JP3060803B2 - Vehicle characteristic control device for four-wheel steering vehicle - Google Patents

Vehicle characteristic control device for four-wheel steering vehicle

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JP3060803B2
JP3060803B2 JP27254593A JP27254593A JP3060803B2 JP 3060803 B2 JP3060803 B2 JP 3060803B2 JP 27254593 A JP27254593 A JP 27254593A JP 27254593 A JP27254593 A JP 27254593A JP 3060803 B2 JP3060803 B2 JP 3060803B2
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Abstract

PURPOSE:To perform optimum damping force control and steering control to correspond with the vertical movement of the body of a four-wheel steering vehicle. CONSTITUTION:A suspension is provided with variable damping force shock absorbers and a rear-wheel auxiliary steering device, and the frequency fFL-fRR of normal acceleration detected by a normal acceleration sensor provided in each of the wheel positions of the vehicle body is calculated (step S32.) When the frequency is in the range of sprung resonance frequencies, a damping force control flag F is set to '0' and a damping coefficient is set in accordance with the normal speed and relative speed of the vehicle body, and a control gain kP for calculating the amount of steering of the rear wheels is set to a high control gain kPH (step S340). When the frequency is in the range of unsprung resonance frequencies, the flag F is set to '1' and the damping coefficient is set to its maximum, and the control gain kP is set to the high control gain kPH (step S36); when the frequency is in the range of intermediate frequencies between the sprung and unsprung resonance frequencies, the flag is set to '0' and the control gain kP is lowered to the standard control gain kPN.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、少なくとも後輪を操舵
角等に応じて補助操舵可能な４輪操舵車両の車両特性制
御装置に関し、乗心地及び操縦安定性を向上させるよう
にしたものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle capable of assisting at least the rear wheels in accordance with a steering angle or the like to improve ride comfort and steering stability. is there.

【０００２】[0002]

【従来の技術】従来の４輪操舵車両の車両特性制御装置
としては、例えば本出願人が先に提案した特開平１−９
５９６９号公報に記載されているものがある。この従来
例は、バネ定数、減衰力、ロール剛性等のサスペンショ
ン特性を切換制御可能なサスペンションと、前輪及び後
輪の少なくとも一方を補助操舵する補助操舵装置と、こ
の補助操舵装置を操舵角等に応じて制御する操舵制御手
段とを備えた４輪操舵車両において、前記サスペンショ
ン特性の変化を検出するサスペンション特性変化検出手
段と、このサスペンション特性変化検出手段の特性検出
値に応じて前記操舵制御手段の補助操舵量を補正する補
助操舵量補正手段とを備えた構成とすることにより、サ
スペンション特性の変化にかかわらず４輪操舵車両の操
舵特性を適正状態に維持するようにしたものである。2. Description of the Related Art A conventional vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle is disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No.
There is one described in No. 5969. This conventional example includes a suspension capable of switching and controlling suspension characteristics such as a spring constant, a damping force, and a roll rigidity, an auxiliary steering device for auxiliary steering of at least one of a front wheel and a rear wheel, and an auxiliary steering device for adjusting a steering angle and the like. In a four-wheel steering vehicle provided with a steering control means for controlling the suspension characteristic change, the suspension characteristic change detection means for detecting a change in the suspension characteristic, and the steering control means according to a characteristic detection value of the suspension characteristic change detection means. By providing an auxiliary steering amount correcting means for correcting the auxiliary steering amount, the steering characteristics of the four-wheel steering vehicle are maintained in an appropriate state regardless of the change in the suspension characteristics.

【０００３】[0003]

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来の４輪操舵車両の車両特性制御装置にあっては、単に
サスペンション特性の変更による操縦安定性の変化を補
正して、初期の操舵特性を維持するようにしているだけ
で、サスペンション制御特性及び操舵特性の双方を車両
の走行状態に応じて連繋制御するものではなく、あくま
でもサスペンション特性及び操舵特性の双方を独立して
制御するが、操舵特性についてはサスペンション特性の
変化に応じて補助操舵量を補正するだけで、サスペンシ
ョン特性制御による乗心地制御と補助操舵特性制御によ
る操縦安定性制御とを車体の上下動に応じて適正に制御
することができないという未解決の課題がある。However, in the above-mentioned conventional vehicle characteristic control apparatus for a four-wheel steering vehicle, a change in steering stability caused by a change in suspension characteristics is simply corrected to maintain the initial steering characteristics. The suspension control characteristic and the steering characteristic are not controlled in conjunction with each other according to the traveling state of the vehicle, but only the suspension characteristic and the steering characteristic are independently controlled. Can only correct the amount of auxiliary steering according to changes in suspension characteristics, but cannot properly control the ride comfort control by suspension characteristics control and the steering stability control by auxiliary steering characteristics control according to the vertical movement of the vehicle body There is an unsolved problem.

【０００４】そこで、本発明は上記従来例の未解決の課
題に着目してなされたものであり、車体の上下動に応じ
て乗心地と操縦安定性を適正に制御することができる４
輪操舵車両の車両特性制御装置を提供することを目的と
している。Accordingly, the present invention has been made in view of the above-mentioned unsolved problems of the prior art, and is capable of appropriately controlling ride comfort and steering stability in accordance with the vertical movement of a vehicle body.
It is an object of the present invention to provide a vehicle characteristic control device for a wheel steering vehicle.

【０００５】[0005]

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、請求項１に係る４輪操舵車両の車両特性制御装置
は、減衰力可変ショックアブソーバを有するサスペンシ
ョンと、少なくとも後輪を補助操舵する補助操舵装置
と、前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力を車体
の上下動に応じて制御する減衰力制御手段と、前記補助
操舵装置を操舵角等に応じて制御する操舵制御手段とを
備えた４輪操舵車両の車両特性制御装置において、車体
上下加速度を検出する車体上下加速度検出手段と、該車
体上下加速度検出手段の車体上下加速度の周波数を検出
する上下加速度周波数検出手段と、該上下加速度周波数
検出手段で検出した車体上下加速度周波数に応じて前記
減衰力制御手段及び操舵制御手段における制御ゲインを
変更する制御ゲイン変更手段とを備えたことを特徴とし
ている。In order to achieve the above object, a vehicle characteristic control apparatus for a four-wheel steering vehicle according to the first aspect of the present invention includes a suspension having a variable damping force shock absorber and an auxiliary steering of at least a rear wheel. An auxiliary steering device; damping force control means for controlling the damping force of the variable damping force shock absorber in accordance with vertical movement of the vehicle body; and steering control means for controlling the auxiliary steering device in accordance with a steering angle or the like. In a vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle, a vehicle vertical acceleration detecting means for detecting vehicle vertical acceleration, a vertical acceleration frequency detecting means for detecting a frequency of vehicle vertical acceleration of the vehicle vertical acceleration detecting means, and a vertical acceleration frequency A control gain change that changes a control gain in the damping force control means and the steering control means according to the vehicle body vertical acceleration frequency detected by the detection means. It is characterized in that a means.

【０００６】また、請求項２に係る４輪操舵車両の車両
特性制御装置は、前記制御ゲイン変更手段は、上下加速
度周波数がバネ上共振周波数近傍であるときに減衰力制
御手段における制御ゲインを車体上下速度及び相対変位
速度に応じて変更すると共に、操舵制御手段の制御ゲイ
ンを高制御ゲインに設定し、バネ上共振周波数及びバネ
下共振周波数間の中間周波数領域では、減衰力制御手段
における制御ゲインを車体上下速度及び相対変位速度に
応じて変更すると共に、操舵制御手段の制御ゲインを高
制御ゲインより低い制御ゲインに設定するようにしたこ
とを特徴としている。According to a second aspect of the present invention, in the vehicle characteristic control apparatus for a four-wheel steering vehicle, the control gain changing means controls the control gain in the damping force control means when the vertical acceleration frequency is near the sprung resonance frequency. The control gain of the steering control means is set to a high control gain, and the control gain of the damping force control means is set in an intermediate frequency range between the sprung resonance frequency and the unsprung resonance frequency. Is changed according to the vehicle vertical speed and the relative displacement speed, and the control gain of the steering control means is set to a control gain lower than the high control gain.

【０００７】[0007]

【作用】請求項１に係る４輪操舵車両の車両特性制御装
置においては、車体上下加速度即ちバネ上上下加速度を
検出し、その周波数を上下加速度周波数検出手段で検出
することにより、バネ上周波数変化に応じて減衰力制御
手段及び操舵制御手段における制御ゲインを変更するこ
とにより、バネ上周波数に応じた最適な減衰力制御及び
操舵特性制御を行う。In the vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle according to the first aspect, the vertical acceleration of the vehicle body, that is, the vertical acceleration of the sprung body is detected, and the frequency thereof is detected by the vertical acceleration frequency detecting means, so that the sprung frequency variation is detected. Optimum damping force control and steering characteristic control according to the sprung frequency are performed by changing the control gains in the damping force control means and the steering control means in accordance with the above.

【０００８】また、請求項２に係る４輪操舵車両の車両
特性制御装置においては、車体上下加速度の周波数がバ
ネ上共振周波数近傍であるときには、減衰力制御手段で
車体上下速度及び相対速度に基づく制御ゲインを設定す
ることにより制振性を向上させて乗心地を重視すると共
に、操舵制御手段で高制御ゲインを選択することによっ
て操縦安定性も重視するが、バネ上共振周波数及びバネ
下共振周波数の中間の中間周波数領域では、操舵制御手
段の制御ゲインを下げて、応答性を低下させ、不必要な
車体の挙動を抑制して乗心地を重視する。According to a second aspect of the present invention, when the frequency of the vehicle body vertical acceleration is near the sprung resonance frequency, the damping force control means uses the vehicle body vertical speed and the relative speed. By setting the control gain, the damping performance is improved and the ride comfort is emphasized, and the steering stability is also emphasized by selecting the high control gain with the steering control means, but the sprung resonance frequency and the unsprung resonance frequency are emphasized. In the intermediate frequency range intermediate between the above, the control gain of the steering control means is reduced, the response is reduced, and unnecessary behavior of the vehicle body is suppressed, so that riding comfort is emphasized.

【０００９】[0009]

【実施例】以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明
する。図２は、本発明を４輪操舵車両に適用した場合の
一実施例を示す概略構成図であって、各車輪１FL〜１RR
と車体２との間に夫々サスペンション装置を構成する減
衰力可変ショックアブソーバ３FL〜３RRが配設され、こ
れら減衰力可変ショックアブソーバ３FL〜３RRの減衰力
を切換えるステップモータ４１FL〜４１RRが後述するコ
ントローラ４からの制御信号によって制御される。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing one embodiment in which the present invention is applied to a four-wheel steering vehicle.
The variable damping force shock absorbers 3FL to 3RR constituting a suspension device are disposed between the vehicle body 2 and the vehicle body 2, respectively. Is controlled by a control signal from

【００１０】また、前輪１FL，１RRは、図示しないナッ
クルにタイロッド７３Ｌ，７３Ｒの一端が接続され、タ
イロッド７３Ｌ，７３Ｒの他端がラックアンドピニオン
式ステアリング装置７４のラック軸７４ａに接続され、
ラックアンドピニオン式ステアリング装置７４のステア
リングシャフト７５がステアリングホイール７６に接続
され、ステアリングホイール７６を操舵することによ
り、その操舵方向と同一方向に前輪１FL，１RRが操舵さ
れる。The front wheels 1FL, 1RR are connected to a knuckle (not shown) at one end of tie rods 73L, 73R, and the other ends of the tie rods 73L, 73R are connected to a rack shaft 74a of a rack and pinion type steering device 74.
A steering shaft 75 of the rack and pinion type steering device 74 is connected to a steering wheel 76, and by steering the steering wheel 76, the front wheels 1FL, 1RR are steered in the same direction as the steering direction.

【００１１】一方、後輪１RL，１RRは、図示しないナッ
クルにタイロッド７８Ｌ，７８Ｒを介して後輪補助操舵
用シリンダ７９のピストンロッド７９ａが接続されてい
る。そして、後輪１RL，１RRは、車軸８０Ｌ，８０Ｒを
介してディファレンシャル装置８１の出力側に接続さ
れ、ディファレンシャル装置８１の入力側がプロペラシ
ャフト８２を介してエンジン８３の回転力が入力される
変速器８４の出力側に接続されて回転駆動される。On the other hand, the rear wheels 1RL, 1RR are connected to a knuckle (not shown) through tie rods 78L, 78R, and a piston rod 79a of a rear wheel auxiliary steering cylinder 79. The rear wheels 1RL and 1RR are connected to the output side of a differential device 81 via axles 80L and 80R, and the input side of the differential device 81 is connected to a transmission 84 to which the rotational force of an engine 83 is input via a propeller shaft 82. And is rotationally driven.

【００１２】また、後輪補助操舵用シリンダ７９は、ピ
ストン７９ｂによって画成される圧力室８９Ｌ，８９Ｒ
がクローズドセンタ型のサーボ弁８５に接続されてアン
ロード弁８７を介してエンジン８３によって回転駆動さ
れる油圧ポンプ８８の突出側に接続され、ドレンポート
が互いに接続されてオイルタンク８９に接続されてい
る。なお、９０はライン圧を蓄圧するアキュムレータで
ある。ここで、後輪補助操舵用シリンダ７９、サーボ弁
８５、アンロード弁８７、油圧ポンプ８８、オイルタン
ク８９及びアキュムレータ９０で後輪操舵装置が構成さ
れている。Further, the rear wheel assist steering cylinder 79 has pressure chambers 89L, 89R defined by a piston 79b.
Are connected to a protruding side of a hydraulic pump 88 which is rotationally driven by an engine 83 via an unload valve 87, and drain ports are connected to each other and connected to an oil tank 89 via an unload valve 87. I have. Reference numeral 90 denotes an accumulator for accumulating the line pressure. Here, a rear wheel steering device is constituted by the rear wheel assist steering cylinder 79, the servo valve 85, the unload valve 87, the hydraulic pump 88, the oil tank 89, and the accumulator 90.

【００１３】減衰力可変ショックアブソーバ３FL〜３RR
は、図３〜図７に示すように、外筒５と内筒６とで構成
されるシリンダチューブ７を有するツインチューブ式ガ
ス入りストラット型に構成され、内筒６内がこれに摺接
するピストン８によって上下圧力室９Ｕ，９Ｌに画成さ
れている。ピストン８は、図４〜図７で特に明らかなよ
うに、外周面に内筒６と摺接するシール部材９がモール
ドされ内周面に中心開孔１０を有する円筒状の下部半体
１１と、この下部半体１１に内嵌された上部半体１２と
で構成されている。Variable damping force shock absorber 3FL-3RR
Is a twin-tube gas-filled strut type having a cylinder tube 7 composed of an outer cylinder 5 and an inner cylinder 6 as shown in FIGS. 8 define upper and lower pressure chambers 9U and 9L. 4 to 7, the piston 8 has a cylindrical lower half 11 having a sealing member 9 molded on the outer peripheral surface thereof in sliding contact with the inner cylinder 6 and having a center opening 10 on the inner peripheral surface. The lower half 11 has an upper half 12 fitted therein.

【００１４】下部半体１１には、上下に貫通して穿設さ
れた伸側油流路１３と、上面側から下方にシール部材９
の下側まで延長して穿設された前記伸側油流路１３より
大径の孔部１４ａ及び円筒体１１の外周面から孔部１４
ａの底部に連通して穿設された孔部１４ｂで構成される
圧側油流路１４と、中心開孔１０の上下開口端に形成さ
れた円環状溝１５Ｕ，１５Ｌと、上面側に形成され円環
状溝１５Ｕと前記伸側油流路１３とに夫々連通する長溝
１６と、下面側に形成され円環状溝１５Ｌと連通する長
溝１７とが形成され、伸側油流路１３の下端側及び長溝
１７が伸側ディスクバルブ１８によって閉塞され、圧側
油流路１４の上端側が圧側ディスクバルブ１９によって
閉塞されている。The lower half body 11 has an extension oil passage 13 penetrating vertically and a sealing member 9 extending downward from the upper surface side.
The hole 14 a having a diameter larger than that of the extension-side oil flow path 13 and extending from the outer peripheral surface of the cylindrical body 11 to the hole 14.
a, a pressure-side oil flow path 14 formed of a hole 14b drilled in communication with the bottom of the hole a, annular grooves 15U, 15L formed at the upper and lower open ends of the central hole 10, and formed on the upper surface side. A long groove 16 communicating with the annular groove 15U and the expansion-side oil flow path 13 and a long groove 17 formed on the lower surface side and communicating with the annular groove 15L are formed. The long groove 17 is closed by the extension-side disk valve 18, and the upper end side of the compression-side oil flow path 14 is closed by the compression-side disk valve 19.

【００１５】また、上部半体１２は、下部半体１１の中
心開孔１０内に嵌挿された小径軸部２１と、この軸部２
１の上端に一体に形成された内筒６の内径より小径の大
径軸部２２とで構成され、これら小径軸部２１及び大径
軸部２２の中心位置に、小径軸部２１の下端面側から大
径軸部２２の中間部まで達する孔部２３ａと、この孔部
２３ａの上端側に連通してこれより小径の孔部２３ｂ
と、この孔部２３ｂの上端側に連通するこれより大径の
孔部２３ｃとで構成される貫通孔２３が形成され、小径
軸部２１の円環状溝１５Ｕ及び１５Ｌに対向する位置に
夫々半径方向に内周面側に貫通する一対の貫通孔２４
ａ，２４ｂ及び２５ａ，２５ｂが穿設され、且つ大径軸
部２２の孔部２３ａの上端側にこれと連通する弧状溝２
６が形成されていると共に、この弧状溝２６と下端面と
を連通するＬ字状の圧側油流路２７が形成され、この圧
側油流路２７の下端面開口部が圧側ディスクバルブ２８
によって閉塞されている。The upper half 12 has a small-diameter shaft portion 21 inserted into the center opening 10 of the lower half body 11 and the shaft portion 2.
The lower end face of the small-diameter shaft portion 21 is formed at the center of the small-diameter shaft portion 21 and the large-diameter shaft portion 22. 23a extending from the side to the middle of the large-diameter shaft portion 22, and a hole 23b communicating with the upper end of the hole 23a and having a smaller diameter than the hole 23a.
And a hole 23c having a larger diameter than the hole 23c communicating with the upper end side of the hole 23b. The through hole 23 is formed at a position facing the annular grooves 15U and 15L of the small diameter shaft 21 respectively. Pair of through holes 24 penetrating the inner peripheral surface side in the direction
a, 24b and 25a, 25b are drilled, and the upper end side of the hole 23a of the large-diameter shaft portion 22 is connected to the arc-shaped groove 2 communicating therewith.
6 is formed, and an L-shaped pressure-side oil flow path 27 communicating with the arc-shaped groove 26 and the lower end face is formed.
Is blocked by

【００１６】そして、下部半体１１と上部半体１２と
が、下部半体１１の中心開孔１０内に小径軸部２１を嵌
挿した状態で、小径軸部２１の下部半体１１より下方に
突出した下端部にナット２９を螺合させてナット締めす
ることにより、一体に連結されている。さらに、上部半
体１２の孔部２３ａ内に可変絞りを構成する上端部が閉
塞された円筒状の弁体３１が回動自在に配設されてい
る。この弁体３１には、図４に示すように、上部半体１
２における大径軸部２２の弧状溝２６に対向する位置に
半径方向に内周面に達する貫通孔３２が形成されている
と共に、図５〜図７に示すように上部半体１２の小径軸
部２１の貫通孔２４ａ及び２５ａ間に対応する外周面に
これらを連通する連通溝３３が形成され、さらに図６に
示すように上部半体１２の小径軸部２１の貫通孔２４ｂ
及び２５ｂ間に対応する外周面にこれらを内周面側に連
通させる軸方向に延長する長孔３４が形成されている。
そして、貫通孔３２、連通溝３３及び長孔３４の位置関
係が、図８に示す弁体３１の回転角即ち後述するステッ
プモータ４１FL〜４１RRのステップ角に対する減衰力特
性が得られるように選定されている。The lower half 11 and the upper half 12 are positioned below the lower half 11 of the small-diameter shaft 21 with the small-diameter shaft 21 inserted into the central opening 10 of the lower half 11. The nut 29 is screwed into the lower end protruding from the nut, and the nut 29 is tightened to be integrally connected. Further, a cylindrical valve body 31 whose upper end is closed in a hole 23a of the upper half body 12 and constitutes a variable throttle is rotatably disposed. As shown in FIG. 4, the upper half 1
2, a through-hole 32 is formed at a position facing the arc-shaped groove 26 of the large-diameter shaft portion 22 so as to reach the inner peripheral surface in the radial direction, and the small-diameter shaft of the upper half body 12 as shown in FIGS. A communication groove 33 is formed in the outer peripheral surface corresponding to the space between the through holes 24a and 25a of the portion 21, and further, as shown in FIG. 6, the through hole 24b of the small diameter shaft portion 21 of the upper half body 12 is formed.
An elongated hole 34 extending in the axial direction is formed in the outer peripheral surface corresponding to the area between the inner peripheral surface and the inner peripheral surface side.
Then, the positional relationship between the through hole 32, the communication groove 33, and the long hole 34 is selected so as to obtain the damping force characteristic with respect to the rotation angle of the valve body 31 shown in FIG. 8, that is, the step angles of the step motors 41FL to 41RR described later. ing.

【００１７】すなわち、例えば時計方向の最大回転角位
置である図８のＡ位置では、図４に示すように、貫通孔
３２のみが弧状溝２６に連通しており、したがって、ピ
ストン８が下降する圧側移動に対しては、下圧力室９Ｌ
から圧側油流路１４を通り、その開口端と圧側ディスク
バルブ１９とで形成されるオリフィスを通って上圧力室
９Ｕに向かう破線図示の圧側流路Ｃ１と、下圧力室９Ｌ
から弁体３１の内周面を通り、貫通孔３２、弧状溝２
６、圧側油流路２７を通り、その開口端と圧側ディスク
バルブ２８とで形成されるオリフィスを通って上圧力室
９Ｕに向かう破線図示の圧側流路Ｃ２とが形成され、且
つピストン８が上昇する伸側移動に対しては、上圧力室
９Ｕから長溝１６、伸側流路１３を通り、その開口端と
伸側ディスクバルブ１８とで形成されるオリフィスを通
って下圧力室９Ｌに向かう破線図示の伸側流路Ｔ１のみ
が形成され、伸側に対してはピストン速度の増加に応じ
て急増する高減衰力を発生させて、圧側に対してはピス
トン速度の増加に応じて微増する低減衰力を発生させ
る。That is, for example, at the position A in FIG. 8 which is the maximum rotation angle position in the clockwise direction, as shown in FIG. 4, only the through hole 32 communicates with the arc-shaped groove 26, so that the piston 8 descends. For pressure side movement, lower pressure chamber 9L
A pressure-side flow path C1 (shown by a dashed line) passing through the orifice formed by the open end of the pressure-side oil flow path 14 and the pressure-side disc valve 19 toward the upper pressure chamber 9U, and a lower pressure chamber 9L.
Through the inner peripheral surface of the valve body 31, through hole 32, arc-shaped groove 2
6. A pressure-side flow path C2, shown by a broken line, which passes through the pressure-side oil flow path 27, passes through an orifice formed by the opening end thereof and the pressure-side disc valve 28, and goes to the upper pressure chamber 9U, and the piston 8 rises. For the extension side movement, the upper pressure chamber 9U passes through the long groove 16 and the extension side flow path 13 and passes through the orifice formed by the opening end and the extension side disc valve 18 to the broken line toward the lower pressure chamber 9L. Only the expansion side flow path T1 shown in the figure is formed, and a high damping force is generated on the expansion side, which rapidly increases in accordance with an increase in the piston speed, and a low damping force on the compression side is slightly increased in accordance with the increase in the piston speed. Generates damping force.

【００１８】このＡ位置から弁体３１を反時計方向に回
動させることにより、図５に示すように、弁体３１の連
通溝３３と小径軸部２１の貫通孔２４ａ，２５ａとが連
通状態となり、回動角の増加に応じて連通溝３３と貫通
孔２４ａ，２５ａとの開口面積が徐々に増加する。この
ため、ピストン８の伸側移動に対しては、図５（ａ）に
示すように、流路Ｔ１と並列に長溝１６、円環状溝１５
Ｕ、貫通孔２４ａ、連通溝３３、貫通孔２５ａ、円環状
溝１５Ｌ、長溝１７を通り、長溝１７と圧側ディスクバ
ルブ１８とで形成されるオリフィスを通って下圧力室９
Ｌに向かう流路Ｔ２が形成されことになり、減衰力の最
大値が図８に示すように、連通溝３３と小径軸部２１の
貫通孔２４ａ，２５ａとの開口面積の増加に応じて徐々
に減少し、伸側移動に対しては、図５（ｂ）に示すよう
に、流路Ｃ１及びＣ２が形成されている状態を維持する
ため、最小減衰力状態を維持する。By rotating the valve body 31 in the counterclockwise direction from the position A, the communication groove 33 of the valve body 31 and the through holes 24a, 25a of the small diameter shaft portion 21 communicate with each other as shown in FIG. The opening area between the communication groove 33 and the through holes 24a and 25a gradually increases as the rotation angle increases. For this reason, as shown in FIG. 5 (a), when the piston 8 moves on the extension side, the long groove 16 and the annular groove 15 are arranged in parallel with the flow path T1.
U, the through-hole 24a, the communication groove 33, the through-hole 25a, the annular groove 15L, the long groove 17, and the lower pressure chamber 9 through the orifice formed by the long groove 17 and the pressure-side disc valve 18.
A flow path T2 toward L is formed, and the maximum value of the damping force gradually increases as the opening area between the communication groove 33 and the through holes 24a and 25a of the small diameter shaft portion 21 increases as shown in FIG. As shown in FIG. 5B, for the movement on the extension side, the state where the flow paths C1 and C2 are formed is maintained, so that the minimum damping force state is maintained.

【００１９】さらに、弁体３１を反時計方向に回動させ
て位置Ｂ近傍となると、図６に示すように、弁体３１の
貫通孔２４ｂ，２５ｂ間が長孔３４によって連通される
状態となる。このため、ピストン８の伸側移動に対して
は、図６（ａ）に示すように、流路Ｔ１及びＴ２と並列
に長溝１６、円環状溝１５Ｕ、貫通孔２４ａ、長孔３
４、孔部２３ａを通って下圧力室９Ｌに向かう流路Ｔ３
が形成されることになり、伸側減衰力が最小減衰力状態
となると共に、ピストン８の圧側移動に対しては、流路
Ｃ１及びＣ２に加えて孔部２３ａ、長孔３４、貫通孔２
４ｂ、円環状溝１５Ｕを通って長溝１６に達する流路Ｃ
３及び孔部２３ａ、長孔３４、貫通孔２５ｂ、円環状溝
１５Ｌ、貫通孔２５ａ、連通溝３３、貫通孔２４ａ、円
環状溝１５Ｕを通って長溝１６に達する流路Ｃ４が形成
されるが、図８に示すように、最小減衰力状態を維持す
る。Further, when the valve element 31 is rotated counterclockwise to a position near the position B, as shown in FIG. 6, a state is established in which the through hole 24b, 25b of the valve element 31 is communicated by the elongated hole 34. Become. For this reason, as shown in FIG. 6A, the elongated groove 16, the annular groove 15U, the through hole 24a, the elongated hole 3 are arranged in parallel with the flow paths T1 and T2 with respect to the extension side movement of the piston 8.
4. Flow path T3 passing through hole 23a toward lower pressure chamber 9L
Is formed, the extension-side damping force becomes the minimum damping force state, and the piston 23 moves against the compression side in addition to the flow passages C1 and C2 as well as the hole 23a, the long hole 34, and the through hole 2
4b, the flow path C reaching the long groove 16 through the annular groove 15U
3, a flow path C4 is formed that reaches the long groove 16 through the hole 23a, the long hole 34, the through hole 25b, the annular groove 15L, the through hole 25a, the communication groove 33, the through hole 24a, and the annular groove 15U. As shown in FIG. 8, the minimum damping force state is maintained.

【００２０】さらに、弁体３１を反時計方向に回動させ
ると、長孔３４と貫通孔２４ｂ及び２５ｂとの間の開口
面積が小さくなり、回動角θB2で長孔３４と貫通孔２４
ｂ及び２５ｂとの間が図７に示すように遮断状態となる
が、貫通孔３２と弧状溝２６との間の開口面積は回動角
θB2から徐々に小さくなる。このため、回動角θB2から
反時計方向の最大回動角θC 迄の間では、ピストン８の
伸側移動に対しては、流路Ｔ１及びＴ２が併存すること
から最小減衰力状態を維持し、逆にピストン８の圧側移
動に対しては、貫通孔３２と弧状溝２６との間の開口面
積が徐々に減少することにより、最大減衰力が徐々に増
加し、弁体３１が位置Ｃに到達したときに図７に示すよ
うに、貫通孔３２と弧状溝２６との間が遮断状態となる
ことにより、ピストンの圧側移動に対して、下圧力室９
Ｌから上圧力室９Ｕに達する流路が流路Ｃ１のみとな
り、圧側高減衰力状態となる。Further, when the valve element 31 is rotated in the counterclockwise direction, the opening area between the elongated hole 34 and the through holes 24b and 25b is reduced, and the elongated hole 34 and the through hole 24 are rotated at the rotation angle θ B2.
7, the opening area between the through hole 32 and the arc-shaped groove 26 gradually decreases from the rotation angle θ B2 . For this reason, between the rotation angle θ B2 and the maximum rotation angle θ C in the counterclockwise direction, the flow path T1 and T2 coexist for the movement of the piston 8 on the extension side, so that the minimum damping force state is set. On the contrary, when the piston 8 is moved on the pressure side, the opening area between the through hole 32 and the arc-shaped groove 26 is gradually reduced, so that the maximum damping force is gradually increased, and the valve body 31 is moved to the position. As shown in FIG. 7, when the piston reaches pressure C, the space between the through-hole 32 and the arc-shaped groove 26 is cut off.
The flow path from L to the upper pressure chamber 9U is only the flow path C1, and the pressure side is in a high damping force state.

【００２１】一方、上部半体１２の孔部２３ｃには、円
筒状のピストンロッド３５が嵌着され、このピストンロ
ッド３５の上端が、図３に示すように、シリンダチュー
ブ７より上方に突出され、その上端側が車体側部材３６
に取付けられたブラケット３７にゴムブッシュ３８Ｕ及
び３８Ｌを介してナット３９によって固定されていると
共に、ピストンロッド３５の上端にブラケット４０を介
してステップモータ４１FL〜４１RRがその回転軸４１ａ
を下方に突出した関係で固定され、この回転軸４１ａと
前述した弁体３１とがピストンロッド３５内に緩挿され
た連結杆４２によって連結されている。なお、４３はバ
ンパーラバーである。また、シリンダチューブ７の下端
は車輪側部材（図示せず）に連結されている。On the other hand, a cylindrical piston rod 35 is fitted into the hole 23c of the upper half body 12, and the upper end of the piston rod 35 projects upward from the cylinder tube 7, as shown in FIG. The upper end side is the vehicle body side member 36.
Is fixed by a nut 39 via rubber bushes 38U and 38L to a bracket 37 attached to the piston rod 35, and the step motors 41FL to 41RR are mounted on the upper end of the piston rod 35 via a bracket 40 by the rotation shaft 41a.
The rotating shaft 41a and the above-described valve element 31 are connected by a connecting rod 42 loosely inserted into the piston rod 35. 43 is a bumper rubber. The lower end of the cylinder tube 7 is connected to a wheel-side member (not shown).

【００２２】コントローラ４には、その入力側に、図９
に示すように、各車輪位置に対応する車体側に設けられ
た上下加速度に応じて、上向きで正となり下向きで負と
なるアナログ電圧でなる上下加速度検出値Ｘ2FL ″〜Ｘ
2RR ″を出力する上下加速度検出手段としての上下加速
度センサ５１FL〜５１RRと、例えば各減衰力可変ショッ
クアブソーバ３FL〜３RRのカバーに内蔵されて車体側部
材と車輪側部材との相対変位に応じたインダクタンス変
化によってアナログ電圧でなる相対変位検出値Ｘ
DFL （＝Ｘ2FL −Ｘ1FL ）〜ＸDRR （＝Ｘ2RR −
Ｘ1RR ）を出力する相対変位検出手段としてのストロー
クセンサ５２FL〜５２RRと、車速を検出する車速センサ
５３と、ステアリングホイール７６の操舵角を検出する
操舵角センサ５４Ｓと、後輪補助操舵用シリンダ７９の
移動量を検出することにより後輪舵角を検出する後輪舵
角センサ５４Ｒと、車体発生するヨーレートを検出する
ヨーレートセンサ５５とが接続され、出力側に各減衰力
可変ショックアブソーバ３FL〜３RRの減衰力を制御する
ステップモータ４１FL〜４１RRと、サーボ弁８５とが接
続されている。The controller 4 has, on its input side,
As shown in the figure, according to the vertical acceleration provided on the vehicle body side corresponding to each wheel position, the vertical acceleration detection values X 2FL ″ to X composed of analog voltages that are upwardly positive and downwardly negative are provided.
Vertical acceleration sensors 51FL to 51RR as vertical acceleration detecting means for outputting 2RR ", and an inductance which is built in, for example, the cover of each of the damping force variable shock absorbers 3FL to 3RR and which corresponds to the relative displacement between the vehicle body side member and the wheel side member. Relative displacement detection value X consisting of analog voltage due to change
DFL (= X 2FL −X 1FL ) to X DRR (= X 2RR −
X 1RR ), stroke sensors 52FL to 52RR as relative displacement detecting means, a vehicle speed sensor 53 for detecting a vehicle speed, a steering angle sensor 54S for detecting a steering angle of the steering wheel 76, and a rear wheel assist steering cylinder 79. A rear wheel steering angle sensor 54R for detecting a rear wheel steering angle by detecting a moving amount of the vehicle and a yaw rate sensor 55 for detecting a yaw rate generated by the vehicle body are connected, and each of the damping force variable shock absorbers 3FL to 3RR is provided on the output side. The step motors 41FL to 41RR for controlling the damping force of the motor and the servo valve 85 are connected.

【００２３】そして、コントローラ４は、入力インタフ
ェース回路５６ａ、出力インタフェース回路５６ｂ、演
算処理装置５６ｃ及び記憶装置５６ｄを少なくとも有す
るマイクロコンピュータ５６と、上下加速度センサ５１
FL〜５１RRの上下加速度検出値Ｘ2FL ″〜Ｘ2RR ″をデ
ィジタル値に変換して入力インタフェース回路５６ａに
供給するＡ／Ｄ変換器５７FL〜５７RRと、ストロークセ
ンサ５２FL〜５２RRの相対変位検出値ＸDFL 〜ＸDRR を
ディジタル値に変換して入力インタフェース回路５６ａ
に供給するＡ／Ｄ変換器５８FL〜５８RRと、操舵角セン
サ５４の操舵角検出値θS をディジタル値に変換して入
力インタフェース回路５６ａに供給するＡ／Ｄ変換器６
０Ｒと、後輪舵角センサ５４Ｒの後輪舵角検出値δrdを
ディジタル値に変換して入力インタフェース回路５６ａ
に供給するＡ／Ｄ変換器６０Ｒと、ヨーレートセンサ５
５のヨーレート検出値ＹD をディジタル値に変換して入
力インタフェース回路５６ａに供給するＡ／Ｄ変換器６
０Ｙと、出力インタフェース回路５６ｂから出力される
各ステップモータ４１FL〜４１RRに対するステップ制御
信号が入力され、これをステップパルスに変換して各ス
テップモータ４１FL〜４１RRを駆動するモータ駆動回路
５９FL〜５９RRと、出力インタフェース回路５６ｂから
出力される駆動制御信号ＣＳra及びＣＳrbによって後輪
操舵装置のサーボ弁８５を駆動する駆動回路６１ａ，６
１ｂとを備えている。The controller 4 includes a microcomputer 56 having at least an input interface circuit 56a, an output interface circuit 56b, an arithmetic processing device 56c, and a storage device 56d;
The vertical displacement detection values X 2FL ″ to X 2RR ″ of the FL to 51RR are converted into digital values and supplied to the input interface circuit 56a, and the relative displacement detection values X of the A / D converters 57FL to 57RR and the stroke sensors 52FL to 52RR. input interface circuit 56a converts the DFL to X DRR to a digital value
A / D converters 58FL to 58RR supplied to the A / D converter 6 and an A / D converter 6 which converts the detected steering angle θ S of the steering angle sensor 54 into a digital value and supplies the digital value to the input interface circuit 56a.
0R and the rear wheel steering angle detection value δ rd of the rear wheel steering angle sensor 54R are converted into digital values and input interface circuit 56a
A / D converter 60R that supplies the yaw rate sensor 5
5 of the yaw rate detection value Y D converted to a digital value input interface circuit 56a to supply the A / D converter 6
0Y, a step control signal for each of the step motors 41FL to 41RR output from the output interface circuit 56b is input, and the motor drive circuits 59FL to 59RR for converting this into step pulses to drive each of the step motors 41FL to 41RR. Drive circuits 61a and 61 for driving the servo valve 85 of the rear wheel steering device with the drive control signals CS ra and CS rb output from the output interface circuit 56b.
1b.

【００２４】ここで、マイクロコンピュータ５６の演算
処理装置５６ｃは、図１０〜図１２の処理を実行して、
上下加速度センサ５１FL〜５１RRから入力される車体の
上下加速度検出値Ｘ2FL ″〜Ｘ2RR ″を積分した車体上
下速度Ｘ2FL ′〜Ｘ2RR ′と、ストロークセンサ５２FL
〜５２RRから入力される車輪及び車体間の相対変位検出
値ＸDFL （＝Ｘ2FL −Ｘ1FL ）〜ＸDRR （＝Ｘ2RR −Ｘ
1RR ）を微分した相対速度ＸDFL ′〜ＸDRR ′とに基づ
いてスカイフック制御を行うための減衰力係数Ｃを決定
し、決定された減衰係数Ｃに対応するステップモータ４
１FL〜４１RRの目標ステップ角θT を算出し、この目標
ステップ角θT と現在のステップ角θPとの差値を算出
して、これに応じたステップ制御量をモータ駆動回路５
９FL〜５９RRに出力すると共に、操舵角センサ５４Ｓの
操舵角検出値θS に基づいて前輪舵角δf を算出し、次
いで車速センサ５３の車速検出値Ｖに基づいて前後輪の
舵角比ｋを算出し、この舵角比ｋに基づいて後輪舵角δ
r を算出し、後輪舵角δrと後輪舵角検出値δrdとの差
値が零となるように開閉制御信号ＣＳra及びＣＳrbを出
力し、さらに上下加速度検出値Ｘ2FL ″〜Ｘ2RR ″の周
波数ｆFL〜ｆRRを検出し、この周波数ｆFL〜ｆRRがバネ
上共振周波数域にあるときには、減衰力制御処理ではス
カイフック制御を行い且つ操舵制御処理ではヨーレート
フィードバック制御ゲインｋP を高制御ゲインとし、バ
ネ下共振周波数域にあるときには、減衰力制御処理では
高減衰力状態を保持し且つ操舵制御処理では制御ゲイン
ｋP を高制御ゲインとし、バネ上共振周波数域とバネ下
共振周波数との中間の中間周波数域にあるときには減衰
力制御処理ではスカイフック制御を行い且つ操舵制御処
理では制御ゲインｋP を高制御ゲインより低い標準制御
ゲインに設定する。Here, the arithmetic processing unit 56c of the microcomputer 56 executes the processing of FIGS.
A vehicle body vertical velocity X 2FL '~X 2RR' obtained by integrating the vehicle body vertical acceleration detection value X 2FL "~X 2RR" input from the vertical acceleration sensor 51FL～51RR, stroke sensor 52FL
To 52RR, the relative displacement detection values X DFL (= X 2FL -X 1FL ) to X DRR (= X 2RR -X)
1RR ), the damping force coefficient C for performing the skyhook control is determined based on the relative speeds X DFL ′ to X DRR ′, and the step motor 4 corresponding to the determined damping coefficient C is determined.
Calculates a target step angle theta T of 1FL～41RR, this calculates the difference value between the target step angle theta T and the current step angle theta P, the motor driving circuit a step control amount corresponding to 5
And outputs the 9FL～59RR, calculates a front wheel steering angle [delta] f based on the steering angle detected value theta S of the steering angle sensor 54S, then the steering angle ratio k of the front and rear wheels based on the vehicle speed detection value V of the vehicle speed sensor 53 Is calculated based on the steering angle ratio k.
calculating a r, and outputs a switching control signal CS ra and CS rb as difference value between the rear wheel steering angle [delta] r and the rear wheel steering angle detected value [delta] rd becomes zero, further vertical acceleration detection value X 2FL " It detects the frequency f FL ~f RR of to X 2RR ", when the frequency f FL ~f RR is in sprung resonance frequency range, the yaw rate feedback control in and the steering control process performed skyhook control in the damping force control process the gain k P a high control gain, when in the unsprung resonance frequency range, the damping force control processing is held and steering control processing high damping force state control gain k P a high control gain, sprung resonance frequency range and when in the middle frequency range intermediate the unsprung resonance frequency is set to a low standard control gain control gain k P than the height control gain in and steering control processing performed skyhook control in the damping force control processing.

【００２５】また、記憶装置５６ｄは、演算処理装置５
６ｃの演算処理に必要なプログラムを予め記憶している
と共に、演算処理過程での必要な値及び演算結果を逐次
記憶し、さらに予め目標ヨーレートを算出するための目
標ヨーレートマップを格納している。ここで、目標ヨー
レートマップは、図１３に示すように、Ｘ軸に操舵角セ
ンサ５４Ｓの操舵角検出値θS 、Ｙ軸に車速センサ５３
の車速検出値Ｖ及びＺ軸に目標ヨーレートＹO を夫々と
り、例えば操舵角検出値θS が９０度で車速検出値Ｖが
６０km/hであるときにピークをとる３次元マップで構成
されている。The storage device 56d stores the arithmetic processing device 5
A program necessary for the arithmetic processing of FIG. 6c is stored in advance, necessary values in the arithmetic processing process and arithmetic results are sequentially stored, and a target yaw rate map for calculating a target yaw rate is stored in advance. Here, as shown in FIG. 13, the target yaw rate map has a steering angle detection value θ S of the steering angle sensor 54S on the X axis and a vehicle speed sensor 53 on the Y axis.
And a target yaw rate Y O on the Z-axis, respectively, and a three-dimensional map that peaks when the steering angle detection value θ S is 90 degrees and the vehicle speed detection value V is 60 km / h, for example. I have.

【００２６】次に、上記実施例の動作をマイクロコンピ
ュータ５６の演算処理装置５６ｃの減衰力制御処理の一
例を示す図１０、操舵制御処理の一例を示す図１１及び
減衰係数設定処理の一例を示す図１２を伴って説明す
る。すなわち、図１０の減衰力制御処理は、所定時間
（例えば２０msec）毎にタイマ割込処理として実行さ
れ、先ずステップＳ１で車速検出値Ｖ、操舵角検出値θ
S 及び各上下加速度検出値Ｘ2i″（ｉ＝FL，FR，RL，R
R）を読込み、次いで、ステップＳ２に移行して、各相
対変位検出値ＸDiを読込み、次いでステップＳ３に移行
して、ステップＳ１で読込んだ上下加速度検出値Ｘ2i″
を例えばローパスフィルタ処理することにより積分して
車体上下速度Ｘ2i′を算出し、これらを記憶装置５６ｄ
の所定記憶領域に一時記憶し、次いでステップＳ４に移
行してステップＳ２で読込んだ相対変位検出値ＸDiを例
えばハイパスフィルタ処理することにより微分して相対
速度ＸDi′を算出し、これらを記憶装置５６ｄの所定記
憶領域に一時記憶してからステップＳ５に移行する。Next, the operation of the above embodiment will be described with reference to a micro computer.
Of the damping force control processing of the arithmetic processing unit 56c of the computer 56
FIG. 10 showing an example, FIG. 11 showing an example of a steering control process, and
A description will be given with reference to FIG. 12 showing an example of the attenuation coefficient setting process.
You. That is, the damping force control processing of FIG.
(For example, every 20 msec)
First, in step S1, the vehicle speed detection value V and the steering angle detection value θ
SAnd each vertical acceleration detection value X2i″ (I = FL, FR, RL, R
R), and then proceeds to step S2, where each phase is read.
Displacement detection value XDiAnd then proceed to step S3
Then, the vertical acceleration detection value X read in step S12i″
Is integrated by, for example, low-pass filtering.
Body vertical speed X2i′ Are calculated and these are stored in the storage device 56 d
Is temporarily stored in a predetermined storage area, and then the process proceeds to step S4.
And the relative displacement detection value X read in step S2.DiThe example
For example, by performing high-pass filter processing,
Speed XDi′ Are calculated, and these are stored in a predetermined
After the temporary storage in the storage area, the process proceeds to step S5.

【００２７】このステップＳ５では、後述する図１２の
制御ゲイン設定処理で減衰力制御フラグＦが“１”にセ
ットされているか否かを判定し、減衰力制御フラグＦが
“０”にリセットされているときには、ステップＳ６に
移行して前記ステップＳ３及びＳ４で算出した車体上下
速度Ｘ2i′及び相対速度ＸDi′と制御ゲインＣS とに基
づいて下記（１）式の演算を行ってスカイフック制御を
行うための減衰係数Ｃを算出してからステップＳ８に移
行し、減衰力制御フラグＦが“１”にセットされている
ときにはステップＳ７に移行して、減衰係数Ｃを予め設
定されたＣMAXに設定してからステップＳ８に移行す
る。In step S5, it is determined whether or not the damping force control flag F has been set to "1" in a control gain setting process of FIG. 12 described later, and the damping force control flag F is reset to "0". If so, the process proceeds to step S6 to calculate the following formula (1) based on the vehicle body vertical speed X 2i ′ and the relative speed X Di ′ and the control gain C S calculated in steps S3 and S4, and calculate the sky. After calculating the damping coefficient C for performing the hook control, the process proceeds to step S8, and when the damping force control flag F is set to "1", the process proceeds to step S7, where the damping coefficient C is set in advance. transition from set to C MAX to step S8.

【００２８】 Ｃ＝ＣS ・Ｘ2i′／ＸDi′ …………（１） ステップＳ８では、上記ステップＳ６又はＳ７で算出し
た減衰係数Ｃが予め設定された減衰力可変ショックアブ
ソーバ３ｉでの最小減衰力ＣMIN 以下であるか否かを判
定し、Ｃ＞ＣMIN であるときには、ステップＳ９に移行
して車体上下速度Ｘ2i′が正であるか否かを判定し、Ｘ
2i′＞０であるときには、ステップＳ１０に移行して、
前記ステップＳ６又はＳ７で算出した減衰係数Ｃを伸側
で設定するように、図８に対応する制御マップのθA 〜
θB1の領域を参照して目標ステップ角θT を算出してか
らステップＳ１１に移行する。C = C S × X 2i ′ / X Di ′ (1) In step S8, the damping coefficient C calculated in step S6 or S7 is set to a predetermined value by the damping force variable shock absorber 3i. It is determined whether or not the minimum damping force is less than or equal to the minimum damping force CMIN . If C> CMIN , the process proceeds to step S9 to determine whether or not the vehicle body vertical speed X2i 'is positive.
When 2i ′> 0, the process proceeds to step S10,
In order to set the damping coefficient C calculated in step S6 or S7 on the extension side, θ A of the control map corresponding to FIG.
After calculating the target step angle θ T with reference to the area of θ B1, the process proceeds to step S11.

【００２９】このステップＳ１１では、記憶装置５６ｄ
に格納されている現在ステップ角θ P と目標ステップ角
θT との偏差を算出し、これをステップ制御量Ｓとして
記憶装置５６ｄの所定記憶領域に更新記憶すると共に、
前記目標ステップ角θT を現在ステップ角θP として更
新記憶し、次いで、ステップＳ１２に移行して、記憶装
置５６ｄの所定記憶領域に格納されているステップ制御
量Ｓをモータ駆動回路５９ｉに出力してからタイマ割込
処理を終了して所定のメインプログラムに復帰する。In step S11, the storage device 56d
Current step angle θ stored in PAnd target step angle
θTIs calculated as a step control amount S.
While updating and storing in a predetermined storage area of the storage device 56d,
The target step angle θTIs the current step angle θPUpdate as
New storage is performed, and then the process proceeds to step S12,
Step control stored in a predetermined storage area of the storage 56d
Outputs the amount S to the motor drive circuit 59i and then interrupts the timer
The process ends and returns to the predetermined main program.

【００３０】また、ステップＳ９の判定結果がＸ2i′＜
０であるときには、ステップＳ１３に移行して、前記ス
テップＳ６又はＳ７で算出した減衰係数Ｃを圧側で設定
するように、図８に対応する制御マップのθB2〜θC の
領域を参照して目標ステップ角θT を算出してから前記
ステップＳ１１に移行する。さらに、ステップＳ８の判
定結果が、Ｃ≦ＣMIN であるときには、ステップＳ１４
に移行して、図８に対応する制御マップのθB1〜θB2の
領域を参照して目標ステップ角θT を算出してから前記
ステップＳ１１に移行する。The result of the determination in step S9 is X 2i ′ <
When the value is 0, the process proceeds to step S13, and refers to the range of θ B2 to θ C in the control map corresponding to FIG. 8 so that the damping coefficient C calculated in step S6 or S7 is set on the pressure side. After calculating the target step angle θ T , the process proceeds to step S11. Further, when the result of the determination in step S8 is C ≦ C MIN , the process proceeds to step S14.
The process proceeds to, migrate with reference to the region of the theta B1 through? B2 of the corresponding control map in FIG. 8 calculates the target step angle theta T in the step S11.

【００３１】この図１０の処理が減衰力制御手段に対応
している。図１１の操舵制御処理は、上記減衰力制御処
理と同様に、所定時間（例えば２０msec）毎のタイマ割
込処理として実行され、先ずステップＳ２１で車速セン
サ５３の車速検出値Ｖ、操舵角センサ５４Ｓの操舵角検
出値θS 、ヨーレートセンサ５５のヨーレート検出値Ｙ
D 及び後輪舵角センサ５４Ｒの後輪舵角検出値δrdを読
込み、次いでステップＳ２２に移行して、操舵角検出値
θS をステアリングギヤ比Ｎで除して前輪舵角δF （＝
θS ／Ｎ）を算出する。The processing in FIG. 10 corresponds to the damping force control means. The steering control process of FIG. 11 is executed as a timer interrupt process every predetermined time (for example, 20 msec), similarly to the above-described damping force control process. First, in step S21, the vehicle speed detection value V of the vehicle speed sensor 53 and the steering angle sensor 54S the steering angle detection value theta S, the yaw rate detected value Y of the yaw rate sensor 55
D and the rear wheel steering angle detection value δ rd of the rear wheel steering angle sensor 54R are read, and then the process proceeds to step S22, in which the steering angle detection value θ S is divided by the steering gear ratio N to obtain the front wheel steering angle δ F (=
θ S / N) is calculated.

【００３２】次いで、ステップＳ２３に移行して、車速
検出値Ｖをもとに下記（２）式の演算を行って前後輪の
舵角比ｋを算出する。 ｋ＝｛ｂＬ−ｍＶ2 （ａ／Ｃr ）｝／｛ａＬ−ｍＶ2 （ａ／Ｃf ）｝…（２） 次いで、ステップＳ２４に移行して、車速検出値Ｖ及び
操舵角検出値θS をもとに図１３の目標ヨーレートマッ
プを参照して目標ヨーレートＹO を算出し、次いでステ
ップＳ２５に移行して、目標ヨーレートＹO とステップ
Ｓ２１で読込んだヨーレート検出値ＹD との偏差ε（＝
ＹO −ＹD ）を算出し、次いでステップＳ２６に移行し
て、ヨーレート偏差εを例えばハイパスフィルタ処理に
よって微分してヨーレート偏差微分値ε′を算出し、次
いでステップＳ２７に移行して下記（３）式の演算を行
って後輪舵角δr を算出する。Next, the routine proceeds to step S23, where the following equation (2) is calculated based on the detected vehicle speed V to calculate the steering angle ratio k of the front and rear wheels. k = {bL−mV 2 (a / C r )} / {aL−mV 2 (a / C f )} (2) Next, the process proceeds to step S24, where the vehicle speed detection value V and the steering angle detection value θ Based on S , the target yaw rate Y O is calculated with reference to the target yaw rate map of FIG. 13, and then the process proceeds to step S25, where the deviation between the target yaw rate Y O and the yaw rate detection value Y D read in step S21. ε (=
Y O −Y D ), and then proceeds to step S26 to calculate the yaw rate deviation differential value ε ′ by differentiating the yaw rate deviation ε by, for example, a high-pass filter process, and then proceeds to step S27 to obtain the following (3) ) is calculated rear wheel steering angle [delta] r by performing the calculation of the equation.

【００３３】 δr ＝ｋ・δf ＋ｋP ・ε＋ｋD ・ε′ …………（３） ここで、ｋP はヨーレートフィードバック制御ゲインで
あり、後述する図１２の制御ゲイン設定処理で記憶装置
５６ｄの所定記憶領域に更新記憶された値を読出して使
用し、ｋD は予め設定された固定値の制御ゲインであ
る。次いで、ステップＳ２８に移行して、後輪舵角δr
と後輪舵角検出値δrdとの偏差Δδr （＝δr −δrd）
を算出し、差値Δδr が零であるときには、サーボ弁８
５に対する制御信号ＣＳra及びＣＳrbを共に論理値
“０”に、差値Δδr が正（Δδr ＞０）であるときに
は、制御信号ＣＳraを論理値“１”に、制御信号ＣＳrb
を論理値“０”に、差値Δδr が負（Δδr ＜０）であ
るときには、制御信号ＣＳraを論理値“０”に、制御信
号ＣＳrbを論理値“１”に夫々設定して駆動回路６０
ａ，６０ｂに出力してからタイマ割込処理を終了して所
定のメインプログラムに復帰する。Δ r = k · δ f + k P · ε + k D · ε ′ (3) Here, k P is a yaw rate feedback control gain, and is a storage device in a control gain setting process of FIG. The value updated and stored in the predetermined storage area of 56d is read and used, and k D is a preset fixed value control gain. Then, the process proceeds to step S28, the rear wheel steering angle [delta] r
Deviation between the rear wheel steering angle detected value [delta] rd and Δδ r (= δ r -δ rd )
Calculates, when the difference value .DELTA..delta r is zero, the servo valve 8
It is both a logic value "0" to the control signal CS ra and CS rb for 5, when a difference value .DELTA..delta r is positive (Δδ r> 0), the control signal CS ra to the logical value "1", the control signal CS rb
To logic value "0", when the difference value .DELTA..delta r is negative (Δδ r <0), the control signal CS ra to the logical value "0", respectively set the control signal CS rb to the logical value "1" Drive circuit 60
a, 60b, then terminates the timer interrupt process and returns to the predetermined main program.

【００３４】この図１１の処理が操舵制御手段に対応し
ている。さらに、図１２の制御ゲイン設定処理は、上記
減衰力制御処理及び操舵制御処理と同様に、所定時間
（例えば２０msec）毎のタイマ割込処理として実行さ
れ、先ずステップＳ３１で上下加速度検出値Ｘ2FL ″〜
Ｘ2RR ″を読込み、次いでステップＳ３２に移行して、
上下加速度検出値Ｘ2FL ″〜Ｘ2RR ″の単位時間当たり
のゼロクロス回数又はゼロクロスからゼロクロス迄の時
間を計測することにより、周波数ｆFL〜ｆRRを算出す
る。The processing in FIG. 11 corresponds to the steering control means. Further, the control gain setting process of FIG. 12 is executed as a timer interrupt process every predetermined time (for example, 20 msec), similarly to the above-described damping force control process and steering control process. First, in step S31, the vertical acceleration detection value X 2FL is detected. ″ ~
X 2RR ″ is read, and then the process proceeds to step S 32.
The frequency f FL to f RR is calculated by measuring the number of zero crossings per unit time of the vertical acceleration detection values X 2FL ″ to X 2RR ″ or the time from zero cross to zero cross.

【００３５】次いで、ステップＳ３３に移行して、算出
した周波数ｆFL〜ｆRRがバネ上共振周波数域（１〜２Hz
程度）であるか否かを判定し、バネ上共振周波数域であ
るときには、ステップＳ３４に移行して、減衰力制御フ
ラグＦを減衰力をスカイフック制御することを表す
“０”にリセットすると共に、操舵制御処理におけるヨ
ーレートフィードバック制御ゲインｋP を高制御ゲイン
ｋPHに設定してこれを記憶装置５６ｄの所定記憶領域に
更新記憶してからタイマ割込処理を終了して所定のメイ
ンプログラムに復帰する。Then, the process proceeds to step S33, in which the calculated frequencies f FL to f RR are adjusted to the sprung resonance frequency range (1 to 2 Hz).
It is determined whether or not the damping force is within the sprung resonance frequency range, and the process proceeds to step S34 to reset the damping force control flag F to “0” indicating that the damping force is skyhook controlled. Then, the yaw rate feedback control gain k P in the steering control processing is set to the high control gain k PH , which is updated and stored in a predetermined storage area of the storage device 56d, and then the timer interrupt processing is terminated and the processing returns to the predetermined main program. I do.

【００３６】また、ステップＳ３３の判定結果がバネ上
共振周波数域ではないときには、ステップＳ３５に移行
して、周波数ｆFL〜ｆRRがバネ下共振周波数域（１０〜
１２Hz程度）であるか否かを判定し、バネ下共振周波数
域であるときには、ステップＳ３６に移行して減衰力制
御フラグＦを減衰力を高減衰力状態に保持することを表
す“１”にセットすると共に、ヨーレートフィードバッ
ク制御ゲインｋP を高制御ゲインｋPHに設定してこれを
記憶装置５６ｄの所定記憶領域に更新記憶してからタイ
マ割込処理を終了して所定のメインプログラムに復帰す
る。If the result of the determination in step S33 is not in the sprung resonance frequency range, the flow shifts to step S35, where the frequencies f FL to f RR are changed to the unsprung resonance frequency range (10 to 10).
It is determined whether or not the damping force is in the unsprung resonance frequency range. If it is in the unsprung resonance frequency range, the process proceeds to step S36 to set the damping force control flag F to “1” indicating that the damping force is maintained in the high damping force state. At the same time, the yaw rate feedback control gain k P is set to the high control gain k PH , which is updated and stored in a predetermined storage area of the storage device 56d, and then the timer interrupt processing is ended to return to the predetermined main program. .

【００３７】さらに、ステップＳ３５の判定結果がバネ
下共振周波数域ではなくバネ上共振周波数域及びバネ下
共振周波数域間の中間周波数域（４〜８Hz程度）である
か又はバネ下共振周波数域以上の周波数であるときに
は、ステップＳ３７に移行して、減衰力制御フラグＦを
“０”にリセットすると共に、ヨーレートフィードバッ
ク制御ゲインｋP を高制御ゲインｋPHより低い標準制御
ゲインｋPNに設定し、これを記憶装置５６ｄの所定記憶
領域に更新記憶してからタイマ割込処理を終了して所定
のメインプログラムに復帰する。Further, the result of the determination in step S35 is not the unsprung resonance frequency range but the intermediate frequency range (about 4 to 8 Hz) between the sprung resonance frequency range and the unsprung resonance frequency range, or is equal to or higher than the unsprung resonance frequency range. when the frequency, the process proceeds to step S37, the damping force control flag F is reset to "0", sets the yaw rate feedback control gain k P at a high control gain k lower than PH standard control gain k PN, This is updated and stored in a predetermined storage area of the storage device 56d, and then the timer interrupt processing is terminated to return to a predetermined main program.

【００３８】したがって、今、車両が平坦な良路を定速
走行しているものとすると、この状態では、車体の上下
動が殆どないので、各上下加速度センサ５１FL〜５１RR
から出力される上下加速度検出値Ｘ2FL ″〜Ｘ2RR ″は
略零となる。したがって、図１２の制御ゲイン設定処理
が実行されたときに、ステップＳ３２で算出される車体
上下速度周波数ｆFL〜ｆRRも零となる。このため、ステ
ップＳ３３，Ｓ３５を経てステップＳ３７に移行し、ヨ
ーレートフィードバック制御ゲインｋP が標準制御ゲイ
ンｋPNに設定されると共に、減衰力制御フラグＦが
“０”にリセットされる。Therefore, if it is assumed that the vehicle is traveling at a constant speed on a flat, good road, the vertical acceleration of the vertical acceleration sensors 51FL to 51RR is small since there is almost no vertical movement of the vehicle in this state.
The vertical acceleration detection values X 2FL ″ to X 2RR ″ output from are substantially zero. Therefore, when the control gain setting process of FIG. 12 is executed, the vehicle body vertical speed frequencies f FL to f RR calculated in step S32 also become zero. Therefore, the process proceeds to step S37 via steps S33 and S35, the yaw rate feedback control gain k P is set to the standard control gain k PN , and the damping force control flag F is reset to “0”.

【００３９】このため、図１０の減衰力制御処理が実行
されたときに、ステップＳ３で算出される車体上下速度
Ｘ2FL ′〜Ｘ2RR ′も略零となり、減衰力制御フラグＦ
が“０”にリセットされているので、ステップＳ５から
ステップＳ６に移行して算出される減衰係数Ｃも略零と
なるたため、ステップＳ７からステップＳ１３に移行し
て、伸側及び圧側最小減衰係数ＣnMIN及びＣaMINとなる
ステップ角θB1〜θB2の範囲内のステップ角を目標ステ
ップ角θT として設定し、このステップモータ４１FL〜
４１RRのステップ角が目標ステップ角θT に一致するよ
うに駆動される。このため、減衰力可変ショックアブソ
ーバ３FL〜３RRの弁体３１が図６に示す位置Ｂにセット
され、これによって、ピストン８の伸側及び圧側の減衰
係数Ｃが夫々最小減衰係数ＣnMIN及びＣaMINに設定され
る。したがって、この状態で、車輪に路面の細かな凹凸
による振動が入力されても、これが減衰力可変ショック
アブソーバ３FL〜３RRで吸収されて車体に伝達されず、
良好な乗心地を確保することができる。For this reason, when the damping force control process of FIG. 10 is executed, the vehicle body vertical speeds X 2FL ′ to X 2RR ′ calculated in step S3 become substantially zero, and the damping force control flag F
Has been reset to "0", the damping coefficient C calculated from step S5 to step S6 also becomes substantially zero, so the step moves from step S7 to step S13, where the extension side and compression side minimum damping coefficients are calculated. the step angle in the range of C Nmin and C Amin a step angle theta B1 through? B2 is set as the target step angle theta T, the step motor 41FL~
Step angle 41RR are driven so as to match the target step angle theta T. Therefore, the valve element 31 of variable damping force shock absorber 3FL~3RR is set to the position B shown in FIG. 6, whereby the minimum s damping coefficient C of the extension side and the compression side husband damping piston 8 coefficients C Nmin and C Amin Is set to Therefore, in this state, even if vibrations due to fine irregularities on the road surface are input to the wheels, the vibrations are absorbed by the damping force variable shock absorbers 3FL to 3RR and are not transmitted to the vehicle body.
Good ride comfort can be ensured.

【００４０】一方、図１１の操舵制御処理が実行された
とき、車両が直進走行状態であるので、操舵角検出値θ
S が零であり、ステップＳ２５で算出される目標ヨーレ
ートＹO も零となるので、ステップＳ２７で算出される
後輪舵角δr も零となるため、制御信号ＣＳra及びＣＳ
rbが共に論理値“０”となり、直進走行状態を維持す
る。On the other hand, when the steering control process shown in FIG. 11 is executed, the vehicle is in a straight running state, so that the detected steering angle θ
Since S is zero and the target yaw rate Y O calculated in step S25 is also zero, the rear wheel steering angle δ r calculated in step S27 is also zero, so that the control signals CS ra and CS ra
rb both assume the logical value “0” and maintain the straight traveling state.

【００４１】この良路走行状態で、例えば前上がりの段
差等の一過性の段部を通過するときには、この段部通過
によって車体が上下動しないときには、車体上下速度Ｘ
2FL′〜Ｘ2RR ′が零を維持するので、最小減衰係数Ｃ
aMIN及びＣnMIN状態を維持するため、車輪が段部に乗り
上げたときの突き上げ力を吸収することができるが、比
較的大きな段部に乗り上げて、その突き上げ力を吸収し
きれないときには、車体も上方に変位されることにな
り、このため車体上下速度Ｘ2FL ′〜Ｘ2RR ′が正方向
に増加することになる。このように、車体上下速度Ｘ
2FL ′〜Ｘ2RR ′が正方向に増加すると、ステップＳ７
に移行して、図８のステップ角θA 〜θB1の領域で減衰
係数Ｃに応じた目標ステップ角θT が算出されるので、
減衰力可変ショックアブソーバ３FL〜３RRの弁体３１が
図５に示すように切換制御される。この結果、段部乗り
上げによって相対速度ＸDFL ′〜ＸDRR ′が負即ち車体
側の変位速度Ｘ2i′に対して車輪側の変位速度Ｘ1i′が
速くてピストン８が圧側に移動するときには、圧側の最
小減衰係数ＣaMINを維持しているので、車輪側への振動
入力を吸収することができ、この状態から段部を乗り越
えることにより車輪側の上昇速度が車体側の上昇速度よ
り小さくなると相対速度ＸDFL ′〜ＸDRR ′が正となっ
てピストン８が伸側に移動することになる。このときに
は、減衰係数Ｃが大きな値となるので、車体の上昇を抑
制する制振効果を発揮し、その後車体の上昇が停止する
と、車体上下速度Ｘ2FL ′〜Ｘ2RR ′が零となることに
より、前述したようにステップモータ４１FL〜４１RRが
反時計方向に回動されて位置Ｂに復帰され、これによっ
て圧側及び伸側が共に最小減衰係数ＣaMIN及びＣnMINに
制御され、次いで車体が下降を開始すると、これに応じ
て車体上下速度Ｘ2FL ′〜Ｘ 2RR ′が負方向に増加する
ことにより、ステップＳ９からステップＳ１３に移行し
て、図８の制御マップを参照してステップ角θB2〜θC
の範囲で減衰係数Ｃに応じた目標ステップ角θT を算出
することにより、弁体３１がさらに反時計方向に回動さ
れて、図７に示す回動位置に回動される。このため、車
体が下降し、且つ相対速度ＸDFL ′〜ＸDRR ′が負とな
ってピストン８が圧側に移動する状態では、減衰力が大
きくなることにより、大きな制振効果が発揮される。In this good road running state, for example,
When passing through a temporary step such as a difference,
When the vehicle does not move up and down due to
2FL'~ X2RR′ Remain zero, so that the minimum damping coefficient C
aMINAnd CnMINWheels ride on steps to maintain condition
Although it can absorb the pushing force when raised,
Riding on a relatively large step, absorbing the thrust
Otherwise, the vehicle will be displaced upward.
Therefore, the vehicle vertical speed X2FL'~ X2RR′ Is positive
Will increase. Thus, the vehicle vertical speed X
2FL'~ X2RR′ Increases in the positive direction, step S7
And the step angle θ in FIG.A~ ΘB1Attenuation in the area
Target step angle θ according to coefficient CTIs calculated, so
The damping force variable shock absorber 3FL ~ 3RR valve body 31
Switching control is performed as shown in FIG. As a result, step riding
Relative speed X by raisingDFL'~ XDRR′ Is negative, ie the body
Side displacement speed X2i′ To the wheel side displacement speed X1i'But
When the piston 8 moves to the compression side at high speed, the compression
Small damping coefficient CaMINVibration to the wheel side
Input can be absorbed, and from this state the step
As a result, the rising speed on the wheel side is
Relative speed XDFL'~ XDRR′ Is positive
As a result, the piston 8 moves to the extension side. At this time
Means that the damping coefficient C has a large value,
Demonstrate the damping effect, then stop the lift of the body
And body vertical speed X2FL'~ X2RR′ Becomes zero
As described above, the step motors 41FL to 41RR are
It is rotated counterclockwise to return to position B, thereby
The minimum damping coefficient C on both the compression side and the extension sideaMINAnd CnMINTo
Control, and then when the vehicle begins to descend,
Body speed X2FL'~ X 2RR′ Increases in the negative direction
As a result, the process moves from step S9 to step S13.
And the step angle θ with reference to the control map of FIG.B2~ ΘC
Target step angle θ according to the damping coefficient C in the range ofTCalculate
As a result, the valve element 31 is further rotated counterclockwise.
Then, it is turned to the turning position shown in FIG. Because of this, the car
Body descends and relative speed XDFL'~ XDRR′ Is negative
When the piston 8 moves to the compression side, the damping force is large.
Greater vibration exerts a great damping effect.

【００４２】逆に車輪が前下がりの段差を通過するとき
には、先ず車輪がリバウンドすることにより、相対速度
ＸDFL ′〜ＸDRR ′が正方向に増加するが、このときに
は車体は上下動しないので、車体上下速度Ｘ2FL ′〜Ｘ
2RR ′は零であるので、減衰力可変ショックアブソーバ
３FL〜３RRの減衰係数は最小減衰係数ＣaMIN及びＣnM IN
を維持し、車輪の下降を許容し、その後、車体が下降を
開始すると、車体上下速度Ｘ2FL ′〜Ｘ2RR ′が負方向
に増加すると、減衰係数Ｃが大きな値となって、ステッ
プ角θB2〜θC の範囲の目標ステップ角θT が算出され
ることになり、弁体３１が図７に示す位置に回動される
ため、ピストン８の圧側の移動に対しては大きな減衰力
を与えて大きな制振効果を発揮することができ、その後
車体上下速度Ｘ2FL ′〜Ｘ2RR ′が小さくなって減衰係
数Ｃが小さくなるに応じて、弁体３１が時計方向に回動
されて位置Ｂ側に戻り、車体上下速度Ｘ2FL ′〜
Ｘ2RR ′が零となると、弁体３１が位置Ｂとなって、最
小減衰係数ＣaMIN及びＣnMINとなる。その後、車体が揺
り戻しによって上昇を開始すると、車体上下速度
Ｘ2FL ′〜Ｘ2RR ′が正方向に増加すると共に、相対速
度ＸDFL ′〜ＸDRR ′が正方向となることにより、減衰
係数Ｃの増加に伴ってステップ角θA 側となる目標ステ
ップ角θT が算出されて、弁体３１が時計方向に回動さ
れて図５に示す位置となることにより、ピストン８の伸
側の移動に対しては大きな減衰力を与えて制振効果を発
揮することができる。このように、良路を走行している
状態で一過性の段差を通過する場合には、スカイフック
制御によって良好な制振効果を発揮することができ、悪
路を走行する場合にも、車体上下速度Ｘ2FL ′〜
Ｘ2RR ′の正（又は負）によってステップ角θA 側（又
はステップ角θC 側）の目標ステップ角θT が算出され
ることにより、車体が上昇して相対速度ＸDFL ′〜Ｘ
DRR ′が負及び車体が下降して相対速度ＸDFL ′〜Ｘ
DRR ′が正となる加振方向であるときに減衰係数Ｃを最
小減衰係数ＣaMIN及びＣnMINに制御し、逆に車体が上昇
して相対速度ＸDFL ′〜ＸDRR ′が正及び車体が下降し
て相対速度ＸDFL ′〜ＸDRR ′が負となる制振方向であ
るときに減衰係数Ｃを上下速度度Ｘ2FL ′〜Ｘ2RR ′及
び相対速度ＸDFL ′〜ＸDRR′に応じた最適な減衰係数
に制御して、良好な乗心地を確保することができる。Conversely, when the wheels pass through the step of descending forward, the relative speeds X DFL ′ to X DRR ′ increase in the forward direction due to the rebound of the wheels, but the vehicle does not move up and down at this time. Body vertical speed X 2FL '~ X
Since 2RR 'is zero, the damping coefficients of the damping force variable shock absorbers 3FL to 3RR are the minimum damping coefficients C aMIN and C nM IN
Maintaining, allowing the lowering of the wheels, then the vehicle starts to descend, the vehicle body vertical velocity X 2FL '~X 2RR' is increased in the negative direction, is the attenuation coefficient C is a large value, the step angle θ will be B2 through? C target step angle theta T ranging is calculated, since the valve body 31 is rotated to the position shown in FIG. 7, a large damping force against movement of the compression side of the piston 8 As a result, the valve body 31 is rotated clockwise as the vehicle vertical speeds X 2FL ′ to X 2RR ′ become smaller and the damping coefficient C becomes smaller. Return to the B side, and the vehicle vertical speed X2FL '~
When X 2RR ′ becomes zero, the valve element 31 is at the position B, and has the minimum damping coefficients C aMIN and C nMIN . Thereafter, when the vehicle body starts rising by swinging back, the vehicle body vertical speeds X 2FL ′ to X 2RR ′ increase in the positive direction, and the relative speeds X DFL ′ to X DRR ′ become the positive direction. is the target step angle theta T as a step angle theta a side with an increase in the calculation, by the valve body 31 is a position shown in FIG. 5 is rotated in the clockwise direction, the movement of the extension side of the piston 8 , A large damping force can be given to exert a vibration damping effect. In this way, when passing through a temporary step while traveling on a good road, a good vibration suppression effect can be exerted by the skyhook control, and even when traveling on a bad road, Body vertical speed X 2FL '~
'By target step angle theta T positive (or negative) by the step angle theta A side (or step angle theta C side) is calculated, the relative speed X DFL body rises' X 2RR to X
DRR 'is negative and the body descends and the relative speed X DFL ' ~ X
When DRR 'is in the excitation direction where it is positive, the damping coefficient C is controlled to the minimum damping coefficients C aMIN and C nMIN , and conversely, the vehicle body rises and the relative speeds X DFL ' to X DRR 'become positive and the vehicle body becomes When the relative velocity X DFL 'to X DRR ' is lowered and the relative velocity X DFL 'to X DRR ' is negative, the damping coefficient C is adjusted according to the vertical velocity X 2FL 'to X 2RR ' and the relative velocity X DFL 'to X DRR '. By controlling to the optimum damping coefficient, a good ride comfort can be secured.

【００４３】また、悪路を走行する状態でも、上記段差
通過時と同様に、車体が上昇して相対速度ＸDFL ′〜Ｘ
DRR ′が負及び車体が下降して相対速度ＸDFL ′〜Ｘ
DRR ′が正となる加振方向であるときに減衰係数Ｃを最
小減衰係数ＣaMIN及びＣnMINに制御し、逆に車体が上昇
して相対速度ＸDFL ′〜ＸDRR ′が正及び車体が下降し
て相対速度ＸDFL ′〜ＸDRR ′が負となる制振方向であ
るときに減衰係数Ｃを上下速度度Ｘ2FL ′〜Ｘ2RR ′及
び相対速度ＸDFL ′〜ＸDRR ′に応じた最適な減衰係数
に制御されて、良好な乗心地を確保することができる。Even when the vehicle is traveling on a rough road, the vehicle body rises and the relative speeds X DFL 'to X
DRR 'is negative and the body descends and the relative speed X DFL ' ~ X
When DRR 'is in the excitation direction where it is positive, the damping coefficient C is controlled to the minimum damping coefficients C aMIN and C nMIN , and conversely, the vehicle body rises and the relative speeds X DFL ' to X DRR 'become positive and the vehicle body becomes When the relative velocity X DFL 'to X DRR ' is lowered and the relative velocity X DFL 'to X DRR ' is negative, the damping coefficient C is adjusted according to the vertical velocity X 2FL 'to X 2RR ' and the relative velocity X DFL 'to X DRR '. By controlling to an optimal damping coefficient, a good ride comfort can be secured.

【００４４】また、良路の直進走行状態からステアリン
グホイール７６を右切り（又は左切り）した後、左切り
（又は右切り）して、スラローム走行状態に移行する
と、これによって車体に先ず旋回外輪となる左輪側が沈
み込み、旋回内輪側となる右輪側が浮き上がる後輪側か
らみて左下がりのロールを生じ、次いで旋回外輪となる
右輪側が沈み込み、旋回内輪側はなる左輪側が浮き上が
る後輪側からみて右下がりのロールを生じることにな
る。このように、スラロームによるロールが生じると、
これに応じて左輪側の上下加速度センサ５１FL及び５１
RLでは車体上下加速度検出値Ｘ2FL ″及びＸ2RL ″が零
から負方向に増加した後正方向に増加することになり、
右輪側の上下加速度センサ５１FR及び５１RRでは車体上
下加速度検出値Ｘ2FR ″及びＸ2RR ″が零から正方向に
増加した後負方向に増加することになり、図１２の処理
が実行されたときに、上下加速度周波数ｆFL〜ｆRRが零
から増加し、これがバネ上共振周波数域（１〜２Hz程
度）であるときには、ステップＳ３３からステップＳ３
４に移行して、ヨーレートフィードバック制御ゲインｋ
Pが高制御ゲインｋPHに設定されると共に、減衰力制御
フラグＦが“０”にリセットされる。When the steering wheel 76 is turned right (or left) from a straight running state on a good road, and then left (or right) turned to a slalom running state, the turning outer wheel is first attached to the vehicle body. The left wheel side sinks, and the right wheel side, which is the turning inner wheel side, rises and rolls downward, as viewed from the rear wheel side. As a result, a downward-sloping roll is produced. Thus, when the roll by slalom occurs,
In response to this, the vertical acceleration sensors 51FL and 51
In RL, the vehicle vertical acceleration detection values X 2FL ″ and X 2RL ″ increase from zero in the negative direction and then increase in the positive direction.
Would be increased in the negative direction after the right wheel side of the vertical acceleration sensor 51FR and 51 RR in the vehicle body vertical acceleration detection value X 2FR "and X 2RR" is increased from zero in the positive direction, the process of FIG. 12 is executed At this time, when the vertical acceleration frequencies f FL to f RR increase from zero and are in the sprung resonance frequency range (about 1 to 2 Hz), steps S33 to S3 are performed.
4, the yaw rate feedback control gain k
P is set to the high control gain k PH and the damping force control flag F is reset to “0”.

【００４５】このため、スラローム走行を開始したとき
には、その直前の直進走行時の乗心地を重視した制御状
態を継続するが、上下加速度周波数がバネ上共振周波数
域に達したときに、ヨーレートフィードバック制御ゲイ
ンｋP が高制御ゲインｋPHに設定されることにより、図
１１の処理が開始されたときに、ステップＳ２７におけ
るヨーレート偏差εの補正項が大きな値となることによ
り後輪操舵の応答性が向上し、操縦安定性を重視した制
御状態に移行する一方、図１０の減衰力制御処理では、
直進走行状態と同様に減衰力制御フラグＦが“０”に設
定されていることから引き続きスカイフック制御が継続
されて乗心地を重視した制御が継続される。このため、
減衰力制御によって輪荷重が変化しても後輪操舵による
ヨーレートフィードバック制御で操縦安定性を確保する
ことができるので、スラローム走行を安定して行うこと
ができる。For this reason, when the slalom running is started, the control state in which the ride comfort during the straight running immediately before the running is emphasized is continued, but when the vertical acceleration frequency reaches the sprung resonance frequency range, the yaw rate feedback control is performed. By setting the gain k P to the high control gain k PH , when the processing in FIG. 11 is started, the correction term of the yaw rate deviation ε in step S27 becomes a large value, so that the responsiveness of the rear wheel steering is improved. While the control state shifts to a control state that emphasizes steering stability, while the damping force control processing in FIG.
Since the damping force control flag F is set to "0" in the same manner as in the straight running state, the skyhook control is continued, and the control emphasizing the riding comfort is continued. For this reason,
Even if the wheel load changes due to the damping force control, the steering stability can be secured by the yaw rate feedback control by the rear wheel steering, so that the slalom traveling can be performed stably.

【００４６】また、スラローム走行時に路面凹凸を通過
することにより、上下加速度周波数ｆFL〜ｆRRがバネ上
共振周波数を越えて中間周波数域（４〜８Hz程度）とな
ると、図１２の処理が実行されたときに、ステップＳ３
３，Ｓ３５を経てステップＳ３７に移行して、ヨーレー
トフィードバック制御ゲインｋP が標準制御ゲインｋ PN
に低下されると共に、減衰力制御フラグＦは“０”のリ
セット状態を継続するので、操縦安定性の応答性を低下
させて操縦安定性制御感覚を抑制して乗員が違和感を感
じないようにして、乗心地を重視する制御状態に変更さ
れる。In addition, the vehicle passes over rough roads during slalom traveling.
The vertical acceleration frequency fFL~ FRRIs sprung
Beyond the resonance frequency and become the intermediate frequency range (about 4 to 8 Hz)
Then, when the processing of FIG. 12 is executed, step S3
After going through step S35 and step S37, the
Feedback control gain kPIs the standard control gain k PN
And the damping force control flag F is reset to "0".
The responsiveness of maneuvering stability is reduced because the set state is maintained.
The driver's sense of discomfort by suppressing the steering stability control feeling
And change to a control state that emphasizes ride comfort.
It is.

【００４７】さらに、スラローム走行時に細かな凹凸が
連続する路面を走行することにより、上下加速度周波数
ｆFL〜ｆRRがバネ下共振周波数域（１０〜１２Hz程度）
に達すると、図１２の処理が実行されたときに、ステッ
プＳ３５からステップＳ３６に移行することになり、ヨ
ーレートフィードバック制御ゲインｋP が高制御ゲイン
ｋPHに上昇されると共に、減衰力制御フラグＦが“１”
にセットされ、図１０の減衰力制御処理が実行されたと
きに、ステップＳ５からステップＳ７に移行して減衰係
数が最大減衰係数ＣMAX に設定されるので、バネ下のバ
タツキを大幅に低減することができると共に、図１１の
操舵制御処理が実行されたときに、ステップＳ２７のヨ
ーレート偏差εの補正項が大きな値となるので、高速旋
回時尻振り運動等の車両のフラツキを軽減して操縦安定
性を向上させることができ、操縦安定性を重視した制御
を行う。Further, when the vehicle travels on a road surface where fine irregularities are continuous during the slalom traveling, the vertical acceleration frequencies f FL to f RR become lower than the unsprung resonance frequency range (about 10 to 12 Hz).
When the process of FIG. 12 is executed, the process proceeds from step S35 to step S36, the yaw rate feedback control gain k P is increased to the high control gain k PH , and the damping force control flag F Is "1"
When the damping force control process of FIG. 10 is executed, the process proceeds from step S5 to step S7, where the damping coefficient is set to the maximum damping coefficient C MAX , so that the unsprung flutter is greatly reduced. In addition, when the steering control process of FIG. 11 is executed, the correction term of the yaw rate deviation ε in step S27 becomes a large value. Stability can be improved, and control with emphasis on steering stability is performed.

【００４８】なお、上記実施例においては、減衰力を制
御する弁体３１をロータリ形に構成した場合について説
明したが、これに限定されるものではなく、スプール形
に構成して、圧側と伸側とで異なる流路を形成するよう
にしてもよく、この場合にはステップモータ４１FL〜４
１RRの回転軸４１ａにピニオンを連結し、このピニオン
に噛合するラックを連結杆４２に取り付けるか又は電磁
ソレノイドを適用して弁体３１の摺動位置を制御すれば
よく、さらには減衰力を連続的に変化させる場合に代え
て減衰力を複数段階に切換可能な減衰力可変ショックア
ブソーバを適用することもできる。In the above embodiment, the case where the valve element 31 for controlling the damping force is formed in a rotary type is described. However, the present invention is not limited to this. Different flow paths may be formed on the side and in this case, in this case, step motors 41FL to 4FL
A pinion may be connected to the rotation shaft 41a of the 1RR, and a rack that meshes with the pinion may be attached to the connection rod 42 or an electromagnetic solenoid may be used to control the sliding position of the valve body 31. Instead of changing the damping force, a damping force variable shock absorber capable of switching the damping force in a plurality of stages can be applied.

【００４９】また、上記実施例においては、後輪補助操
舵用シリンダ７９をクローズドセンサ型のサーボ弁８５
を使用してフィードバック制御する場合について説明し
たが、これに限定されるものではなく、オープンセンタ
型サーボ弁を適用し、これに応じて四輪託７９のピスト
ンロッド７９ａに中立位置に復帰させる復帰スプリング
を介装して制御するようにしてもよい。In the above embodiment, the rear wheel auxiliary steering cylinder 79 is provided with a closed sensor type servo valve 85.
However, the present invention is not limited to this, but is applicable to an open center type servo valve, and the piston rod 79a of the four-wheel drive 79 is returned to the neutral position accordingly. The control may be performed by interposing a spring.

【００５０】さらに、上記実施例においては、後輪操舵
制御で前述した（３）式のヨーレートフィードバック制
御を行う場合について説明したが、これに限らず前後輪
の舵角比ｋを車体上下加速度周波数に応じて変更するよ
うにしてもよい。さらにまた、上記実施例においては、
減衰力制御において、スカイフック制御と高減衰力固定
制御とを切換える場合について説明したが、これに限ら
ず上下加速度周波数に応じてきめ細かく減衰力を変更す
るようにしてもよく、同様に操舵制御においても、制御
ゲインを上下加速度周波数に応じてきめ細かく変更する
ようにしてもよい。Further, in the above-described embodiment, the case where the yaw rate feedback control of the above-described formula (3) is performed in the rear wheel steering control is described. However, the present invention is not limited to this. May be changed according to the conditions. Furthermore, in the above embodiment,
In the damping force control, the case of switching between the skyhook control and the high damping force fixed control has been described. However, the present invention is not limited to this, and the damping force may be finely changed according to the vertical acceleration frequency, and similarly in the steering control. Alternatively, the control gain may be finely changed according to the vertical acceleration frequency.

【００５１】さらにまた、上記実施例においては、マイ
クロコンピュータ５６を適用して制御する場合について
説明したが、これに限定されるものではなく、ゼロクロ
ス検出器、上下加速度センサ５１ｉの出力を積分する積
分器、ストロークセンサ５２ｉの出力を微分する微分回
路、関数発生器等の電子回路を組み合わせて構成するこ
ともできる。Furthermore, in the above-described embodiment, the case where the control is performed by using the microcomputer 56 has been described. However, the present invention is not limited to this, and the integration for integrating the outputs of the zero-cross detector and the vertical acceleration sensor 51i is performed. An electronic circuit such as a device, a differentiating circuit for differentiating the output of the stroke sensor 52i, and a function generator may be combined.

【００５２】また、上記実施例においては、ストローク
センサとしてポテンショメータを適用した場合について
説明したが、これに限定されるものではなく、車体と路
面との相対距離を検出する超音波距離センサ、検出コイ
ルを使用してインピーダンス変化又はインダクタンス変
化によって変位を検出する変位センサ等の任意の相対変
位検出手段を適用し得る。In the above embodiment, the case where the potentiometer is used as the stroke sensor has been described. However, the present invention is not limited to this. The ultrasonic distance sensor for detecting the relative distance between the vehicle body and the road surface, the detection coil Any relative displacement detection means such as a displacement sensor that detects displacement by impedance change or inductance change using the above method can be applied.

【００５３】さらに、上記実施例においては、車体２の
各車輪１FL〜１RR位置に上下加速度センサ５１FL〜５１
RRを設けた場合について説明したが、何れか１つの上下
加速度センサを省略して、省略した位置の上下加速度を
他の上下加速度センサの値から推定するようにしてもよ
い。さらにまた、上記実施例においては、ステップモー
タ４１FL〜４１RRをオープンループ制御する場合につい
て説明したが、これに限らずステップモータの回転角を
エンコーダ等で検出し、これをフィードバックすること
によりクローズドループ制御するようにしてもよい。Furthermore, in the above embodiment, the vertical acceleration sensors 51FL to 51FL are located at the respective wheels 1FL to 1RR of the vehicle body 2.
Although the case where the RR is provided has been described, any one of the vertical acceleration sensors may be omitted, and the vertical acceleration at the omitted position may be estimated from the values of the other vertical acceleration sensors. Furthermore, in the above embodiment, the case where the step motors 41FL to 41RR are controlled by open loop has been described. However, the present invention is not limited to this, and the rotation angle of the step motors is detected by an encoder or the like, and this is fed back to perform closed loop control. You may make it.

【００５４】[0054]

【発明の効果】以上説明したように、請求項１に係る４
輪操舵車両の車両特性制御装置によれば、車体の各車輪
位置の上下加速度を検出する共に、検出した上下加速度
の周波数を検出して、検出した周波数に応じて減衰力制
御手段及び操舵制御手段の制御ゲインを変更するように
したので、車体の上下動に応じて減衰力特性及び操舵特
性を最適状態に制御することができるという効果が得ら
れる。As explained above, according to the first aspect of the present invention,
According to the vehicle characteristic control device for a wheel-steered vehicle, the vertical acceleration of each wheel position of the vehicle body is detected, the frequency of the detected vertical acceleration is detected, and the damping force control unit and the steering control unit are detected according to the detected frequency. Is changed, the damping force characteristic and the steering characteristic can be controlled to an optimum state according to the vertical movement of the vehicle body.

【００５５】また、請求項２に係る４輪操舵車両の車両
特性制御装置によれば、車体上下加速度の周波数がバネ
上共振周波数域にある状態では、操舵制御ゲインを高く
すると共に、減衰力制御ゲインを車体上下速度及び相対
速度に基づいて制御することにより、操縦安定性と乗心
地の双方を重視する制御を行い、車体上下加速度の周波
数がバネ上共振周波数域及びバネした共振周波数域の中
間の中間周波数域にあるときに操舵制御ゲインを低下さ
せるとともに減衰力制御ゲインを車体上下速度及び相対
速に基づいて制御することにより、乗心地を重視した制
御を行い、車体の上下動に応じた最適な特性制御を行う
ことができるという効果が得られる。According to the vehicle characteristic control apparatus for a four-wheel steering vehicle, when the frequency of the vehicle body vertical acceleration is in the sprung resonance frequency range, the steering control gain is increased and the damping force control is performed. By controlling the gain based on the vehicle vertical speed and the relative speed, control that places importance on both steering stability and ride comfort is performed, and the frequency of the vehicle vertical acceleration is between the sprung resonance frequency range and the sprung resonance frequency range. When the vehicle is in the intermediate frequency range, the steering control gain is reduced and the damping force control gain is controlled based on the vehicle body vertical speed and the relative speed, so that control is performed with emphasis on ride comfort, and the control according to the vehicle body vertical movement is performed. The effect that optimal characteristic control can be performed is obtained.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明の基本構成を示す概略構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a basic configuration of the present invention.

【図２】本発明の一実施例を示す概略構成図である。FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing one embodiment of the present invention.

【図３】減衰力可変ショックアブソーバの一例を示す一
部を断面とした正面図である。FIG. 3 is a partially sectional front view showing an example of a variable damping force shock absorber.

【図４】車体上昇時の最大減衰力状態での減衰力調整機
構を示す拡大断面図である。FIG. 4 is an enlarged sectional view showing a damping force adjusting mechanism in a maximum damping force state when the vehicle body is lifted.

【図５】車体上昇時の中間減衰力状態での減衰力調整機
構を示す拡大断面図であり、（ａ）は伸側、（ｂ）は圧
側の作動油経路を夫々示している。FIGS. 5A and 5B are enlarged cross-sectional views showing a damping force adjusting mechanism in an intermediate damping force state when the vehicle body is lifted, wherein FIG. 5A shows a hydraulic oil path on the extension side and FIG.

【図６】車体無変動時の減衰力調整機構を示す拡大断面
図であり、（ａ）は伸側、（ｂ）は圧側の作動油経路を
夫々示している。FIGS. 6A and 6B are enlarged cross-sectional views showing a damping force adjustment mechanism when the vehicle body does not fluctuate, wherein FIG. 6A shows a hydraulic oil path on the extension side and FIG.

【図７】車体下降時の最大減衰力状態での減衰力調整機
構を示す拡大断面図であり、（ａ）は伸側、（ｂ）は圧
側の作動油経路を夫々示している。FIGS. 7A and 7B are enlarged cross-sectional views showing a damping force adjusting mechanism in a state of maximum damping force when the vehicle body descends, wherein FIG. 7A shows a hydraulic oil path on the extension side and FIG.

【図８】減衰力可変ショックアブソーバのステップ角に
対する減衰力特性を示す説明図である。FIG. 8 is an explanatory diagram showing a damping force characteristic with respect to a step angle of a variable damping force shock absorber.

【図９】コントローラの一例を示すブロック図である。FIG. 9 is a block diagram illustrating an example of a controller.

【図１０】コントローラの減衰力制御処理手順の一例を
示すフローチャートである。FIG. 10 is a flowchart illustrating an example of a damping force control processing procedure of a controller.

【図１１】コントローラの操舵制御処理手順の一例を示
すフローチャートである。FIG. 11 is a flowchart illustrating an example of a steering control processing procedure of a controller.

【図１２】コントローラの制御ゲイン設定処理手順の一
例を示すフローチャートである。FIG. 12 is a flowchart illustrating an example of a control gain setting processing procedure of the controller.

【図１３】操舵角検出値、車速検出値及び目標ヨーレー
トの関係を示す目標ヨーレートマップを示す特性線図で
ある。FIG. 13 is a characteristic diagram showing a target yaw rate map showing a relationship between a detected steering angle, a detected vehicle speed, and a target yaw rate.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１FL〜１RR 車輪 ２ 車体 ３FL〜３RR 減衰力可変ショックアブソーバ ４ コントローラ Ｔ１〜Ｔ３ 伸側流路 Ｃ１〜Ｃ４ 圧側流路 ４１FL〜４１RR ステップモータ ５１FL〜５１RR 上下加速度センサ ５２FL〜５２RR ストロークセンサ ５３ 車速センサ ５４Ｓ 操舵角センサ ５４Ｒ 後輪舵角センサ ５５ ヨーレートセンサ ５６ マイクロコンピュータ ５９FL〜５９RR モータ駆動回路 ７６ ステアリングホイール ７９ 後輪補助操舵用シリンダ ８５ サーボ弁 1FL to 1RR Wheel 2 Body 3FL to 3RR Damping force variable shock absorber 4 Controller T1 to T3 Expansion side flow path C1 to C4 Pressure side flow path 41FL to 41RR Step motor 51FL to 51RR Vertical acceleration sensor 52FL to 52RR Stroke sensor 53 Vehicle speed sensor 54S Steering Angle sensor 54R Rear wheel steering angle sensor 55 Yaw rate sensor 56 Microcomputer 59FL-59RR Motor drive circuit 76 Steering wheel 79 Rear wheel auxiliary steering cylinder 85 Servo valve

Claims (2)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】 減衰力可変ショックアブソーバを有する
サスペンションと、少なくとも後輪を補助操舵する補助
操舵装置と、前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰
力を車体の上下動に応じて制御する減衰力制御手段と、
前記補助操舵装置を操舵角等に応じて制御する操舵制御
手段とを備えた４輪操舵車両の車両特性制御装置におい
て、車体上下加速度を検出する車体上下加速度検出手段
と、該車体上下加速度検出手段の車体上下加速度の周波
数を検出する上下加速度周波数検出手段と、該上下加速
度周波数検出手段で検出した車体上下加速度周波数に応
じて前記減衰力制御手段及び操舵制御手段における制御
ゲインを変更する制御ゲイン変更手段とを備えたことを
特徴とする４輪操舵車両の車両特性制御装置。1. A suspension having a variable damping force shock absorber, an auxiliary steering device for auxiliary steering of at least a rear wheel, and damping force control means for controlling a damping force of the variable damping force shock absorber in accordance with a vertical movement of a vehicle body. When,
A vehicle characteristic control apparatus for a four-wheel steering vehicle, comprising: a steering control means for controlling the auxiliary steering device according to a steering angle and the like. A vehicle vertical acceleration detection means for detecting a vehicle vertical acceleration, and a vehicle vertical acceleration detection means Vertical acceleration frequency detecting means for detecting the frequency of the vehicle vertical acceleration, and control gain changing for changing control gains in the damping force control means and the steering control means according to the vehicle vertical acceleration frequency detected by the vertical acceleration frequency detecting means. And a vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle. 【請求項２】 前記制御ゲイン変更手段は、上下加速度
周波数がバネ上共振周波数近傍であるときに減衰力制御
手段における制御ゲインを車体上下速度及び相対変位速
度に応じて変更すると共に、操舵制御手段の制御ゲイン
を高制御ゲインに設定し、バネ上共振周波数及びバネ下
共振周波数間の中間周波数領域では、減衰力制御手段に
おける制御ゲインを車体上下速度及び相対変位速度に応
じて変更すると共に、操舵制御手段の制御ゲインを高制
御ゲインより低い制御ゲインに設定するようにしたこと
を特徴とする請求項１記載の４輪操舵車両の車両特性制
御装置。2. The control gain changing means changes a control gain in the damping force control means in accordance with a vehicle vertical speed and a relative displacement speed when the vertical acceleration frequency is near a sprung resonance frequency, and further comprises a steering control means. In the intermediate frequency region between the sprung resonance frequency and the unsprung resonance frequency, the control gain of the damping force control means is changed according to the vehicle vertical speed and the relative displacement speed, and the steering The vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle according to claim 1, wherein the control gain of the control means is set to a control gain lower than the high control gain.
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