

車両の操縦安定性を向上させるべく、サスペンションの各部位を制御することにより車体のロール運動を制御する装置が開発されている。例えば、後掲の特許文献１には、路面摩擦係数の大小に応じて、サスペンションのロール剛性の、前輪と後輪とにおける比率を制御する車両制御装置が提案されている。この装置におけるロール剛性比率制御は、路面摩擦係数が小さいときには、大きいときより車両の走行安定性が向上するように制御することが企図されている。そして、特許文献１において、路面摩擦係数は、ドライバの操縦状態が水平加速度を減少させるべきではないときの合成加速度Ｇに応じて推定するように構成されている。これは、合成加速度Ｇがピーク値に達することはタイヤがグリップ限界付近に達することを意味し、且つ、そのピーク値は路面の摩擦係数を忠実に反映しているとの前提等に基づくものである。

また、車両の旋回運動時の横揺れ運動（ロール運動）を抑制する目的で開発されている装置においては、制御パラメータの一つとして、車両の横加速度が用いられており、これを求める方法として、横加速度センサによるもの、車速、舵角及び車両諸元から演算で求めるもの、更に、これらの方法を複合したものがある。例えば、特許文献２においては、実横加速度および操舵角、車速から計算される計算横加速度（推定横加速度）の制御ゲインを調節し、急操舵時の初期ロール抑制効果を向上させ、また、超急操舵時の実際の横加速度に対応した制御とのバランスを維持することとしている。更に、低μ路では操舵に対する操舵反力が小さくなることを利用して、操舵反力に応じて調整されるパワーステアリング油圧に基づき走行路面が低μ路であるか否かを判別し、低μ路であるとされた場合には、ロール制御量を低減させるように補正することにより、低μ路でも確実に制御を実行することができる旨記載されている。

一方、タイヤが発生し得る最大の力に対してどの程度の力を発生しているのかを限界までの余裕度で表わすパラメータが「グリップ余裕度」と呼ばれ、非特許文献１においては、グリップ余裕度を操舵系、制動系の制御に適用し、車両の安定化制御の性能向上を検討した結果が開示されている。即ち、グリップ余裕度を利用することによって、タイヤが限界領域に近づきつつあるが未だ余裕がある状態から車両の安定化制御を開始することを可能としている。操舵系への適用例としては、グリップ余裕度の推定結果をオーバーオールステアリングギヤ比の可変制御に用いた例が開示されている。尚、本願においては、グリップ余裕度を車輪グリップ度と呼ぶ。

ところで、近年の電子技術の発達にともない運転操作の電子化、所謂バイ・ワイヤ化が進められており、操舵制御に関してもステア・バイ・ワイヤ・システムが提案されている。例えば、下記の特許文献３には、操作部材（ステアリングホイール）を車輪に機械的に連結することなく、操作部材による操舵用アクチュエータの動きに応じて舵角が変化するようにしたステアバイワイヤシステムが開示されており、その改良に係る車両用操舵制御装置が提案されている。また、下記の特許文献４には、モータ駆動によって後輪の舵角制御が行われる操舵制御装置が開示されており、これもステア・バイ・ワイヤ・システムということができる。前掲の非特許文献１においては電動パワーステアリング装置の作動に応じてグリップ余裕度（車輪グリップ度）が求められており、本発明の一実施形態においても同装置を用いているが、上記のステア・バイ・ワイヤ・システムによれば、後述するように、車輪グリップ度を一層容易に推定することができる。

特許第３１６３７４２号公報 特開平５−１８５８１５号公報 特開２００１−１９１９３７号公報 特開平７−３２９８０８号公報 村岸裕治他７名、「ＳＡＴにもとづくグリップ状態推定とその応用」、社団法人自動車技術会、春季学術講演会、２００３年５月２２日

前掲の特許文献１においては、確かにタイヤがグリップ限界付近に達した場合には路面摩擦係数を判別することが可能であるが、それ以外の場合には判別不能として、例えば前回値を用いる等の対策を講ずる必要がある。換言すれば、タイヤがグリップ限界付近に達していない場合には、路面摩擦係数の推定精度が低下し、路面状態の変化に追従することが困難であるため、目標とするロール剛性比率制御の効果が十分に得られない可能性がある。

また、前掲の特許文献２においては、操舵反力に応じて調整されるパワーステアリング油圧が操舵角に応じて所定値以下になった場合に走行路面が低μ路であることが判定される。しかし、例えば、夏タイヤから冬タイヤへの履き替え、タイヤの磨耗、経年劣化による特性変化等により、タイヤの特性が変わってしまったような場合には、当然乍ら、タイヤと路面との摩擦状態が変わってしまうため、判定結果の低μ路の状態が実際の状態とは異なり、所望の特性を確保し得なくなるおそれがある。これに対し、前掲の非特許文献１に記載に記載のグリップ余裕度を利用することによって、タイヤが限界領域に近づきつつあるか否かを的確に推定することができる。

そこで、本発明は、路面と車輪（タイヤ）の摩擦状態を的確に把握し、車両状態に応じて適切なロール制御を実行し得るサスペンション制御装置を提供することを課題とする。

上記の課題を解決するため、本発明のサスペンション制御装置は、請求項１に記載のように、操舵車輪に対する操舵トルクに基づいて当該操舵車輪のセルフアライニングトルクを推定し、該セルフアライニングトルクの変化に基づき当該操舵車輪の車輪グリップ度を推定する車輪グリップ状態推定手段と、車体のロール運動を制御する車体ロール運動制御手段と、該車体ロール運動制御手段の制御パラメータを少なくとも前記車輪グリップ状態推定手段が推定した前記車輪グリップ度に基づいて設定する制御パラメータ設定手段とを備えることとしたものである。

前記車体ロール運動制御手段としては、各車輪に配設されるスプリング制御手段と、前輪軸及び後輪軸に配設され、サスペンションスタビライザのねじれ剛性を制御し得るスタビライザ制御手段があり、これらの少なくとも一方によって車体ロール角を抑制するように制御される。そして、前記制御パラメータとしては、例えば車体ロール剛性目標値があり、この車体ロール剛性目標値は、前記車輪グリップ度をはじめ、操舵角、車両速度及び横加速度に基づいて設定される。

また、本発明のサスペンション制御装置は、請求項２に記載のように、操舵車輪に対する操舵トルクに基づいて当該操舵車輪のセルフアライニングトルクを推定し、該セルフアライニングトルクの変化に基づき当該操舵車輪の車輪グリップ度を推定する車輪グリップ状態推定手段と、車体のロール運動を抑制するための車体ロール剛性を制御する車体ロール剛性制御手段を備え、該車体ロール剛性制御手段の制御パラメータを少なくとも前記車輪グリップ状態推定手段が推定した前記車輪グリップ度に基づいて設定する制御パラメータ設定手段とを備えたものとしてもよい。

あるいは、本発明のサスペンション制御装置は、請求項３に記載のように、操舵車輪に対する操舵トルクに基づいて当該操舵車輪のセルフアライニングトルクを推定し、該セルフアライニングトルクの変化に基づき当該操舵車輪の車輪グリップ度を推定する車輪グリップ状態推定手段と、車両のステア特性を制御するための車体ロール剛性比率を制御する車体ロール剛性比率制御手段を備え、該車体ロール剛性比率制御手段の制御パラメータを少なくとも前記車輪グリップ状態推定手段が推定した前記車輪グリップ度に基づいて設定する制御パラメータ設定手段とを備えたものとすることもできる。

前記車輪グリップ状態推定手段は、前記操舵車輪に生ずるセルフアライニングトルクを推定するセルフアライニングトルク推定手段と、前記車両の状態量を検出する車両状態量検出手段と、該車両状態量検出手段の検出信号に基づき、前記操舵車輪に対するサイドフォース及び車輪スリップ角を含む車輪指標のうちの少なくとも一つの車輪指標を推定する車輪指標推定手段と、該車輪指標推定手段が推定した車輪指標に対する、前記セルフアライニングトルク推定手段が推定したセルフアライニングトルクの変化に基づき、前記操舵車輪に対する車輪グリップ度を推定する車輪グリップ度推定手段を備えたものとするとよい。そして、前記車輪グリップ状態推定手段は、前記車輪指標推定手段が推定した車輪指標と前記セルフアライニングトルク推定手段が推定したセルフアライニングトルクに基づき、基準セルフアライニングトルクを設定する基準セルフアライニングトルク設定手段を具備したものとし、前記車輪グリップ度推定手段は、前記基準セルフアライニングトルク設定手段が設定した基準セルフアライニングトルクと前記セルフアライニングトルク推定手段が推定したセルフアライニングトルクとの比較結果に基づき、前記車輪に対する車輪グリップ度を推定するように構成するとよい。更に、上記サスペンション制御装置において、運転者の操作手段とは機械的に分離して車両の操舵制御を行う駆動手段と、該駆動手段による操舵制御中の当該駆動手段の駆動信号を検出する駆動信号検出手段を備えたものとし、該駆動信号検出手段の検出結果に基づき、前記セルフアライニングトルク推定手段がセルフアライニングトルクを推定するように構成してもよい。そして、上記サスペンション制御装置において、請求項４に記載のように、前記車輪グリップ状態推定手段が推定した前記車輪グリップ度に基づき前記操舵車輪の前記路面に対する摩擦係数を推定する摩擦係数推定手段を備えたものとし、少なくとも該摩擦係数推定手段が推定した摩擦係数に基づき、前記制御パラメータ設定手段が前記制御パラメータを設定するように構成してもよい。

而して、請求項１乃至３に記載のサスペンション制御装置によれば、操舵車輪に対する操舵トルクに基づいてセルフアライニングトルクを推定し、このセルフアライニングトルクの変化に基づき車輪グリップ度を推定して路面と車輪（タイヤ）の摩擦状態を的確に把握し、車両状態に応じて適切なロール制御を行なうことができる。

上記サスペンション制御装置において、請求項４に記載のように構成すれば、車輪グリップ度に基づき容易且つ精度よく摩擦係数を推定することができ、これに基づき制御パラメータを適切に設定し、この制御パラメータに応じて適切にロール制御を行なうことができる。

以下、本発明の望ましい実施形態を説明する。本発明の一実施形態に係るサスペンション制御装置を備えた車両の全体構成を図１に示している。本実施形態の操舵系は、電動パワーステアリングシステムＥＰＳを備えている。この電動パワーステアリングシステムＥＰＳは、運転者によるステアリングホイールＳＷの操作によってステアリングシャフトに作用する操舵トルクＴstr を、操舵トルクセンサＳＴによって検出し、この検出操舵トルクＴstr の値に応じて電動のＥＰＳモータ（図示せず）を制御し、減速ギヤ及びラックアンドピニオン（図示せず）を介して車両前方の車輪ＷＨfl及びＷＨfrを操舵し、運転者のステアリング操作力を軽減するものであり、既に市販されている。

図１に示すように各車輪ＷＨxxには車輪速度センサＷＳxx（ここで、添字xxは各車輪を意味し、frは右側前輪、fl左側前輪、rrは右側後輪、rlは左側後輪を示す）が配設され、これらが電子制御装置ＥＣＵに接続されており、各車輪の回転速度、即ち車輪速度に比例するパルス数のパルス信号が電子制御装置ＥＣＵに入力されるように構成されている。更に、ステアリングホイールＳＷの操舵角（ハンドル操舵角）δｆを検出する操舵角センサＳＡ、車両の前後加速度Ｇｘを検出する前後加速度センサＸＧ、車両の横加速度Ｇｙを検出する横加速度センサＹＧ、車両のヨーレイトＹｒを検出するヨーレイトセンサＹＲ、路面からの車体の高さを検出する車高センサＨＳxx、及びＥＰＳモータ（図示せず）の回転角を検出する回転角センサ（図示せず）等が電子制御装置ＥＣＵに接続されている。

尚、電子制御装置ＥＣＵ内には、操舵制御ユニットＥＣＵ１のほか、ブレーキ制御ユニットＥＣＵ２、スロットル制御ユニットＥＣＵ３、報知制御ユニットＥＣＵ４等が構成されており、これらの制御ユニットＥＣＵ１乃至４は夫々、通信用のＣＰＵ、ＲＯＭ及びＲＡＭを備えた通信ユニットを介して通信バスに接続されている。而して、各制御システムに必要な情報を他の制御システムから送信することができる。

そして、本実施形態においては、電動パワーステアリングシステムＥＰＳの信号を利用して車輪グリップ度εを推定することとしている。即ち、電動パワーステアリングシステムＥＰＳを備えた車両においては、操舵トルクセンサＳＴによって検出された操舵トルクＴstr の値に応じてＥＰＳモータ（図示せず）が制御され、運転者のステアリング操作力が低減される。この場合において、操舵輪たる前輪のタイヤに生ずるセルフアライニングトルクはステアリング操作による操舵トルクと電動パワーステアリングシステムＥＰＳが出力しているトルクの和から、ステアリング系の摩擦成分を減じたトルクと釣合うことになる。

従って、実セルフアライニングトルクＴsaa はＴsaa ＝Ｔstr ＋Ｔeps −Ｔfrc として求めることができる。ここで、操舵トルクＴstr は前述のように操舵トルクセンサＳＴによって検出される。また、出力トルクＴeps は電動パワーステアリングシステムＥＰＳが出力するトルクであり、これは、例えばＥＰＳモータ（図示せず）のモータ電流値とモータ出力トルクとは所定の関係（モータ出力トルクはモータ電流値に略比例）にあるので、モータ電流値に基づいて推定することができる。尚、上記のＴfrc は、ステアリング系の摩擦成分、即ちステアリング系の摩擦に起因するトルク成分（これについては後述する）であり、本実施形態ではこれを（Ｔstr ＋Ｔeps ）の和から減ずることによって補正し、実セルフアライニングトルクＴsaa を求めることとしている。

このようにして検出される実セルフアライニングトルクＴsaaに基づき車輪グリップ度εを推定することができるが、これについては、本発明の他の実施形態に係るステア・バイ・ワイヤの前輪操舵制御システムにおける車輪グリップ度εの推定と共に、図１６以降の図面を参照して後述する。

次に、車体ロール運動制御手段として、本実施形態においては、各車輪ＷＨxxにスプリング制御手段ＳＰxx（ここでもxxは各車輪を意味し、frは右側前輪、fl左側前輪、rrは右側後輪、rlは左側後輪を示す）が配設されると共に、サスペンションスタビライザのねじれ剛性を制御し得るスタビライザ制御手段ＦＴ及びＲＴが前輪軸および後輪軸に配設されており、これらによって車体のロール運動を表す車体ロール角を抑制することとしている。尚、本実施形態では、車体ロール角制御手段として、スプリング制御手段ＳＰxxとスタビライザ制御手段ＦＴ及びＲＴの両者を備えているが、一方を省略することとしてもよい。この場合には、省略する手段に代えて、（制御されない）通常の手段が用いられる。例えば、スタビライザ制御手段ＦＴ及びＲＴのみが用いられるときには、サスペンション制御手段は一般に用いられるコイルスプリングとなる。

図２は、上記スタビライザ制御手段ＦＴ及びＲＴの具体的構成例を示すもので、スタビライザバーが二分割されており（例えばＳＢrr及びＳＢrl）、夫々の一端が左右の車輪に接続され、他端の一方側が減速機ＲＤを介して電気モータＳＭのロータＲＯ、その他方側が電気モータＳＭのステータＳＲに接続されている。而して、電気モータＳＭが通電されると、二分割のスタビライザバー（ＳＢrr及びＳＢrl）の夫々に対し捩り力が生じ、みかけの捩りばね特性が変更されるので、ロール剛性が制御されることになる。本実施形態では、電気モータＳＭによってロール剛性が制御されるように構成されているが、パワー源をモータ又はエンジンによって駆動されるポンプに置き換え、ポンプによって油圧制御を行う態様（図示せず）とすることも可能である。

図３は、前述のスプリング制御手段ＳＰxxの具体的構成例を示すもので、所謂アクティブサスペンションと称される態様である。即ち、各車輪ＷＨxxと車体ＶＢとの間に油圧シリンダＯＣxxが配設され、各油圧シリンダＯＣxxに対する油圧の給排によって車体ＶＢのロール運動を制御するものである。この油圧の給排は油圧制御弁ＯＶの制御によって行われる。各油圧シリンダＯＣxxに油圧が供給される場合には、エンジンＥＧ又はモータ（図示せず）によってポンプＨＰが駆動され、このポンプＨＰで生成される油圧がアキュムレータＡＣから、油圧制御弁ＯＶを介して油圧シリンダＯＣxxに供給される。逆に、油圧シリンダＯＣxxから油が排出される場合には、油圧制御弁ＯＶを介してリザーバＲＶに排出される。而して、一方側の車輪の油圧シリンダＯＣxxへの油圧供給と、車両長手方向に対して反対側の車輪の油圧シリンダＯＣxxからの油の排出によって、車体ロール運動が抑制される。尚、ここではパワー伝達媒体として油が用いられているが、これに代え、流体として、例えばコンプレッサ（図示せず）によって圧縮される圧縮気体を利用してロール運動を制御することも可能である。

図４も、前述のスプリング制御手段ＳＰxxの具体的構成例を示すもので、空気ばね定数を制御するエアサスペンション装置を示すものである。各車輪ＷＨxxの空気ばね装置はメインチャンバＭＣxx及びサブチャンバＳＣxxと、各チャンバ間の連通及び遮断を制御する切換弁ＳＶxx及び車高調節弁ＬＶxxによって構成されている。これは、車体を支える各チャンバの容積が大きいほど空気ばね定数は低くなることから、切換弁ＳＶxxの開閉によって各チャンバの容積を切り換え、ばね定数の大小によりロール剛性を制御するものである。例えば、前輪側の切換弁ＳＶfl及びＳＶfrを開位置から閉位置に切り換えることにより、ばね定数を低い状態から高い状態に切り換えることができ、前輪側のロール剛性がより高まることとなり、車体ロール運動が発生し難くなる。尚、空気供給源として、電動モータＭによって駆動されるコンプレッサＨｐａと排出制御弁ＥＶが配設されている。

図５は、車体ロール運動を制御するための制御ブロック図である。車体ロール剛性目標値演算ブロックＢ１においては、操舵角δｆ、車両速度Ｖ、横加速度Ｇｙ及び車輪グリップ度εに基づき、車体ロール剛性の目標値Ｒｓｖが演算され、制御パラメータに供される。この車体ロール剛性目標値は、車体全体のロール角をどの程度に設定するかの目標値である。また、車両挙動判定ブロックＢ２ではヨーレイト偏差（ΔＹｒ）が求められ、これに基づき車両の動的なステア特性、即ち、オーバステア又はアンダステアの程度が判定される。前輪及び後輪ロール剛性演算ブロックＢ３においては、車両速度Ｖ、動的ステア特性及び車輪グリップ度εに基づき前後輪のロール剛性比率が演算され、これに基づき車体ロール剛性目標値が前輪及び後輪に配分され（ブロックＢ４及びＢ５）、前輪用のアクチュエータ（図示せず）及び後輪用のアクチュエータ（図示せず）に対する指令値とされる。

図６は、図５のブロックＢ１で行われる車体ロール剛性目標値Ｒｓｖ演算の具体例を示すものである。車体ロール運動は車体に作用する慣性力により発生するため、横加速度Ｇｙを検出した後、その検出結果に応じてロール制御量を決定するのでは、アクチュエータ等の作動遅れを考慮すると適切な制御が困難となる。そこで、車両への入力である操舵角δｆに基づいて制御量を決定し、アクチュエータ等の作動遅れを補償することが必要となる。従って、車体ロール剛性目標値Ｒｓｖの演算には、ブロックＢ１１にて操舵角δｆ及び車両速度Ｖから求められる横加速度の推定値Ｇｙｅと、横加速度Ｇｙと、ブロックＢ１２及びＢ１３にて演算されるこれらの時間変化量ｄＧｙｅ及びｄＧｙが考慮される。尚、横加速度の推定値Ｇｙｅは、Ｇｙｅ＝（Ｖ²・δｆ）／｛Ｌ・Ｎ・（１＋Ｋｈ・Ｖ²）｝により演算される。ここで、Ｖは車速、δｆは（ハンドル）操舵角、Ｌはホイールベース、Ｎはステアリングギア比、Ｋｈはスタビリティファクタである。

そして、車体ロール剛性目標値Ｒｓｖは、上記のように演算されたＧｙｅ、ｄＧｙｅ、Ｇｙ、ｄＧｙに対し、夫々、車輪グリップ度εの関数となるゲインＫ１、Ｋ２、Ｋ３、Ｋ４を乗じたものの総和となる。即ち、車体ロール剛性目標値Ｒｓｖは、ブロックＢ１４にてＲｓｖ＝Ｋ１(ε)・｜Ｇｙｅ｜＋Ｋ２(ε)・｜ｄＧｙｅ｜＋Ｋ３(ε)・｜Ｇｙ｜＋Ｋ４(ε)・｜ｄＧｙ｜として求められる。尚、図６に破線で示すように、ブロックＢ１５にて車輪グリップ度εを利用して路面摩擦係数μを求め、これを用いてゲインＫ１、Ｋ２、Ｋ３、Ｋ４を設定することとしてもよい。

図６のブロックＢ１１に示すように、推定横加速度Ｇｙｅは、操舵角δｆと車両速度Ｖから求められるため、路面摩擦係数が低い場合には、実際の横加速度に対して大きく出力される。そこで、車輪グリップ度εに基づいて路面摩擦係数が低い場合を推定して、推定横加速度の寄与度を以下のように補償することが必要となる。即ち、路面摩擦係数が低い場合は車輪グリップ度εも低くなるため、図７及び図８に示すように、車輪グリップ度εが低下した場合には推定横加速度Ｇｙｅに関するゲインＫ１及びＫ２を低く設定し、その寄与度を低くする。また、推定横加速度Ｇｙｅに関する寄与度を相対的に低く設定するために、図９及び図１０に示すように、実際の横加速度Ｇｙに関するゲインを、車輪グリップ度εの低下にしたがい高くなるように設定するとよい。

上記のように、図６では、車輪グリップ度εに基づきゲインを調整することによって路面摩擦係数が低い場合の推定横加速度Ｇｙｅの補償方法を示しているが、ゲイン調整ではなく、図１１に示すように、ブロックＢ１６にて車輪グリップ度εに基づき推定横加速度Ｇｙｅに対し上限値を設定することよって補償することもできる。例えば、図１２に示すように、車輪グリップ度εが低い場合には路面摩擦係数が低いため、推定横加速度の上限値Ｇｙｅmaxは低く設定し、車輪グリップ度εが高い場合には高く設定するとよい。この場合においても、図６と同様、車輪グリップ度εを用いて路面摩擦係数を推定し、これを利用して上限値Ｇｙｅmaxを設定することも可能である。

以上の推定横加速度Ｇｙｅ及びその時間変化量ｄＧｙｅは、操舵角δｆ及び操舵角速度ｄδｆと置き換えることも可能である。この場合においても、推定横加速度Ｇｙｅを用いる場合と同様に、車輪グリップ度ε、又は車輪グリップ度εから求められる路面摩擦係数に基づき制御ゲインを調整し、あるいは上限値を設けることにより、その影響度を調整することが可能となる。

図１３は、図５における車両挙動判定ブロックＢ２の詳細を示し、車両の動的なステア特性を判定するための制御ブロック図である。図１３に示すように、ブロックＢ２１にて車両速度Ｖ及び操舵角δｆから目標ヨーレイトＹｒｄが以下のように演算される。即ち、Ｙｒｄ＝（Ｖ・δｆ）／｛Ｌ・Ｎ・（１＋Ｋｈ・Ｖ²）｝
ここで、Ｌはホイールベース、Ｎはステアリングギア比、Ｋｈはスタビリティファクタである。次に、目標ヨーレイトの絶対値｜Ｙｒｄ｜とヨーレイトセンサＹＲによって検出される実ヨーレイトの絶対値｜Ｙｒ｜とのヨーレイト偏差ΔＹｒ（＝｜Ｙｒｄ｜−｜Ｙｒ｜）が計算される。そして、ヨーレイト偏差ΔＹｒ＞０の場合はアンダステア傾向、ΔＹｒ＜０の場合にはオーバステア傾向と判定される。本実施形態では、車両状態量として、ヨーレイトを用いているが、横加速度、車体スリップ角、左右車輪速度差、又は、これらを適宜組み合わせて車両の動的なステア特性を判定することも可能である。

図１４は、図５における前輪及び後輪ロール剛性の目標値演算ブロックＢ３の詳細を示すものである。車輪グリップ度ε、車両挙動判定結果に基づき前輪及び後輪のロール剛性比率Ｒｓｒｆ及びＲｓｒｒが演算され、これらの演算結果に基づき前輪及び後輪のロール剛性目標値Ｒｓｆ及びＲｓｒが設定される。図１４において、先ず、車両速度Ｖに基づき前輪のロール剛性比率の初期値Ｒｓｒfoの設定が行われる。このときの後輪のロール剛性比率の初期値Ｒｓｒroは、Ｒｓｒro ＝１−Ｒｓｒfoとなる。初期設定においては、図１５に示すように車両速度Ｖが高い場合には前輪のロール剛性比率の初期値Ｒｓｒfoが高くなるように設定され、これにより車両をより安定側に設定することが可能となる。

次に初期設定されたロール剛性比率（Ｒｓｒfo及びＲｓｒro）は、図１４のブロックＢ３３にて車輪グリップ度ε及び動的ステア特性（ヨーレイト偏差ΔＹｒ）から演算された補正値Ｒｓｒａに応じて補正され、前輪及び後輪のロール剛性比率Ｒｓｒｆ及びＲｓｒｒが求められる。これら前輪及び後輪のロール剛性比率Ｒｓｒｆ及びＲｓｒｒの補正は、車輪グリップ度εが低下するのにしたがい前輪のロール剛性比率Ｒｓｒｆを増加させ、後輪のロール剛性比率Ｒｓｒｒを減少させるように行われる。このとき、車輪グリップ度εを直接的にロール剛性比率の補正パラメータとせず、路面摩擦係数を推定し、それに基づいて補正を行うこととしてもよい。

動的ステア特性についての補正は、アンダステア傾向（ΔＹｒ＞０）の場合には、その程度に応じて前輪のロール剛性比率Ｒｓｒｆを減少させ、後輪のロール剛性比率Ｒｓｒｒを増加させるように行われる。逆に、オーバステア傾向（ΔＹｒ＜０）を示す場合には、その程度に応じて、前輪のロール剛性比率Ｒｓｒｆを増加させ、後輪のロール剛性比率Ｒｓｒｒを減少させる。このようなロール剛性比率の補正によって、車輪グリップ度εが低下した場合には路面摩擦係数が低下しているため、ロール剛性比率が前輪寄りに補正されるので、車両安定性をより向上させることができる。また、動的なステア特性に基づきロール剛性比率を補正することにより、アンダステア傾向、オーバステア傾向を抑制することができ、適切なステア特性を確保することができる。

而して、図６乃至図１２に示すように求められる車体ロール剛性目標値Ｒｓｖと前輪及び後輪ロール剛性比率の目標値Ｒｓｒｆ及びＲｓｒｒに基づき、図１４のブロックＢ３４にて前輪及び後輪ロール剛性の目標値Ｒｓｆ（＝Ｒｓｖ・Ｒｓｒｆ）及びＲｓｒ（＝Ｒｓｖ・Ｒｓｒｒ）が求められる。これらの目標値に従い、各車輪に配設される前述のスプリング制御手段ＳＰxx、スタビライザ制御手段ＦＴ及びＲＴの各アクチュエータが制御される。

以上のように、上記の実施形態によれば、車輪グリップ度εによって車輪（タイヤ）が限界に達する前に車両挙動の動向を推定することができるので、路面と車輪（タイヤ）の摩擦状態を的確に把握し、上記のように制御パラメータを設定して適切なロール制御を行なうことができる。上記の実施形態における車輪グリップ度εの推定は、操舵トルクセンサＳＴによって検出された操舵トルクＴstr と、この検出操舵トルクＴstr の値に応じて制御されるＥＰＳモータ（図示せず）の駆動電流の検出結果に基づいて検出される電動パワーステアリングシステムＥＰＳの出力トルクＴeps に基づいて行われるが、ステアリングホイールＳＷと車輪ＷＨfr及びＷＨflとが機械的に連結されていないステア・バイ・ワイヤの前輪操舵制御システムにおいても、車輪グリップ度εを推定することができる。

図１６は、ステア・バイ・ワイヤの前輪操舵制御システムにおける車輪グリップ度の推定を他の実施形態として示すものであるが、操舵制御の構成については例えば前掲の特許文献３に記載されているので、ここでは省略する。尚、前輪操舵制御システムは通常の機械的連結手段を有するものとし、後輪操舵制御システムのみを機械的に分離した駆動手段によって操舵制御を行うように構成することもできる。更には、各車輪の舵角を独立して制御するように構成することもできる。

この実施形態においては、前輪操舵制御システムの駆動手段たるモータ（図示せず）の駆動信号（駆動電流）とその出力トルクは比例関係にあるため、モータの駆動電流を検出することにより、車輪が路面から受ける反力トルクを推定することができることを前提としている。このようにして推定される路面反力トルクは、ステアリング系部材の摩擦による成分を含んでいるので、モータの駆動電流によって推定される路面反力トルクからステアリング系部材の摩擦に起因する成分が補償されて、セルフアライニングトルクが求められる。このセルフアライニングトルクと、車輪スリップ角又はサイドフォースにより表される車輪指標との関係に基づき車輪の路面に対するグリップ状態である車輪グリップ度εが推定される。

而して、図１６において、電流検出手段Ｍ１によって操舵制御中のモータ（図示せず）の駆動電流が検出され、この電流検出手段Ｍ１の検出結果に基づき路面反力トルク推定手段Ｍ２にて路面反力トルクが推定される。また、車輪操舵角検出手段Ｍ３にて車輪操舵角が検出され、その車輪操舵角に基づきステアリング摩擦トルク推定手段Ｍ４においてステアリング系部材の摩擦成分であるステアリング摩擦トルクが推定される。これらの検出結果である路面反力トルク及びステアリング摩擦トルクに基づき、セルフアライニングトルク推定手段Ｍ５にてセルフアライニングトルクが推定される。一方、車両速度検出手段Ｍ６で検出される車両速度、車両挙動検出手段Ｍ７で検出される車両挙動、及び車輪操舵角検出手段Ｍ３の検出車輪操舵角に基づき、車輪指標推定手段Ｍ８において、車輪に対するサイドフォースＦｙ及び車輪スリップ角αを含む車輪指標Ｗｘのうちの少なくとも一つの車輪指標が推定される。そして、車輪指標推定手段Ｍ８で推定された車輪指標に対する、セルフアライニングトルク推定手段Ｍ５で推定されたセルフアライニングトルクの変化に基づき、車輪グリップ度推定手段Ｍ１０にて、車輪に対する車輪グリップ度εが推定される。

尚、図１の実施形態における電動パワーステアリングシステムＥＰＳを備えた車両においては、操舵トルクセンサＳＴの検出操舵トルクＴstrと電動パワーステアリングシステムＥＰＳの出力トルクＴeps に基づき、図１６の電流検出手段Ｍ１と同様に路面反力トルクが推定され、ステアリング摩擦トルク推定手段Ｍ４にてステアリング摩擦トルクが推定される。

図１７は、上記車輪グリップ度推定手段Ｍ１０において、セルフアライニングトルクと車輪指標（サイドフォースＦｙ又は車輪スリップ角α）から車輪グリップ度εを求める一例を示すブロック図である。即ち、セルフアライニングトルク推定手段Ｍ５により求められるセルフアライニングトルクＴsaと車輪指標推定手段Ｍ８により求められるサイドフォースＦｙ又は車輪スリップ角αで表される車輪指標Ｗｘに基づき、セルフアライニングトルク原点勾配推定ブロックＭ１１にて、セルフアライニングトルクの車輪指標Ｗｘに対する原点勾配Ｋが求められる。更に、この原点勾配Ｋに基づき、ブロックＭ１２において、車輪が横方向にほぼ完全にグリップしている状態を表す基準セルフアライニングトルクが設定される。そして、車輪グリップ度演算ブロックＭ１３において、セルフアライニングトルク推定手段Ｍ５で求められる実セルフアライニングトルクと上記の基準セルフアライニングトルクに基づき車輪グリップ度εが求められる。

ここで、車輪指標ＷｘとしてサイドフォースＦｙを用いた場合の車輪グリップ度εの推定の一例について説明すると、図１８に示すように、サイドフォースに対するセルフアライニングトルクの特性は、Ｔsaa で示すような曲線となるが、この特性から車輪グリップ度εを推定することができる。先ず、サイドフォースＦｙの着力点はタイヤ中心線直下よりもニューマチックトレールｅｎ（図示せず）だけ後方にあるので、このときのモーメントＦｙ・ｅｎ がセルフアライニングトルクとして、横すべり角αを減少させる方向に作用することになる。次に、車両にタイヤが装着された場合には、操舵輪においては、通常、ステアリングホイール（ハンドル）の戻りをよくするため、キャスタ角をつけキャスタトレールｅｃ（図示せず）を設けることしているので、ステアリングホイールを復元させようとするモーメントはＦｙ・（ｅｎ ＋ｅｃ ）となる。つまり、実セルフアライニングトルクをＴsaa とすると、Ｔsaa ＝Ｆｙ・（ｅｎ ＋ｅc ）となり、実セルフアライニングトルクＴsaa のサイドフォースＦｙに対する非線型特性はニューマチックトレールｅｎの直接的変化を表している。従って、実セルフアライニングトルクＴsaa の原点０近傍（ここで、前輪はグリップ状態にある）でのサイドフォースＦｙに対する傾きＫ１を同定し、つまり、完全グリップ状態でのセルフアライニングトルク特性（基準セルフアライニングトルクＴsao ）で示す特性を求める。セルフアライニングトルクの原点勾配たる傾きＫ１は、先ず初期値として所定値を設定しておき、加速や減速中を除いた、略一定速度での走行中にＫ１を同定し補正する。

ニューマチックトレールｅn は車輪のグリップ状態に応じて変化するため、車輪が横方向にほぼ完全にグリップしている状態を表す基準セルフアライニングトルクＴsao は、車輪が横方向にほぼ完全にグリップしている状態（直進状態）である原点近傍での勾配Ｋ１を用いて、Ｔsao ＝Ｋ１・Ｆｙとして設定することができる。そして、車輪グリップ度εは、基準セルフアライニングトルクＴsao と実セルフアライニングトルクＴsaa との比、ε＝Ｔsaa ／Ｔsao として求められる。例えば、サイドフォースがＦｙ1 の場合における、基準セルフアライニングトルクＴsao の値Ｔsao1（＝Ｋ１・Ｆｙ1 ）と、実セルフアライニングトルクＴsaa の値Ｔsaa1に基づき、ε＝Ｔsaa1／Ｔsao1となる。

次に、車輪指標Ｗｘとして車輪スリップ角αを用いた場合の車輪グリップ度εの推定の一例について説明する。車輪スリップ角αに対するサイドフォースＦｙ及びセルフアライニングトルクＴsaの関係は、図１９に示すような特性になる。これらの特性に基づきサイドフォースを車輪指標とした場合と同様に、ニューマッチックトレールがほぼ完全にグリップ状態にある場合の車輪スリップ角に対する基準セルフアライニングは、図２０のＴsar で示すように車輪スリップ角に対して非線形な特性となる。この非線形特性は路面摩擦係数μに依存しているため、基準セルフアライニングトルクＴsar の設定には、路面摩擦係数μの推定が必要になる。しかし、車輪グリップ度が高い状態、つまり、車輪がグリップしている小スリップ角においては、路面摩擦係数μによってセルフアライニングトルクＴsa に差が生じにくいため、路面摩擦係数μの推定は困難となる。

そこで、この場合には、図２１に示すように、基準セルフアライニングトルクを線形特性と近似して車輪グリップ度の推定を行う。即ち、車輪スリップ角αの原点近傍における車輪スリップ角αに対するセルフアライニングトルクＴsaの勾配Ｋ２を求め、基準セルフアライニングトルクＴsas をＴsas ＝Ｋ２・αとして設定するものである。そして、車輪グリップ度εは、基準セルフアライニングトルクＴsas と実セルフアライニングトルクＴsaa との比として求められる。例えば、車輪スリップ角がα1である場合、基準セルフアライニングトルクはＴsas1＝Ｋ２・α1で演算される。そして、車輪グリップ度εは、ε＝Ｔsaa1／Ｔsas1となる。

図２１における基準セルフアライニングトルクを線形近似する方法では、車輪スリップ角αが大きくなる領域で車輪グリップ度の推定精度が低下することが懸念される。このため、図２２に示すように、所定の車輪スリップ角以上では、セルフアライニングトルク勾配をＫ３に設定し、基準セルフアライニングトルク特性の非線系性を図２２中のＯＭＮのように直線近似して設定すればよい。この場合、セルフアライニングトルク勾配Ｋ３を予め実験的に求めて設定し、走行中に勾配Ｋ３を同定し補正することが望ましい。また、セルフアライニングトルク勾配がＫ２からＫ３に変化する点Ｍは、実セルフアライニングトルクの変極点（点Ｐ）をもとに設定するとよい。これは、セルフアライニングトルクの変極点に基づき路面摩擦係数μを推定することができるからである。従って、実セルフアライニングトルクＴsaa の変極点Ｐを求め、変極点Ｐの車輪スリップ角から所定値だけ大きい車輪スリップ角を点Ｍとして設定し、セルフアライニングトルク勾配をＫ２からＫ３とすればよい。

更に、車輪スリップ角に対する基準セルフアライニングトルクは路面摩擦係数μの影響を受けるため、図２３に示すように実セルフアライニングトルクＴsaa の変極点Ｐに基づき基準セルフアライニングトルクを設定することにより、高精度な基準セルフアライニングトルク特性を設定することができる。例えば、路面摩擦係数が低くなった場合、実セルフアライニングトルクＴsaa の特性は図２３の実線から破線のように変化する。即ち、路面摩擦係数μが低下すると実セルフアライニングトルクＴsaa の変極点が点Ｐから点Ｐ’に変化することになる。従って、基準セルフアライニングトルク特性（Ｔsat ）をＯＭＮからＯＭ’Ｎ’に変化させる必要がある。この場合において、前述のように点Ｍ’は変極点Ｐ’に基づいて設定されるため、路面摩擦係数が変化しても、その変化に追従して基準セルフアライニングトルク特性を設定することが可能となる。

而して、図２３に示すように、実セルフアライニングトルクＴsaa 及び実セルフアライニングトルクＴ・・・'の変極点Ｐ及びＰ’に基づき基準セルフアライニングトルクはＴsat 及びＴsat'を設定することにより、精度良く完全グリップ状態のセルフアライニングトルク特性を近似させることができる。尚、後述する車輪グリップ度から路面摩擦係数を推定する方法を用いて路面摩擦係数を推定し、推定された路面摩擦係数に応じてセルフアライニングトルク勾配を変更する点を設定することも可能である。

前述のように、セルフアライニングトルクを精度良く求めるには、モータ（図示せず）の電流値に基づいて設定し得る路面反力トルクからステアリング系の摩擦成分を補正する必要があり、以下、図２４及び図２５を参照して説明する。図２４は、操舵系のクーロン摩擦に起因する摩擦トルクを求める方法を示すもので、先ず、図２４の上段に示すように車輪操舵角が切り増され、切り戻される直前の路面反力トルク（図２４の下段の点Ｘにおける路面反力トルクＴｘ）が求められる。次に、図２４の上段に示すように車輪操舵角が切り戻され、操舵角変化に対する路面反力トルクの変化量が変化する点（図２４の下段の点Ｙ）における路面反力トルクＴｙが求められる。そして、操舵系摩擦トルクは、上記のＴｘからＴｙを減算することによって求められる。この摩擦トルク演算は操舵操作毎に行われ、複数回の演算における平均値が摩擦トルク値として用いられる。

次に、操舵系摩擦トルクの補正について図２５を参照して説明する。即ち、路面反力トルクとセルフアライニングトルクを図２５に一点鎖線で示すヒステリシスを有する関係として、摩擦トルクを補正するもので、操舵系摩擦トルクの値は図２４で求めた値を用い、路面反力トルクＴstrに対するセルフアライニングトルクＴsaの傾きは１である。直進走行状態の場合には、路面反力トルクＴstrはゼロである。運転者がステアリング操作を開始し、車輪操舵角が増加し始めると、路面反力トルクＴstrが発生し始める。このとき、最初に、ステアリング機構（図示せず）のクーロン摩擦を打ち消す分のトルクが発生し、次に車輪（タイヤ）が切れ始めてセルフアライニングトルクが発生するようになる。

従って、直進状態からステアリング操作が行われる初期（摩擦トルクよるヒステリシスの範囲内）においては、図２５中のＯ−Ａ間のように、路面反力トルクの増加に対してセルフアライニングトルクは未だ発生していないため、セルフアライニングトルクの推定値が路面反力トルクに対して僅かな傾きで実セルフアライニングトルクＴsaa （これは正確には補正後の値であり推定値であるが、推定値の語を省略している）として出力される。更にステアリングホイールを切り増し、車輪操舵角が増加して路面反力トルクが摩擦トルク領域を超えた場合には、実セルフアライニングトルクＴsaa は図２５中のＡ−Ｂ間に沿って出力される。ステアリングホイールが切り戻され、路面反力トルクが減少する場合は、図２５中のＢ−Ｃ間のように、僅かな傾きをもつような形で、実セルフアライニングトルクＴsaa が出力される。切り増し時と同様に、路面反力トルクが摩擦トルク領域を超えた場合には、実セルフアライニングトルクＴsaa は図２５中のＣ−Ｄ間に沿うように出力される。

図２６乃至図２８は、車輪指標Ｗｘ（本実施形態では、サイドフォースＦｙ又は車輪スリップ角α）を推定する実施例を示すものである。図２６は、車両モデルに基づくオブザーバ６１を用いて車輪舵角と車両速度から車輪指標を推定する例である。車両モデルは、車両の状態方程式、ホイールベースなどの車両パラメータ、タイヤ特性を表すパラメータ等に基づいて表される。次に、図２７に示す例では、車両モデルに基づくオブザーバ６１をベースとし、これに横加速度、ヨーレイト等のセンサ信号をフィードバックして補正演算処理６２を行い車輪指標の推定精度を向上させるものである。そして、図２８は、上記のオブザーバを用いることなく、車輪舵角、車両速度、横加速度、ヨーレイト等から、状態量演算処理６３として、直接的に車輪指標Ｗｘを演算することも可能である。尚、これらの複数の推定手段から２つ以上の推定手段を並列して行い、それぞれの推定結果に重み付けして、車輪指標Ｗｘを求めるようにしてもよい。

以上の実施形態においては、タイヤのニューマチックトレールの変化に着目し、セルフアライニングトルクに基づき車輪グリップ度εを求めることとしたものであるが、以下のように、路面摩擦に対するサイドフォースの余裕度に基づき、車輪に対する横方向のグリップの程度を表す車輪グリップ度（この場合の車輪グリップ度をεｍとする）を推定することができる。

先ず、タイヤ発生力の理論モデル（ブラッシュモデル）によれば、車輪のサイドフォースＦｙとセルフアライニングトルクＴsaa の関係は、以下の式により表される。即ち、ξ＝１−｛Ｋｓ／（３・μ・Ｆｚ）｝・λとした場合において、
ξ＞０の場合は、Ｆｙ＝μ・Ｆｚ・（１−ξ³） …（１）
ξ≦０の場合は、Ｆｙ＝μ・Ｆｚ …（２）
また、
ξ＞０の場合は、Ｔsaa ＝（ｌ・Ｋｓ／６）・λ・ξ³ …（３）
ξ≦０の場合は、Ｔsaa ＝０ …（４）
となる。ここで、Ｆｚは接地荷重、ｌはタイヤ接地面の接地長さ、Ｋｓはトレッド剛性に対応する定数、λは横スリップ（λ＝ｔａｎ（α））であり、αは車輪スリップ角である。

一般的にξ＞０の領域では、車輪スリップ角αは小さいため、λ＝αとして扱うことができる。上記の式（１）から明らかなように、サイドフォースの最大値はμ・Ｆｚであるので、路面摩擦係数μに応じたサイドフォースの最大値に対する割合を路面摩擦利用率ηとするとη＝１−ξ³ と表すことができる。従って、εｍ＝１−ηは路面摩擦余裕度ということになり、このεｍを車輪の車輪グリップ度とするとεｍ＝ξ³ となる。従って、上記（３）式は、以下のように表すことができる。
Ｔsaa ＝（ｌ・Ｋｓ／６）・α・εｍ …（５）

上記（５）式は、セルフアライニングトルクＴsaa が車輪スリップ角α及び車輪グリップ度εｍに比例することを示している。そこで、車輪グリップ度εｍ＝１（路面の摩擦利用率がゼロ、つまり摩擦余裕度が１）における特性を基準セルフアライニングトルク特性とすると、以下のようになる。
Ｔsau ＝（ｌ・Ｋｓ／６）・α …（６）

従って、上記（５）式及び（６）式から、車輪グリップ度εｍは、
εｍ＝Ｔsaa ／Ｔsau …（７）
として求めることができる。この（７）式には路面摩擦係数μがパラメータとして含まれていないことから明らかなように、車輪グリップ度εｍは路面摩擦係数μを用いることなく算出することができる。この場合において、基準セルフアライニングトルクＴsau の勾配Ｋ４（＝ｌ・Ｋｓ／６）は、前述のブラッシュモデルを用いて予め設定することができる。また、実験的に求めることも可能である。更に、まず初期値を設定し、走行中に車輪スリップ角がゼロ近傍におけるセルフアライニングトルクの傾きを同定し、補正することとすれば、検出精度を向上させることができる。

例えば、図２９において、車輪スリップ角がα２である場合、基準セルフアライニングトルクはＴsau2＝Ｋ４・α２で演算される。そして、車輪グリップ度εｍは、εｍ＝Ｔsaa2／Ｔsau2＝Ｔsaa2／（Ｋ４・α２）として求められる。

而して、前述のニューマチックトレールに基づく車輪グリップ度εに代えて、上記の路面摩擦余裕度に基づく車輪グリップ度εｍを用いることができる。そして、前述の車輪グリップ度εと上記の車輪グリップ度εｍとは、図３０に示す関係となる。従って、車輪グリップ度εを求めて車輪グリップ度εｍに変換することができ、逆に、車輪グリップ度εｍを求めて車輪グリップ度εに変換することもできる。

次に、サイドフォース又は車輪スリップ角で表される車輪指標とセルフアライニングトルクから路面摩擦係数μを推定する手段について説明する。図３１は、路面摩擦係数推定の一例を示すブロック図であり、ブロックＭ２１乃至Ｍ２５において、図１６に示す車輪グリップ度推定と同様に（対応する図１６の各ブロックの符号Ｍの後の数字に２０を加算）、モータ電流から路面反力トルクが演算されると共に、ステアリング系摩擦トルクが補正され、これらに基づき、セルフアライニングトルクが推定される。また、ブロックＭ２６乃至Ｍ２８で求められる車輪指標は、図２６乃至図２８に示した手段と同様に求められる。そして、路面摩擦係数推定手段３０において、車輪指標とセルフアライニングトルクの関係に基づき路面摩擦係数μが求められる。

図３２は、上記路面摩擦係数推定手段３０において、セルフアライニングトルク推定手段Ｍ２５にて推定されたセルフアライニングトルクと、車輪指標推定手段Ｍ２８にて推定された車輪指標に基づき路面摩擦係数を推定する一例を示すブロック図である。先ず、ブロック３１においては、図１６から図２３に示したように、セルフアライニングトルクＴsaと車輪指標Ｗｘから車輪グリップ度εが推定される。路面摩擦係数推定演算を行うブロックＭ３３においては、路面摩擦係数判別のための基準車輪グリップ度設定ブロックＭ３２にて設定された所定の基準車輪グリップ度に到達したときの、セルフアライニングトルク又は車輪指標の値から路面摩擦係数μが推定される。また、車輪指標は車両挙動に反映されるため、車輪指標の値に代えて、基準車輪グリップ度に到達したときの車両挙動の値、即ち横加速度又はヨーレイトを用いて推定することとしてもよい。

ここで、サイドフォースＦｙを車輪指標Ｗｘとして路面摩擦係数μを推定する例について、図３３を参照して説明する。図３３は、路面摩擦係数μが低くなった場合の、サイドフォースＦｙとセルフアライニングトルクＴsaとの関係を示し、実線が高μ、破線が低μの特性を示す。車輪の接地面形状、トレッドゴムの弾性が一定の場合、サイドフォース−セルフアライニングトルク特性は路面摩擦係数μに対して相似形となる（図３３の実線と破線の特性）。従って、基準セルフアライニングトルクと実セルフアライニングトルクとの比で求められる車輪グリップ度εが同一であるときのサイドフォースＦｙ又はセルフアライニングトルクＴsaの値は路面摩擦係数μを直接的に反映している。

従って、図３３から明らかなように、高μ時の車輪グリップ度εはε＝線分〔Ｊ−Ｆｙ1 〕／線分〔Ｈ−Ｆｙ1 〕、低μ時の車輪グリップ度ε’はε’＝線分〔Ｊ’−Ｆｙ2 〕／線分〔Ｈ’−Ｆｙ2 〕であり、三角形〔０−Ｈ−Ｆｙ1 〕と三角形〔０−Ｈ’−Ｆｙ2 〕は相似形であるため、ε＝ε’の場合、線分〔０−Ｆｙ1 〕と線分〔０−Ｆｙ2 〕との比、即ち、サイドフォースＦｙ1 とＦｙ2 の比、もしくは線分〔Ｊ−Ｆｙ1 〕と線分〔Ｊ’−Ｆｙ2 〕の比、即ち、セルフアライニングトルクＴsaa1とＴsaa2の比は、路面摩擦係数μの比を表している。従って、例えば乾燥アスファルト路面（μ＝略１．０）での所定の車輪グリップ度を基準に用いることにより、その所定の車輪グリップ度でのサイドフォースＦｙ又はセルフアライニングトルクＴsaの値に基づき路面摩擦係数μを推定することが可能となる。即ち、図３３において基準車輪グリップ度（点Ｊ及びＪ’）に到達したときのセルフアライニングトルクの値（Ｔsaa1，Ｔsaa2）、又はサイドフォース（Ｆｙ1 ，Ｆｙ2 ）の値から路面摩擦係数を推定することができる。

同様に、車輪スリップ角αを車輪指標Ｗｘとして路面摩擦係数μを推定することも可能であり、図３４を参照して説明する。この場合には、前述の車輪グリップ度の推定と同様、セルフアライニングトルクＴsaは車輪スリップ角αに対して非線形の特性となる。そこで、車輪スリップ角−セルフアライニングトルク特性を図３４に２点鎖線で示すように線形近似し、車輪スリップ角αに対して線形な領域（０−Ｍの領域）で路面摩擦係数μを推定することとしている。

図３５は、図３４と同様の車輪スリップ角αとセルフアライニングトルクＴsaの関係を示すもので、路面摩擦係数μが高い場合を実線で示し、路面摩擦係数μが低い場合を破線で示す。図３５から明らかなように、車輪スリップ角−セルフアライニングトルク特性も、図３３と同様に、路面摩擦係数μに対して相似形となる（図３５の実線と破線の特性）。従って、予め設定された基準車輪グリップ度（図３５の点Ｓ及びＳ’）に到達したときのセルフアライニングトルクの値、又は車輪スリップ角の値（α1，α2）から路面摩擦係数を推定することができる。ここで、基準車輪グリップ度は、車輪スリップ角とサイドフォースの関係が線形状態にある領域で設定することが必要である。また、路面摩擦係数変化を感度よく検出するためには、車輪スリップ角−セルフアライニングトルク特性において非線形になる領域、即ち、基準セルフアライニングトルクと実セルフアライニングトルクとの間である程度の差が発生する領域で検出することが必要となる。これらに鑑み、乾燥アスファルト路面等の路面摩擦係数が高い場合を基準に、実験的に基準車輪グリップ度を設定することが望ましい。

尚、車輪グリップ度に基づく路面摩擦係数の推定においても、ニューマチックトレールに基づく車輪グリップ度εに代えて、前述の路面摩擦余裕度に基づく車輪グリップ度εｍを用いることもできる。そして、車輪グリップ度εと前述の車輪グリップ度εｍとは、図３０に示す関係にあるため、車輪グリップ度εを求めて車輪グリップ度εｍに変換することができ、逆に、車輪グリップ度εｍを求めて車輪グリップ度εに変換することもできる。

以上のように、ステア・バイ・ワイヤ・システムである場合には車輪グリップ度及び摩擦係数を容易に推定することができる。即ち、図１に示す実施形態のように運転者の操作手段と操舵車輪とが機械的に連結された構成においては、運転者の操作によって発生しているトルクと操舵アシスト装置（電動パワーステアリングシステムＥＰＳ）によって発生しているトルクを別個に検出する必要があるのに対し、ステア・バイ・ワイヤ・システムでは、駆動手段（モータ）の出力トルクと車輪が路面から受ける反力トルクとは略一致するので、路面状態を推定するためのセンサとして駆動手段を利用することができる。また、出力トルクはモータ（図示せず）の駆動電流を検出することによって求めることができるので、上記の車輪グリップ度及び摩擦係数を含む路面状態を容易に推定することができ、低コスト化が可能となる。

本発明のサスペンション制御装置の一実施形態の概要を示す構成図である。 本発明の一実施形態におけるスタビライザ制御手段の具体的構成例を示す構成図である。 本発明の一実施形態におけるスプリング制御手段の一例を示す構成図である。 本発明の一実施形態におけるスプリング制御手段の具体的構成例を示す構成図である。 本発明の一実施形態における車体ロール運動を制御するための制御ブロック図である。 本発明の一実施形態における車体ロール剛性目標値演算の具体例を示す制御ブロック図である。 本発明の一実施形態において、車輪グリップ度に応じて推定横加速度のゲインＫ１の設定に供するグラフである。 本発明の一実施形態において、車輪グリップ度に応じて推定横加速度のゲインＫ２の設定に供するグラフである。 本発明の一実施形態において、車輪グリップ度に応じて推定横加速度のゲインＫ３の設定に供するグラフである。 本発明の一実施形態において、車輪グリップ度に応じて推定横加速度のゲインＫ４の設定に供するグラフである。 本発明の一実施形態における車体ロール剛性目標値演算の他の例を示す制御ブロック図である。 本発明の一実施形態において、車輪グリップ度に応じて推定横加速度の上限値の設定に供するグラフである。 本発明の一実施形態における車両の動的なステア特性を判定するための制御ブロック図である。 本発明の一実施形態における前輪及び後輪ロール剛性の目標値演算を示す制御ブロック図である。 本発明の一実施形態において、車輪グリップ度に応じて前輪ロール剛性比率の設定に供するグラフである。 本発明の他の実施形態における車輪グリップ度推定を示すブロック図である。 本発明の他の実施形態における車輪グリップ度推定手段のブロック図である。 本発明の実施形態におけるサイドフォースに対するセルフアライニングトルクの特性を示すグラフである。 本発明の実施形態における車輪スリップ角に対するサイドフォース及びセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。 本発明の実施形態における車輪スリップ角に対するセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。 本発明の実施形態における車輪スリップ角に対するセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。 本発明の実施形態における車輪スリップ角に対するセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。 本発明の実施形態における車輪スリップ角に対するセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。 本発明の実施形態においてセルフアライニングトルクの推定時の補正に関し操舵系のクーロン摩擦に起因する摩擦トルクを示すグラフである。 本発明の実施形態においてセルフアライニングトルクの推定時の補正に供するステアリング系の摩擦成分の特性を示すグラフである。 本発明の実施形態において、車両モデルに基づくオブザーバを用いて車輪舵角と車両速度から車輪指標を推定するブロック図である。 本発明の実施形態において、車両モデルに基づくオブザーバをベースとし、補正演算処理を行い、車輪指標を推定するブロック図である。 本発明の実施形態において、オブザーバを用いることなく状態量演算処理として、直接的に車輪指標を演算するブロック図である。 本発明の実施形態において、車輪スリップ角に対するセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。 本発明の実施形態において、ニューマチックトレールに基づく車輪グリップ度εと路面摩擦余裕度に基づく車輪グリップ度εｍとの関係を示すグラフである。 本発明の実施形態における路面摩擦係数推定の一例を示すブロック図である。 本発明の実施形態においてセルフアライニングトルクと車輪指標に基づき路面摩擦係数を推定する一例を示すブロック図である。 本発明の実施形態においてサイドフォースを車輪指標として路面摩擦係数を推定する一例を示すグラフである。 本発明の実施形態において車輪スリップ角を車輪指標として路面摩擦係数を推定する一例を示すグラフである。 本発明の実施形態において車輪スリップ角とセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。

符号の説明

ＦＴ，ＲＴ スタビライザ制御手段
ＳＰfr, ＳＰfl, ＳＰrr, ＳＰrl スプリング制御手段
ＥＰＳ 電動パワーステアリングシステム
ＳＷ ステアリングホイール
ＳＡ 操舵角センサ
ＳＴ 操舵トルクセンサ
ＷＨfr, ＷＨfl,ＷＨrr, ＷＨrl 車輪
ＷＳfr，ＷＳfl，ＷＳrr，ＷＳrl 車輪速度センサ
ＹＲ ヨーレイトセンサ
ＸＧ 前後加速度センサ
ＹＧ 横加速度センサ
ＥＣＵ 電子制御装置

Claims (4)

1. 操舵車輪に対する操舵トルクに基づいて当該操舵車輪のセルフアライニングトルクを推定し、該セルフアライニングトルクの変化に基づき当該操舵車輪の車輪グリップ度を推定する車輪グリップ状態推定手段と、車体のロール運動を制御する車体ロール運動制御手段と、該車体ロール運動制御手段の制御パラメータを少なくとも前記車輪グリップ状態推定手段が推定した前記車輪グリップ度に基づいて設定する制御パラメータ設定手段とを備えたことを特徴とするサスペンション制御装置。
2. 操舵車輪に対する操舵トルクに基づいて当該操舵車輪のセルフアライニングトルクを推定し、該セルフアライニングトルクの変化に基づき当該操舵車輪の車輪グリップ度を推定する車輪グリップ状態推定手段と、車体のロール運動を抑制するための車体ロール剛性を制御する車体ロール剛性制御手段を備え、該車体ロール剛性制御手段の制御パラメータを少なくとも前記車輪グリップ状態推定手段が推定した前記車輪グリップ度に基づいて設定する制御パラメータ設定手段とを備えたことを特徴とするサスペンション制御装置。
3. 操舵車輪に対する操舵トルクに基づいて当該操舵車輪のセルフアライニングトルクを推定し、該セルフアライニングトルクの変化に基づき当該操舵車輪の車輪グリップ度を推定する車輪グリップ状態推定手段と、車両のステア特性を制御するための車体ロール剛性比率を制御する車体ロール剛性比率制御手段を備え、該車体ロール剛性比率制御手段の制御パラメータを少なくとも前記車輪グリップ状態推定手段が推定した前記車輪グリップ度に基づいて設定する制御パラメータ設定手段とを備えたことを特徴とするサスペンション制御装置。
4. 前記車輪グリップ状態推定手段が推定した前記車輪グリップ度に基づき前記操舵車輪の前記路面に対する摩擦係数を推定する摩擦係数推定手段を備え、少なくとも該摩擦係数推定手段が推定した摩擦係数に基づき、前記制御パラメータ設定手段が前記制御パラメータを設定するように構成したことを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載のサスペンション制御装置。

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