JP3046817B1 - Vehicle suspension method and apparatus - Google Patents
Vehicle suspension method and apparatusInfo
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Abstract
【要約】
【課題】 車両のサスペンションをモード別に防振して
車両の乗り心地を改善し、また車両の姿勢を良好に制御
して車両の操縦性及び安定性を向上することができる。
【解決手段】 各車輪14と車体16の間に油圧シリン
ダから成る荷重発生アクチュエータ18をそれぞれ配置
し、各車輪毎にタイヤ上下変位と上下変位速度とを検出
し、すべての車輪のタイヤ上下変位とタイヤ上下変位速
度とに基づいて車体が左右上下にバランスするように各
車輪14に相応する荷重発生アクチュエータ18を制御
すると、ピッチング、ローリング及びバウンシングのす
べてにわたって車両を防振することができ、車両の乗り
心地及び操縦性を改善することができる。An object of the present invention is to improve the ride comfort of a vehicle by damping a suspension of the vehicle in each mode, and to improve the maneuverability and stability of the vehicle by controlling the posture of the vehicle well. SOLUTION: A load generating actuator 18 composed of a hydraulic cylinder is disposed between each wheel 14 and a vehicle body 16, and a tire vertical displacement and a vertical displacement speed are detected for each wheel. When the load generating actuator 18 corresponding to each wheel 14 is controlled so that the vehicle body balances left, right, up and down based on the tire vertical displacement speed, the vehicle can be subjected to vibration isolation over all of pitching, rolling and bouncing. Ride comfort and maneuverability can be improved.
Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、車両のサスペンシ
ョンに関し、特に、路面の変化又は旋回時の車両の走行
時の姿勢を安定させるように車体を支持する車両のサス
ペンション方法及び装置の改良に関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle suspension and, more particularly, to an improvement in a vehicle suspension method and apparatus for supporting a vehicle body so as to stabilize a posture of the vehicle when the vehicle is changing on a road surface or turning. It is.
【0002】[0002]
【従来の技術】従来技術の車両のサスペンション装置1
00は、図21に示すように、車両12の各車輪14と
車体(図示せず)との間に配置されたコイルばね102
とショックアブゾーバ104とから成っている。車両1
2が路面の変化に応じて走行中に上下に振動すると、ス
ピンドルを介してナックル106がタイヤ14Aの径方
向及び車軸方向にタイヤに対して相対的な移動を生ずる
ことなく上下運動し、ナックル106の上下のアッパリ
ンク108及びロアリンク110がそれぞれアッパリン
クピン112及びロアリンクピン114を中心として車
体の前後方向、即ち車両12の長手方向を回転軸線とし
てタイヤ14Aと車体との間に上下方向の相対的変位が
生ずる。2. Description of the Related Art Prior art vehicle suspension apparatus 1
00 is a coil spring 102 arranged between each wheel 14 of the vehicle 12 and a vehicle body (not shown) as shown in FIG.
And a shock absorber 104. Vehicle 1
2 vibrates up and down during running in response to changes in the road surface, the knuckle 106 moves up and down via the spindle in the radial direction and the axle direction of the tire 14A without causing relative movement with respect to the tire. The upper and lower upper link 108 and the lower link 110 are respectively arranged in the front-rear direction of the vehicle body around the upper link pin 112 and the lower link pin 114, that is, the vertical direction between the tire 14A and the vehicle body with the longitudinal direction of the vehicle 12 as the rotation axis. A relative displacement occurs.
【0003】車両のサスペンション装置100がパラレ
ルダブルウイッシュボーン式である場合に、図22に示
すように、アッパリンク長Lu及びロアリンク長Ll、
即ちアッパリンクピンPu及びロアリンクピンPlとナ
ックルの上下のボールジョイントBJu、BJlとの間
の車幅方向のそれぞれ距離が等しいと、上下のリンクピ
ンを結ぶ線L1とナックルの上下のボールジョイントを
結ぶ線L2とが平行に上下に変位する。When the vehicle suspension device 100 is of a parallel double wishbone type, as shown in FIG. 22, an upper link length Lu and a lower link length L1,
That is, when the distances in the vehicle width direction between the upper link pin Pu and the lower link pin P1 and the upper and lower ball joints BJu and BJl of the knuckle are equal, the line L1 connecting the upper and lower link pins and the upper and lower ball joints of the knuckle are connected. The connecting line L2 is displaced up and down in parallel.
【0004】既に述べたように、アッパリンク108又
はロアリンク110がそれぞれのリンクピン112、1
14を回転軸線として上下に回転変位すると、この回転
変位は、車体側に取付けられたコイルばね102及びシ
ョックアブゾーバ104のマウント点に伝達され、コイ
ルばね102及びショックアブゾーバ104を伸縮し、
ショックアブゾーバ104の伸縮速度に対応して車体側
に伝達荷重を発生し、タイヤ14Aは、車体側に対して
運動エネルギーを吸収しつつ上下に振動する。As described above, the upper link 108 or the lower link 110 is connected to the respective link pins 112, 1
When the rotational displacement is rotated up and down about the rotation axis 14, the rotational displacement is transmitted to the mounting points of the coil spring 102 and the shock absorber 104 attached to the vehicle body, and expands and contracts the coil spring 102 and the shock absorber 104.
A transmission load is generated on the vehicle body side according to the expansion and contraction speed of the shock absorber 104, and the tire 14A vibrates up and down while absorbing kinetic energy with respect to the vehicle body side.
【0005】サスペンション装置100が4輪ダブルウ
イッシュボード式であってスタビライザがない場合に
は、4つのタイヤの各1つのタイヤ14Aの上下運動と
それに相応するコイルばね102及びショックアブゾー
バ104の発生荷重とはそれぞれ1対1で相関し、他の
3つのタイヤの上下運動とは無関係である。When the suspension device 100 is of a four-wheel double wish board type and has no stabilizer, the vertical movement of one of the four tires 14A and the corresponding load generated by the coil spring 102 and the shock absorber 104 corresponding thereto. Are one-to-one and independent of the vertical movement of the other three tires.
【0006】車幅方向に車体の両端のロアリンク110
に跨ってスタビライザー116を設置すると、左右のタ
イヤ14Aの上下の相対変位を抑制するようにこの相対
変位に対してはばね荷重が発生するが、相対速度に対し
ては荷重を発生することがない。注目すべきことは、ス
タビライザ116は、各タイヤの上下の変位が左右のタ
イヤの相対変位にのみ影響を受けるように作用すること
である。Lower links 110 at both ends of the vehicle body in the vehicle width direction
When the stabilizer 116 is installed over the tire, a spring load is generated for the relative displacement of the left and right tires 14A so as to suppress the vertical displacement, but no load is generated for the relative speed. . It should be noted that the stabilizer 116 acts so that the vertical displacement of each tire is affected only by the relative displacement of the left and right tires.
【0007】しかし、従来技術のサスペンション装置に
は、種々の問題点がある。まず、一般に車両が良路を走
行する時は、ばね上(車体側)はピッチング、ローリン
グ及びバウンシングを固有振動モードの変位として振動
し、ばね上の運動は、これらの固有振動モードの変位の
重畳和として表される。このように、車両の固有振動モ
ードは3つの形態を有するのに対して、従来技術のサス
ペンション装置を構成するばね及びダンパー(減衰力を
発生するショックアブゾーバ)の振動特性は、前後のサ
スペンションの各ショックアブゾーバの2つの形態を有
するにすぎない。このため、たとえ、前後のショックア
ブゾーバの減衰係数を調整してピッチングの振動を変え
ると、他の振動も変化し、従ってピッチング、ローリン
グ及びバウンシングの3つの振動を独立して調整するこ
とができないため乗り心地が悪い上に防振速度が遅い欠
点があった。[0007] However, the conventional suspension device has various problems. First, when a vehicle travels on a good road, the sprung part (body side) vibrates with pitching, rolling and bouncing as natural vibration mode displacements, and the movement on the spring is the superposition of these natural vibration mode displacements. Expressed as a sum. As described above, while the natural vibration mode of the vehicle has three modes, the vibration characteristics of the spring and the damper (shock absorber that generates damping force) constituting the conventional suspension device are different from those of the front and rear suspensions. It only has two forms of each shock absorber. For this reason, even if the vibration of pitching is changed by adjusting the damping coefficient of the front and rear shock absorbers, the other vibrations also change, so that the three vibrations of pitching, rolling and bouncing cannot be adjusted independently. Therefore, there were drawbacks in that the ride quality was poor and the anti-vibration speed was low.
【0008】サスペンション装置がパラレルダブルウイ
ッシュボーン式である場合に、バウンシングやピッチン
グによって左右のタイヤが上下に変位し、アッパーアー
ム及びロアアームが回転変位すると、タイヤトレッドが
変化するため、タイヤの摩耗を早める原因となってい
た。When the suspension device is a parallel double wishbone type, the right and left tires are displaced up and down due to bouncing and pitching, and when the upper arm and the lower arm are rotationally displaced, the tire tread changes and the tire wear is accelerated. Was causing it.
【0009】また、パラレルダブルウイッシュボーン式
のサスペンション装置では、ショックアブゾーバが車高
方向に配置され、アッパーリンク長、ロアリンク長及び
スタビライザが車幅方向に配置されるため、サスペンシ
ョン装置が占める空間が大きく、車両が車高方向及び車
幅方向に縮小することができない上に車両空間を有効に
利用することができなかったかった。In the parallel double wishbone suspension system, the shock absorber is arranged in the vehicle height direction, and the upper link length, the lower link length, and the stabilizer are arranged in the vehicle width direction. The vehicle cannot be reduced in the vehicle height direction and the vehicle width direction, and the vehicle space cannot be effectively used.
【0010】更に、従来技術のサスペンション装置は、
下記の通り、車両の姿勢制御の上で好ましくない欠点が
あった。 (1)車両の旋回時に、車速を高くするにつれ、また旋
回半径を小さくするにつれて車両の重心軌道がトレッド
中心軌道の外側に逸脱し、車両が転倒し易くなる上に車
両の操縦性が低下する。 (2)車両の急制動時に、車両が前のめりになって後輪
が路面から浮き上がりり、制動力が低下する上に急旋回
が生ずる。 (3)車両の急発進時に、車両の後部が沈下し、乗り心
地が低下する。Further, the prior art suspension device is
As described below, there are disadvantages in controlling the attitude of the vehicle. (1) At the time of turning of the vehicle, as the vehicle speed is increased and the turning radius is reduced, the center of gravity of the vehicle deviates outside the center track of the tread, so that the vehicle easily falls over and the maneuverability of the vehicle decreases. . (2) When the vehicle is suddenly braked, the vehicle leans forward, the rear wheels rise off the road surface, the braking force is reduced, and a sharp turn occurs. (3) When the vehicle suddenly starts, the rear portion of the vehicle sinks, and the riding comfort is reduced.
【0011】[0011]
【発明が解決しようとする課題】本発明が解決しようと
する1つの課題は、モード別防振によって車両の乗り心
地を改善し、また車両の姿勢を良好に制御して車両の操
縦性及び安定性を向上することができる車両のサスペン
ション方法及び装置を提供することにある。One of the problems to be solved by the present invention is to improve the ride comfort of the vehicle by means of vibration isolation by mode, and to control the vehicle attitude satisfactorily by controlling the vehicle attitude. It is an object of the present invention to provide a vehicle suspension method and device capable of improving performance.
【0012】本発明が解決しようとする他の課題は、タ
イヤの上下変位によて生ずる傾向があるトレッドの変化
を防止してタイヤの摩耗を防止し、且つ車両の操縦性を
向上することができる車両のサスペンション方法及び装
置を提供することにある。Another object of the present invention is to prevent a change in tread, which tends to be caused by a vertical displacement of a tire, to prevent the tire from being worn, and to improve the maneuverability of a vehicle. It is an object of the present invention to provide a vehicle suspension method and apparatus that can be used.
【0013】本発明が解決しようとする更に他の課題
は、発生荷重をタイヤに伝達する機構を小さな空間に配
置することができ、従って車両の車幅方向及び車高方向
の寸法を縮小することができる車両のサスペンション方
法及び装置を提供することにある。Still another object of the present invention is to provide a mechanism for transmitting a generated load to a tire in a small space, thereby reducing the size of the vehicle in the vehicle width direction and the vehicle height direction. It is an object of the present invention to provide a vehicle suspension method and apparatus capable of performing the above.
【0014】[0014]
【課題を解決するための手段】本発明の第1の課題解決
手段は、車両の各車輪と車体の間に、シリンダ室の圧力
差によってピストンに荷重を発生する流体シリンダから
成る荷重発生アクチュエータをそれぞれ配置し、一方各
車輪毎にタイヤ上下変位と上下変位速度とを検出し、す
べての車輪のタイヤ上下変位とタイヤ上下変位速度とを
制御パラメータとしてこの制御パラメータに基づいて車
体が前後左右上下にバランスするように各車輪に相応す
る荷重発生アクチュエータを制御することを特徴とする
車両のサスペンション方法を提供することにある。SUMMARY OF THE INVENTION A first object of the present invention is to provide a cylinder chamber having a pressure between a wheel and a vehicle body.
A load generating actuator composed of a fluid cylinder that generates a load on the piston according to the difference is arranged, and on the other hand, the tire vertical displacement and the vertical displacement speed are detected for each wheel, and the tire vertical displacement and the tire vertical displacement speed of all wheels are detected. The present invention is to provide a vehicle suspension method characterized by controlling load generating actuators corresponding to respective wheels so that the vehicle body is balanced in front, rear, left and right and up and down based on the control parameters.
【0015】本発明の第2の課題解決手段は、第1の課
題解決手段による車両のサスペンション方法であって、
車両の重心加速度を更に検出し、各車輪に相応する荷重
発生アクチュエータをすべての車輪のタイヤ上下変位と
タイヤ上下速度に重心加速度を加えて制御パラメータと
し、これらの3つの制御パラメータに基づいて各車輪に
相応する荷重発生アクチュエータを制御することを特徴
とする車両のサスペンション方法を提供することにあ
る。According to a second aspect of the present invention, there is provided a vehicle suspension method according to the first aspect,
The center-of-gravity acceleration of the vehicle is further detected, and a load generating actuator corresponding to each wheel is used as a control parameter by adding the center-of-gravity acceleration to the tire vertical displacement and the tire vertical speed of all the wheels, and each wheel is determined based on these three control parameters. The present invention provides a suspension method for a vehicle, characterized by controlling a load generating actuator corresponding to (1).
【0016】本発明の第3の課題解決手段は、車両の各
車輪と車体の間にそれぞれ配置されシリンダ室の圧力差
によってピストンに荷重を発生する流体シリンダから成
る荷重発生アクチュエータと、各車輪毎にタイヤの上下
変位を検出するタイヤ上下変位センサと、各車輪毎にタ
イヤの上下変位速度を検出するタイヤ上下変位速度セン
サと、すべての車輪のタイヤ上下変位センサとタイヤ上
下変位速度センサとの検出値を制御パラメータとしてこ
の制御パラメータに基づいて車体が前後左右上下にバラ
ンスするように各車輪の荷重発生アクチュエータを制御
する制御系統とを備えていることを特徴とする車両のサ
スペンション装置を提供することにある。According to a third aspect of the present invention, there is provided a method for controlling a pressure difference between a cylinder chamber and each of a wheel and a vehicle body.
A load generating actuator composed of a fluid cylinder that generates a load on a piston, a tire vertical displacement sensor that detects a vertical displacement of a tire for each wheel, and a tire vertical displacement speed sensor that detects a vertical displacement speed of a tire for each wheel And control for controlling the load generating actuators of the respective wheels such that the vehicle body is balanced in the front-rear, left-right, up-down directions based on the control parameters using the detection values of the tire vertical displacement sensors and the tire vertical displacement speed sensors of all the wheels as control parameters. And a suspension system for a vehicle, comprising:
【0017】本発明の第4の課題解決手段は、第3の課
題解決手段による車両のサスペンション装置であって、
車両の重心加速度を検出する重心加速度検出手段を更に
備え、制御系統は、すべての車輪のタイヤ上下変位セン
サとタイヤ上下速度センサの検出値に重心加速度検出手
段の検出値を加えて制御パラメータとし、これらの3つ
の制御パラメータに基づいて各輪に相応する荷重発生ア
クチュエータを制御することを特徴とする車両のサスペ
ンション装置を提供することにある。According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a vehicle suspension device according to the third aspect,
The control system further includes a center-of-gravity acceleration detection unit that detects a center-of-gravity acceleration of the vehicle, and the control system adds a detection value of the center-of-gravity acceleration detection unit to a detection value of a tire vertical displacement sensor and a tire vertical speed sensor of all wheels as a control parameter. It is an object of the present invention to provide a vehicle suspension device that controls a load generating actuator corresponding to each wheel based on these three control parameters.
【0018】本発明の第5の課題解決手段は、第3又は
第4の課題解決手段による車両のサスペンション装置で
あって、各車輪に相応する荷重発生アクチュエータは、
相応する車輪のタイヤ位置に対して車両の長手方向にず
らせて配置され、荷重発生アクチュエータと車輪との間
でトルクを伝達するトルク伝達機構が設けられているこ
とを特徴とするの車両のサスペンション装置を提供する
ことにある。According to a fifth aspect of the present invention, there is provided a vehicle suspension device according to the third or fourth aspect, wherein a load generating actuator corresponding to each wheel includes:
A suspension device for a vehicle, comprising: a torque transmission mechanism that is arranged to be shifted in a longitudinal direction of the vehicle with respect to a tire position of a corresponding wheel and that transmits torque between a load generating actuator and the wheel. Is to provide.
【0019】本発明の第6の課題解決手段は、第3乃至
第5の課題解決手段いずれかによる車両のサスペンショ
ン装置であって、記制御系統は、タイヤの上下変位及び
上下変位速度に前記車体側の重心変位、重心速度、重心
加速度を重畳させるか手動操作を加えることによってサ
スペンションばね定数及びダンピング定数を変化させる
ようにしたことを特徴とする車両のサスペンション装置
を提供することにある。According to a sixth aspect of the present invention, there is provided a vehicle suspension apparatus according to any one of the third to fifth aspects, wherein the control system is configured to control the vertical displacement of the tire and the vertical displacement speed of the vehicle body. It is another object of the present invention to provide a suspension device for a vehicle, wherein the suspension spring constant and the damping constant are changed by superimposing the displacement of the center of gravity, the speed of the center of gravity, and the acceleration of the center of gravity on the side or by applying a manual operation.
【0020】本発明の第7の課題解決手段は、第3乃至
第6の課題解決手段いずれかによる車両のサスペンショ
ン装置であって、荷重発生アクチュエータは、各制御パ
ラメータに基づいて求められる発生荷重を受ける複数の
流体シリンダ群から成り、各流体シリンダ群は、振動モ
ード別の流体シリンダを含み、複数の流体シリンダ群及
び各流体シリンダ群内の流体シリンダは縦列されている
ことを特徴とする車両のサスペンション装置を提供する
ことにある。According to a seventh aspect of the present invention, there is provided a vehicle suspension apparatus according to any one of the third to sixth aspects, wherein the load generating actuator generates a load determined based on each control parameter. A plurality of fluid cylinder groups, each fluid cylinder group includes a fluid cylinder for each vibration mode, and a plurality of fluid cylinder groups and fluid cylinders in each fluid cylinder group are tandemly arranged. An object of the present invention is to provide a suspension device.
【0021】このように、車両の各車輪と車体の間に、
シリンダ室の圧力差によってピストンに荷重を発生する
流体シリンダから成る荷重発生アクチュエータをそれぞ
れ配置し、各車輪毎にタイヤ上下変位と上下変位速度と
を検出し、すべての車輪のタイヤ上下変位とタイヤ上下
変位速度とを制御パラメータとしてこの制御パラメータ
に基づいて車体が前後左右上下にバランスするように各
車輪に相応する荷重発生アクチュエータを制御すると、
固有振動モード別に車体側の振動を防止することがで
き、従ってピッチング、ローリング及びバウンシングの
すべてにわたって車両を防振することができ、車両の乗
り心地及び操縦性を著しく改善することができる。Thus, between each wheel of the vehicle and the vehicle body ,
A load generating actuator composed of a fluid cylinder that generates a load on the piston according to the pressure difference of the cylinder chamber is arranged, and detects the tire vertical displacement and the vertical displacement speed for each wheel, and detects the tire vertical When the load generating actuators corresponding to the wheels are controlled such that the vehicle body is balanced in the front-rear, left-right, up-down directions based on the control parameters, the displacement and the tire vertical displacement speed as control parameters,
Vibrations on the vehicle body side can be prevented for each natural vibration mode, so that the vehicle can be damped over all of pitching, rolling and bouncing, and the riding comfort and maneuverability of the vehicle can be significantly improved.
【0022】また、車体側が上下に振動する際に、左右
の輪間距離が変化することがなく、タイヤトレッドの変
化によるタイヤの摩耗を生ずることがなく、これは車輪
側の振動を抑制することになるので好ましい。Further, when the vehicle body vibrates up and down, the distance between the left and right wheels does not change, and the tire does not wear due to the change in the tire tread. Is preferable.
【0023】更に、各荷重発生アクチュエータは、相応
する車輪のタイヤ位置に対して車両の長手方向にずらせ
て配置されていて車輪とはトルク伝達機構によって接続
されていると、サスペンションが占める空間は、車両の
車幅方向はもちろん、車高方向にも縮小することがで
き、車両を小型化し又は車両内の空間を有効に利用する
ことができる。Further, when each load generating actuator is arranged to be shifted in the longitudinal direction of the vehicle with respect to the tire position of the corresponding wheel, and is connected to the wheel by a torque transmitting mechanism, the space occupied by the suspension becomes The vehicle can be reduced not only in the vehicle width direction but also in the vehicle height direction, so that the vehicle can be downsized or the space in the vehicle can be effectively used.
【0024】特に、タイヤの上下変位及び上下変位速度
の外に、タイヤを変えることなく、車体の重心変位、重
心速度、重心加速度を重畳させるか手動操作を加えるこ
とによってサスペンションばね定数及びダンピング定数
を変化させると、車両の乗り心地を一層向上することが
できる上に、操縦性等の運動性能を向上することができ
る。In particular, the suspension spring constant and the damping constant can be changed by superimposing the displacement of the center of gravity, the speed of the center of gravity, and the acceleration of the center of gravity of the vehicle body without changing the tire in addition to the vertical displacement and the vertical displacement speed of the tire or by adding a manual operation. When it is changed, the ride comfort of the vehicle can be further improved, and at the same time, the exercise performance such as maneuverability can be improved.
【0025】また、手動操作で又は重心加速度に応じた
自動操作によってタイヤの上下変位の零基準点の変更量
を各タイヤの上下変位から減ずることによって車両の姿
勢を自由に調節することができ、これは、車両の旋回時
の限界モーメントが減少するのを防止して車両の操縦性
及び転倒性が向上し、制動時の車両の前のめりを防止し
て制動距離を縮小することができ、更に急発進時の車両
の後部の沈下を防止して乗り心地を向上することができ
る。Also, the vehicle attitude can be freely adjusted by reducing the amount of change of the zero reference point of the vertical displacement of the tire from the vertical displacement of each tire by manual operation or automatic operation according to the acceleration of the center of gravity. This is to prevent the limit moment of the vehicle from decreasing at the time of turning, thereby improving the maneuverability and fallability of the vehicle, preventing the vehicle from turning forward during braking, and reducing the braking distance. The sinking of the rear portion of the vehicle at the time of starting can be prevented, and the riding comfort can be improved.
【0026】特に重心移動が大きい商業車等の大型車
は、種々のモードの振動及び姿勢の変化が大きいが、発
進時及び制動時等の重心移動に応じてサスペンションば
ね定数及びダンピング定数を変化させると、その防振効
果及び姿勢制御が著しく大きく、従って特に大型車にき
わめて有効である。In particular, a large vehicle such as a commercial vehicle having a large center of gravity shift has a large change in vibration and posture in various modes, but changes the suspension spring constant and the damping constant according to the center of gravity shift at the time of starting and braking. In addition, the anti-vibration effect and attitude control are remarkably large, and therefore, it is very effective especially for a large vehicle.
【0027】各車輪に設けられている荷重発生アクチュ
エータが各制御パラメータに基づいて求められる発生荷
重を受ける複数の流体シリンダ群から成り、各流体シリ
ンダ群が振動モード別の流体シリンダを含み、これらの
複数の流体シリンダ群及び各流体シリンダ群内の流体シ
リンダが縦列されていると、それぞれの制御パラメータ
及び振動モード毎の発生荷重を容易に求めることができ
る上に応答性が向上し、従って迅速な反応性を有する高
い品質の制御系統を容易に設計することができる。The load generating actuator provided on each wheel is composed of a plurality of fluid cylinder groups that receive a generated load determined based on each control parameter, and each fluid cylinder group includes a fluid cylinder for each vibration mode. When the plurality of fluid cylinder groups and the fluid cylinders in each fluid cylinder group are arranged in tandem, the control parameters and the generated load for each vibration mode can be easily obtained, and the responsiveness is improved. A high-quality control system having reactivity can be easily designed.
【0028】[0028]
【発明の実施の形態】本発明に係わる車両のサスペンシ
ョン装置10の実施の形態を図面を参照して詳細に述べ
ると、図1及び図2は本発明に係わるサスペンション装
置10を概略的に示し、このサスペンション装置10
は、車両12の各車輪14A乃至14D(以下総体的に
符号14で表す)と車体16との間にそれぞれ配置され
た流体シリンダ(油圧シリンダ)から成る荷重発生アク
チュエータ18A乃至18D(以下総体的に符号18で
表す)と、各車輪14毎にタイヤの上下変位dを検出す
るタイヤ上下変位センサ20(図2参照)と、各車輪1
4毎にタイヤの上下変位速度vを検出するタイヤ上下変
位速度センサ22(図2参照)と、すべての車輪14の
タイヤ上下変位センサ20とタイヤ上下変位速度センサ
22との検出値を制御パラメータとし、この制御パラメ
ータに基づいて車体16が前後左右上下にバランスする
ように各車輪の荷重発生アクチュエータ18を制御する
制御系統26とを備えている。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment of a vehicle suspension apparatus 10 according to the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIGS. 1 and 2 schematically show a suspension apparatus 10 according to the present invention. This suspension device 10
Are load generating actuators 18A to 18D (hereinafter collectively referred to as “hydraulic cylinders”) arranged between respective wheels 14A to 14D of the vehicle 12 (hereinafter, generally denoted by reference numeral 14) and the vehicle body 16 respectively. A tire vertical displacement sensor 20 (refer to FIG. 2) for detecting a vertical displacement d of the tire for each wheel 14;
The detection values of the tire vertical displacement speed sensor 22 (see FIG. 2) for detecting the vertical displacement speed v of the tire every four wheels, and the detection values of the tire vertical displacement sensors 20 and the tire vertical displacement speed sensors 22 of all the wheels 14 are used as control parameters. And a control system 26 for controlling the load generating actuators 18 of the respective wheels so that the vehicle body 16 is balanced in the front-rear, left-right and up-down directions based on the control parameters.
【0029】制御系統26は、タイヤ上下変位d及びタ
イヤ上下変位速度vの外に、重心加速度g0の検出値を
受けて荷重発生アクチュエータ18を制御することもで
きる。この重心加速度g0は、図3に示すように、車両
12の左右対称の垂直面VF内で前後上下に配置された
4つの加速度センサ24から計算によって求められる
が、その詳細は図3を参照して後に述べる。The control system 26 can also control the load generating actuator 18 based on the detected value of the center-of-gravity acceleration g 0 in addition to the tire vertical displacement d and the tire vertical displacement speed v. As shown in FIG. 3, the center-of-gravity acceleration g 0 is obtained by calculation from four acceleration sensors 24 arranged in the front-rear and up-down directions within the symmetrical vertical plane VF of the vehicle 12, as shown in FIG. And will be described later.
【0030】本発明のサスペンション装置10の具体的
な形態を図4以下を参照して詳細に説明するが、図4乃
至図6は本発明が適用される非駆動系(後輪駆動車両の
前輪側)のサスペンション装置10の1つの前輪14A
に相応する装置部分10Aを示し、この装置部分10A
は、一方の前輪14Aを支持するスピンドル(車軸)3
0と荷重発生アクチュエータ18との間でトルクを伝達
するトルク伝達機構28を備えている。他方の前輪14
Bに相応する装置部分も装置部分10Aと全く同様に構
成されている。A specific embodiment of the suspension device 10 of the present invention will be described in detail with reference to FIG. 4 and the following figures. FIGS. 4 to 6 show a non-drive system (a front wheel of a rear wheel drive vehicle) to which the present invention is applied. Side) one front wheel 14A of the suspension device 10
10A corresponding to FIG.
Is a spindle (axle) 3 that supports one front wheel 14A.
A torque transmission mechanism 28 for transmitting a torque between the zero and the load generating actuator 18 is provided. The other front wheel 14
The device part corresponding to B is constructed in exactly the same way as the device part 10A.
【0031】スピンドル30は、特に、図5に示すよう
に、略C字形のスピンドルハンガー31を一体に有し、
このスピンドルハンガー31は、その上下に揺動ピン3
2、32’を有し、これらの揺動ピン32、32’は、
アッパー支持ステー34のボス部36とロア支持ステー
34’のボス部36’との間でボス部36、36’の内
面に設けられたキー38、38’によって回転不能であ
るが摺動可能に支持された上下のブッシュ状の摺動部材
40、40’に係入してスピンドルハンガー31を揺動
自在に支持している。従って、スピンドル30は、上下
の摺動部材40、40’の軸線を中心にして揺動して車
両のステアリング操作によって前輪14A(又は14
B)を車両の旋回方向に向けることができるようになっ
ている。なお、上下の支持ステー34、34’は、図4
に示すように、二股状のアームから成り、それぞれのア
ームの先端のフランジ34a、34’aを図示しない車
体にねじ止めして車体に取付けられている。なお、図4
乃至図7において符号40a、40’aは、それぞれ上
下の摺動部材40、40’の外面に縦方向に設けられて
キー38、38’が係入するキー溝である。As shown in FIG. 5, the spindle 30 has a substantially C-shaped spindle hanger 31 integrally therewith.
The spindle hanger 31 has a swing pin 3
2, 32 ', and these rocking pins 32, 32'
Keys 38, 38 'provided on the inner surfaces of the bosses 36, 36' between the boss 36 of the upper support stay 34 and the boss 36 'of the lower support stay 34' make it non-rotatable but slidable. The spindle hanger 31 is swingably supported by being engaged with the supported upper and lower bush-shaped sliding members 40 and 40 ′. Accordingly, the spindle 30 swings about the axis of the upper and lower sliding members 40 and 40 ', and the front wheel 14A (or 14
B) can be directed in the turning direction of the vehicle. The upper and lower support stays 34, 34 'are shown in FIG.
As shown in the figure, the arm is composed of forked arms, and the flanges 34a and 34'a at the ends of the arms are screwed to a vehicle body (not shown) and attached to the vehicle body. FIG.
7 to FIG. 7, reference numerals 40a and 40'a denote key grooves provided on the outer surfaces of the upper and lower sliding members 40 and 40 ', respectively, in the vertical direction, and into which the keys 38 and 38' are engaged.
【0032】トルク伝達機構28は、上下の支持ステー
34、34’のそれぞれ相対する端部に取り付けられた
上下の水平取付片43、43’を有するスピンドル側可
動部材42と、荷重発生アクチュエータ14に取り付け
られた水平取付片44aを有するアクチュエータ側可動
部材44と、これら可動部材42及び44を相互に連動
する連動手段46とから成っている。The torque transmission mechanism 28 includes a spindle-side movable member 42 having upper and lower horizontal mounting pieces 43 and 43 ′ attached to opposed ends of upper and lower support stays 34 and 34 ′, and a load generating actuator 14. It comprises an actuator-side movable member 44 having an attached horizontal mounting piece 44a, and interlocking means 46 for interlocking these movable members 42 and 44 with each other.
【0033】スピンドル側可動部材42の水平取付片4
3、43’は、それぞれブッシュ状摺動部材40を抱き
止めてこの摺動部材40に支持されたボス45、45’
を有する。これらのボス45、45’は、2つ割のボス
半部45A、45B、45’A、45’Bから成り、こ
れらのボス半部45A、45Bは、その中にブッシュ状
摺動部材40、40’を抱き込むようにしてそのフラン
ジ45a、45bを相互にねじ止めして摺動部材40、
40’に支持されている。The horizontal mounting piece 4 of the movable member 42 on the spindle side
Bosses 45, 45 'supported by the sliding member 40 by holding the bush-shaped sliding member 40, respectively.
Having. These bosses 45, 45 'consist of two boss halves 45A, 45B, 45'A, 45'B, and these boss halves 45A, 45B have bush-like sliding members 40, 45B therein. The flanges 45a, 45b are screwed to each other so as to hold the sliding member 40 '.
It is supported by 40 '.
【0034】従って、スピンドル側可動部材42は、上
下の摺動部材40、40’を支持する上下の支持ステー
34、34’によって車体16に対して水平方向の変位
が拘束され、また同様にしてアクチュエータ側可動部材
44は、上下の前後に設けられたローラ48A、48B
及び48’A、48’Bによって車体16に対して水平
方向の変位が拘束されている。Accordingly, the spindle side movable member 42 is restrained from being displaced in the horizontal direction with respect to the vehicle body 16 by the upper and lower support stays 34 and 34 'for supporting the upper and lower sliding members 40 and 40'. The actuator-side movable member 44 includes rollers 48A and 48B provided in front and rear directions.
And 48′A, 48′B restrict the displacement in the horizontal direction with respect to the vehicle body 16.
【0035】連動手段46は、図示の形態では、可動部
材42及び44の外面に設けられたラック50、52
と、これらのラック50、52にアイドラーギヤ54、
56を介して噛み合うピニオンギヤ58、60を有する
トルク伝達軸62とから成っている。タイヤ上下変位セ
ンサ20及びタイヤ上下変位速度センサ22は、トルク
伝達軸62に設けられている。In the illustrated embodiment, the interlocking means 46 includes racks 50, 52 provided on the outer surfaces of the movable members 42 and 44.
And an idler gear 54,
And a torque transmission shaft 62 having pinion gears 58 and 60 meshing with each other via a gear 56. The tire vertical displacement sensor 20 and the tire vertical displacement speed sensor 22 are provided on the torque transmission shaft 62.
【0036】後輪駆動車両の他方の前輪14Bを懸架す
る装置部分も図3乃至図7の装置部分10Aと同様の構
成を有するのでその説明は省略する。なお、図4におい
て符号63は、三角形頂点の上下左右方向の平行移動を
拘束するが三角形頂点のまわりの回転移動を許容する軸
受け取付位置を示す。The device for suspending the other front wheel 14B of the rear-wheel drive vehicle also has the same configuration as the device 10A of FIGS. 3 to 7, and a description thereof will be omitted. In FIG. 4, reference numeral 63 denotes a bearing attachment position that restricts parallel movement of the triangle vertex in the vertical and horizontal directions, but allows rotational movement around the triangle vertex.
【0037】次に、駆動系(後輪駆動車両の駆動側であ
る後輪14C、14D)のサスペンション装置10CD
が図8乃至図11に示されており、このサスペンション
装置10CDは、装置部分10Aと実質的に同じである
が、後輪14C、14Dを駆動する駆動軸64がスピン
ドルハンガー31を貫通して支持されており、この駆動
軸64は、図示しない差動歯車装置を介してそれぞれの
車輪14C、14Dを支持している点で装置部分10A
とは異なる。装置部分10Aと同じ部分は同じ符号を付
している。Next, a suspension device 10CD of a drive system (the rear wheels 14C and 14D on the drive side of the rear wheel drive vehicle).
This suspension device 10CD is substantially the same as the device portion 10A, except that a drive shaft 64 for driving the rear wheels 14C and 14D is supported through the spindle hanger 31. The drive shaft 64 supports the respective wheels 14C and 14D via a differential gear device (not shown), so that the device portion 10A
And different. The same portions as those of the device portion 10A are denoted by the same reference numerals.
【0038】特に、図9から解るように、スピンドル側
可動部材42が駆動軸64に干渉することがないよう
に、この可動部材42は、駆動軸64から横方向にずれ
た位置で上下の支持ステー34、34’に支持されてい
る。また、図8及び図9から解るように、駆動軸64が
トルク伝達軸62に干渉することがないように、駆動軸
64はトルク伝達軸62に対して立体交差している。な
お、図9において符号65は、三角形の下方のコロによ
って左右方向の移動を許容する軸受け取付位置を示す。In particular, as can be seen from FIG. 9, the movable member 42 is vertically supported at a position shifted laterally from the drive shaft 64 so that the spindle-side movable member 42 does not interfere with the drive shaft 64. It is supported by stays 34, 34 '. 8 and 9, the drive shaft 64 crosses the torque transmission shaft 62 in a three-dimensional manner so that the drive shaft 64 does not interfere with the torque transmission shaft 62. In FIG. 9, reference numeral 65 denotes a bearing attachment position at which movement in the left-right direction is allowed by rollers below the triangle.
【0039】非駆動系及び駆動系のサスペンション装置
10A、10CDを備えた車両12が振動を受けて各車
輪14のタイヤが上下変位すると、この上下の変位及び
変位速度は、スピンドル30、スピンドルハンガー31
及び上下の支持ステー34、34’を介して可動部材4
2に伝達され、更にラック50、アイドラーギヤ54及
びピニオンギヤ58を介してトルク伝達軸62に伝達さ
れる。従って、各車輪14のタイヤの上下変位d及び上
下変位速度vは、このトルク伝達軸62に設けられてい
る上下変位センサ20及び上下変位速度センサ22によ
って検出され、この検出値は、制御系統26に入力され
る。When the vehicle 12 having the non-drive system and the drive system suspension devices 10A and 10CD is subjected to vibration and the tires of the respective wheels 14 are vertically displaced, the up-and-down displacement and the displacement speed become the spindle 30 and the spindle hanger 31.
And movable member 4 via upper and lower support stays 34, 34 '.
2, and further transmitted to the torque transmission shaft 62 via the rack 50, the idler gear 54, and the pinion gear 58. Therefore, the vertical displacement d and the vertical displacement speed v of the tire of each wheel 14 are detected by the vertical displacement sensor 20 and the vertical displacement speed sensor 22 provided on the torque transmission shaft 62. Is input to
【0040】上下変位センサ20は、例えば、光、磁気
又は静電容量の変化を利用してトルク伝達軸62の上下
方向の位置の微妙な変化を検出することができるリニア
エンコーダから成っており、また上下変位速度センサ2
2は、例えば、周期的な凹凸、光学的スリット又はNS
交互の磁気的変化を機械的、光学的又は磁気的に検出す
るスケール速度計又はドップラ効果を利用した速度計か
ら成っている。The vertical displacement sensor 20 is composed of, for example, a linear encoder capable of detecting a subtle change in the vertical position of the torque transmission shaft 62 using a change in light, magnetism or capacitance. Vertical displacement speed sensor 2
2, for example, periodic irregularities, optical slits or NS
It consists of a scale velocimeter that detects alternating magnetic changes mechanically, optically or magnetically or a velocimeter using the Doppler effect.
【0041】重心加速度Gaを求める図3の加速度セン
サ24は、例えば、重りからの力を受けて圧電効果によ
って加速度を検出する圧電型加速度計から成っている。
重心位置Gでの加速度g0は、4つの加速度センサ24
からの検出値g1乃至g4、各加速度センサ24の路面か
らの高さh1乃至h4、重心Gの路面からの高さh、各加
速度センサ24の重心位置Gからの前後方向の距離
W1、W2(後部上下の加速度センサの距離W1は同じで
あり、また同様に前部上下の加速度センサの距離W2は
同じである)から制御系統26によって次の数式(1)
から計算して求められる。The acceleration sensor 24 shown in FIG. 3 for obtaining the center-of-gravity acceleration Ga is composed of, for example, a piezoelectric accelerometer for detecting acceleration by a piezoelectric effect under the force of a weight.
The acceleration g 0 at the position G of the center of gravity is represented by four acceleration sensors 24
Detection values g 1 to g 4 from the height h 1 to h 4 from the road surface of the acceleration sensor 24, the height h from the road surface of the center of gravity G, the distance in the longitudinal direction from the gravity center position G of the acceleration sensor 24 The following equation (1) is obtained by the control system 26 from W 1 , W 2 (the distance W 1 between the upper and lower acceleration sensors is the same, and the distance W 2 between the upper and lower acceleration sensors is also the same).
Is calculated from
【0042】[0042]
【数1】 (Equation 1)
【0043】制御系統26は、図12に示すように、セ
ンサ20、22及び24からの信号(検出値)と運転者
が手動操作によって設定する設定信号(ばね定数及び減
衰係数の目標値)とを受けて車体16が前後左右上下に
バランスするように各荷重発生アクチュエータ18を制
御する制御信号を発生するマイクロコンピュータ66か
ら成っている。なお、図12において符号68はセンサ
20乃至26の出力がアナログ信号である場合にA/D
変換するA/D変換器、また符号68’は荷重発生アク
チュエータ18の油圧制御回路がアナログ回路である場
合に制御信号をD/A変換するD/A変換器である。ま
た符号70I、70Oはそれぞれマイクロコンピュータ
66の入力ポート及び出力ポートである。As shown in FIG. 12, the control system 26 includes signals (detected values) from the sensors 20, 22, and 24 and setting signals (target values of the spring constant and the damping coefficient) set by the driver manually. The microcomputer 66 includes a microcomputer 66 for generating a control signal for controlling each load generating actuator 18 so as to balance the vehicle body 16 in the front, rear, left, right, up and down directions. In FIG. 12, reference numeral 68 denotes an A / D signal when the outputs of the sensors 20 to 26 are analog signals.
An A / D converter for converting, and reference numeral 68 'denotes a D / A converter for D / A converting a control signal when the hydraulic control circuit of the load generating actuator 18 is an analog circuit. Reference numerals 70I and 70O denote input ports and output ports of the microcomputer 66, respectively.
【0044】荷重発生アクチュエータ18A乃至18D
(図13では総体的に符号18で示されている)は、図
13及び図14に示すように、電気モータ72によって
駆動される油圧ポンプ74から油圧を受け、またマイク
ロコンピュータ66から各荷重発生アクチュエータ18
A乃至18Dをそれぞれ制御する制御信号を受ける制御
弁76を含む油圧回路78A乃至78D(図1参照)に
よって起動される。制御弁76は、各荷重発生アクチュ
エータ毎に設けられており、マイクロコンピュータ66
からの指令に基づいて相応する荷重発生アクチュエータ
18A乃至18Dを制御するが、マイクロコンピュータ
66からの指令と荷重発生アクチュエータ18A乃至1
8Dの発生荷重とが比例関係となるように設定される。Load generating actuators 18A to 18D
13 receives the hydraulic pressure from a hydraulic pump 74 driven by an electric motor 72 and generates each load from a microcomputer 66, as shown in FIGS. Actuator 18
It is activated by hydraulic circuits 78A to 78D (see FIG. 1) including control valves 76 which receive control signals for controlling A to 18D, respectively. The control valve 76 is provided for each load generating actuator.
The corresponding load generating actuators 18A to 18D are controlled based on the command from the microcomputer 66, but the commands from the microcomputer 66 and the load generating actuators 18A to 18D are controlled.
The load is set so as to be proportional to the generated load of 8D.
【0045】マイクロコンピュータ66は、センサ2
0、22及び24からのセンサ信号と手動操作によって
設定された設定信号とを読み込んで出力装置である荷重
発生アクチュエータ18の発生荷重を計算し、その左右
の油圧シリンダ室の圧力差によってピストンに荷重を発
生させる。この発生荷重の計算は、後に述べる数式(4
7)乃至(50)によって行われる。The microcomputer 66 includes the sensor 2
By reading the sensor signals from 0, 22 and 24 and the setting signal set by manual operation, the load generated by the load generating actuator 18 which is the output device is calculated, and the load is applied to the piston by the pressure difference between the left and right hydraulic cylinder chambers. Generate. The calculation of the generated load is performed by the following equation (4).
7) to (50).
【0046】次に、本発明のサスペンション装置10の
具体的動作を各荷重発生アクチュエータ18の発生荷重
と各タイヤの上下変位及び上下変位速度との関係と共に
以下に述べる。Next, the specific operation of the suspension device 10 of the present invention will be described below together with the relationship between the load generated by each load generating actuator 18, the vertical displacement of each tire, and the vertical displacement speed.
【0047】先ず、荷重発生アクチュエータ18の発生
荷重と各タイヤの上下変位及び上下変位速度は、一般に
用いられる次の固有方程式である数式(2)及び(3)
のようになる。なお、数式(2)及び(3)で用いられ
る記号は次の通りである。 (Zj)変位ベクトル (Mij)質量テンソル(Ki
j)剛性テンソル (Pj)荷重ベクトル (ω)固有振動数 (Iij)
単位テンソル (添字i、j、k、l、m)自然数First, the load generated by the load generating actuator 18 and the vertical displacement and the vertical displacement speed of each tire are expressed by the following natural equations (2) and (3).
become that way. The symbols used in the equations (2) and (3) are as follows. (Zj) Displacement vector (Mij) Mass tensor (Ki
j) Stiffness tensor (Pj) Load vector (ω) Natural frequency (Iij)
Unit tensor (subscript i, j, k, l, m) natural number
【0048】[0048]
【数2】 (Equation 2)
【0049】[0049]
【数3】 (Equation 3)
【0050】Pi=KijZjとおくと、次の数式
(4)及び(5)のようになって固有振動数の固有モー
ドが求められる。If Pi = KijZj, the eigenmode of the eigenfrequency is obtained as in the following equations (4) and (5).
【0051】[0051]
【数4】 (Equation 4)
【0052】[0052]
【数5】 (Equation 5)
【0053】一方、任意荷重は、任意の変位における固
有モード変位と同様に固有モード荷重の重畳和として表
される。次に、理想的車両の車体側(ばね上)の強制荷
重運動方程式は、次の数式(6)乃至(8)で表され
る。なお、数式(6)乃至(8)で用いられている記号
は、それぞれ次の通りである。 (Z)バウンシング量 (θx)ロール角 (θy)ピ
ッチ角 (F)強制外力 (M)強制モーメント (MPb)車
体側質量 (CR)重心ローリングモード減衰係数 (KR)重心ローリングモードばね定数 (CP)重心ピッチングモード減衰係数 (KP)重心ピッチングモードばね定数 (Ippr)(=Ipro + MPpb・h2)車体側
ロール慣性モーメント (Ipro)重心周りの車体側ロール慣性モーメント (Ipp)(=Ippo + Mpb・h2)車体側ピ
ッチ慣性モーメント (Ippo) 重心周りの車体側ピッチ慣性モーメント (添字p)ピッチング (添字B)バウンシング (添
字R)ローリング (添字L)左側 (添字R) 右側 (添字f)前輪
(添字r)後輪 (添字x)車両の前方向座標 (添字y)車両の左方向
座標 (添字z)車両の上方向座標On the other hand, the arbitrary load is expressed as a superposition sum of the eigenmode loads similarly to the eigenmode displacement at an arbitrary displacement. Next, a forced load motion equation on the vehicle body side (spring-up) of the ideal vehicle is expressed by the following equations (6) to (8). The symbols used in equations (6) to (8) are as follows. (Z) bouncing amount ([theta] x) roll angle ([theta] y) pitch angle (F) forcing the external force (M) Forced moment (M P b) vehicle body mass (C R) centroid rolling modal damping factor (K R) centroid rolling mode spring constant (C P) centroid pitching mode damping coefficient (K P) centroid pitching mode spring constant (ippr) (= ipro + M P pb · h 2) the vehicle body side roll moment of inertia (iPrO) centroid vehicle body roll moment of inertia around ( Ipp) (= Ippo + Mpb · h 2 ) Vehicle-side pitch inertia moment (Ippo) Vehicle-side pitch inertia moment around center of gravity (Subscript p) Pitching (Subscript B ) Bouncing (Subscript R ) Rolling (Subscript L ) Left (Subscript R ) ) Right side (subscript f) Front wheel
(Subscript r) rear wheel (subscript x) forward coordinate of vehicle (subscript y) leftward coordinate of vehicle (subscript z) upward coordinate of vehicle
【0054】[0054]
【数6】 (Equation 6)
【0055】[0055]
【数7】 (Equation 7)
【0056】[0056]
【数8】 (Equation 8)
【0057】各タイヤの上下変位センサ20で検出され
た上下変位d及び上下変位速度センサ22で検出された
上下変位速度vから数式(6)乃至式(8)を書き換え
ると、バウンシングについては数式(9)(10)、ロ
ーリングについては数式(11)(12)及びピッチン
グについては数式(13)(14)のようになる。な
お、数式(9)乃至(14)で用いられている記号は、
次の通りである。 (H)タイヤトレッド (Wf)重心位置から前輪車軸
までの距離 (Wr)重心位置から後輪車軸までの距離 (WB=Wf+Wr)ホイールベース(軸距)When the equations (6) to (8) are rewritten from the vertical displacement d detected by the vertical displacement sensor 20 and the vertical displacement speed v detected by the vertical displacement speed sensor 22 for each tire, the bouncing is represented by the following equation: 9) and (10), equations for rolling are given by equations (11) and (12), and pitching are given by equations (13) and (14). The symbols used in equations (9) to (14) are:
It is as follows. (H) Tire tread (Wf) Distance from center of gravity position to front wheel axle (Wr) Distance from center of gravity position to rear wheel axle (WB = Wf + Wr) Wheelbase (axle distance)
【0058】[0058]
【数9】 (Equation 9)
【0059】[0059]
【数10】 (Equation 10)
【0060】[0060]
【数11】 [Equation 11]
【0061】[0061]
【数12】 (Equation 12)
【0062】[0062]
【数13】 (Equation 13)
【0063】[0063]
【数14】 [Equation 14]
【0064】数式(6)と数式(9)及び(10)とか
ら車体側重心バウンシングモードの慣性力は、次の数式
(15)で表され、また図15に示す車体側スケルトン
モデルから車体側重心バウンシングモードの慣性力は、
各タイヤ反力のアクチュエータ発生荷重で表すと、数式
(16)の通りとなる。なお、数式(15)(16)で
用いられる記号は次の通りである。 (CB)重心バウンシングモード減衰係数 (KB)重心バウンシングモードばね定数 (PfR)右前輪側のアクチュエータ発生荷重 (PfL)左前輪側のアクチュエータ発生荷重 (PrR)右後輪側のアクチュエータ発生荷重 (PrL)左後輪側のアクチュエータ発生荷重From the equations (6), (9) and (10), the inertia force in the vehicle-body-side center-of-gravity bouncing mode is represented by the following equation (15). Further, from the vehicle-body-side skeleton model shown in FIG. The inertia of the center of gravity bouncing mode is
When each tire reaction force is represented by the load generated by the actuator, the expression (16) is obtained. The symbols used in equations (15) and (16) are as follows. (C B) barycenter bouncing mode damping coefficient (K B) barycenter bouncing mode spring constant (Pf R) right front side of the actuator generated load (Pf L) the left front wheel side of the actuator generated load (Pr R) of the right rear wheel side actuator Generated load (Pr L ) Load generated by the actuator on the left rear wheel side
【0065】[0065]
【数15】 (Equation 15)
【0066】[0066]
【数16】 (Equation 16)
【0067】同様にして、数式(7)と数式(11)及
び(12)とから車体側ローリングモードの慣性力は、
数式(17)の通りとなり、また図15の車体側スケル
トンモデルから車体側ローリングモードの慣性力は、数
式(18)の通りとなる。Similarly, from the equations (7) and (11) and (12), the inertia force in the vehicle body side rolling mode is
Equation (17) is obtained, and the inertial force in the vehicle body-side rolling mode from the vehicle body-side skeleton model in FIG. 15 is expressed by equation (18).
【0068】[0068]
【数17】 [Equation 17]
【0069】[0069]
【数18】 (Equation 18)
【0070】同様にして、式(8)と式(13)及び
(14)とから車体側ピッチングモードの慣性力は、式
(19)の通りとなり、また図15の車体側スケルトン
モデルから式(20)の通りとなる。Similarly, from the equations (8), (13) and (14), the inertia force in the vehicle body side pitching mode is as shown in equation (19), and the equation (19) is obtained from the vehicle body side skeleton model of FIG. 20).
【0071】[0071]
【数19】 [Equation 19]
【0072】[0072]
【数20】 (Equation 20)
【0073】重心負荷ベクトルをモード荷重ベクトルで
表すと、数式(21)の通りである。When the center-of-gravity load vector is represented by a mode load vector, the equation (21) is obtained.
【0074】[0074]
【数21】 (Equation 21)
【0075】数式(21)の右辺の第1項乃至第3項
は、それぞれバウンシングモード、ローリングモード及
びピッチングモードの荷重である。数式(16)、(1
8)及び(20)とバウンシングモード単独の荷重及び
アクチュエータ発生荷重成分P BfR、PBfL、PBrR、
PBrLとの対称性、即ちPBfR=PBfL、PBrR=PB
rLからこれらの荷重成分は、次の数式(22)(2
3)の通りとなる。The first to third terms on the right side of equation (21)
Are the bouncing mode, rolling mode and
And load in pitching mode. Equations (16), (1
8) and (20) and the load of the bouncing mode alone and
Actuator generated load component P BfR, PBfL, PBrR,
PBrLSymmetry, ie, PBfR= PBfL, PBrR= PB
rLFrom these, the load components are given by the following equations (22) (2)
3)
【0076】[0076]
【数22】 (Equation 22)
【0077】[0077]
【数23】 (Equation 23)
【0078】同様に、数式(16)、(18)及び(2
0)とローリングモード単独の荷重及びアクチュエータ
発生荷重成分PRfR、PRfL、PRrR、PRrLの前後の
荷重の釣り合い、即ちPRfL=(Wr/Wf)PRrL、
PRfR=(Wr/Wf)PRrRからこれらの荷重成分
は、次の数式(24)(25)の通りとなる。Similarly, equations (16), (18) and (2)
0) a rolling mode alone of the load and the actuator generating load component P R f R, P R f L, P R r R, P R r before and after the load balance of L, that P R f L = (Wr / Wf) P R r L,
P R f R = (Wr / Wf) P R r from R of load components, the following equation (24) (25).
【0079】[0079]
【数24】 (Equation 24)
【0080】[0080]
【数25】 (Equation 25)
【0081】同様に、数式(16)、(18)及び(2
0)とピッチングモード単独の荷重及びアクチュエータ
発生荷重成分PPfR、PPfL、PPrR、PPrLトの対称
性、即ちPPfR=PPfL、PPrR=PPrLからこれらの
荷重成分は、次の数式(26)(27)の通りとなる。Similarly, equations (16), (18) and (2)
0) and the load and the actuator generating load component of the pitching mode alone P P f R, P P f L, P P r R, P P r L DOO symmetry, i.e. P P f R = P P f L, P P From r R = P P r L , these load components are represented by the following equations (26) and (27).
【0082】[0082]
【数26】 (Equation 26)
【0083】[0083]
【数27】 [Equation 27]
【0084】従って、各車輪に相応するアクチュエータ
発生荷重の合成値は、次の数式(28)乃至(31)の
通りとなる。Therefore, the combined value of the load generated by the actuator corresponding to each wheel is given by the following equations (28) to (31).
【0085】[0085]
【数28】 [Equation 28]
【0086】[0086]
【数29】 (Equation 29)
【0087】[0087]
【数30】 [Equation 30]
【0088】[0088]
【数31】 (Equation 31)
【0089】数式(15)(17)(19)を数式(2
2)乃至(31)に代入してaB1乃至aB3を数式(3
2)乃至(34)のようにおき、aR1乃至aR3を数式
(35)乃至(37)のようにおき、またaPを数式
(38)のようにおく。Equations (15), (17), and (19) are replaced by Equation (2).
A B1 to a B3 are substituted into Equations (2) to (31) to obtain Equation (3).
2) to (34), a R1 to a R3 are set as in equations (35) to (37), and a P is set as in equation (38).
【0090】[0090]
【数32】 (Equation 32)
【0091】[0091]
【数33】 [Equation 33]
【0092】[0092]
【数34】 (Equation 34)
【0093】[0093]
【数35】 (Equation 35)
【0094】[0094]
【数36】 [Equation 36]
【0095】[0095]
【数37】 (37)
【0096】[0096]
【数38】 (38)
【0097】従って、各車輪に相応するアクチュエータ
発生荷重の計算値は、次の数式(39)乃至(42)の
通りとなる。Therefore, the calculated values of the load generated by the actuator corresponding to each wheel are given by the following equations (39) to (42).
【0098】[0098]
【数39】 [Equation 39]
【0099】[0099]
【数40】 (Equation 40)
【0100】[0100]
【数41】 [Equation 41]
【0101】[0101]
【数42】 (Equation 42)
【0102】これを従来技術のショックアブゾーバとば
ねとの組み合わせによるサスペンション特性と比較する
ために、この従来技術による各車輪毎の発生荷重を求め
ると、次の式(43)乃至(46)の通りである。な
お、式(43)乃至(46)に用いられている記号は次
の通りである。 (Cf)現行車両の前輪ダンパー特性値 (Cr)現行車両の後輪ダンパー特性値 (Kf)現行車両の前輪ばね定数 (Ks)現行車両の前輪スタビライザばね定数To compare this with the suspension characteristics of a prior art combination of a shock absorber and a spring, the load generated for each wheel according to this prior art is calculated by the following equations (43) to (46). It is on the street. The symbols used in equations (43) to (46) are as follows. (Cf) Front wheel damper characteristic value of the current vehicle (Cr) Rear wheel damper characteristic value of the current vehicle (Kf) Front wheel spring constant of the current vehicle (Ks) Front wheel stabilizer spring constant of the current vehicle
【0103】[0103]
【数43】 [Equation 43]
【0104】[0104]
【数44】 [Equation 44]
【0105】[0105]
【数45】 [Equation 45]
【0106】[0106]
【数46】 [Equation 46]
【0107】数式(39)乃至(42)を各モードの減
衰係数及びばね定数である振動パラメータCB、CR、C
P、KB、KR、KP毎に整理すると、次の式(47)乃至
(50)の通りとなる。Equations (39) to (42) are converted to vibration parameters C B , C R , and C which are the damping coefficient and the spring constant of each mode.
P, K B, K R, and rearranging each K P, the following equation (47) to (50).
【0108】[0108]
【数47】 [Equation 47]
【0109】[0109]
【数48】 [Equation 48]
【0110】[0110]
【数49】 [Equation 49]
【0111】[0111]
【数50】 [Equation 50]
【0112】各車輪の実発生荷重は、上記数式(47)
(48)(49)(50)で求められた荷重に各車両の
静止時の分担荷重を重畳して合成したものであり、制御
系統26内のマイクロコンピュータ66は、この合成荷
重を各荷重発生アクチュエータに作用するように制御す
る。非駆動系及び駆動系のいずれのサスペンション装置
でも、タイヤの上下変位の入力荷重とアクチュエータの
発生荷重とが重畳するか差し引かれて車体側が安定した
姿勢となるように制御される。The actual load generated on each wheel is calculated by the above equation (47).
(48) The load obtained in (49) and (50) is superimposed on the load shared by each vehicle when the vehicle is at rest, and is synthesized. The microcomputer 66 in the control system 26 generates this load by generating each load. Control to act on the actuator. In both suspension systems of the non-drive system and the drive system, the input load of the vertical displacement of the tire and the load generated by the actuator are superimposed or subtracted, and the vehicle body is controlled to have a stable posture.
【0113】本発明のサスペンション装置を備えた車両
において、左前輪に上下変位dfLが発生したが、その
他の車輪に上下変位が発生していないものとし、ローリ
ングモード及びピッチングモードでの減衰係数及びばね
定数が零であるとすると、各車輪のアクチュエータ発生
荷重が求められた上記の数式(47)乃至(50)は、
それぞれ次の数式(51)乃至(54)で表される。In the vehicle equipped with the suspension device of the present invention, it is assumed that the vertical displacement dfL has occurred on the left front wheel, but the vertical displacement has not occurred on the other wheels, and the damping coefficient and the spring in the rolling mode and the pitching mode have been changed. Assuming that the constant is zero, the above equations (47) to (50) in which the actuator generated load of each wheel is obtained,
These are represented by the following equations (51) to (54), respectively.
【0114】[0114]
【数51】 (Equation 51)
【0115】[0115]
【数52】 (Equation 52)
【0116】[0116]
【数53】 (Equation 53)
【0117】[0117]
【数54】 (Equation 54)
【0118】従って、 PfL=PfR、PrL=PrR (PfL+PfR)Wf=(PrL+PrR)Wr となり、重心の周りに回転モーメントが生じないことが
解る。Therefore, Pf L = Pf R , Pr L = Pr R (Pf L + Pf R ) Wf = (Pr L + Pr R ) Wr, and it is understood that no rotational moment is generated around the center of gravity.
【0119】例えば、スタビライザを有しない従来技術
の独立懸架方式の装置において、1つの車輪の上下変位
に基づくサスペンションばねの撓みによる上下荷重P1
に対して他の隣の車輪でのサスペンションばねの撓みに
よる上下荷重P2がP2<P1とバランスをくずすた
め、重心位置からのオフセット量に基づいて腕の長さに
対して懸架ばねの撓みによる上下荷重Pが発生し、重心
位置からのオフセット量を腕の長さとして重心の周りに
回転モーメントが発生するが。本発明によれば、上記の
ように、この回転モーメントが打ち消されるようにすべ
ての車輪を制御するので有利であることが解る。For example, in a conventional independent suspension type device having no stabilizer, a vertical load P1 due to the deflection of a suspension spring based on the vertical displacement of one wheel.
On the other hand, the vertical load P2 due to the deflection of the suspension spring at the other adjacent wheel breaks the balance of P2 <P1, and therefore the vertical load caused by the deflection of the suspension spring with respect to the arm length based on the offset amount from the center of gravity. A load P is generated, and a rotational moment is generated around the center of gravity using the amount of offset from the position of the center of gravity as the length of the arm. According to the present invention, as described above, it is advantageous that all the wheels are controlled so that this rotational moment is canceled.
【0120】数式(47)乃至(50)において車両走
行中に、ドライバーが手動で各モードでの減衰係数及び
ばね係数であるCB、CR、CP、KB、KR、KPを可変す
ることによって車体側の姿勢を一層安定するように制御
することができる。これらは、また、既に述べたよう
に、各タイヤの上下変位d及び上下変位速度vの外に、
車両の旋回時、急制動時及び急発進時等には、重心加速
度g0を制御パラメータとして各車輪の荷重発生アクチ
ュエータを制御することができる。In Formulas (47) to (50), while the vehicle is running, the driver manually sets the damping coefficients and the spring coefficients C B , C R , C P , K B , K R , and K P in each mode. By varying, the posture on the vehicle body side can be controlled to be more stable. These also, as already mentioned, besides the vertical displacement d and the vertical displacement speed v of each tire,
When the vehicle turns, the sudden braking and sudden acceleration or the like, it is possible to control the load generating actuator of each wheel gravity acceleration g 0 as control parameters.
【0121】このようにすると、急旋回時の車両の限界
モーメントの減少を防止して転倒性を向上し、また急制
動時の後輪の浮き上がりを防止して安定性と制動性とを
向上し、更に急発進時の後部の沈下による乗り心地の悪
化を防止することができる。In this way, it is possible to prevent a decrease in the limit moment of the vehicle at the time of a sharp turn, thereby improving the overturning property, and preventing the rear wheels from rising during the sudden braking to improve the stability and the braking performance. In addition, it is possible to prevent the ride comfort from deteriorating due to the sinking of the rear portion at the time of sudden start.
【0122】既に述べたように、各荷重発生アクチュエ
ータ18は、相応する車輪14のタイヤ位置に対して車
両の長手方向の前後にずらせ、例えばタイヤ位置に対し
て長手方向の内側に配置することができ(図1、図4及
び図8参照)、従ってサスペンション装置10が占める
空間は、車両12の車幅方向はもちろん、車高方向にも
縮小することができ、車両12を小型化し又は車両12
内の空間を有効に利用することができる。これは、例え
ば、独立懸架方式の従来技術の装置では、ショックアブ
ゾーバの上部固定位置を確保するために車両のボンネッ
トの上下位置が制限され、またリンクアーム長を確保す
るのに必要な車幅方向の空間があることと比較すると、
有利であることが解る。As already mentioned, each load-generating actuator 18 can be shifted back and forth in the longitudinal direction of the vehicle with respect to the tire position of the corresponding wheel 14, for example to be arranged longitudinally inward with respect to the tire position. (See FIGS. 1, 4 and 8), the space occupied by the suspension device 10 can be reduced not only in the vehicle width direction but also in the vehicle height direction.
The space inside can be used effectively. This is because, for example, in the prior art device of the independent suspension type, the vertical position of the hood of the vehicle is limited to secure the upper fixed position of the shock absorber, and the vehicle width required to secure the link arm length is Compared to having a space in the direction,
It turns out to be advantageous.
【0123】更に、車両のローリング時にタイヤは車体
の上下方向に平行に上下するので、ローリング時でも輪
間距離は不変であり、また車両のバウンシング時及びピ
ッチング時にはタイヤトレッドは輪間距離と一致するの
で、タイヤトレッドの変更によるタイヤの摩耗を生ずる
ことがない。これは、従来技術の独立懸架式ではリンク
アームを用いているので、バウンシング、ピッチング時
にリンクアームの回転によってタイヤトレッドが変化
し、タイヤが摩耗する傾向があるのと比較すると、著し
く優れていることが解る。Furthermore, since the tires move up and down in parallel with the vertical direction of the vehicle body when rolling the vehicle, the distance between the wheels remains unchanged even when rolling, and the tire tread coincides with the distance between the wheels during bouncing and pitching of the vehicle. Therefore, the tire is not worn due to the change of the tire tread. This is because the link arm is used in the conventional independent suspension system of the prior art, so that the tire tread changes due to the rotation of the link arm during bouncing and pitching, and it is significantly superior to the tendency that the tire tends to wear. I understand.
【0124】各車輪の荷重発生アクチュエータ18は、
4つのタイヤ(車輪)位置での上下変位及び上下変位速
度を入力して制御されており、従って、例えば、車体回
転入力を生じるピッチング及びローリングばね定数を手
動操作で零に設定することによってフラットな乗り心地
を維持しつつ悪路走破を達成することができる。The load generating actuator 18 of each wheel is
The vertical displacement and the vertical displacement speed at the four tire (wheel) positions are controlled by inputting the vertical displacement and the vertical displacement speed. Therefore, for example, by setting the pitching and rolling spring constants that cause the vehicle body rotation input to zero by manual operation, the flatness is controlled. Riding on bad roads can be achieved while maintaining a comfortable ride.
【0125】車体の加振条件が車体の重心に作用する横
加速度又は空気抵抗などの外力であると、これは車体の
回転入力となるために、モード別防振は重要であること
に注目すべきである。車体の前後加速度、横加速度が作
用すると、数式(7)及び(8)の強制モーメントは、
MR ≠0、MP≠0となり、重心ローリングモード減衰
係数CR及び重心ローリングモードばね定数KRは、CR
=KR=0となることができないし、また重心ピッチン
グモード減衰係数CP及び重心ピッチングモードばね定
数KPは、CP=KP=0となることができない。It is noted that if the vibration condition of the vehicle is an external force such as lateral acceleration or air resistance acting on the center of gravity of the vehicle, this becomes a rotation input of the vehicle, so that vibration isolation by mode is important. Should. When the longitudinal and lateral accelerations of the vehicle body act, the forcing moments of equations (7) and (8) are
M R ≠ 0 and M P ≠ 0, and the center of gravity rolling mode damping coefficient C R and the center of gravity rolling mode spring constant K R are C R
= K R = 0, and the center-of-gravity pitching mode damping coefficient CP and the center-of-gravity pitching mode spring constant K P cannot be C P = K P = 0.
【0126】また、車両旋回時に、遠心力等の横加速度
Gと重力加速度gとを釣り合わせるように車両姿勢を調
節すると、人体への加速度を低くして乗り心地を向上す
ることができる。これは、図16に示すように、tan
θ=G/gとなるように手動操作又は重力加速度gによ
る自動操作によって姿勢制御して達成することができ
る。Further, when the vehicle posture is adjusted so that the lateral acceleration G such as centrifugal force and the gravitational acceleration g are balanced when the vehicle turns, the acceleration to the human body can be reduced and the riding comfort can be improved. This is, as shown in FIG.
Attitude control can be achieved by manual operation or automatic operation by gravitational acceleration g so that θ = G / g.
【0127】次に、アクチュエータ発生荷重に対してこ
の荷重発生アクチュエータ18を支持する可動部材44
が変形することについて図16を参照して考察する。図
16(A)に示すように、アクチュエータ発生荷重Pが
可動部材44の中心(厚み方向の中央)に負荷すると、
同図の点線で示すように、可動部材44が変形するが、
可動部材44上のラック52とアイドラーギヤ56との
接触面が水平面となす角度をαとすると、図16(B)
に示すように、ラック52とアイドラギヤ56との間
に、P1=Psinα及びP2=Pcosαの荷重成分
が作用する。荷重成分P1は、ラック52とアイドラギ
ヤ56との接触面に垂直な荷重成分であり、また荷重成
分P2は、P1に垂直な成分であり、これはラック52
とアイドラギヤ56との接触面の滑りを生む成分であ
る。Next, the movable member 44 supporting the load-generating actuator 18 with respect to the actuator-generated load.
Is considered with reference to FIG. As shown in FIG. 16A, when the actuator generated load P is applied to the center of the movable member 44 (the center in the thickness direction),
As shown by the dotted line in FIG.
Assuming that the angle between the contact surface between the rack 52 on the movable member 44 and the idler gear 56 and the horizontal plane is α, FIG.
As shown in (1), a load component of P1 = Psinα and P2 = Pcosα acts between the rack 52 and the idler gear 56. The load component P1 is a load component perpendicular to the contact surface between the rack 52 and the idler gear 56, and the load component P2 is a component perpendicular to P1.
Is a component that produces a slip on the contact surface between the motor and the idler gear 56.
【0128】従って、アイドラギヤ56から可動部材4
4に対してPsinα・cosαの荷重が作用し、この
ため、可動部材44は、図17(A)の点線で示すよう
に、4点支持のローラ48A、48B及び48’A、4
8’Bで支持されながら、アイドラギヤ56を有する側
と反対側が凸となるように変形する。Therefore, the movable member 4 is moved from the idler gear 56 to the movable member 4.
17, a load of Psin α · cos α acts on the movable member 44, and as shown by the dotted line in FIG. 17A, the four-point supported rollers 48A, 48B and 48′A,
While being supported by 8′B, the side surface of the roller is deformed so as to be convex on the side opposite to the side having the idler gear 56.
【0129】一方、図17に示すように、αを0゜と
し、アクチュエータ発生荷重Pが可動部材44の中心か
らアイドラギヤ56とは反対側に距離eだけずれている
とすると、可動部材44は、図17(A)とは逆方向に
変形する。On the other hand, as shown in FIG. 17, when α is set to 0 ° and the load P generated by the actuator is shifted from the center of the movable member 44 to the side opposite to the idler gear 56 by a distance e, the movable member 44 becomes It is deformed in a direction opposite to that of FIG.
【0130】従って、α≠0とし、発生荷重Pの負荷位
置を可動部材44の中心からeだけずらせつつローラ4
8A、48B及び48’A、48’Bによって4点で支
持すると、可動部材44は、図17(A)の変形と図1
8の変形とを重畳したものとなって、可動部材44の車
幅方向に撓むのが抑制される。このため、ラック52と
アイドラギヤ56との歯先が接触することがなく、可動
部材44の摺動抵抗が低減し、ローラの4点以上の過剰
拘束による重量増加を抑制することができる。Therefore, α ≠ 0, the load position of the generated load P is shifted from the center of the movable member 44 by e, and
When supported at four points by 8A, 48B and 48'A, 48'B, the movable member 44 becomes a deformation of FIG.
8, and the bending of the movable member 44 in the vehicle width direction is suppressed. Therefore, the tooth tips of the rack 52 and the idler gear 56 do not come into contact with each other, the sliding resistance of the movable member 44 is reduced, and an increase in weight due to excessive constraint of four or more rollers can be suppressed.
【0131】各荷重発生アクチュエータ18は、図19
に示すように、複数、例えば6つの油圧シリンダ19
(1)乃至19(6)を縦列して構成することが好まし
い。このようにすると、例えば、そのうち、3つの油圧
シリンダ19(1)乃至19(3)から成る第1の油圧
シリンダ群に上下変位速度vに基づいて求められる発生
荷重を作用させ、他の3つの油圧シリンダ19(4)乃
至19(6)から成る第2の油圧シリンダ群に上下変位
dに基づいて求められる発生荷重を作用させることがで
きる。また、各群の3つの油圧シリンダ19(1)乃至
19(3)又は19(4)乃至19(6)は、それぞ
れ、バウンシング、ローリング及びピッチングの3つの
振動モードに応じて求められる発生荷重を受ける。尚、
図19において符号76(1)乃至76(6)は、各油
圧シリンダ19(1)乃至19(6)をそれぞれ制御す
る制御弁であり、また符号77はこれらの制御弁76
(1)乃至76(6)に接続された管路である。Each load generating actuator 18 is shown in FIG.
As shown in FIG.
It is preferable that (1) to (6) are arranged in tandem. In this way, for example, the generated load determined based on the vertical displacement speed v is applied to the first hydraulic cylinder group including the three hydraulic cylinders 19 (1) to 19 (3), and the other three The generated load obtained based on the vertical displacement d can be applied to the second hydraulic cylinder group including the hydraulic cylinders 19 (4) to 19 (6). Further, the three hydraulic cylinders 19 (1) to 19 (3) or 19 (4) to 19 (6) of each group apply the generated load determined according to the three vibration modes of bouncing, rolling and pitching, respectively. receive. still,
19, reference numerals 76 (1) to 76 (6) denote control valves for controlling the respective hydraulic cylinders 19 (1) to 19 (6), and reference numeral 77 denotes these control valves 76.
This is a pipeline connected to (1) to 76 (6).
【0132】このようにして、各荷重発生アクチュエー
タ18に発生する荷重は、各油圧シリンダ19(1)乃
至19(6)が分担する荷重PrR1乃至PrR6の合計で
あり、これは、次の数式(55)で表される。また、各
分担荷重PrR1乃至PrR6は、それぞれ数式(56)乃
至(61)で表される。Thus, the load generated on each load generating actuator 18 is the sum of the loads Pr R1 to Pr R6 shared by the hydraulic cylinders 19 (1) to 19 (6). It is represented by equation (55). Further, the respective shared loads Pr R1 to Pr R6 are represented by equations (56) to (61), respectively.
【0133】[0133]
【数55】 [Equation 55]
【0134】[0134]
【数56】 [Equation 56]
【0135】[0135]
【数57】 [Equation 57]
【0136】[0136]
【数58】 [Equation 58]
【0137】[0137]
【数59】 [Equation 59]
【0138】[0138]
【数60】 [Equation 60]
【0139】[0139]
【数61】 [Equation 61]
【0140】数式(56)乃至(61)において、
aB2、aB3、aR2、aR3、apの値は、それらを求める
のに用いられるWf、Wrを車両が静止している時のK
R≠0、KP≠0での各アクチュエータの発生荷重P
rR、PrL、PfR、PfLを用いて計算して求められ
る。In equations (56) to (61),
The values of a B2 , a B3 , a R2 , a R3 , and a p are determined by the values of Wf and Wr used to determine them when the vehicle is stationary.
Generated load P of each actuator when R ≠ 0 and K P ≠ 0
It is obtained by calculation using r R , Pr L , Pf R , and Pf L.
【0141】同様にして、PrL、PfR及びPfLが求
められ、そして前輪側及び後輪側の発生荷重は、次の数
式(62)及び(62)から求められる。なお、数式
(56)乃至(61)において最後の項中のPor
Rは、空車時の設計荷重であり、PrL、PfR及びPfL
にも同様の設計荷重PoLr、PofR及びPofLが用
いられる。Similarly, Pr L , Pf R and Pf L are obtained, and the generated loads on the front wheel side and the rear wheel side are obtained from the following equations (62) and (62). Note that Por in the last term in equations (56) to (61)
R is the design load when the vehicle is empty, and is Pr L , Pf R and Pf L
Similar design load Po L r in, Pof R and Pof L is used.
【0142】[0142]
【数62】 (Equation 62)
【0143】[0143]
【数63】 [Equation 63]
【0144】このようにして、すべての振動モードパラ
メータ毎に発生荷重を考慮してすべての車輪の荷重発生
アクチュエータを制御すると、車両を常に安定して走行
することができ、これは、車両の操作性、整備性を向上
し、車両の信頼性とサービス性を向上することができ
る。また、制御系統26内のコンピュータ66が指示す
る発生荷重を分散化して荷重の応答性を向上して制御を
迅速に行うことができることが理解される。When the load generating actuators of all the wheels are controlled in consideration of the generated load for every vibration mode parameter, the vehicle can always run stably. And maintainability, and the reliability and serviceability of the vehicle can be improved. Further, it is understood that the generated load instructed by the computer 66 in the control system 26 can be dispersed to improve the responsiveness of the load and control can be performed quickly.
【0145】なお、d及びvはタイヤリバウンド時を基
準としており、従ってリバウンド時にはd>0、v>0
であるので、PrR1及びPrR4が減少し、このため、全
体のPrRも減少する。Note that d and v are based on the tire rebound, so that d> 0 and v> 0 at the time of rebound.
Therefore, Pr R1 and Pr R4 decrease, and therefore, the overall Pr R also decreases.
【0146】本発明の最も重要な特徴は、従来技術のサ
スペンションのばねとショックアブゾーバとの組み合わ
せに代えて流体シリンダ(油圧シリンダ)から成る荷重
発生アクチュエータを用い、すべての車輪で検出された
タイヤの上下変位d及び変位速度v等を制御パラメータ
としてこれらの制御パラメータから車両全体が安定した
姿勢を維持するようにすべての車輪に相応する荷重発生
アクチュエータを制御することにある。The most important characteristic of the present invention is that a load generating actuator composed of a fluid cylinder (hydraulic cylinder) is used instead of the combination of the spring and the shock absorber of the prior art suspension, and the tires detected on all wheels are used. Is to control load generating actuators corresponding to all wheels so as to maintain a stable posture of the entire vehicle from these control parameters using the vertical displacement d and the displacement velocity v as control parameters.
【0147】このように各荷重発生アクチュエータに発
生する荷重を制御項目とするサスペンションは、質点と
自由度振動系の荷重の釣り合いの原理に基づいている。
即ち、質点の慣性力と外力Fとの差は、ばね復元力と重
心減衰力の重畳分と逆向きに釣り合う。そして、ばね復
元力は、質点の上下変位に比例し、重心減衰力は質点の
上下変位速度に比例する。荷重発生アクチュエータ18
は、質点の慣性力と外力Fとの差分に釣り合わせるべき
荷重成分を発生する。As described above, the suspension using the load generated in each load generating actuator as a control item is based on the principle of balance between the mass point and the load of the degree of freedom vibration system.
That is, the difference between the inertia force of the mass point and the external force F balances in the opposite direction to the superimposed amount of the spring restoring force and the center-of-gravity damping force. The spring restoring force is proportional to the vertical displacement of the mass point, and the gravity center damping force is proportional to the vertical displacement speed of the mass point. Load generating actuator 18
Generates a load component to be balanced with the difference between the inertial force of the mass point and the external force F.
【0148】このように、質点の慣性力と外力との差分
に釣り合わせる荷重を発生するために、上下変位に比例
するばね復元力と上下変位速度に比例する減衰力との組
み合わせることは、従来技術のサスペンションと本質的
に異なる。例えば、一般に、F−Iのサスペンションと
して知られているアクティブサスペンションのように、
ばねとダンパーに代えて油圧シリンダを用いているが、
このアクティブサスペンションもこのような釣り合いの
原理を用いていないので、本発明のサスペンション方式
とは本質的に異なる。As described above, in order to generate a load that balances the difference between the inertial force of the mass point and the external force, it is difficult to combine the spring restoring force proportional to the vertical displacement and the damping force proportional to the vertical displacement speed. Essentially different from technology suspension. For example, like an active suspension generally known as an FI suspension,
Although a hydraulic cylinder is used instead of the spring and the damper,
Since this active suspension does not use such a principle of balance, it is essentially different from the suspension method of the present invention.
【0149】また、本発明において、もし、車体と車輪
との間に油圧シリンダの外にばねを併用すると、低速で
悪路を走行する際にフラットな姿勢を保つことができな
いし、モード別防振を達成することができなくなる。従
って、本発明は、特開平6−278648号公報に記載
されているように油圧シリンダとばねとを併用して車体
の支持体(キャブ)に対する姿勢を制御する方式とは本
質的に異なるものである。Further, in the present invention, if a spring is used in addition to the hydraulic cylinder between the vehicle body and the wheels, a flat posture cannot be maintained when traveling on a rough road at a low speed. Can not achieve the swing. Therefore, the present invention is essentially different from the method of controlling the attitude of the vehicle body with respect to the support (cab) by using both a hydraulic cylinder and a spring as described in JP-A-6-278648. is there.
【0150】上記実施の形態では、発生荷重の制御パラ
メータをタイヤの上下変位及び上下変位速度とする場合
について詳細に述べたが、これらの制御パラメータに既
に述べたように数式(1)で求められる更に重心加速度
g0を制御パラメータとして追加することができる。こ
れは、例えば、図19の6つの油圧シリンダ19(1)
乃至19(6)に各振動モード毎に重心加速度を制御パ
ラメータとする更に3つの油圧シリンダ19を縦列させ
て各荷重発生アクチュエータを制御することによって行
われる。In the above-described embodiment, the case where the control parameters of the generated load are the vertical displacement and the vertical displacement speed of the tire has been described in detail. However, as described above, these control parameters can be obtained by equation (1). can be further added gravity acceleration g 0 as control parameters. This corresponds to, for example, the six hydraulic cylinders 19 (1) in FIG.
In each of the vibration modes, control is performed by controlling three load hydraulic actuators by cascading three hydraulic cylinders 19 each having the center of gravity acceleration as a control parameter.
【0151】更に、サスペンションのばね定数及びダン
ピング定数を運転者の手動操作又は車体の重心変位、重
心速度及び重心加速度によって連続的に変化させること
ができ、これは車体の姿勢を制御して車両の乗り心地及
び操縦感等の運動性能を向上するのに役立つ。車体の姿
勢制御は、サスペンションストロークが不変ではサスペ
ンション負荷静荷重が増し、サスペンションストローク
可変でサスペンション負荷静荷重不変とすることが基本
的な要件であるが、ばね定数及びダンピング定数を可変
とすることで姿勢の変化に対応する運動性能及び乗り心
地を向上することができる。Further, the spring constant and the damping constant of the suspension can be continuously changed by the driver's manual operation or the displacement of the center of gravity of the vehicle, the speed of the center of gravity and the acceleration of the center of gravity. Useful for improving athletic performance such as ride comfort and steering feeling. The basic requirement for attitude control of the vehicle body is that the suspension load static load increases when the suspension stroke is unchanged, and that the suspension load static load does not change when the suspension stroke is variable. Athletic performance and riding comfort corresponding to the change in posture can be improved.
【0152】また上記実施の形態では、荷重発生アクチ
ュエータである油圧シリンダに制御弁を介して油圧を供
給して荷重を発生したが、図20に示すように、荷重発
生アクチュエータ18が油圧シリンダ19のピストンロ
ッド80aの両側に閉じられた油圧室82、82’を有
する油圧シリンダ80から成り、これらの油圧室82、
82’を開閉弁84を含む管路86で連通し、ピストン
ロッド80aに一体のラック88に電気モータ90の出
力軸に連結されたピニオン92を噛み合わせてもよい。In the above-described embodiment, the load is generated by supplying the hydraulic pressure to the hydraulic cylinder, which is the load generating actuator, via the control valve. However, as shown in FIG. It comprises a hydraulic cylinder 80 having hydraulic chambers 82, 82 'closed on both sides of a piston rod 80a.
82 ′ may be communicated by a conduit 86 including an on-off valve 84, and a pinion 92 connected to an output shaft of an electric motor 90 may be engaged with a rack 88 integrated with the piston rod 80 a.
【0153】[0153]
【発明の効果】本発明によれば、上記のように、車両の
各車輪と車体の間に、シリンダ室の圧力差によってピス
トンに荷重を発生する流体シリンダから成る荷重発生ア
クチュエータをそれぞれ配置し、各車輪毎にタイヤ上下
変位と上下変位速度とを検出し、すべての車輪のタイヤ
上下変位とタイヤ上下変位速度とに基づいて車体が左右
上下にバランスするように各車輪に相応する荷重発生ア
クチュエータを制御すると、固有振動モード別に車体側
の振動を防止することができ、従ってピッチング、ロー
リング及びバウンシングのすべてにわたって車両を防振
することができ、車両の乗り心地及び操縦性を著しく改
善することができる。According to the present invention, as described above , the piston is provided between each wheel of the vehicle and the vehicle body by the pressure difference in the cylinder chamber.
A load generating actuator composed of a fluid cylinder that generates a load on each ton is disposed, a tire vertical displacement and a vertical displacement speed are detected for each wheel, and based on the tire vertical displacement and the tire vertical displacement speed of all wheels. By controlling the load generating actuators corresponding to each wheel so that the vehicle body balances left, right, up and down, vibrations on the vehicle body side can be prevented according to the natural vibration mode, so that the vehicle is damped over all pitching, rolling and bouncing. Therefore, the riding comfort and maneuverability of the vehicle can be significantly improved.
【0154】また、サスペンションの上の車体側が上下
に振動する際に、左右の輪間距離が変化することがな
く、タイヤトレッドの変化によるタイヤの摩耗を生ずる
ことがなく、これはサスペンションの車輪側の振動を抑
制することになるので好ましい。Further, when the vehicle body on the suspension vibrates up and down, the distance between the left and right wheels does not change, and the tire does not wear due to the change in the tire tread. It is preferable because the vibration of the above is suppressed.
【0155】更に、各荷重発生アクチュエータは、相応
する車輪のタイヤ位置に対して車両の車幅方向ではな
く、長手方向にずらせて配置されていると、サスペンシ
ョンが占める空間は、車両の車幅方向はもちろん、車高
方向にも縮小することができ、車両を小型化し又は車両
内の空間を有効に利用することができる。Furthermore, if each load generating actuator is arranged so as to be displaced not in the vehicle width direction of the vehicle but in the longitudinal direction with respect to the tire position of the corresponding wheel, the space occupied by the suspension becomes smaller in the vehicle width direction. Of course, the size can be reduced in the vehicle height direction, and the size of the vehicle can be reduced, or the space in the vehicle can be effectively used.
【0156】特に、タイヤの上下変位及び上下変位速度
の外に、タイヤを変えることなく、車体の重心変位、重
心速度、重心加速度を重畳させるか手動操作を加えるこ
とによってサスペンションばね定数及びダンピング定数
を変化させると、車両の乗り心地を一層向上することが
できる上に、操縦性等の運動性能を向上することができ
る。In particular, in addition to the vertical displacement and vertical displacement speed of the tire, the suspension spring constant and the damping constant can be reduced by superimposing the displacement of the center of gravity, the velocity of the center of gravity, and the acceleration of the center of gravity of the vehicle without changing the tire or by adding a manual operation. When it is changed, the ride comfort of the vehicle can be further improved, and at the same time, the exercise performance such as maneuverability can be improved.
【0157】また、手動操作で又は重心加速度に応じた
自動操作によってタイヤの上下変位の零基準点の変更量
を各タイヤの上下変位から減ずることによって車両の姿
勢を自由に調節することができ、これは、車両の旋回時
の限界モーメントが減少するのを防止して車両の操縦性
及び転倒性が向上し、制動時の車両の前のめりを防止し
て制動距離を縮小することができ、更に急発進時の車両
の後部の沈下を防止して乗り心地を向上することができ
る。Further, by reducing the amount of change of the zero reference point of the vertical displacement of the tire from the vertical displacement of each tire by manual operation or automatic operation according to the acceleration of the center of gravity, the posture of the vehicle can be freely adjusted. This is to prevent the limit moment of the vehicle from decreasing when turning, thereby improving the maneuverability and fallability of the vehicle, preventing the vehicle from turning in front of the vehicle during braking, and reducing the braking distance. The sinking of the rear portion of the vehicle at the time of starting can be prevented, and the riding comfort can be improved.
【0158】特に重心移動が大きい商業車等の大型車
は、種々のモードの振動及び姿勢の変化が大きいが、発
進時及び制動時等の重心移動に応じてサスペンションば
ね定数及びダンピング定数を変化させると、その防振効
果及び姿勢制御が著しく大きく、従って特に大型車にき
わめて有効である。In particular, a large vehicle such as a commercial vehicle having a large center of gravity shift greatly changes vibrations and postures in various modes, but changes the suspension spring constant and the damping constant according to the center of gravity shift at the time of starting and braking. In addition, the anti-vibration effect and attitude control are remarkably large, and therefore, it is very effective especially for a large vehicle.
【0159】各車輪に設けられている荷重発生アクチュ
エータが各制御パラメータに基づいて求められる発生荷
重を受ける複数の流体シリンダ群から成り、各流体シリ
ンダ群が振動モード別の流体シリンダを含み、これらの
複数の流体シリンダ群及び各流体シリンダ群内の流体シ
リンダが縦列されていると、それぞれの制御パラメータ
及び振動モード毎の発生荷重を容易に求めることができ
る上に応答性が向上し、従って迅速な反応性を有する高
い品質の制御系統を容易に設計することができる。The load generating actuator provided on each wheel is composed of a plurality of fluid cylinder groups receiving a generated load determined based on each control parameter. Each fluid cylinder group includes a fluid cylinder for each vibration mode. When a plurality of fluid cylinder groups and the fluid cylinders in each fluid cylinder group are arranged in tandem, the control parameters and the generated load for each vibration mode can be easily obtained, and the responsiveness is improved. A high-quality control system having reactivity can be easily designed.
【図1】本発明に係る車両のサスペンション装置のスケ
ルトンの斜視図である。FIG. 1 is a perspective view of a skeleton of a vehicle suspension device according to the present invention.
【図2】サスペンション装置の1つの装置部分を構成す
る荷重発生アクチュエータと相応する車輪との間の関係
を示す系統図である。FIG. 2 is a system diagram showing a relationship between a load generating actuator constituting one device part of a suspension device and a corresponding wheel.
【図3】重心加速度を検出するのに必要な4つの加速度
センサの取付位置を説明するための斜視図である。FIG. 3 is a perspective view for explaining mounting positions of four acceleration sensors necessary for detecting a center of gravity acceleration.
【図4】非駆動系のサスペンション装置部分の斜視図で
ある。FIG. 4 is a perspective view of a suspension device portion of a non-drive system.
【図5】図4のサスペンション装置部分の5−5’線の
拡大断面図である。FIG. 5 is an enlarged cross-sectional view taken along line 5-5 ′ of the suspension device of FIG. 4;
【図6】図4のサスペンション装置部分の矢印6から見
た拡大上面図である。FIG. 6 is an enlarged top view of the suspension device of FIG. 4 as viewed from an arrow 6;
【図7】図4のサスペンション装置部分のアッパ支持ス
テーの分解斜視図である。FIG. 7 is an exploded perspective view of an upper support stay of the suspension device of FIG. 4;
【図8】駆動系のサスペンション装置部分の斜視図であ
る。FIG. 8 is a perspective view of a suspension device portion of a drive system.
【図9】図8のサスペンション装置部分の9−9’線の
拡大断面図である。9 is an enlarged cross-sectional view taken along line 9-9 'of the suspension device shown in FIG.
【図10】図8のサスペンション装置部分の矢印10か
ら見た拡大上面図である。FIG. 10 is an enlarged top view of the suspension device shown in FIG.
【図11】図8のサスペンション装置部分のアッパ支持
ステーの分解斜視図である。FIG. 11 is an exploded perspective view of the upper support stay of the suspension device of FIG. 8;
【図12】本発明に用いられる制御手段と入力手段(セ
ンサ)及び出力手段(荷重発生アクチュエータ)との関
係を示す系統図である。FIG. 12 is a system diagram showing a relationship between control means, input means (sensor), and output means (load generation actuator) used in the present invention.
【図13】1つの荷重発生アクチュエータとその駆動手
段とを示すブロック系統図である。FIG. 13 is a block diagram showing one load generating actuator and its driving means.
【図14】図13の駆動手段の具体例の系統図である。FIG. 14 is a system diagram of a specific example of the driving means of FIG.
【図15】車両のスケルトンモデル上の各車輪の相応す
るアクチュエータの発生荷重(サスペンション反力)を
示す説明図である。FIG. 15 is an explanatory diagram showing a generated load (suspension reaction force) of a corresponding actuator of each wheel on a skeleton model of a vehicle.
【図16】車両の旋回時に作用する横加速度Gに対して
重加速度gを釣り合わすための説明図である。FIG. 16 is an explanatory diagram for balancing a heavy acceleration g with a lateral acceleration G acting when the vehicle turns.
【図17】荷重発生アクチュエータの1つの変形状態を
説明し、同図(A)はその変形の原理を説明する図、同
図(B)はラックとアイドラギヤとのかみ合い部の力関
係を説明する図である。17A and 17B illustrate one deformation state of the load generating actuator, FIG. 17A illustrates the principle of the deformation, and FIG. 17B illustrates the force relationship of a meshing portion between the rack and the idler gear. FIG.
【図18】荷重発生アクチュエータの他の変形状態の原
理を説明する図である。FIG. 18 is a diagram illustrating the principle of another deformation state of the load generating actuator.
【図19】1つの荷重発生アクチュエータの具体例を説
明する系統図である。FIG. 19 is a system diagram illustrating a specific example of one load generating actuator.
【図20】本発明に用いられる荷重発生アクチュエータ
の他の説明図である。FIG. 20 is another explanatory view of the load generating actuator used in the present invention.
【図21】従来技術のサスペンション装置の1つの例の
斜視図である。FIG. 21 is a perspective view of one example of a prior art suspension device.
【図22】従来技術のパラレルウイッシュボーン式サス
ペンション装置の上下のリンクの変位を説明する図であ
る。FIG. 22 is a diagram illustrating displacement of upper and lower links of a conventional parallel wishbone suspension device.
10 サスペンション装置 10A 一方の前輪に相応する装置部分 10CD 後輪に相応する装置部分 12 車両 14 車輪 14A 一方の前輪 14B 他方の前輪 14C 一方の後輪 14D 他方の後輪 16 車体 18 荷重発生アクチュエータ 18A 一方の前輪に相応する荷重発生アクチュエータ 18B 他方の前輪に相応する荷重発生アクチュエータ 18C 一方の後輪に相応する荷重発生アクチュエータ 18D 他方の後輪に相応する荷重発生アクチュエータ 19(1) 油圧シリンダ 19(2) 油圧シリンダ 19(3) 油圧シリンダ 19(4) 油圧シリンダ 19(5) 油圧シリンダ 19(6) 油圧シリンダ 20 タイヤ上下変位センサ 22 タイヤ上下変位速度センサ 24 加速度センサ 26 制御系統 28 トルク伝達機構 30 スピンドル(車軸) 31 スピンドルハンガー 32 揺動ピン 32’ 揺動ピン 34 アッパー支持ステー 34a フランジ 34’ ロア支持ステー 34’a フランジ 36 ボス部 36’ ボス部 38 キー 38’ キー 40 ブッシュ状の摺動部材 40a キー溝 40’ ブッシュ状の摺動部材 40’a キー溝 42 スピンドル側可動部材 43 水平取付片 43’ 水平取付片 44 アクチュエータ側可動部材 44a 水平取付片 45 ボス 45A ボス半部 45B ボス半部 45’ ボス 45’A ボス半部 45’B ボス半部 46 連動手段 48A ローラ 48B ローラ 48’A ローラ 48’B ローラ 50 可動部材42のラック 52 可動部材44のラック 54 アイドラーギヤ 56 アイドラーギヤ 58 ピニオンギヤ 60 ピニオンギヤ 62 トルク伝達軸 63 軸受け取付位置 64 駆動軸 65 軸受け取付位置 66 マイクロコンピュータ 68 A/D変換器 68’ D/A変換器 70I 入力ポート 70O 出力ポート 72 電気モータ 74 油圧ポンプ 76 制御弁 76(1) 制御弁 76(2) 制御弁 76(3) 制御弁 76(4) 制御弁 76(5) 制御弁 76(6) 制御弁 78A 油圧回路 78B 油圧回路 78C 油圧回路 78D 油圧回路 80 油圧シリンダ 80a ピストンロッド 82 油圧室 82’油圧室 84 開閉弁 86 管路 88 ラック 90 電気モータ 92 ピニオン 100 従来技術のサスペンション装置 102 コイルばね 104 ショックアブゾーバ 106 ナックル 108 アッパリンク 110 ロアリンク 112 アッパリンクピン 114 ロアリンクピン Lu アッパリンク長Lu Li ロアリンク長 Pu アッパリンクピン Pi ロアリンクピン BJu アッパボールジョイント BJl ロアボールジョイント REFERENCE SIGNS LIST 10 suspension device 10A device portion corresponding to one front wheel 10CD device portion corresponding to rear wheel 12 vehicle 14 wheels 14A one front wheel 14B other front wheel 14C one rear wheel 14D the other rear wheel 16 body 18 load generating actuator 18A one A load generating actuator 18B corresponding to the other front wheel 18B A load generating actuator 18C corresponding to the other front wheel 18D A load generating actuator 18D corresponding to the other rear wheel 19 (1) Hydraulic cylinder 19 (2) Hydraulic cylinder 19 (3) Hydraulic cylinder 19 (4) Hydraulic cylinder 19 (5) Hydraulic cylinder 19 (6) Hydraulic cylinder 20 Tire vertical displacement sensor 22 Tire vertical displacement speed sensor 24 Acceleration sensor 26 Control system 28 Torque transmission mechanism 30 Speed Dollar (axle) 31 Spindle hanger 32 Swing pin 32 'Swing pin 34 Upper support stay 34a Flange 34' Lower support stay 34'a Flange 36 Boss 36 'Boss 38 Key 38' Key 40 Bush-shaped sliding member 40a Key groove 40 'Bush-shaped sliding member 40'a Key groove 42 Spindle-side movable member 43 Horizontal mounting piece 43' Horizontal mounting piece 44 Actuator-side movable member 44a Horizontal mounting piece 45 Boss 45A Half boss 45B Half boss 45 'Boss 45'A Boss half 45'B Boss half 46 Interlocking means 48A Roller 48B Roller 48'A Roller 48'B Roller 50 Rack of movable member 42 Rack 52 of movable member 44 Idler gear 56 Idler gear 58 Pinion gear 60 Pinion gear 62 Torque Reaching shaft 63 bearing mounting position 64 drive shaft 65 bearing mounting position 66 microcomputer 68 A / D converter 68 ′ D / A converter 70I input port 70O output port 72 electric motor 74 hydraulic pump 76 control valve 76 (1) control valve 76 (2) Control valve 76 (3) Control valve 76 (4) Control valve 76 (5) Control valve 76 (6) Control valve 78A Hydraulic circuit 78B Hydraulic circuit 78C Hydraulic circuit 78D Hydraulic circuit 80 Hydraulic cylinder 80a Piston rod 82 Hydraulic Chamber 82 ′ Hydraulic chamber 84 On-off valve 86 Pipe line 88 Rack 90 Electric motor 92 Pinion 100 Conventional suspension device 102 Coil spring 104 Shock absorber 106 Knuckle 108 Upper link 110 Lower link 112 Upper link pin 114 Lower link pin Lu Up Link length Lu Li lower link length Pu upper link pin Pi lower link pin BJu upper ball joint BJl lower ball joint
Claims (7)
の圧力差によってピストンに荷重を発生する流体シリン
ダから成る荷重発生アクチュエータをそれぞれ配置し、
一方各車輪毎にタイヤ上下変位と上下変位速度とを検出
し、すべての車輪のタイヤ上下変位とタイヤ上下変位速
度とを制御パラメータとしてこの制御パラメータに基づ
いて前記車体が前後左右上下にバランスするように前記
各車輪に相応する荷重発生アクチュエータを制御するこ
とを特徴とする車両のサスペンション方法。A cylinder chamber is provided between each wheel of a vehicle and a vehicle body.
A load generating actuator composed of a fluid cylinder that generates a load on the piston by the pressure difference of
On the other hand, the tire vertical displacement and the vertical displacement speed are detected for each wheel, and the vehicle body is balanced in the front-rear, left-right and up-down directions based on the control parameters using the tire vertical displacement and the tire vertical displacement speed of all the wheels as control parameters. Controlling a load generating actuator corresponding to each wheel.
方法であって、前記車両の重心加速度を更に検出し、前
記各車輪に相応する荷重発生アクチュエータを前記すべ
ての車輪のタイヤ上下変位とタイヤ上下速度に前記重心
加速度を加えて制御パラメータとし、前記3つの制御パ
ラメータに基づいて前記各車輪に相応する荷重発生アク
チュエータを制御することを特徴とする車両のサスペン
ション方法。2. The vehicle suspension method according to claim 1, further comprising detecting a center-of-gravity acceleration of the vehicle, and setting a load generating actuator corresponding to each wheel to a tire vertical displacement and a tire vertical displacement of all the wheels. A suspension method for a vehicle, wherein a control parameter is obtained by adding the acceleration of the center of gravity to a speed, and a load generating actuator corresponding to each wheel is controlled based on the three control parameters.
されシリンダ室の圧力差によってピストンに荷重を発生
する流体シリンダから成る荷重発生アクチュエータと、
各車輪毎にタイヤの上下変位を検出するタイヤ上下変位
センサと、各車輪毎にタイヤの上下変位速度を検出する
タイヤ上下変位速度センサと、すべての車輪のタイヤ上
下変位センサとタイヤ上下変位速度センサとの検出値を
制御パラメータとして前記制御パラメータに基づいて前
記車体が前後左右上下にバランスするように前記各車輪
の荷重発生アクチュエータを制御する制御系統とを備え
ていることを特徴とする車両のサスペンション装置。3. A load is generated on a piston by a pressure difference in a cylinder chamber disposed between each wheel of the vehicle and the vehicle body.
A load generating actuator comprising a fluid cylinder,
Tire vertical displacement sensor that detects the vertical displacement of the tire for each wheel, tire vertical displacement speed sensor that detects the vertical displacement speed of the tire for each wheel, tire vertical displacement sensor and tire vertical displacement speed sensor for all wheels And a control system for controlling the load generating actuators of the respective wheels such that the vehicle body is balanced in the front-rear, left-right, and up-down directions based on the control parameters using the detected values as control parameters. apparatus.
装置であって、前記車両の重心加速度を検出する重心加
速度検出手段を更に備え、前記制御系統は、前記すべて
の車輪のタイヤ上下変位センサとタイヤ上下速度センサ
の検出値に前記重心加速度検出手段の検出値を加えて制
御パラメータとし、前記3つの制御パラメータに基づい
て前記各輪に相応する荷重発生アクチュエータを制御す
ることを特徴とする車両のサスペンション装置。4. The vehicle suspension device according to claim 3, further comprising a center-of-gravity acceleration detecting means for detecting a center-of-gravity acceleration of the vehicle, wherein the control system includes a tire vertical displacement sensor for all the wheels. A control value obtained by adding a detection value of the center-of-gravity acceleration detection means to a detection value of a tire vertical speed sensor, and controlling a load generating actuator corresponding to each wheel based on the three control parameters. Suspension device.
ション装置であって、前記各車輪に相応する荷重発生ア
クチュエータは、相応する車輪のタイヤ位置に対して車
両の長手方向にずらせて配置され、前記荷重発生アクチ
ュエータと前記車輪との間でトルクを伝達するトルク伝
達機構が設けられていることを特徴とするの車両のサス
ペンション装置。5. The vehicle suspension device according to claim 3, wherein the load generating actuators corresponding to the respective wheels are arranged to be shifted in the longitudinal direction of the vehicle with respect to the tire positions of the corresponding wheels. And a torque transmission mechanism for transmitting torque between the load generating actuator and the wheels.
のサスペンション装置であって、前記制御系統は、前記
タイヤの上下変位及び上下変位速度に前記車体側の重心
変位、重心速度、重心加速度を重畳させるか手動操作を
加えることによってサスペンションばね定数及びダンピ
ング定数を変化させるようにしたことを特徴とする車両
のサスペンション装置。6. The vehicle suspension device according to claim 3, wherein the control system includes a vertical displacement and a vertical displacement speed of the tire, a displacement of a center of gravity of the vehicle body, a center of gravity speed, and a center of gravity. A suspension device for a vehicle, wherein a suspension spring constant and a damping constant are changed by superimposing acceleration or by applying a manual operation.
のサスペンション装置であって、前記荷重発生アクチュ
エータは、各制御パラメータに基づいて求められる発生
荷重を受ける複数の流体シリンダ群から成り、各流体シ
リンダ群は、振動モード別の流体シリンダを含み、前記
複数の流体シリンダ群及び各流体シリンダ群内の流体シ
リンダは縦列されていることを特徴とする車両のサスペ
ンション装置。7. The vehicle suspension device according to claim 3, wherein the load generating actuator includes a plurality of fluid cylinder groups receiving a generated load determined based on each control parameter, A vehicle suspension apparatus, wherein each fluid cylinder group includes a fluid cylinder for each vibration mode, and the plurality of fluid cylinder groups and fluid cylinders in each fluid cylinder group are arranged in tandem.
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