JP3167835B2 - Vehicle suspension device - Google Patents

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、減衰力をアクチュエー
タにより変更することのできる可変ダンパを備えた車両
用サスペンション装置に関し、特に、上下加速度を検出
するためのセンサを削減可能とすることにより低コスト
化を測ったサスペンション装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a suspension system for a vehicle having a variable damper whose damping force can be changed by an actuator, and more particularly to a vehicle suspension system which can reduce the number of sensors for detecting vertical acceleration. The present invention relates to a suspension device whose cost has been measured.

【０００２】[0002]

【従来の技術】車両用のサスペンション装置として、従
来より、例えば特開平３−１８２８２６号公報に開示さ
れるように、車体と各車輪との間にそれぞれ流体シリン
ダを配設し、該各流体シリンダへの流量を流量制御弁に
より各車輪毎に独立的に給排制御して、車両のサスペン
ション特性を運転状態に応じて可変とするいわゆるフル
アクティブ・コントロール・サスペンション装置（ＡＣ
Ｓ装置）が知られている。2. Description of the Related Art Conventionally, as a suspension device for a vehicle, for example, as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 3-182826, a fluid cylinder is disposed between a vehicle body and each wheel. So-called full-active control suspension device (AC) that independently controls the supply and discharge of each wheel by a flow control valve to vary the suspension characteristics of the vehicle according to the driving state
S device) is known.

【０００３】しかしながら、このフルアクティブ・コン
トロール・サスペンション装置は、システムが大規模と
なり、また高圧の油圧を用いることによりシステム全体
が極めて高価なものとなるという欠点を有していた。そ
こで、減衰力を変更することのできる減衰力可変ダンパ
を備えた、所謂「セミアクテイブサスペンション装置」
が提案されている。この可変ダンパは、内部を２室に分
離した流体シリンダを用い、その２室の間をオリフィス
で連通し、オリフィスによる絞り量を制御するというも
のである。オリフィスの絞り量の制御は次のようにして
行なう。即ち、例えば、２枚の円板に複数の穴を設け、
この２枚の円板を中心を一致させて重ねて、シリンダ内
の前記２室の境に位置させる。そして、一方の円板を固
定し、他方の円板をステップモータなどで回転させ、前
記一方の円盤に設けられた穴と他方の円盤に設けられた
穴とが重なることによってオリフィスが形成されること
になる。前記一方の円盤に設けられた穴を複数種類の大
きさとし、他方の円盤に設けられた穴も同じように複数
種類の大きさとする。従って、前記ステップモータの回
転位置が絞り量を、即ち、減衰力を表すことになる。[0003] However, this full-active control suspension device has the disadvantage that the system becomes large-scale and the whole system becomes extremely expensive due to the use of high-pressure hydraulic pressure. Therefore, a so-called "semi-active suspension device" equipped with a variable damping force damper capable of changing the damping force.
Has been proposed. This variable damper uses a fluid cylinder whose interior is separated into two chambers, and communicates between the two chambers with an orifice to control the throttle amount by the orifice. The control of the orifice throttle amount is performed as follows. That is, for example, a plurality of holes are provided in two disks,
The two disks are overlapped with their centers aligned, and located at the boundary between the two chambers in the cylinder. Then, one disk is fixed, the other disk is rotated by a stepping motor or the like, and an orifice is formed by overlapping the hole provided in the one disk with the hole provided in the other disk. Will be. The holes provided in the one disk have a plurality of sizes, and the holes provided in the other disk also have a plurality of sizes. Therefore, the rotation position of the step motor indicates the amount of throttle, that is, the damping force.

【０００４】[0004]

【発明が解決しようとする課題】フルアクティブサスペ
ンション制御装置は、高圧の油圧を利用するので車高を
積極的に上下でき、精度の良い姿勢制御を実現できる。
一方、「セミアクティブサスペンション制御装置」は、
減衰力を変更するだけであるので、車高制御（姿勢制
御）の精度はフルアクティブサスペンション制御装置に
比して落ちるものの、コスト的には有利となる。The full-active suspension control device utilizes a high-pressure hydraulic pressure, so that the vehicle height can be positively raised and lowered, and accurate posture control can be realized.
On the other hand, the “semi-active suspension control device”
Since only the damping force is changed, the accuracy of the vehicle height control (attitude control) is lower than that of the full active suspension control device, but is advantageous in cost.

【０００５】しかし、従来のサスペンション装置は、バ
ウンス制御，ピッチ制御，ロール制御を行うためにどう
しても３つの上下加速度センサを必要とする。このこと
がサスペンション装置の高コスト化を招いていた。本発
明は、コストの低廉価とサスペンション特性制御の両立
を高い次元で確保した車両用サスペンション装置を提供
せんとするものである。However, the conventional suspension device necessarily requires three vertical acceleration sensors for performing bounce control, pitch control, and roll control. This has led to an increase in the cost of the suspension device. SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide a vehicular suspension device that ensures a balance between low cost and suspension characteristic control at a high level.

【０００６】[0006]

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するた
め、本発明は、減衰力が可変なダンパを車輪に備えた車
両用サスペンション装置において、車両の略前部の略中
央に設けられた第１の上下方向加速度センサと、車両の
略後部の略中央に設けられた第２の上下方向加速度セン
サと、この車両の操舵角を検出する舵角検出手段と、前
記第１，第２の上下方向加速度センサの出力信号に基づ
いて当該車両のバウンス，ピッチ運動を防止する制御を
フィードバック制御で行なうと共に、前記検出手段の操
舵角信号を受けてフィードフォワード制御によって車両
の旋回制御を行なう制御手段とを具備することを特徴と
する。SUMMARY OF THE INVENTION In order to achieve the above object, the present invention relates to a vehicle suspension device having a damper having a variable damping force on a wheel. A first vertical acceleration sensor, a second vertical acceleration sensor provided substantially at the center of a substantially rear portion of the vehicle, steering angle detecting means for detecting a steering angle of the vehicle, the first and second vertical acceleration sensors. Control means for performing control for preventing bounce and pitch movement of the vehicle based on an output signal of the directional acceleration sensor by feedback control, and performing turning control of the vehicle by feedforward control in response to a steering angle signal of the detection means; It is characterized by having.

【０００７】[0007]

【作用】上記構成のアクティブサスペンション装置によ
れば、加速度センサを２つに減らすことができる。加速
度センサを減らすことができる一方で、設けられたセン
サは車体の前後方向に並んでいるのでバウンス制御とピ
ッチ制御は、これら２つの加速度センサからの信号で十
分に行なうことができる。また、ロール運動について
は、舵角センサからの信号によりフィードフォワード制
御による旋回制御により代用する。According to the active suspension device having the above structure, the number of acceleration sensors can be reduced to two. While the number of the acceleration sensors can be reduced, the provided sensors are arranged in the longitudinal direction of the vehicle body, so that the bounce control and the pitch control can be sufficiently performed by the signals from these two acceleration sensors. In addition, the roll motion is substituted by turning control by feedforward control based on a signal from a steering angle sensor.

【０００８】[0008]

【実施例】以下、本発明を適用した好適な実施例を３つ
（第１実施例〜第３実施例）挙げて説明する。 〈概略〉上記実施例のサスペンション装置では、図２に
示したような特性のダンパと図３に示したような特性の
ダンパとを用いている。図２のダンパ特性は、延び方向
と縮み方向の両方で独立に減衰特性を変更できる。従っ
て、このダンパは、細かい段数（実施例では２７段階）
に亘って減衰特性を変更できるために、所謂「スカイフ
ックモデル」に従った減衰特性制御に適用できる。以
下、このようなダンパを「ＳＤ」（スカイフックダン
パ）ダンパと呼ぶ。また、図３のダンパ特性は、延び方
向の減衰特性を制御すると縮み方向の特性も変化するの
で、粗い段数（実施例では５段階）しか設定できない。
そのために、「スカイフックモデル」に従った減衰特性
制御に適用できず、便宜上、以下、「ＡＤ」（アダプテ
ィブダンパ）ダンパと呼ぶ。尚、ＳＤダンパは、２７段
に亘る段数の減衰特性を高速に切り替える必要があるた
めに、高速のステップモータ（アクチュエータ）を使う
必要がある。一方、ＡＤダンパは５段しかないために低
速型のステップモータ（アクチュエータ）で十分であ
る。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Hereinafter, three preferred embodiments (first to third embodiments) to which the present invention is applied will be described. <Summary> In the suspension device of the above embodiment, a damper having the characteristics shown in FIG. 2 and a damper having the characteristics shown in FIG. 3 are used. The damper characteristic in FIG. 2 can change the damping characteristic independently in both the extending direction and the contracting direction. Therefore, this damper has a small number of stages (27 stages in the embodiment).
Can be applied to the damping characteristic control according to the so-called “Skyhook model”. Hereinafter, such a damper is referred to as an “SD” (sky hook damper) damper. In the damper characteristics shown in FIG. 3, if the damping characteristics in the extension direction are controlled, the characteristics in the contraction direction also change, so that only a coarse number of stages (five stages in the embodiment) can be set.
Therefore, it cannot be applied to the damping characteristic control according to the “Skyhook model”, and is hereinafter referred to as “AD” (adaptive damper) damper for convenience. The SD damper needs to use a high-speed step motor (actuator) because it is necessary to switch the attenuation characteristics of 27 stages at high speed. On the other hand, since the AD damper has only five steps, a low-speed step motor (actuator) is sufficient.

【０００９】図１は、上述の３つの実施例においてサス
ペンション特性制御を実行するために、共通にどのよう
な信号を入力するかを示している。即ち、これら実施例
の制御手段は、車速信号ＶBと、ハンドル舵角信号θH
と、上下方向加速度信号Ｇと、ブレーキ信号Ｂrとを入
力している。制御手段は、これらの信号を入力して、Ｓ
Ｄダンパを制御する「スカイフック制御」とＡＤダンパ
を制御する「減衰力切り替え制御」のいずれかを行う。 ：第１実施例では、図７，図８に示すように、左右前
輪にＳＤダンパを用い、左右後輪にはＡＤダンパを用い
ている。また第２実施例では、図１６，図１７に示すよ
うに、左右前輪にＡＤダンパを用い、左右後輪にはＳＤ
ダンパを用いている。第１，第２実施例では、高速のＳ
Ｄダンパにはスカイフックモデルを用いた高速のフィー
ドバック制御を用い、低速のＡＤダンパには車速ＶB，
ハンドル舵角θH 等をパラメータとしたフィードフォワ
ード制御を用いているので、安価ではあるが高性能のサ
スペンション性能を確保することができる。特に、第１
実施例では、フロントサスペンションについては、姿勢
安定（低周波の領域で５db）と乗り心地の確保を目指
し、リアサスペンションについても乗り心地の確保を目
指す。 ：また第３実施例では、図２２，図２３に示すよう
に、左右前輪と左右後輪にＳＤダンパを用いている。こ
の第３実施例では、車体のピッチ運動、バウンス運動、
ロール運動のうち、バウンス制御とピッチ制御にはスカ
イフックモデルを用いたフィードバック制御を適用して
いるものの、ロール運動制御（操舵制御）には舵角と車
速を用いたフィードフォワード制御を適用しているため
に、ロール運動制御のために加速度センサが不要となり
コスト低下に寄与するというものである。 ：第１実施例〜第３実施例では、共通して、「Ｇスル
ー制御」と「大振幅入力制御」という制御を行なってい
る。 −１：「Ｇスルー制御」（図３３）は、比較的に大き
な振幅の上下Ｇ運動があった場合に、ダンパ特性をソフ
ト方向に補正して乗り心地を確保すると共に、そのよう
な上下Ｇ運動が高速運転中とか旋回中に合った場合に
は、ソフト方向への補正を制限して操縦安定性を確保す
るというものである。 −２：また、「大振幅入力制御」（図２９）はさらに
大きな振幅の上下Ｇ運動があった場合には、操縦安定性
の確保を第一に考えて、減衰力を高めるのであるが、そ
のような上下Ｇ運動が高速運転中とか旋回中に合った場
合には、ハード方向への補正を更に高めてより一層の操
縦安定性を確保するというものである。 −３：「Ｇスルー制御」と「大振幅入力制御」とは、
上下Ｇ運動を問題にするので、互いに干渉する可能性が
あるが、この実施例では、「Ｇスルー制御」よりも「大
振幅入力制御」に高い優先順位を与えているのでその問
題はない。 〈ダンパ〉図２，図３に、夫々、ＳＤダンパ特性とＡＤ
ダンパ特性を示す。横軸は、ステップモータの回転位置
Ｐであり、縦軸は減衰力を示す。また、前述したよう
に、ＳＤダンパには２７位置が設定されており、ＡＤダ
ンパには５位置が設定されている。FIG. 1 shows what signals are commonly input to execute suspension characteristic control in the above three embodiments. That is, the control means of these embodiments comprises a vehicle speed signal VB and a steering wheel angle signal θH.
, A vertical acceleration signal G, and a brake signal Br. The control means receives these signals and
Either “sky hook control” for controlling the D damper or “damping force switching control” for controlling the AD damper is performed. : In the first embodiment, as shown in FIGS. 7 and 8, SD dampers are used for left and right front wheels, and AD dampers are used for left and right rear wheels. In the second embodiment, as shown in FIGS. 16 and 17, AD dampers are used for left and right front wheels, and SD dampers are used for left and right rear wheels.
A damper is used. In the first and second embodiments, high-speed S
A high speed feedback control using the skyhook model is used for the D damper, and the vehicle speed VB,
Since the feedforward control using the steering angle .theta.H and the like as a parameter is used, high-performance suspension performance can be secured although it is inexpensive. In particular, the first
In the embodiment, the front suspension aims to secure the posture stability (5 db in a low-frequency region) and the riding comfort, and the rear suspension also aims to secure the riding comfort. : In the third embodiment, as shown in FIGS. 22 and 23, SD dampers are used for the left and right front wheels and the left and right rear wheels. In the third embodiment, a pitch motion, a bounce motion,
Of the roll motion, feedback control using the skyhook model is applied to bounce control and pitch control, but feedforward control using the steering angle and vehicle speed is applied to roll motion control (steering control). This eliminates the need for an acceleration sensor for roll motion control, which contributes to cost reduction. : In the first to third embodiments, the controls "G through control" and "large amplitude input control" are commonly performed. -1: "G through control" (FIG. 33) is to correct the damper characteristic in the soft direction to secure the ride comfort and perform such vertical G movement when there is a relatively large amplitude vertical G movement. If the movement is appropriate during high-speed driving or turning, the correction in the soft direction is limited to ensure steering stability. -2: "Large-amplitude input control" (FIG. 29) increases the damping force in the case where there is an up-and-down G motion with a larger amplitude, with first consideration of ensuring steering stability. When such a vertical G motion matches during high-speed driving or turning, the correction in the hard direction is further increased to secure further steering stability. -3: "G through control" and "large amplitude input control"
Since the vertical G motion is a problem, they may interfere with each other. However, in this embodiment, there is no problem because “large amplitude input control” is given a higher priority than “G through control”. <Damper> FIGS. 2 and 3 show SD damper characteristics and AD, respectively.
Shows damper characteristics. The horizontal axis indicates the rotational position P of the step motor, and the vertical axis indicates the damping force. As described above, 27 positions are set in the SD damper, and 5 positions are set in the AD damper.

【００１０】図２のＳＤダンパは、回転位置Ｐが正方向
に移動すると、伸び方向の減衰力が増加するが縮み方向
の減衰力は僅かとなる。また、回転位置Ｐが負の位置に
あれば、伸び方向の減衰力が僅かとなるが縮み方向の減
衰力は増加する。即ち、ステップモータがより正の位置
にあれば、車体を上昇させようとする運動に対しては、
伸び方向の減衰力が働いて所謂「ハード」特性となる
が、車体を低下させようとする運動に対しては所謂「ソ
フト」特性となる。また、ステップモータがより負の位
置にあれば、車体を低下させようとする運動に対して
は、縮み方向の減衰力が働いて所謂「ハード」特性とな
るが、車体を上昇させようとする運動に対しては所謂
「ソフト」特性となる。In the SD damper of FIG. 2, when the rotational position P moves in the forward direction, the damping force in the extension direction increases, but the damping force in the contraction direction becomes small. If the rotational position P is at a negative position, the damping force in the extension direction becomes small but the damping force in the contraction direction increases. That is, if the step motor is in a more positive position, the
The so-called "hard" characteristic is exerted by the damping force in the elongation direction, but the so-called "soft" characteristic is obtained for the movement of lowering the vehicle body. Also, if the stepping motor is at a more negative position, the so-called "hard" characteristic is exerted by the damping force in the contraction direction for the motion of lowering the vehicle body, but the vehicle body is raised. It has a so-called "soft" characteristic for exercise.

【００１１】一方、ＡＤダンパは、図３に示すように、
ステップモータの回転位置Ｐが大きくなればなるほど、
伸び方向と縮み方向の両方で「ハード」特性となり、回
転位置が小さくなればなるほど「ソフト」特性となる。 〈制御システムの全体構成〉第１実施例〜第３実施例に
は共通して、操縦安定性に関する「操安制御」、大きな
振幅の上下方向加速度を検知したときにサスペンション
特性をハードにすることにより安全性を高める「大入力
振幅制御」、高周波の上下方向加速度（悪路走行時の加
速度）を検知したときにサスペンション特性をソフトに
することによりこのような加速度を「スルー」させる
「Ｇスルー制御」、小さな振幅の上下方向加速度を検知
したときにサスペンション特性を比較的ソフトにする
「小振幅制御」等が実施されている。図４，図５は、こ
れらの制御の優先順位と動作領域の関係を概略的に示す
マップである。図５において、横軸は車体の上下方向加
速度Ｇを、縦軸は車速ＶBを示す。On the other hand, the AD damper is, as shown in FIG.
As the rotational position P of the step motor increases,
A "hard" characteristic is obtained in both the elongation direction and the contraction direction, and a "soft" characteristic is obtained as the rotational position becomes smaller. <Overall configuration of control system> Commonly used in the first to third embodiments is "steering control" relating to steering stability, and hardening of suspension characteristics when a large amplitude vertical acceleration is detected. "Large input amplitude control" to increase safety, and "G through" to make such acceleration "through" by softening suspension characteristics when detecting high-frequency vertical acceleration (acceleration when traveling on a rough road) Control "and" small amplitude control "for relatively softening suspension characteristics when a small amplitude vertical acceleration is detected. FIG. 4 and FIG. 5 are maps schematically showing the relationship between these control priorities and operation areas. In FIG. 5, the horizontal axis represents the vertical acceleration G of the vehicle body, and the vertical axis represents the vehicle speed VB.

【００１２】図６は、上記各種の制御の相互の関係を示
す制御ブロック図である。 〈第１実施例〉図７は、前輪サスペンションにＳＤダン
パ（不図示）を、後輪サスペンションにＡＤダンパ（不
図示）を用いた第１実施例を示す。図中、２L，２Rは夫
々左右に設けられた上下方向加速度センサであり、加速
度信号ＧL，ＧRを発生する。この加速度信号はコントロ
ーラ１０に送られる。また、左右のＳＤダンパの夫々
を、高速のステップモータ１FL，１FRが駆動し、後輪用
の左右のＡＤダンパを、夫々低速のステップモータ１R
L，１RRが駆動する。ハンドル舵角θHは舵角センサ３が
検知し、コントローラ１０に送る。また、車速センサ４
により検知された車速ＶB、ブレーキスイッチ５により
検知された信号ＢRは夫々コントローラ１０に送られ
る。FIG. 6 is a control block diagram showing the mutual relationship between the above various controls. <First Embodiment> FIG. 7 shows a first embodiment in which an SD damper (not shown) is used for the front wheel suspension and an AD damper (not shown) is used for the rear wheel suspension. In the figure, reference numerals 2L and 2R denote vertical acceleration sensors provided on the left and right, respectively, and generate acceleration signals GL and GR. This acceleration signal is sent to the controller 10. The left and right SD dampers are driven by high-speed step motors 1FL and 1FR, respectively, and the left and right AD dampers for the rear wheels are driven by low-speed step motors 1R and 1FR, respectively.
L, 1RR is driven. The steering angle θH is detected by the steering angle sensor 3 and sent to the controller 10. The vehicle speed sensor 4
And the signal BR detected by the brake switch 5 are sent to the controller 10, respectively.

【００１３】図８はこの第１実施例の制御の概略を示す
ブロック図である。図８に示すように、スカイフックモ
デルを用いた操舵制御（操安制御）部ＳＨは加速度信号
ＧL，ＧR、舵角信号θH，ブレーキ信号ＢR，車速信号Ｖ
B等を入力し、前輪の左右のＳＤダンパを制御する。こ
の制御部ＳＨの実際の動作は、図９のフローチャートに
従った制御手順をコントローラ１０が実行することによ
り実現される。また、２つの減衰力切替制御部ＡＡは、
舵角信号θH，ブレーキ信号ＢR，車速信号ＶBを入力し
て２つの左右後輪用のＡＤダンパを制御する。制御部Ａ
Ａの実際の動作は、図１３のフローチャートに従った制
御手順をコントローラ１０が実行することにより実現さ
れる。このように、後輪の制御には、高速の動作を要求
されるフィードバック制御を適用していないので、後輪
側には高価な上下Ｇセンサは不要となり、また、安価な
低速型のＡＤダンパで十分となる。FIG. 8 is a block diagram showing the outline of the control of the first embodiment. As shown in FIG. 8, a steering control (steering control) section SH using the skyhook model includes acceleration signals GL and GR, a steering angle signal θH, a brake signal BR, and a vehicle speed signal V.
Input B or the like to control the left and right SD dampers of the front wheels. The actual operation of the control unit SH is realized by the controller 10 executing a control procedure according to the flowchart of FIG. Also, the two damping force switching control units AA
A steering angle signal θH, a brake signal BR, and a vehicle speed signal VB are inputted to control two AD dampers for left and right rear wheels. Control unit A
The actual operation of A is realized by the controller 10 executing a control procedure according to the flowchart of FIG. As described above, since the feedback control that requires a high-speed operation is not applied to the rear wheel control, an expensive vertical G sensor is not required on the rear wheel side, and an inexpensive low-speed AD damper is used. Is sufficient.

【００１４】また、前輪用のＳＤダンパにも、後輪用の
ＡＤダンパにも、上下Ｇ信号に基づいて行なう「Ｇスル
ー制御」（図３３）と「大入力振幅制御」（図２９）が
適用される。前輪サスペンション制御（ＳＨ・操安制御）：第１実施
例 制御部ＳＨの制御手順は図９に示される。この図９のフ
ローチャートに従って、第１実施例の操安制御を説明す
る。Both the SD damper for the front wheels and the AD damper for the rear wheels have "G through control" (FIG. 33) and "large input amplitude control" (FIG. 29) performed based on the upper and lower G signals. Applied. Front wheel suspension control (SH / operation control): First implementation
Example The control procedure of the control unit SH is shown in FIG. The operation control of the first embodiment will be described with reference to the flowchart of FIG.

【００１５】ステップＳ２において、加速度信号ＧL，
ＧR、舵角信号θH，ブレーキ信号ＢR，車速信号ＶB等の
各種信号を入力する。ステップＳ４では、加速度信号Ｇ
L，ＧR を夫々積分して、車体の上下方向速度ＶGL，ＶG
Rを求める。ステップＳ６では、車速ＶBに基づいて図１
０の特性図に従って速度の閾値ＶG0を求める。ステップ
Ｓ８では、上下方向速度ＶGn（ｎはＬ左，Ｒ右を示す）
を、夫々、前記閾値ＶG0 と比較する。ステップＳ８で
｜ＶGn｜≧ＶG0と判断されたならばステップＳ１２に進
むが、反対に｜ＶGn｜＜ＶG0と判断されたならば、ステ
ップＳ１０において、ＶGn＝０とすることにより、車体
は上下方向に動いていないと見做し、そしてステップＳ
１２に進む。後述するように、ＶGnはダンパの位置を決
定する重要な要素となるので、｜ＶGn｜＜ＶG0であるよ
うな車体の上下方向速度ＶGnの領域は制御の不感帯とな
る。In step S2, the acceleration signals GL,
Various signals such as GR, steering angle signal θH, brake signal BR, and vehicle speed signal VB are input. In step S4, the acceleration signal G
L and GR are integrated, respectively, and the vertical speeds VGL and VG of the vehicle body are calculated.
Ask for R. In step S6, based on the vehicle speed VB, FIG.
The speed threshold value VG0 is obtained according to the characteristic diagram of 0. In step S8, the vertical speed VGn (n indicates L left and R right)
Are respectively compared with the threshold value VG0. If it is determined in step S8 that | VGn | ≧ VG0, the flow proceeds to step S12. Conversely, if it is determined that | VGn | <VG0, in step S10, VGn is set to 0, whereby the vehicle body moves up and down. Is assumed not to move, and step S
Proceed to 12. As will be described later, since VGn is an important factor for determining the position of the damper, the region of the vehicle body vertical speed VGn where | VGn | <VG0 is a dead zone for control.

【００１６】ステップＳ１２では、ダンパ位置Ｐを決定
するための制御ゲインＫ1を演算する。この制御ゲイン
Ｋ1は、車速ＶBが大きいほど、またハンドル舵角速度
（＝時間変化）θ'H（＝dθH/dt）が大きいほど大きな
値を示す。即ち、車速ＶBや舵角速度θ'Hが大きいとき
は、高速にＳＤダンパ位置を変更しようとする。ステッ
プＳ１４では、現時点の車体の上下方向の移動速度をキ
ャンセルするような目標車体上下速度ＶGTRnを（ｎはＬ
左，Ｒ右を示す）、 ＶGTRn＝ＶGn・Ｋ1 …（１） を演算する。このＶGTRnが正のときは、ステップＳ２０
に進んで、前輪ＳＤダンパの目標位置ＰFTRn（ｎはＬ
左，Ｒ右を示す）を、 ＰFTRn＝ＰFn−１ …（２） に従って演算する。（２）式は、伸び方向の車体変位を
抑制するように、減衰特性を１段だけハードに変更する
ものである。反対に、ＶGTRnが負のときは、ステップＳ
１８に進んで、前輪ＳＤダンパの目標位置ＰFTRnを、 ＰFTRn＝ＰFn＋１ …（３） に従って演算する。（３）式は、縮み方向の車体変位を
抑制するように、減衰特性を１段だけソフトに変更する
ものである。ステップＳ１８，ステップＳ２０における
ＰFnはステップＳ２で求められた前輪ＳＤダンパのステ
ップモータの現在の位置である。In step S12, a control gain K1 for determining the damper position P is calculated. The control gain K1 increases as the vehicle speed VB increases and as the steering wheel angular velocity (= time change) θ'H (= dθH / dt) increases. That is, when the vehicle speed VB or the steering angular speed θ'H is large, the SD damper position is changed at a high speed. In step S14, a target vehicle body vertical speed VGTRn that cancels the current vehicle body vertical movement speed (n is L
Left, R right), VGTRn = VGn · K1 (1) If this VGTRn is positive, step S20
To the target position PFTRn (n is L
Left, R right) are calculated according to PFTRn = PFn-1 (2). Equation (2) changes the damping characteristic to one step harder so as to suppress the displacement of the vehicle body in the extension direction. Conversely, if VGTRn is negative, step S
The program proceeds to 18, where a target position PFTRn of the front wheel SD damper is calculated in accordance with PFTRn = PFn + 1 (3). Equation (3) is to change the damping characteristic to one step softly so as to suppress the displacement of the vehicle body in the contraction direction. PFn in steps S18 and S20 is the current position of the step motor of the front wheel SD damper obtained in step S2.

【００１７】ステップＳ２２では、車速ＶBに基づいて
図１２に示すような限界値ＰLMTを求める。限界値ＰLMT
は図１２に示すように車速ＶBが増大するに従って大き
くなる傾向を有する。車速が高いほど制御の変化の許容
度を大きくすることによって応答性を上げる必要がある
からである。ステップＳ２４では、この限界値ＰLMTと
目標位置ＰFTRnとを比較し、この限界値を目標値ＰFTRn
が越えていればステップＳ２６で目標値をこの限界値に
クリップする。In step S22, a limit value PLMT as shown in FIG. 12 is obtained based on the vehicle speed VB. Limit value PLMT
Has a tendency to increase as the vehicle speed VB increases as shown in FIG. This is because it is necessary to increase the responsiveness by increasing the control change tolerance as the vehicle speed increases. In step S24, the limit value PLMT is compared with the target position PFTRn, and the limit value is set to the target value PFTRn.
Is exceeded, the target value is clipped to this limit value in step S26.

【００１８】ステップＳ２８では、フラグINHIBITがセ
ットされているかを調べる。このフラグがセットされて
いなければ、ステップＳ３０で、前輪ＳＤダンパを目標
減衰力が達成できるようにモータ１FL，１FRを回転す
る。ここで、フラグINHIBITは、「Ｇスルー制御」（図
３３のステップＳ２７６）や「大振幅入力制御」（図２
９のステップＳ２１８）においてセットされるフラグで
あり、前輪サスペンション特性と後輪のサスペンション
特性とが過度に異なったものになるおそれがある場合に
セットされる。従って、このフラグがセットされていれ
ばステップＳ３０は実行されずに、（前輪の）ダンパの
モータ位置を変更されない。後輪サスペンション制御（第１実施例） 後輪のサスペンション特性は５段のＡＡダンパによって
決定される。換言すれば、このダンパの減衰力はモータ
１RL，１RRの回転位置によって決まる。図１３は後輪の
ＡＡダンパのモータ１RL，１RRの制御手順である。In step S28, it is checked whether the flag INHIBIT is set. If this flag is not set, in step S30, the motors 1FL and 1FR are rotated so that the front damper SD damper can achieve the target damping force. Here, the flag INHIBIT is set to “G through control” (step S276 in FIG. 33) or “large amplitude input control” (FIG.
The flag is set in step S218) of FIG. 9, and is set when there is a possibility that the front wheel suspension characteristics and the rear wheel suspension characteristics may be excessively different. Therefore, if this flag is set, step S30 is not executed and the motor position of the (front wheel) damper is not changed. Rear Wheel Suspension Control (First Embodiment) The suspension characteristics of the rear wheels are determined by five stages of AA dampers. In other words, the damping force of the damper is determined by the rotational positions of the motors 1RL and 1RR. FIG. 13 shows a control procedure of the motors 1RL and 1RR of the rear wheel AA damper.

【００１９】第１実施例の後輪サスペンション制御は、
図９の制御手順によって決定された前輪のサスペンショ
ン特性に対して後輪がアンダステア気味になるようにフ
ィードフォワード制御により決定するものである。フィ
ードフォワード制御にした理由は、制御速度が早いこ
と、ＡＡダンパには、高度なフィードバック制御は不要
であることなどによる。The rear wheel suspension control of the first embodiment is as follows.
This is determined by feedforward control so that the rear wheels tend to be understeer with respect to the suspension characteristics of the front wheels determined by the control procedure of FIG. The reason for the feedforward control is that the control speed is high, and that the AA damper does not require advanced feedback control.

【００２０】即ち、ステップＳ４０において、車速ＶB
に応じた後輪の目標減衰力ＰR（ＶB）を、図１４に示す
ような特性に従って決定する。ここで、図１４におい
て、実線は車速ＶBが上昇している最中における後輪の
減衰特性であり、破線は車速が減少している最中におけ
る後輪の減衰特性を示す。車速が減速時には、増速時に
比して、より低い減衰力が得られるような特性になって
いる。図１４の特性は、減速時には車体姿勢を安定させ
るために、よりアンダステア傾向を得るものである。That is, in step S40, the vehicle speed VB
Is determined in accordance with the characteristics shown in FIG. Here, in FIG. 14, the solid line shows the damping characteristics of the rear wheels while the vehicle speed VB is increasing, and the broken lines show the damping characteristics of the rear wheels while the vehicle speed is decreasing. When the vehicle speed is reduced, the characteristic is such that a lower damping force can be obtained compared to when the vehicle speed is increased. The characteristics shown in FIG. 14 are for obtaining a more understeer tendency in order to stabilize the vehicle body posture during deceleration.

【００２１】ステップＳ４２では、旋回中であるか否か
を判断するために、現在の舵角θHを所定の閾値θH0と
比較する。旋回中でない（｜θH｜＜θH0）場合には、
ステップＳ５２以下に進む。ステップＳ５２は「大振幅
入力制御」を現在実行しているか否かをフラグ（Ｆ＝
２）を調べるもので、ステップＳ５４は「Ｇスルー制
御」を現在実行しているか否かをフラグ（Ｆ＝３）を調
べるものである。「大振幅入力制御」も「Ｇスルー制
御」も実行していないときは、ステップＳ５４からメイ
ンルーチンにリターンするので、図９のステップＳ３０
が実行された時点で、ステップＳ４０で設定された目標
位置ＰRが後輪ダンパのモータ１RL，１RRに設定され
る。In step S42, the current steering angle θH is compared with a predetermined threshold value θH0 to determine whether the vehicle is turning. When not turning (| θH | <θH0),
The process proceeds to step S52 and subsequent steps. In step S52, it is determined whether or not “large amplitude input control” is currently being executed.
In step S54, a flag (F = 3) is checked to determine whether or not "G through control" is currently being executed. When neither the "large amplitude input control" nor the "G through control" is executed, the process returns from the step S54 to the main routine.
Is executed, the target position PR set in step S40 is set to the rear wheel damper motors 1RL and 1RR.

【００２２】旋回中の（｜θH｜≧θH0）場合には、ス
テップＳ４４以下に進む。ステップＳ４４では、旋回外
側の前輪のダンパの現在のモータ位置をモニタする。こ
のモータ位置をＰOFとする。ステップＳ４６では、図１
５の特性に従って、後輪のダンパの目標減衰力（即ち、
モータ位置ＰRTRn）を決定する。図１５の特性は、ステ
ップＳ４４で得た旋回外輪の減衰力ＰOFよりも低い減衰
力が後輪側に設定されるような特性である。尚、前輪側
のＳＤダンパは２７段で、後輪側のＡＡダンパは５段で
あるので、図１５の横軸は、後輪ダンパの前輪ダンパに
対する相対的な減衰強度となっている。即ち、例えば、
前輪の減衰力が後輪側ダンパの減衰力の４段目に相当す
るような減衰力（例えば、２５段目）にあるときは、後
輪側ダンパの減衰力を４段よりも１段低い３段に減少さ
せるというものである。If the vehicle is turning (| θH | ≧ θH0), the flow proceeds to step S44. In step S44, the current motor position of the damper of the front wheel on the outside of the turn is monitored. This motor position is defined as POF. In step S46, FIG.
5, the target damping force of the rear wheel damper (ie,
Motor position PRTRn) is determined. The characteristic of FIG. 15 is such that a damping force lower than the damping force POF of the turning outer wheel obtained in step S44 is set on the rear wheel side. Since the front wheel side SD damper has 27 stages and the rear wheel side AA damper has 5 stages, the horizontal axis in FIG. 15 indicates the relative damping strength of the rear wheel damper with respect to the front wheel damper. That is, for example,
When the damping force of the front wheel is at a damping force corresponding to the fourth stage of the damping force of the rear wheel side damper (for example, the 25th stage), the damping force of the rear wheel side damper is one stage lower than the fourth stage. That is, it is reduced to three stages.

【００２３】尚、図１５の特性は車速を加味するように
変更してもよい。ステップＳ４８では、ステップＳ４０
で車速ＶBに応じて求めた目標減衰力ＰRとステップＳ４
６で前輪の減衰力との関係で求めた目標減衰力ＰRTRnと
を比較する。もし後者が大きいならば（ＰR≦ＰRTR
n）、ステップＳ５０で後輪減衰力の目標値を車速との
関係で求めた減衰力ＰRとする。即ち、 ＰRTRn＝ＰR …（４） とする。このＰRTRnが、図９のステップＳ３０が実行さ
れた時点で、後輪のステップモータにセットされる。一
方、ステップＳ４８でＰR＞ＰRTRnと判断されたなら
ば、前輪のダンパ特性との関係でステップＳ４６で求め
た目標値ＰRTRnがモータに設定される。このようにする
のは、第１実施例の後輪のサスペンション制御は、旋回
中においてはアンダステア特性になることを確保するた
めのものである。即ち、例えば、ステップＳ４０で車速
ＶBに応じて決定された減衰力ＰRが“３段目”であっ
て、ステップＳ４６で決定された減衰力ＰRTRnが“２段
目”である場合には、ＰRTRn＜ＰRであるので、ＰRを減
衰力として採用すると前輪に対して後輪がアンダステア
という関係が成立しない場合がある。従って、ステップ
Ｓ４８でＰR≦ＰRTRnのときにのみ、即ち、アンダステ
アの関係が確保される場合に限り、ステップＳ５０で後
輪減衰力として車速ＶBに応じて決定したＰRを採用する
のである。The characteristics shown in FIG. 15 may be changed so as to take the vehicle speed into consideration. In step S48, step S40
And the target damping force PR obtained according to the vehicle speed VB in step S4
In step 6, a comparison is made with the target damping force PRTRn obtained in relation to the damping force of the front wheels. If the latter is large (PR ≤ PRTR
n) In step S50, the target value of the rear wheel damping force is set to the damping force PR obtained in relation to the vehicle speed. That is, PRTRn = PR (4). This PRTRn is set to the rear step motor when step S30 in FIG. 9 is executed. On the other hand, if it is determined in step S48 that PR> PRTRn, the target value PRTRn obtained in step S46 is set for the motor in relation to the damper characteristics of the front wheels. The reason for this is that the rear wheel suspension control in the first embodiment is to ensure that the vehicle has understeer characteristics during turning. That is, for example, if the damping force PR determined according to the vehicle speed VB in step S40 is “third stage” and the damping force PRTRn determined in step S46 is “second stage”, PRTRn Since <PR, if PR is adopted as the damping force, the relationship that the rear wheels are understeered with respect to the front wheels may not be established. Therefore, only when PR ≦ PRTRn in step S48, that is, only when the understeer relationship is ensured, the PR determined according to the vehicle speed VB as the rear wheel damping force in step S50 is adopted.

【００２４】ステップＳ５２で「大振幅入力制御」中
（Ｆ＝２）と判断されたときには、ステップＳ６０で、
減衰力を１段高める。直進中の「大振幅入力制御」中
は、アンダステア特性を保つよりも、障害物などに乗り
上げたときの大きな加速度の上下運動に対処することが
できるように、後輪側もダンパ特性をハード側に高める
必要があるからである。ステップＳ６２では、この後輪
の特性をハード側に補正する制御を所定時間継続するよ
うにする。これは、後述するように、「大振幅入力制
御」（図２９）においては、前輪もサスペンション特性
を所定時間ハード側に変更しているからである。If it is determined in step S52 that "large amplitude input control" is being performed (F = 2), then in step S60,
Increase the damping force by one step. During "Large-amplitude input control" while traveling straight, the rear wheel side also has a damper characteristic on the hard side so that it can deal with large vertical movements of acceleration when riding on obstacles, rather than maintaining understeer characteristics. Because it is necessary to increase the In step S62, the control for correcting the characteristics of the rear wheels to the hard side is continued for a predetermined time. This is because, as will be described later, in the “large amplitude input control” (FIG. 29), the suspension characteristics of the front wheels are also changed to the hard side for a predetermined time.

【００２５】また、直進中に「Ｇスルー制御」を実行し
ているとき（ステップＳ５４でＹＥＳ）は、ステップＳ
５６で後輪ダンパ力を１段低める。１段低めるのは、後
述するように、「Ｇスルー制御」（図３３）において
は、前輪もサスペンション特性をソフト側に変更してい
るからである。第１実施例の効果 以上説明したように、この第１実施例のサスペンション
装置によれば、 ：後輪側のダンパは段数の少ないＡＡダンパを採用
し、そのダンパの駆動には、低速のステップモータ（１
RL，１RR）を採用しているので、コスト低下が図れる。
このような低速のダンパには、高速制御を必要とする加
速度信号に基づいたフィードバック制御は適用が困難な
ので、この第１実施例では、車速信号ＶBに基づいたフ
ィードフォワード制御（図１３のステップＳ４０）を採
用している。このフィードフォワード制御の採用により
制御が簡素化できるので、コスト低下に寄与する。フィ
ードフォワード制御や低速ダンパの採用は、操安性の低
下をもたらすおそれがあるが、この第１実施例では、前
輪側に高速のＳＤダンパを採用し、上下方向加速度信号
に基づいたスカイフック制御（図９のステップＳ１２，
ステップＳ１４）を実施しているので操安性を確保でき
る。 ：旋回時における後輪のダンパ特性の決定に際して
は、前輪のダンパ特性が参照される。旋回時における後
輪のダンパ特性は、操安性に影響を与えるので、後輪の
ダンパ特性は前輪のダンパ特性に対して所定の関係が成
立するように決定されるべきであるからである。特にこ
の実施例では、後輪が前輪に対してアンダステア傾向が
維持されるように後輪のダンパ特性が決定される（図１
３のステップＳ４８、ステップＳ５０）。 ：前輪及び後輪のダンパ特性の決定に際しての制御ゲ
インの設定は、車速ＶBが高くなるほど、また減速され
ているほど（図１４の破線の特性）、また舵角速度が大
きいほど（図１１のＫ1）、ハード傾向になるように設
定している。車速ＶBが高いほど、また減速されている
ほど、また舵角速度が大きいときほど、サスペンション
特性を上げて応答性が向上する必要があるからである。 〈第２実施例〉前記第１実施例は、前輪にＳＤダンパ
を、後輪にＡＤダンパを採用したものであった。第２実
施例は、図１６に示すように、前輪にはＡＤダンパを、
後輪にＳＤダンパを採用したものである。従って、この
第２実施例は、前輪には低速のステップモータ１'FL，
１'FRが設けられ、後輪には高速のステップモータ１'R
L，１'RRが設けられている。図１７は、この第２実施例
の制御ブロック図を示す。If the "G through control" is being executed while the vehicle is traveling straight (YES in step S54), the flow advances to step S54.
At 56, the rear wheel damper force is reduced by one step. The reason for lowering the suspension by one step is that, as described later, in the "G through control" (FIG. 33), the suspension characteristics of the front wheels are also changed to the soft side. Effects of the First Embodiment As described above, according to the suspension device of the first embodiment, the rear-wheel-side damper employs an AA damper having a small number of stages, and the driving of the damper is performed at a low speed step. Motor (1
(RL, 1RR), the cost can be reduced.
Since feedback control based on an acceleration signal requiring high-speed control is difficult to apply to such a low-speed damper, in the first embodiment, feed-forward control based on a vehicle speed signal VB (step S40 in FIG. 13) ). By adopting this feedforward control, the control can be simplified, which contributes to cost reduction. Although the feedforward control and the adoption of the low-speed damper may cause a decrease in the steering stability, the first embodiment employs the high-speed SD damper on the front wheel side and performs the skyhook control based on the vertical acceleration signal. (Step S12 in FIG. 9,
Since step S14) is performed, drivability can be ensured. : When determining the damper characteristics of the rear wheels during turning, the damper characteristics of the front wheels are referred to. This is because the damper characteristics of the rear wheels at the time of turning affect the maneuverability, so that the damper characteristics of the rear wheels should be determined so that a predetermined relationship is established with the damper characteristics of the front wheels. In particular, in this embodiment, the damper characteristics of the rear wheels are determined such that the rear wheels maintain an understeer tendency with respect to the front wheels (FIG. 1).
Steps S48 and S50 of 3). : The setting of the control gain when determining the damper characteristics of the front and rear wheels increases as the vehicle speed VB increases, as the vehicle speed decreases (characteristic indicated by the broken line in FIG. 14), and as the steering angular velocity increases (K1 in FIG. 11). ), Set to be a hard trend. This is because the higher the vehicle speed VB, the more the vehicle is decelerated, and the higher the steering angular speed, the more the suspension characteristics need to be improved to improve the responsiveness. <Second Embodiment> The first embodiment employs an SD damper for the front wheels and an AD damper for the rear wheels. In the second embodiment, as shown in FIG. 16, an AD damper is provided on the front wheels,
An SD damper is used for the rear wheel. Therefore, in the second embodiment, the low-speed step motor 1'FL,
1'FR is provided, and a high-speed step motor 1'R is provided on the rear wheel.
L, 1'RR is provided. FIG. 17 shows a control block diagram of the second embodiment.

【００２６】図１８は後輪のサスペンション制御を、図
１９は前輪のサスペンション制御を示す。実施例におい
ては、後輪はＳＤダンパ制御を行なうために、図１８は
第１実施例の図９と実質的に類似し、前輪はＡＤ制御を
行なうために、第ｘ図は第１実施例の図１３と実質的に
類似する。後輪サスペンション制御（第２実施例） 図１８のフローチャートに従って、第２実施例の後輪に
おける操安制御を簡単に説明する。FIG. 18 shows suspension control for the rear wheels, and FIG. 19 shows suspension control for the front wheels. FIG. 18 is substantially similar to FIG. 9 of the first embodiment in that the rear wheels perform SD damper control, and FIG. 13 is substantially similar to FIG. Rear Wheel Suspension Control (Second Embodiment) With reference to the flowchart of FIG. 18, the steering control on the rear wheels of the second embodiment will be briefly described.

【００２７】ステップＳ６０において、後輪位置におけ
る上下方向加速度信号ＧL，ＧR、並びに、舵角信号θ
H，ブレーキ信号ＢR，車速信号ＶB等の各種信号を入力
する。ステップＳ６２では、加速度信号ＧL，ＧR を夫
々積分して、車体の後輪位置における上下方向速度ＶG
L，ＶGRを求める。ステップＳ６４では、車速ＶBに基づ
いて図１０のような特性図に従って速度の閾値ＶG0を求
める。ステップＳ６６では、上下方向速度ＶGn（ｎはＬ
左，Ｒ右を示す）を、夫々、前記閾値ＶG0 と比較す
る。ステップＳ６６で｜ＶGn｜≧ＶG0と判断されたなら
ばステップＳ７０に進むが、反対に｜ＶGn｜＜ＶG0と判
断されたならば、ステップＳ６８において、ＶGn＝０と
することにより、車体は上下方向に動いていないと見做
し、そしてステップＳ７０に進む。In step S60, the vertical acceleration signals GL and GR at the rear wheel position and the steering angle signal θ
H, various signals such as a brake signal BR and a vehicle speed signal VB are input. In step S62, the acceleration signals GL and GR are respectively integrated to obtain the vertical speed VG at the rear wheel position of the vehicle body.
Find L and VGR. In step S64, a speed threshold value VG0 is obtained based on the vehicle speed VB according to a characteristic diagram as shown in FIG. In step S66, the vertical speed VGn (n is L
Left and right) are compared with the threshold value VG0, respectively. If it is determined in step S66 that | VGn | ≥VG0, the process proceeds to step S70. Conversely, if it is determined that | VGn | <VG0, in step S68, VGn is set to 0, whereby the vehicle body moves up and down. Is determined not to have moved, and the process proceeds to step S70.

【００２８】ステップＳ７０では、ダンパ位置Ｐを決定
するための制御ゲインＫ1を演算する。この制御ゲイン
は、車速ＶBが大きいほどハンドル舵角速度θ'H（＝dθ
H/dt）が大きいほど大きな値を示す。ステップＳ７２で
は、現時点の車体の上下方向の移動速度をキャンセルす
るような目標車体上下速度ＶGTRnを、 ＶGTRn＝ＶGn・Ｋ1 …（５） を演算する。このＶGTRnが正のときは、ステップＳ７６
に進んで、後輪ＳＤダンパの目標位置ＰRTRnを、 ＰRTRn＝ＰRn−１ …（６） に従って演算する。（６）式は、伸び方向の車体変位を
抑制するように、減衰特性を１段だけハードに変更する
ものである。反対に、ＶGTRnが負のときは、ステップＳ
７６に進んで、後輪ＳＤダンパの目標位置ＰRTRnを、 ＰRTRn＝ＰRn＋１ …（７） に従って演算する。（７）式は、縮み方向の車体変位を
抑制するように、減衰特性を１段だけソフトに変更する
ものである。ステップＳ７６，ステップＳ７８における
ＰRnはステップＳ６０で求められた後輪ＳＤダンパのス
テップモータの現在の位置である。In step S70, a control gain K1 for determining the damper position P is calculated. The control gain is such that as the vehicle speed VB increases, the steering wheel angular velocity θ′H (= dθ
H / dt) indicates a larger value. In step S72, a target vehicle body vertical speed VGTRn that cancels the current vertical moving speed of the vehicle body is calculated as follows: VGTRn = VGn · K1 (5) If this VGTRn is positive, step S76
The target position PRTRn of the rear wheel SD damper is calculated according to the following equation: PRTRn = PRn-1 (6). Equation (6) changes the damping characteristic to one step harder so as to suppress displacement of the vehicle body in the extension direction. Conversely, if VGTRn is negative, step S
Proceeding to 76, the target position PRTRn of the rear wheel SD damper is calculated according to the following equation: PRTRn = PRn + 1 (7) The equation (7) is to change the damping characteristic by one stage to soft so as to suppress the displacement of the vehicle body in the contraction direction. PRn in steps S76 and S78 is the current position of the step motor of the rear wheel SD damper obtained in step S60.

【００２９】ステップＳ８０では、車速ＶBに基づいて
図１２に示すような限界値ＰLMTを求める。ステップＳ
８２では、この限界値ＰLMTと目標位置ＰFTRnとを比較
し、この限界値を目標値ＰRTRnが越えていればステップ
Ｓ８４で目標値をこの限界値にクリップする。ステップ
Ｓ８６では、フラグINHIBITがセットされているかを調
べる。このフラグがセットされていなければ、ステップ
Ｓ８８で、前輪ＳＤダンパを目標減衰力が達成できるよ
うに後輪ダンパのモータ１'FL，１'FRを回転する。ここ
で、フラグINHIBITは第１実施例と同じように「Ｇスル
ー制御」や「大振幅入力制御」においてセットされるフ
ラグであり、これらの制御手順が、これらの「Ｇスルー
制御」や「大振幅入力制御」をそのまま実行すると、前
輪サスペンション特性と後輪のサスペンション特性とが
過度に異なったものになるおそれがある場合には、前輪
のダンパのモータ位置を変更させないようにするための
ものである。前輪サスペンション制御（第２実施例） 前輪のサスペンション特性は５段のＡＡダンパによって
決定される。換言すれば、このダンパの減衰力はモータ
１'RL，１'RRの回転位置によって決まる。図１９は後輪
のＡＡダンパのモータ１'RL，１'RRの制御手順である。In step S80, a limit value PLMT as shown in FIG. 12 is obtained based on the vehicle speed VB. Step S
At 82, the limit value PLMT is compared with the target position PFTRn. If the target value PRTRn exceeds this limit value, the target value is clipped to this limit value at step S84. In step S86, it is checked whether the flag INHIBIT is set. If this flag is not set, in step S88, the motors 1'FL, 1'FR of the rear wheel damper are rotated so that the target damping force of the front wheel SD damper can be achieved. Here, the flag INHIBIT is a flag set in "G through control" and "large amplitude input control" as in the first embodiment. If the `` amplitude input control '' is executed as it is, there is a possibility that the front wheel suspension characteristics and the rear wheel suspension characteristics become excessively different from each other, this is to prevent the motor position of the front wheel damper from being changed. is there. Front Wheel Suspension Control (Second Embodiment) The suspension characteristics of the front wheels are determined by five stages of AA dampers. In other words, the damping force of the damper is determined by the rotational positions of the motors 1'RL, 1'RR. FIG. 19 shows a control procedure of the motors 1'RL and 1'RR of the rear AA damper.

【００３０】第２実施例の前輪サスペンション制御は、
前輪のサスペンション特性に対して、図１８の制御手順
によって決定された後輪のサスペンション特性がアンダ
ステア気味になるように、その前輪のサスペンション特
性をフィードフォワード制御により決定するものであ
る。即ち、ステップＳ１００において、車速ＶBに応じ
た前輪の目標減衰力ＰF（ＶB）を、図２０に示すような
特性に従って決定する。ここで、図２０の特性図におい
て、実線は車速ＶBが上昇している最中における前輪の
減衰特性であり、破線は車速が減少している最中におけ
る前輪の減衰特性を示す。車速が減速時には、増速時に
比して、より低い減衰力が得られるような特性になって
いる。図２０の特性は、減速時には車体姿勢を安定させ
るために、よりアンダステア傾向を得るものである。The front wheel suspension control of the second embodiment is as follows.
With respect to the front wheel suspension characteristics, the front wheel suspension characteristics are determined by feedforward control so that the rear wheel suspension characteristics determined by the control procedure of FIG. 18 tend to be understeer. That is, in step S100, the target damping force PF (VB) of the front wheels according to the vehicle speed VB is determined according to the characteristics as shown in FIG. Here, in the characteristic diagram of FIG. 20, the solid line indicates the damping characteristic of the front wheels while the vehicle speed VB is increasing, and the broken line indicates the damping characteristics of the front wheels while the vehicle speed is decreasing. When the vehicle speed is reduced, the characteristic is such that a lower damping force can be obtained compared to when the vehicle speed is increased. The characteristics shown in FIG. 20 are for obtaining a more understeer tendency in order to stabilize the vehicle body posture during deceleration.

【００３１】ステップＳ１０２では、旋回中であるか否
かを判断するために、現在の舵角θHを所定の閾値θH0
と比較する。旋回中でない（｜θH｜＜θH0）場合に
は、ステップＳ１０２以下に進む。ステップＳ１０２は
「大振幅入力制御」を現在実行しているか否かをフラグ
（Ｆ＝２）を調べるもので、ステップＳ１０４は「Ｇス
ルー制御」を現在実行しているか否かをフラグ（Ｆ＝
３）を調べるものである。「大振幅入力制御」も「Ｇス
ルー制御」も実行していないときは、ステップＳ１０４
からメインルーチンにリターンするので、図１８のステ
ップＳ８８が実行された時点で、ステップＳ１００で設
定された目標位置ＰFが前輪ダンパのモータ１'FL，１'F
Rに設定される。In step S102, the current steering angle θH is set to a predetermined threshold value θH0 in order to determine whether the vehicle is turning.
Compare with If the vehicle is not turning (| θH | <θH0), the process proceeds to step S102 and subsequent steps. Step S102 checks the flag (F = 2) to determine whether or not “large amplitude input control” is currently being executed. Step S104 is to check whether or not “G through control” is currently being executed (F = 2).
Check 3). If neither “large amplitude input control” nor “G through control” is executed, step S104
Then, when the process returns to the main routine, when the step S88 in FIG. 18 is executed, the target position PF set in the step S100 is changed to the motor 1'FL, 1'F of the front wheel damper.
Set to R.

【００３２】旋回中の（｜θH｜≧θH0）場合には、ス
テップＳ１０４以下に進む。ステップＳ１０４では、後
輪の内、旋回外輪の車輪のダンパの現在のモータ位置を
モニタする。このモータ位置をＰOFとする。ステップＳ
１０６では、図２１の特性に従って、前輪のダンパの目
標減衰力（即ち、モータ位置ＰFTRn）を決定する。図２
１の特性は、後輪がアンダステア特性になるように、ス
テップＳ１０４で得た旋回外輪の減衰力ＰOFよりも高い
減衰力が前輪側に設定されるような特性である。If the vehicle is turning (| θH | ≧ θH0), the flow proceeds to step S104. In step S104, the current motor positions of the dampers of the turning outer wheels of the rear wheels are monitored. This motor position is defined as POF. Step S
In 106, the target damping force of the front wheel damper (that is, the motor position PFTRn) is determined according to the characteristics of FIG. FIG.
The characteristic 1 is such that a damping force higher than the damping force POF of the turning outer wheel obtained in step S104 is set on the front wheel side so that the rear wheel has an understeer characteristic.

【００３３】ステップＳ１０８では、ステップＳ１００
で車速ＶBに応じて求めた目標減衰力ＰFとステップＳ０
６で後輪の減衰力との関係で求めた目標減衰力ＰFTRnと
を比較する。もし後者が小さいならば（ＰF＞ＰFTR
n）、ステップＳ１１０で前輪減衰力の目標値を車速と
の関係で求めた減衰力ＰFとする。即ち、 ＰFTRn＝ＰF …（８） とする。このＰFTRnが、図１８のステップＳ８８０が実
行された時点で、前輪のステップモータにセットされ
る。一方、ステップＳ１０８でＰF≦ＰFTRnと判断され
たならば、後輪のダンパ特性との関係でステップＳ１０
６で求めた目標値ＰFTRnがモータに設定される。In step S108, step S100
And the target damping force PF obtained according to the vehicle speed VB in step S0
In step 6, a comparison is made with the target damping force PFTRn obtained in relation to the damping force of the rear wheel. If the latter is small (PF> PFTR
n) In step S110, the target value of the front wheel damping force is set to the damping force PF obtained in relation to the vehicle speed. That is, PFTRn = PF (8). This PFTRn is set to the step motor for the front wheels when step S880 in FIG. 18 is executed. On the other hand, if it is determined in step S108 that PF ≦ PFTRn, the process proceeds to step S10 in relation to the damper characteristics of the rear wheels.
The target value PFTRn obtained in 6 is set for the motor.

【００３４】第２実施例の前輪のサスペンション制御
は、旋回中においては、後輪の減衰特性が前輪の減衰特
性に比してアンダステアになるように、前輪のサスペン
ション特性を設定するものである。即ち、例えば、ステ
ップＳ１００で車速ＶBに応じて決定された減衰力ＰFが
“２段目”であって、ステップＳ０６で決定された減衰
力ＰFTRnが“３段目”である場合には、ＰFTRn＞ＰFで
あるので、ＰFを減衰力として採用すると前輪に対して
後輪がアンダステアという関係が成立しない場合があ
る。従って、ステップＳ１０８でＰR＞ＰRTRnのときに
のみ、即ち、アンダステアの関係が確保される場合に限
り、ステップＳ１１０で後輪減衰力として車速ＶBに応
じて決定したＰFを採用するのである。In the front wheel suspension control of the second embodiment, the suspension characteristics of the front wheels are set such that the damping characteristics of the rear wheels are understeered compared to the damping characteristics of the front wheels during turning. That is, for example, if the damping force PF determined according to the vehicle speed VB in step S100 is “second stage” and the damping force PFTRn determined in step S06 is “third stage”, PFTRn > PF, if PF is adopted as the damping force, the relationship that the rear wheels are understeered with respect to the front wheels may not be established. Therefore, only when PR> PRTRn in step S108, that is, only when the understeer relationship is secured, the PF determined according to the vehicle speed VB as the rear wheel damping force in step S110 is adopted.

【００３５】ステップＳ０２で「大振幅入力制御」中
（Ｆ＝２）と判断されたときには、ステップＳ１２０
で、減衰力を１段高める。直進中の「大振幅入力制御」
中は、アンダステア特性を保つよりも、障害物などに乗
り上げたときの大きな加速度の上下運動に対処すること
ができるように、後輪側もダンパ特性をハード側に高め
る必要があるからである。ステップＳ１２２では、この
前輪の特性をハード側に補正する制御を所定時間継続す
るようにする。これは、後述するように、「大振幅入力
制御」（図２９）においては、前輪もサスペンション特
性を所定時間ハード側に変更しているからである。When it is determined in step S02 that "large amplitude input control" is being performed (F = 2), step S120 is performed.
Then, the damping force is increased by one step. `` Large amplitude input control '' while traveling straight
This is because it is necessary to enhance the damper characteristic on the rear wheel side to the hard side so that it can cope with a large acceleration vertical movement when riding on an obstacle or the like, rather than maintaining the understeer characteristic. In step S122, the control for correcting the characteristics of the front wheels to the hard side is continued for a predetermined time. This is because, as will be described later, in the “large amplitude input control” (FIG. 29), the suspension characteristics of the front wheels are also changed to the hard side for a predetermined time.

【００３６】また、直進中に「Ｇスルー制御」を実行し
ているとき（ステップＳ１０４でＹＥＳ）は、ステップ
Ｓ１０６で後輪ダンパ力を１段低める。１段低めるの
は、後述するように、「Ｇスルー制御」（図３３）にお
いては、前輪もサスペンション特性をソフト側に変更し
ているからである。 〈第３実施例〉この第３実施例は、前輪と後輪にＳＤダ
ンパを用い、そして上下方向Ｇの検出を、前輪側に設け
られた１つのＧセンサ６と、後輪側に設けられた１つの
Ｇセンサ７により行うものである。図２２に示すよう
に、前輪側にも後輪側にも夫々１つだけのセンサを用い
たのでは、車体のロール運動の検出は困難になる。しか
しながら、ロール（操舵）制御はそもそも旋回時に最も
必要になるのであって、しかも旋回時には例えば前輪特
性をハードにするなどすれば、必要にして十分な操安特
性を得ることができる。そして、従来では、３つ以上
（左右方向に１対のセンサ、前若しくは後に１つのセン
サ）のセンサが必要であったが、第３実施例では、２つ
のセンサで十分であるので、コスト低下に役立つのであ
る。If the "G-through control" is being executed during straight traveling (YES in step S104), the rear wheel damper force is reduced by one step in step S106. The reason for lowering the suspension by one step is that, as described later, in the "G through control" (FIG. 33), the suspension characteristics of the front wheels are also changed to the soft side. <Third Embodiment> In the third embodiment, an SD damper is used for the front wheel and the rear wheel, and the detection in the vertical direction G is performed by one G sensor 6 provided on the front wheel side and the G sensor provided on the rear wheel side. This is performed by one G sensor 7. As shown in FIG. 22, if only one sensor is used for each of the front wheel side and the rear wheel side, it becomes difficult to detect the roll motion of the vehicle body. However, roll (steering) control is most necessary in the first place at the time of turning, and when turning, for example, if the front wheel characteristics are hardened, necessary and sufficient steering characteristics can be obtained. Conventionally, three or more sensors (a pair of sensors in the left and right direction, and one sensor before or after) are required. However, in the third embodiment, two sensors are sufficient, and the cost is reduced. It is useful for

【００３７】図２３はこの第３実施例の制御システムの
全体構成を示す。ロール（操舵）制御は、舵角信号θH
と車速信号ＶBとに基づいて行ない、車体姿勢のバウン
ス，ピッチ成分については、車速信号ＶB，前後のＧセ
ンサからの加速度信号に基づいて行なう。バウンス，ピッチ制御（第３実施例） 図２４は、第３実施例において、全ての車輪のＳＤダン
パについて行なわれるバウンス，ピッチ制御部分につい
ての制御フローチャートを示す。図２５は、同じく全輪
のＳＤダンパについて行なわれるロール制御の制御手順
を示すフローチャートである。FIG. 23 shows the overall configuration of the control system of the third embodiment. Roll (steering) control is based on the steering angle signal θH
The bounce and pitch components of the vehicle body posture are performed based on the vehicle speed signal VB and acceleration signals from the front and rear G sensors. Bounce and Pitch Control (Third Embodiment) FIG. 24 is a control flowchart for a bounce and pitch control portion performed for the SD dampers of all the wheels in the third embodiment. FIG. 25 is a flowchart showing a control procedure of roll control similarly performed on the SD dampers of all the wheels.

【００３８】図２４において、ステップＳ１３２からス
テップＳ１６０までは、図９のステップＳ２〜ステップ
Ｓ３０と実質的に同じであり、異なるのは、第３実施例
では、ステップＳ１３２において前部Ｇセンサからの信
号ＧFと後部Ｇセンサ７からの信号ＧRを入力し、ステッ
プＳ１３４では車体前部の上下運動速度ＶFと車体後部
の上下運動速度ＶRとを入力する点で異なっている。ま
た、図２４のフローチャートと大きく異なる点は、ステ
ップＳ１３０において、フラグＦが１のときはステップ
Ｓ１３２〜ステップＳ１６０のバウンス／ピッチ制御を
実行しないということである。このフラグＦが１に等し
い場合については図２５のロール制御によって明らかに
なる。ロール制御 図２５は、前後輪の各輪のＳＤダンパに対して行なわれ
るロール制御（操舵制御）の制御手順を示すフローチャ
ートである。ステップＳ１７０において、車体が旋回中
（｜θH｜≧θH0）か直進中（｜θH｜＜θH0）かを調べ
る。直進中であれば（ステップＳ１７０でＮＯ）、ステ
ップＳ１９２で舵角の時間変化θ'H（＝dθ/dt）を調べ
る。ステップＳ１７０で旋回中（ＹＥＳ）と判断される
か、又はステップＳ１９２で舵角が変化している（Ｎ
Ｏ）と判断されれば、ステップＳ１７２に進んで、これ
からロール制御を行なうことを示すためにフラグＦを１
にする。旋回中でもなく、舵角が変化しているわけでも
ない場合は、ステップＳ１９４でフラグを０にリセット
する。従って、フラグＦが０の場合は、各輪に対して
は、図２４のバウンス／ピッチ制御（図２４）が行なわ
れて、図２５のロール制御は行なわれないことになる。
この理由は、前述したように、ロール（操舵）制御はそ
もそも旋回時に最も必要になるのであって、しかも旋回
時には例えば前輪特性をハードにするなどすれば、必要
にして十分な操安特性を得ることができるからである。In FIG. 24, steps S132 to S160 are substantially the same as steps S2 to S30 in FIG. 9, and the difference is that in the third embodiment, in step S132, the signal from the front G sensor is used. The difference is that the signal GF and the signal GR from the rear G sensor 7 are input, and in step S134, the vertical motion speed VF of the front portion of the vehicle body and the vertical motion speed VR of the rear portion of the vehicle are input. A significant difference from the flowchart of FIG. 24 is that when the flag F is 1 in step S130, the bounce / pitch control of steps S132 to S160 is not executed. The case where the flag F is equal to 1 becomes clear by the roll control of FIG. Roll Control FIG. 25 is a flowchart showing a control procedure of roll control (steering control) performed on the SD dampers of the front and rear wheels. In step S170, it is determined whether the vehicle body is turning (| θH | ≧ θH0) or traveling straight (| θH | <θH0). If the vehicle is traveling straight (NO in step S170), a time change θ′H (= dθ / dt) of the steering angle is checked in step S192. It is determined that the vehicle is turning (YES) in step S170, or the steering angle has changed in step S192 (N
If it is determined as O), the process proceeds to step S172, and the flag F is set to 1 to indicate that the roll control is to be performed.
To If the vehicle is not turning and the steering angle is not changing, the flag is reset to 0 in step S194. Therefore, when the flag F is 0, the bounce / pitch control of FIG. 24 (FIG. 24) is performed for each wheel, and the roll control of FIG. 25 is not performed.
The reason for this is that, as described above, roll (steering) control is most necessary in the first place when turning, and when turning, for example, by making the front wheel characteristics hard, necessary and sufficient steering characteristics are obtained. Because you can do it.

【００３９】旋回開始若しくは旋回中と判断された場合
について説明する。かかる場合は、ステップＳ１７２→
ステップＳ１７４と進んで、ステップＳ１７４におい
て、前輪についての目標減衰力ＰFを車速ＶB，舵角θH
に基づいて決定する。目標減衰力ＰFは例えば、図２６
に示したような特性に従って車速ＶB，舵角θHに基づい
て決定される。即ち、同図の特性は、舵角θHが高いほ
どまた車速ＶBが高いほど減衰力が大きくなる（ダンパ
特性をハードにする）というものである。また、ステッ
プＳ１７８では係数Ａを舵角速度θ'Hに基づいて決定す
る。係数Ａは例えば図２７のような、舵角速度θ'Hが大
きい程大きくなるという特性を有する。ステップＳ１７
８では、目標減衰力ＰFAn（ｎは右又は左を表す）を演
算する。The case where it is determined that the vehicle is turning or turning is described. In such a case, step S172 →
Proceeding to step S174, in step S174, the target damping force PF for the front wheels is changed to the vehicle speed VB and the steering angle θH.
Is determined based on The target damping force PF is, for example, as shown in FIG.
Are determined based on the vehicle speed VB and the steering angle θH according to the characteristics shown in FIG. That is, the characteristic shown in the drawing is such that the higher the steering angle θH and the higher the vehicle speed VB, the greater the damping force (hardening the damper characteristic). In step S178, the coefficient A is determined based on the steering angular velocity θ′H. The coefficient A has such a characteristic that it increases as the steering angular velocity θ′H increases, as shown in FIG. 27, for example. Step S17
In step 8, a target damping force PFAn (n represents right or left) is calculated.

【００４０】ＰFAn＝ＰF・Ａ …………（９） かくして、ステップＳ１７４〜ステップＳ１７８では、
前輪の目標減衰力ＰFAnは、車速が高いほど、舵角が大
きいほど、舵角速度が大きいほど、大きな値となるよう
に決定される。ステップＳ１８０では、後輪のための係
数Ｋを決定する。この係数Ｋは例えば、図２８に示すよ
うに、１よりも小さな係数で、車速ＶBが大きくなれば
なる程小さくなる特徴を有する。PFAn = PF · A (9) Thus, in steps S174 to S178,
The target damping force PFAn of the front wheels is determined to be larger as the vehicle speed is higher, the steering angle is larger, and the steering angular speed is larger. In step S180, a coefficient K for the rear wheel is determined. For example, as shown in FIG. 28, the coefficient K is a coefficient smaller than 1, and has a feature that the coefficient K decreases as the vehicle speed VB increases.

【００４１】ステップＳ１８２では、前輪に対する目標
減衰力ＰFAnと後輪の実際の現在の減衰力ＰRnとを比較
する。前輪目標減衰力ＰFAnが後輪の現在の減衰力ＰRn
よりも大きい場合、即ち、ＰFAn≦ＰRnの場合は、ステ
ップＳ１８４に進んで、目標減衰力ＰFAnを前輪の最終
目標減衰力ＰFTRnとするために、 ＰFTRn＝ＰFAn …………（１０） とし、ステップＳ１８６では、後輪が前輪に対してアン
ダステア傾向となるように、ステップＳ１８０で求めた
係数Ｋを用いて、 ＰRTRn＝ＰFAn・Ｋ …………（１１） とする。即ち、図２８に示すように、係数Ｋは１よりも
小さな数なので、（１１）式によれば、後輪は常に前輪
の減衰力よりも小さくなるように設定されるからであ
る。In step S182, the target damping force PFAn for the front wheels is compared with the actual current damping force PRn for the rear wheels. The front wheel target damping force PFAn is equal to the rear wheel current damping force PRn.
If PFAn ≦ PRn, the process proceeds to step S184, and PFTRn = PFan to make the target damping force PFAn the final target damping force PFTRn for the front wheels. In step S186, using the coefficient K obtained in step S180, PRTRn = PFAn.K (11) so that the rear wheels tend to understeer with respect to the front wheels. That is, as shown in FIG. 28, since the coefficient K is a number smaller than 1, according to the equation (11), the rear wheels are always set to be smaller than the damping force of the front wheels.

【００４２】一方。ステップＳ１８２で、現在の後輪の
減衰力ＰRnが前輪の目標減衰力ＰFAnよりも小さい場合
には、後輪がオーバステアになる可能性があるので、ス
テップＳ１８８において、 ＰFTRn＝Ｐ+- ……（１２） とする。この（１２）式の意味するところは、前輪の減
衰力ＰFTRnを、旋回外側の前輪については縮み方向につ
いてハード特性になるように、旋回内側の前輪について
は伸び方向でハード特性になるように設定するというも
のである。また、ステップＳ１９０では、後輪の特性が
アンダステア傾向が確保されるように、現在の減衰力よ
りも低い減衰力となるように、 ＰRTRn＝ＰRn・Ｋ …（１３） とする。第３実施例の効果 かくして、第３実施例によれば、 ：車幅方向において略中央で、且つ車長方向で前後に
夫々設けられた２つのＧセンサ（６，７）からの夫々の
信号ＧF，ＧRと舵角センサからの信号θHとに基づい
て、バウンス／ピッチを抑制するような制御（図２４）
を行ない、舵角信号θHに基づいてフィードフォワード
形式で旋回制御（ロール制御）を行なうようにしてい
る。このようにすることにより、従来に比して、Ｇセン
サを１つ減らすことができ、それでいて、バウンス／ピ
ッチ制御とロール制御とを併せて実現することができ
る。 ：ロール制御のためのフィードフォワード制御は、前
輪については車速ＶBと舵角速度θ'Hによって補正され
る（ステップＳ１７４，ステップＳ１７８）。 ：まず、前輪についてのダンパ力が決定され、その後
に、後輪のダンパ特性が前輪よりもアンダステア特性と
なるように決定される（ステップＳ１８２〜ステップＳ
１９０）。 ：フラグＦを用いることによって、ロール制御（旋回
制御）をバウンス／ピッチ制御よりも優先させている。
これにより、旋回時におけるロール方向における姿勢制
御が確保される。 ：ロール制御においては、旋回時においてのみフィー
ドフォワード制御によって行なわれる。 〈大振幅入力制御とＧスルー制御〉以上、３つの実施例
（図８，図１７，図２３）を説明した。次に、これらの
実施例のサスペンション装置に共通して適用されている
ところの大振幅入力制御とＧスルー制御について説明す
る。大振幅入力制御 大振幅入力制御は、例えば、車体が障害物に乗り上げた
ときなどに安全性を確保するために、上下加速度信号Ｇ
が大振幅で入力されたことを検出し減衰力を高めるよう
にする制御である。On the other hand. If the current damping force PRn of the rear wheel is smaller than the target damping force PFAn of the front wheel in step S182, the rear wheel may be over-steered. In step S188, PFTRn = P + -... ( 12) The meaning of the equation (12) is that the damping force PFTRn of the front wheel is set so that the front wheel on the outside of the turn has a hard characteristic in the contraction direction and the front wheel on the inside of the turn has a hard characteristic in the extension direction. It is to do. In step S190, PRTRn = PRn · K (13) so that the rear wheel characteristics have a lower damping force than the current damping force so that the understeer tendency is secured. Effects of the third embodiment Thus, according to the third embodiment: the respective signals from the two G sensors (6, 7) provided substantially at the center in the vehicle width direction and at the front and rear in the vehicle length direction, respectively. Control to suppress bounce / pitch based on GF, GR and signal θH from steering angle sensor (FIG. 24)
And turning control (roll control) is performed in a feed-forward manner based on the steering angle signal θH. By doing so, it is possible to reduce the number of G sensors by one compared to the related art, and still realize both the bounce / pitch control and the roll control. The feed forward control for the roll control is corrected for the front wheels by the vehicle speed VB and the steering angular speed θ′H (steps S174 and S178). : First, the damper force for the front wheels is determined, and thereafter, the damper characteristics of the rear wheels are determined to be understeer characteristics than the front wheels (step S182 to step S182).
190). : Roll control (turn control) is given priority over bounce / pitch control by using flag F.
Thereby, posture control in the roll direction at the time of turning is ensured. : Roll control is performed by feedforward control only during turning. <Large Amplitude Input Control and G Through Control> The three embodiments (FIGS. 8, 17, and 23) have been described. Next, a large amplitude input control and a G through control which are commonly applied to the suspension devices of these embodiments will be described. Large-amplitude input control The large-amplitude input control is performed, for example, in order to ensure safety when the vehicle body rides on an obstacle or the like.
Is a control for detecting that the input has a large amplitude and increasing the damping force.

【００４３】図２９はこの大振幅入力制御の制御手順を
示す。この大振幅入力制御（図２９）と、例えば第１実
施例におけるＳＨ制御との制御の調停は、前述のフラグ
Ｆによって行なわれる。即ち、大振幅入力制御が行なわ
れるときは、ステップＳ２１０，ステップＳ２２２にお
いてフラグＦが２にセットされる。一方、第１実施例の
後輪制御（図１３）においては、フラグＦ＝２が検出さ
れるとステップＳ６０以下が実行される。FIG. 29 shows a control procedure of the large amplitude input control. The arbitration between the large amplitude input control (FIG. 29) and, for example, the SH control in the first embodiment is performed by the flag F described above. That is, when the large amplitude input control is performed, the flag F is set to 2 in steps S210 and S222. On the other hand, in the rear wheel control (FIG. 13) of the first embodiment, when the flag F = 2 is detected, the steps from step S60 are executed.

【００４４】まず、図２９のフローチャートを参照しな
がら、Ｇセンサ出力が大振幅入力であった場合にどのよ
うな制御を実行するかを説明する。ステップＳ２００で
は、Ｇセンサからの信号を積分して、上下方向における
車体速度ＶGを得る。ステップＳ２０２では、旋回中で
あるか否かを判断するために舵角θHと閾値θH0とを比
較する。旋回中と判定された場合と直進中と判定された
場合とでは制御は異なる。また、後述するように、車体
速度ＶGの大きさによっても制御は異なる。First, with reference to the flowchart of FIG. 29, what kind of control is performed when the G sensor output is a large amplitude input will be described. In step S200, the signal from the G sensor is integrated to obtain the vehicle speed VG in the vertical direction. In step S202, the steering angle θH is compared with a threshold value θH0 to determine whether the vehicle is turning. The control differs between when it is determined that the vehicle is turning and when it is determined that the vehicle is traveling straight. Further, as will be described later, the control differs depending on the magnitude of the vehicle body speed VG.

【００４５】図３２は、大振幅入力制御の制御の態様を
表としてまとめたものである。同図において、制御間隔
とは、例えば第１実施例の図１３の制御手順が実行され
る時間間隔を言う。この時間間隔が短くなれば、制御は
早く行なわれ、その結果、入力に対して敏感に対応する
ようになる。図２９の制御手順では、制御間隔が「ゆっ
くり」とは、制御間隔ｔxを、ｔ0＞ｔ1＞ｔ2とした場合
に、 ｔx＝ｔ0 に設定し、「早く」とは、 ｔx＝ｔ2 に設定し、「通常」とは、 ｔx＝ｔ1 に設定するものとする。また、図３２において、上限値
ＰLMTを「拡大」するとは図１２の特性をさらに1.2倍に
広げることを言う。FIG. 32 is a table summarizing the control modes of the large amplitude input control. In the figure, the control interval is, for example, a time interval in which the control procedure of FIG. 13 of the first embodiment is executed. The shorter the time interval, the sooner the control is performed, and the more sensitive it is to the input. In the control procedure of FIG. 29, the control interval "slow" means that the control interval tx is set to tx = t0 when t0>t1> t2, and the "faster" means that the control interval tx is set to tx = t2. , "Normal" means that tx = t1 is set. In FIG. 32, "enlarging" the upper limit value PLMT means expanding the characteristic of FIG. 12 further by 1.2 times.

【００４６】直進中の場合（｜θH｜＜θH0）には、ス
テップＳ２１９に進んで、大振幅入力があったか否かの
判断のための閾値ＧAを決定する。この閾値ＧAは例えば
図３０のような特性に従って車速ＶBに基づいて決定さ
れる。図３０の閾値ＧAの特性は、車速ＶBが大きくなれ
ばなるほど大きくなるような閾値である。上下方向の車
体速度ＶGがＧAよりも小さい場合、即ち、 ｜ＶG｜＜ＧA の場合は、ステップＳ２３０に進んで、フラグＦを０に
して、ステップＳ２３２において制御サイクル時間ｔx
を通常間隔（ｔ1）に設定し、またＰLMTは変更しないの
で、「通常」の値（図１２）が設定される。If the vehicle is traveling straight (| θH | <θH0), the flow advances to step S219 to determine a threshold value GA for determining whether or not a large amplitude input has been made. This threshold value GA is determined based on the vehicle speed VB according to, for example, a characteristic as shown in FIG. The characteristics of the threshold value GA in FIG. 30 are such that the higher the vehicle speed VB, the higher the threshold value. If the vertical vehicle body speed VG is smaller than GA, that is, if | VG | <GA, the process proceeds to step S230, where the flag F is set to 0, and the control cycle time tx is set in step S232.
Is set to the normal interval (t1), and the value of "normal" (FIG. 12) is set because the PLMT is not changed.

【００４７】ステップＳ２２０において車体速度ＶGが
閾値ＧAよりも大きいと判断されたときには、ステップ
Ｓ２２２でフラグＦを２に設定する。そして、ステップ
Ｓ２２４で制御間隔を「早く」（ｔx＝ｔ2）に設定し、
ステップＳ２２６で上限値ＰLMTを1.2倍に広げる。一
方、直進中に大振幅の入力があったときは、図１３（第
１実施例の後輪制御）の制御手順のステップＳ４２にお
いて直進中と判断されてステップＳ５２に進み、フラグ
Ｆの値が調べられる。前述したように、図２９のステッ
プＳ２２２によりフラグＦは２に設定されているから、
ステップＳ５２ではＹＥＳと判断されてステップＳ６０
に進むこととなる。ステップＳ６０では、後輪ダンパの
減衰力目標値ＰRTRnを現在の値よりもハード傾向にする
ために、 ＰRTRn＝ＰRn＋１ ……（１４） とする。ステップＳ６２では、このような後輪の減衰力
制御を所定時間継続する。継続する理由はこのような大
振幅入力状態が前記所定時間継続すると考えられるから
である。When it is determined in step S220 that the vehicle speed VG is higher than the threshold value GA, the flag F is set to 2 in step S222. Then, in step S224, the control interval is set to “early” (tx = t2),
In step S226, the upper limit value PLMT is expanded to 1.2 times. On the other hand, when there is a large amplitude input during the straight traveling, it is determined that the vehicle is traveling straight in step S42 of the control procedure of FIG. Can be examined. As described above, since the flag F is set to 2 in step S222 of FIG. 29,
In step S52, YES is determined and step S60 is performed.
It will go to. In step S60, to make the target damping force value PRTRn of the rear wheel damper harder than the current value, PRTRn = PRn + 1 (14). In step S62, such rear wheel damping force control is continued for a predetermined time. The reason for the continuation is that such a large amplitude input state is considered to continue for the predetermined time.

【００４８】このようにして、直進中に大振幅の入力が
あったときは、後輪のためのダンパ力制御（図１３）と
「大振幅入力制御」（図２９）とが協調して動作して対
処する。即ち、直進中に大振幅の入力があったときは、
後輪については減衰力を高めるとともに（ステップＳ６
０）、前輪の制御（図９）と後輪の制御（図１３）の制
御間隔を短め（時間間隔ｔ2）にすることにより衝撃入
力に対して反応を鋭くするようにしている。また、反応
を早めることにより減衰力を大きくせざるを得ない場合
がある。そのような場合に対しては、上限値ＰLMTを大
きくする（ステップＳ２２６）ことにより、衝撃入力に
対する応答としての減衰力強化により減衰力が大きくな
ってもそれがクリップされないようにしている。As described above, when a large amplitude is input during straight traveling, the damper force control for the rear wheels (FIG. 13) and the "large amplitude input control" (FIG. 29) operate in cooperation. To deal with. That is, when there is a large amplitude input while traveling straight,
For the rear wheels, the damping force is increased (step S6).
0), by shortening the control interval (time interval t2) between the front wheel control (FIG. 9) and the rear wheel control (FIG. 13), the response to the shock input is sharpened. Further, in some cases, the damping force must be increased by accelerating the reaction. In such a case, the upper limit value PLMT is increased (step S226) so that the damping force is not clipped even if the damping force increases due to the enhancement of the damping force in response to the shock input.

【００４９】旋回時（ステップＳ２０２で｜θH｜≧θH
0）と判断されたときは、ステップＳ２０８において所
定の閾値ＧBと車体の上下方向速度ＶGと比較することに
より、衝撃の大きさを測る。この閾値ＧBは、ステップ
Ｓ２０６において、ハンドル舵角θHと舵角速度θ'Hと
に基づいて例えば図３１のような特性に従って決定され
る。この特性は、ハンドル舵角θHが大きいほど、また
舵角速度θ'Hが大きいほど、ＧBの値が大きくなるとい
うものである。When turning (| θH | ≧ θH in step S202)
When it is determined as 0), the magnitude of the impact is measured by comparing the predetermined threshold value GB with the vertical speed VG of the vehicle body in step S208. This threshold value GB is determined in step S206 based on the steering angle θH and the steering angular velocity θ′H, for example, according to a characteristic as shown in FIG. This characteristic is such that the larger the steering angle θH and the larger the steering angular velocity θ′H, the larger the value of GB.

【００５０】車体に加わった衝撃入力が｜ＶG｜≧ＧBで
あるように大きいときは、ステップＳ２１０でフラグＦ
を２にセットし、制御間隔をステップＳ２１２において
長くし、即ち、衝撃入力に対するダンパ制御の反応を鈍
くする。そして、ステップＳ２１４，ステップＳ２１６
においては、目標の減衰力が前輪−後輪間で、あるいは
右輪−左輪間において、３段以上の差が発生しないよう
にする。前輪−後輪間で３段以上の差が発生しようとし
ているときは、 ｜Ｐf−Ｐr｜≧３ ……（１５） であり、右輪−左輪間において３段以上の差が発生しよ
うとしているときは、 ｜ＰL−ＰR｜≧３ ……（１６） である筈である。但し、Ｐfは前輪の最終目標減衰力ＰF
TRnであり、Ｐrは後輪の目標減衰力RTRnである。かかる
場合には、ステップＳ２１８に進んで信号INHIBITを出
力する。信号INHIBITは、例えば図２４のステップＳ１
５８において、前輪、後輪の各ダンパに対する減衰力信
号を実際に出力するか否かを制御する信号である。この
信号INHIBITが発生すると減衰力の変更は停止されるの
で、発生する減衰力が前輪−後輪間で、あるいは右輪−
左輪間において３段以上の差となることはない。If the impact input applied to the vehicle body is large such that | VG | ≧ GB, the flag F is set at step S210.
Is set to 2 and the control interval is lengthened in step S212, that is, the response of the damper control to the shock input is made slow. Then, step S214, step S216
In the case of, the difference in the target damping force between the front wheel and the rear wheel or between the right wheel and the left wheel is prevented from being more than three steps. When a difference of three or more steps is about to occur between the front wheel and the rear wheel, | Pf−Pr | ≧ 3 (15), and a difference of three or more steps is about to occur between the right wheel and the left wheel. Then, | PL−PR | ≧ 3 (16) should be satisfied. Here, Pf is the final target damping force PF of the front wheels.
TRn, and Pr is the target damping force RTRn of the rear wheels. In such a case, the process proceeds to step S218 to output the signal INHIBIT. The signal INHIBIT is output, for example, in step S1 of FIG.
Reference numeral 58 denotes a signal for controlling whether or not to actually output a damping force signal for each of the front wheel and rear wheel dampers. When the signal INHIBIT is generated, the change of the damping force is stopped, so that the generated damping force is applied between the front wheel and the rear wheel or between the right wheel and the right wheel.
There is no difference of three or more steps between the left wheels.

【００５１】他方、旋回中であっても、衝撃力が小さい
とき（ステップＳ２０８でＮＯ）は、ステップＳ２４２
で通常の制御間隔（ｔ1）とする。以上説明したよう
に、本システムの「大振幅入力制御」によれば、 ：通常の走行中（ステップＳ２０２でＮＯ）に、車体
の上下速度ＶG（即ち上下加速度）が所定の閾値（ＧA）
を越えた（ステップＳ２２０でＹＥＳ）ときは、後輪の
ダンパ力をハードにしている（図１３のステップＳ６
０）。また更に、減衰力の上限値ＰLMTも拡張してい
る。 ：その一方、旋回中（ステップＳ２０２でＹＥＳ）な
どのときの大きなＧ入力のとき（ステップＳ２０８でＹ
ＥＳ）は、減衰力を過度に急速に高めることが操安性に
影響を与えるので、ステップＳ２１２で減衰力をハード
にする応答速度を遅くしている。Ｇスルー制御 Ｇスルー制御は、悪路走行中等において、上下加速度信
号Ｇに含まれる変動成分がそのまま乗り心地に反映され
ないように、ダンパ特性をソフトに変更するものであ
る。On the other hand, even when the vehicle is turning, if the impact force is small (NO in step S208), step S242 is executed.
At the normal control interval (t1). As described above, according to the "large-amplitude input control" of the present system: During normal running (NO in step S202), the vertical speed VG (that is, vertical acceleration) of the vehicle body is equal to a predetermined threshold (GA).
Is exceeded (YES in step S220), the damper force of the rear wheels is made hard (step S6 in FIG. 13).
0). Further, the upper limit value PLMT of the damping force is also extended. : On the other hand, when a large G input is made during turning (YES in step S202) (Y in step S208).
In the case of ES), increasing the damping force too quickly affects the stability, so that the response speed for hardening the damping force is reduced in step S212. G Through Control The G through control is to change the damper characteristic to soft so that the fluctuation component included in the vertical acceleration signal G is not directly reflected in the riding comfort when traveling on a rough road or the like.

【００５２】このＧスルー制御の詳細は図３３に示され
る。図３３のステップＳ２５０において、フラグＦの値
を調べるフラグＦの値が２のときはこのＧスルー制御を
行なわずにメインルーチンにリターンする。Ｆ＝２のと
きにステップＳ２５２以下に進む。即ち、前述の大振幅
入力制御はダンパをハードにする制御であるし、このＧ
スルー制御はダンパをソフトに変更する制御であるの
で、この２つの制御が干渉しないように、フラグＦの値
によって互いに排他制御となるようにしているのであ
る。また、ステップＳ２５０の存在によって、大振幅入
力制御の方がＧスルー制御に比して優先順位が高い。こ
れは、本実施例では乗り心地よりも安全性を優先したた
めである。FIG. 33 shows the details of the G through control. In step S250 of FIG. 33, when the value of flag F for checking the value of flag F is 2, the process returns to the main routine without performing the G-through control. When F = 2, the process proceeds to step S252 and subsequent steps. That is, the above-described large-amplitude input control is a control for hardening the damper.
Since the through control is a control for changing the damper to soft, the two controls are mutually exclusive according to the value of the flag F so as not to interfere with each other. Also, due to the presence of step S250, the large-amplitude input control has a higher priority than the G-through control. This is because in this embodiment, safety was given priority over ride comfort.

【００５３】大振幅入力制御が行なわれていない場合を
説明する。この場合は、ステップＳ２５２以下に進み、
ステップＳ２５２〜ステップＳ２５６において閾値補正
係数Ｇ0，Ｇ1，Ｇ2を演算し、ステップＳ２５８で最終
閾値ＧTRを、 ＧTR＝Ｇ0・Ｇ1・Ｇ2 ……（１７） を演算する。ステップＳ２６０では、この閾値と上下方
向加速度Ｇとを比較し、大きな加速度入力があったかを
判断する。Ｇ0は車速ＶBに基づいて例えば図３４のごと
き特性に従って決定され、Ｇ1は舵角θHに基づいて例え
ば図３５のごとき特性に従って決定され、Ｇ2は舵角速
度θ'Hに基づいて例えば図３６のごとき特性に従って決
定される。The case where the large amplitude input control is not performed will be described. In this case, the process proceeds to step S252 and subsequent steps.
In steps S252 to S256, threshold correction coefficients G0, G1, and G2 are calculated, and in step S258, the final threshold GTR is calculated as follows: GTR = G0 G1 G2 (17) In step S260, the threshold value is compared with the vertical acceleration G to determine whether a large acceleration input has been made. G0 is determined based on the vehicle speed VB in accordance with the characteristics shown in FIG. 34, for example, G1 is determined based on the steering angle θH in accordance with the characteristics shown in FIG. 35, for example, and G2 is determined based on the steering angle speed θ′H in FIG. 36, for example. Determined according to characteristics.

【００５４】ここで、ステップＳ２５８の加速度Ｇと
は、第１実施例，第２実施例では、３つの加速度センサ
からの出力信号の平均値でも、あるいはそれらの最大値
を示すものをＧとするようにしてもよい。大きな加速度
の入力があったときはステップＳ２６２に進んで、「Ｇ
スルー制御」が実行されることを示すためにフラグＦを
３にする。ステップＳ２６４ではスラローム走行を行な
っているかを判定する。この判定は、例えば、ハンドル
舵角θHの単位時間当たりの変化量に基づいて判断する
ことができる。スラローム走行を行なっていると判断さ
れた場合には、ステップＳ２７８において上限値ＰLMT
を通常時の1.2倍に拡張する。スラローム走行を行なっ
ている場合には、ハード方向への減衰力の大きな変更を
可能にして車体の安定性を保つためである。スラローム
走行を行なっていない場合には、図１３のステップＳ５
６において、ＰRTRnを１段減衰（ソフトに）している。
ダンパ力がハード方向に大きく変更されることを禁止す
ることにより、乗り心地を確保するためである。また、
スラローム走行を行なっていないと判断された（ステッ
プＳ２６４）場合には、ステップＳ２６６において上限
値ＰLMTを通常時の0.8倍に縮小する。Here, in the first and second embodiments, the acceleration G in step S258 is an average value of the output signals from the three acceleration sensors or a value indicating the maximum value thereof. You may do so. If a large acceleration has been input, the process proceeds to step S262, where "G
The flag F is set to 3 to indicate that the "through control" is executed. In step S264, it is determined whether the vehicle is running in slalom. This determination can be made, for example, based on the amount of change in the steering wheel angle θH per unit time. If it is determined that the vehicle is running in slalom, the upper limit PLMT is determined in step S278.
Is expanded to 1.2 times the normal time. This is because when the vehicle is running in slalom, the damping force in the hard direction can be largely changed to maintain the stability of the vehicle body. If the vehicle is not running slalom, step S5 in FIG.
At 6, PRTRn is attenuated (softened) by one stage.
This is because the riding comfort is ensured by prohibiting the damper force from being largely changed in the hard direction. Also,
If it is determined that slalom running is not being performed (step S264), the upper limit value PLMT is reduced to 0.8 times the normal value in step S266.

【００５５】ステップＳ２６４でスラローム走行を行な
っていないと判断された場合には、横方向加速度Ｇの値
によって制御間隔ｔxを変えている。即ち、横方向Ｇが
閾値横Ｇ0よりも大きい（｜横Ｇ｜≧横Ｇ0）と判断され
たような場合には、ステップＳ２７０において短い制御
間隔（ｔ0）を設定し、横方向Ｇが閾値横Ｇ0よりも小さ
い（｜横Ｇ｜＜横Ｇ0）と判断されたような場合には、
ステップＳ２８２において長めの制御間隔（ｔ1）を設
定する。但し、 ｔ1＞ｔ2 である。ステップＳ２７２〜ステップＳ２７６における
制御は、前述の「大振幅入力制御」におけるステップＳ
２１４〜ステップＳ２１８と同じで、即ち、目標の減衰
力が前輪−後輪間で、あるいは右輪−左輪間において、
３段以上の差が発生しないようにする。If it is determined in step S264 that slalom running is not being performed, the control interval tx is changed according to the value of the lateral acceleration G. That is, when it is determined that the horizontal direction G is larger than the threshold horizontal G0 (| horizontal G | ≧ horizontal G0), a short control interval (t0) is set in step S270, and the horizontal direction G is set to the threshold horizontal G0. If it is determined that it is smaller than G0 (| horizontal G | <horizontal G0),
In step S282, a longer control interval (t1) is set. However, t1> t2. The control in steps S272 to S276 is the same as that in the above-described "large amplitude input control".
214 to step S218, that is, the target damping force is between the front wheel and the rear wheel or between the right wheel and the left wheel.
The difference of three or more steps should not occur.

【００５６】他方、ステップＳ２６８で横方向Ｇが閾値
横Ｇ0よりも小さい（｜横Ｇ｜＜横Ｇ0）と判断されたよ
うな場合には、ステップＳ２８２において通常の制御間
隔（ｔ1）を設定する。かくして、この「Ｇスルー制
御」によれば、 ：車体の上下加速度（即ち、上下速度）が所定値ＧTR
よりも大きいときは、ステップＳ２６２でフラグＦを３
にセットすることにより、ステップＳ５６で減衰力をソ
フト方向に修正せしめている。また、上限値ＰLMTを縮
小することにより過大な入力を阻止している。 ：しかし、スラローム中は上限値を拡張してソフト方
向への変更が大きくセットされることを許容する。 ：また、横方向に加速度が発生している（ステップＳ
２６８）ときは、制御間隔を長くすることにより減衰力
のソフト化を遅くしている。更に、前項林間、又は左右
車輪感での減衰力の差が大きくならないようにして走行
安定性を高めている。 ：「大振幅入力制御」を「Ｇスルー制御」よりも優先
することにより、操安性を優先する。On the other hand, if it is determined in step S268 that the horizontal direction G is smaller than the threshold value horizontal G0 (| horizontal G | <horizontal G0), a normal control interval (t1) is set in step S282. . Thus, according to the "G through control", the vertical acceleration (that is, the vertical speed) of the vehicle body is equal to the predetermined value GTR.
If the flag F is larger than 3, the flag F is set to 3 in step S262.
, The damping force is corrected in the soft direction in step S56. Also, excessive input is prevented by reducing the upper limit value PLMT. : However, during the slalom, the upper limit is extended to allow a larger change in the soft direction to be set. : Also, acceleration is occurring in the lateral direction (step S
268), the control interval is lengthened to slow down the softening of the damping force. Further, the running stability is enhanced by preventing the difference in the damping force between the forests or the feeling of the right and left wheels from increasing. : Priority is given to maneuverability by giving priority to "large amplitude input control" over "G through control".

【００５７】[0057]

【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
コストの低廉価とサスペンション特性制御の両立を高い
次元で確保した車両用サスペンション装置を提供するこ
とができる。As described above, according to the present invention,
It is possible to provide a suspension apparatus for a vehicle in which both low-cost and low-cost suspension characteristic control are ensured at a high level.

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

【図１】実施例のサスペンション制御装置に入力される
信号と制御手段との関係を概念的に示す図。FIG. 1 is a diagram conceptually showing a relationship between a signal input to a suspension control device of an embodiment and a control unit.

【図２】実施例のサスペンション装置に使用されるＳＤ
ダンパの特性を示す図。FIG. 2 shows an SD used in the suspension device of the embodiment.
The figure which shows the characteristic of a damper.

【図３】実施例のサスペンション装置に使用されるＡＤ
ダンパの特性を示す図。FIG. 3 shows an AD used in the suspension device of the embodiment.
The figure which shows the characteristic of a damper.

【図４】実施例のサスペンション制御システムに適用さ
れている各種制御間の優先順位を示すテーブル図。FIG. 4 is a table diagram showing priorities among various controls applied to the suspension control system of the embodiment.

【図５】実施例のサスペンション制御システムに適用さ
れている各種制御間の適用領域を示すマップ図。FIG. 5 is a map diagram showing an application area between various controls applied to the suspension control system of the embodiment.

【図６】実施例のサスペンション制御システムに適用さ
れている各種制御間の関係を示すブロック図。FIG. 6 is a block diagram showing a relationship between various controls applied to the suspension control system of the embodiment.

【図７】第１実施例にかかるサスペンション装置におけ
る、アクチュエータと車輪位置との関係を示す図。FIG. 7 is a diagram showing a relationship between an actuator and a wheel position in the suspension device according to the first embodiment.

【図８】第１実施例にかかるサスペンション装置におけ
る、各種信号、各種制御、アクチュエータとの関係を示
す図。FIG. 8 is a view showing the relationship between various signals, various controls, and actuators in the suspension device according to the first embodiment.

【図９】第１実施例にかかる前輪の減衰力制御のための
フローチャート。FIG. 9 is a flowchart for controlling the front wheel damping force according to the first embodiment.

【図１０】閾値ＶG0の車速ＶBに対する特性を示すグラ
フ図。FIG. 10 is a graph showing characteristics of a threshold VG0 with respect to a vehicle speed VB.

【図１１】係数Ｋ1の車速ＶBに対する特性を示すグラフ
図。FIG. 11 is a graph showing characteristics of a coefficient K1 with respect to a vehicle speed VB.

【図１２】減衰力の上限値ＰLMTの車速ＶBに対する特性
を示すグラフ図。FIG. 12 is a graph showing characteristics of an upper limit value PLMT of a damping force with respect to a vehicle speed VB.

【図１３】第１実施例にかかる後輪の減衰力制御のため
のフローチャート。FIG. 13 is a flowchart for controlling the damping force of the rear wheels according to the first embodiment.

【図１４】第１実施例における、車速ＶBから規定され
る後輪の目標減衰力ＰRの特性を示すグラフ図。FIG. 14 is a graph showing characteristics of a target damping force PR of a rear wheel defined by a vehicle speed VB in the first embodiment.

【図１５】第１実施例における、前輪減衰力ＰOFから規
定される後輪の目標減衰力ＰRTRの特性を示すグラフ
図。FIG. 15 is a graph showing characteristics of a target damping force PRTR of a rear wheel defined from a front wheel damping force POF in the first embodiment.

【図１６】第２実施例にかかるサスペンション装置にお
ける、アクチュエータと車輪位置との関係を示す図。FIG. 16 is a diagram showing a relationship between an actuator and a wheel position in the suspension device according to the second embodiment.

【図１７】第２実施例にかかるサスペンション装置にお
ける、各種信号、各種制御、アクチュエータとの関係を
示す図。FIG. 17 is a view showing the relationship between various signals, various controls, and actuators in the suspension device according to the second embodiment.

【図１８】第２実施例にかかる後輪の減衰力制御のため
のフローチャート。FIG. 18 is a flowchart for controlling the rear wheel damping force according to the second embodiment.

【図１９】第２実施例にかかる前輪の減衰力制御のため
のフローチャート。FIG. 19 is a flowchart for controlling the front wheel damping force according to the second embodiment.

【図２０】第２実施例における、車速ＶBから規定され
る前輪の目標減衰力ＰFの特性を示すグラフ図。FIG. 20 is a graph showing characteristics of a target damping force PF of a front wheel defined by a vehicle speed VB in the second embodiment.

【図２１】第２実施例における、後輪減衰力ＰORから規
定される前輪の目標減衰力ＰFTRの特性を示すグラフ
図。FIG. 21 is a graph showing characteristics of a target damping force PFTR of a front wheel defined by a rear wheel damping force POR in the second embodiment.

【図２２】第３実施例にかかるサスペンション装置にお
ける、アクチュエータと車輪位置との関係を示す図。FIG. 22 is a view showing a relationship between an actuator and a wheel position in the suspension device according to the third embodiment.

【図２３】第３実施例にかかるサスペンション装置にお
ける、各種信号、各種制御、アクチュエータとの関係を
示す図。FIG. 23 is a diagram showing the relationship between various signals, various controls, and actuators in the suspension device according to the third embodiment.

【図２４】第３実施例にかかるバウンス，ピッチ制御の
際の減衰力制御のためのフローチャート。FIG. 24 is a flowchart for damping force control at the time of bounce and pitch control according to the third embodiment.

【図２５】第３実施例にかかるロール制御の際の減衰力
制御のためのフローチャート。FIG. 25 is a flowchart for damping force control at the time of roll control according to the third embodiment.

【図２６】第３実施例における、前輪目標減衰力ＰFの
舵角θHに対する特性を示すグラフ図。FIG. 26 is a graph showing characteristics of a front wheel target damping force PF with respect to a steering angle θH in the third embodiment.

【図２７】第３実施例における、係数Ａの舵角変化θ'H
に対する特性を示すグラフ図。FIG. 27 shows a steering angle change θ′H of a coefficient A in the third embodiment.
FIG.

【図２８】第３実施例における、係数Ｋの車速ＶBに対
する特性を示すグラフ図。FIG. 28 is a graph showing characteristics of a coefficient K with respect to a vehicle speed VB in the third embodiment.

【図２９】第１実施例〜第３実施例のサスペンション装
置に用いられる、大振幅入力制御のフローチャート。FIG. 29 is a flowchart of large-amplitude input control used in the suspension devices of the first to third embodiments.

【図３０】大振幅入力制御において用いられる係数ＧA
の車速ＶBに対する特性を示すグラフ図。FIG. 30 shows a coefficient GA used in large-amplitude input control.
FIG. 4 is a graph showing characteristics of the vehicle speed with respect to a vehicle speed VB.

【図３１】大振幅入力制御において用いられる係数ＧB
の舵角θHに対する特性を示すグラフ図。FIG. 31 shows a coefficient GB used in large-amplitude input control.
FIG. 6 is a graph showing characteristics of the steering angle with respect to the steering angle θH.

【図３２】大振幅入力制御の動作を概略的に説明する
図。FIG. 32 is a diagram schematically illustrating the operation of large-amplitude input control.

【図３３】第１実施例〜第３実施例のサスペンション装
置に用いられる、Ｇスルー制御のフローチャート。FIG. 33 is a flowchart of G-through control used in the suspension devices of the first to third embodiments.

【図３４】Ｇスルー制御に用いられる係数Ｇ0の特性を
示すグラフ図。FIG. 34 is a graph showing characteristics of a coefficient G0 used for G-through control.

【図３５】Ｇスルー制御に用いられる係数Ｇ1の特性を
示すグラフ図。FIG. 35 is a graph showing characteristics of a coefficient G1 used for G-through control.

【図３６】Ｇスルー制御に用いられる係数Ｇ2の特性を
示すグラフ図。FIG. 36 is a graph showing characteristics of a coefficient G2 used for G-through control.

【符号の説明】 １FL，１FR…高速モータ、１RL，１RR…低速モータ、
１'FL，１'FR…低速モータ、１'RL，１'RR…高速モー
タ、２L，２R，２'L，２'R…上下Ｇセンサ[Description of Signs] 1FL, 1FR: High-speed motor, 1RL, 1RR: Low-speed motor,
1'FL, 1'FR: Low speed motor, 1'RL, 1'RR: High speed motor, 2L, 2R, 2'L, 2'R: Vertical G sensor

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 平５−221220（ＪＰ，Ａ) 特開 平５−24423（ＪＰ，Ａ) 特開 平４−81315（ＪＰ，Ａ) 特開 昭59−110932（ＪＰ，Ａ) 特開 平５−155221（ＪＰ，Ａ) 特開 平５−155220（ＪＰ，Ａ) 特開 平５−104926（ＪＰ，Ａ) 特開 平４−27612（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) B60G 1/00 - 25/00 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of the front page (56) References JP-A-5-221220 (JP, A) JP-A-5-24423 (JP, A) JP-A-4-81315 (JP, A) 110932 (JP, A) JP-A-5-155221 (JP, A) JP-A-5-155220 (JP, A) JP-A-5-104926 (JP, A) JP-A-4-27612 (JP, A) (58) Field surveyed (Int. Cl. ⁷ , DB name) B60G 1/00-25/00

Claims (5)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】 減衰力が可変なダンパを車輪に備えた車
両用サスペンション装置において、 車両の略前部の略中央に設けられた第１の上下方向加速
度センサと、 車両の略後部の略中央に設けられた第２の上下方向加速
度センサと、 この車両の操舵角を検出する舵角検出手段と、 前記第１，第２の上下方向加速度センサの出力信号に基
づいて当該車両のバウンス，ピッチ運動を防止する制御
をフィードバック制御で行なうと共に、前記検出手段の
操舵角信号を受けてフィードフォワード制御によって車
両の旋回制御を行なう制御手段とを具備することを特徴
とする車両用サスペンション装置。1. A suspension system for a vehicle having a damper having a variable damping force on a wheel, comprising: a first vertical acceleration sensor provided substantially at a center of a substantially front portion of the vehicle; A second vertical acceleration sensor provided in the vehicle; a steering angle detecting means for detecting a steering angle of the vehicle; a bounce and a pitch of the vehicle based on output signals of the first and second vertical acceleration sensors A suspension device for a vehicle, comprising: control means for performing control for preventing movement by feedback control; and control means for performing turning control of the vehicle by feedforward control in response to a steering angle signal from the detection means. 【請求項２】 請求項１の車両用サスペンション装置に
おいて、更に車速を検知する車速検出手段を具備し、前
記制御手段は、前記車速検出手段からの車速信号と前記
舵角検出手段からの舵角信号とに基づいてフィードフォ
ワード形式で車両の旋回制御を行うことを特徴とする車
両用サスペンション装置。2. The vehicle suspension device according to claim 1, further comprising a vehicle speed detecting means for detecting a vehicle speed, wherein said control means includes a vehicle speed signal from said vehicle speed detecting means and a steering angle from said steering angle detecting means. A vehicle suspension device that performs turning control of a vehicle in a feedforward format based on a signal. 【請求項３】 請求項１の車両用サスペンション装置に
おいて、同じ車輪に対して前記旋回制御を行うべき運転
条件とバウンス／ピッチ制御を行う運転条件とが併せて
検出されたときは、前記旋回制御を優先させて行うこと
を特徴とする車両用サスペンション装置。3. The vehicle suspension device according to claim 1, wherein when the driving condition for performing the turning control and the driving condition for performing the bounce / pitch control for the same wheel are detected together, the turning control is performed. Suspension apparatus for a vehicle, characterized in that the suspension is performed with priority. 【請求項４】 請求項１の車両用サスペンション装置に
おいて、更に、直進状態と旋回状態とを検出する手段を
備え、前記旋回検出手段が車両の旋回状態を検出したと
きは前記旋回制御を行うべき運転条件と判断し、前記旋
回検出手段が車両の直進状態を検出したときは前記バウ
ンス／ピッチ制御を行うべき運転条件と判断することを
特徴とする車両用サスペンション装置。4. The vehicle suspension device according to claim 1, further comprising means for detecting a straight traveling state and a turning state, wherein the turning control should be performed when the turning detecting means detects the turning state of the vehicle. A suspension device for a vehicle, wherein the suspension condition is determined as an operating condition, and when the turning detecting means detects a straight traveling state of the vehicle, the operating condition is to perform the bounce / pitch control. 【請求項５】 請求項１の車両用サスペンション装置に
おいて、前記制御手段による旋回制御は、現在の減衰力
に対して所定量の減衰力の増加を行うことを特徴とする
車両用サスペンション装置。5. The vehicle suspension device according to claim 1, wherein the turning control by said control means increases a predetermined amount of damping force with respect to a current damping force.