JPH02144212A - Active type suspension - Google Patents
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- JPH02144212A JPH02144212A JP29733688A JP29733688A JPH02144212A JP H02144212 A JPH02144212 A JP H02144212A JP 29733688 A JP29733688 A JP 29733688A JP 29733688 A JP29733688 A JP 29733688A JP H02144212 A JPH02144212 A JP H02144212A
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- B60G17/015—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野〕
この発明は、車体及び車輪間に油圧シリンダなどの流体
圧シリンダを介挿し、このシリンダの作動圧を制御して
車体の姿勢変化を抑制するようにした能動型サスペンシ
ョンに係り、とくに、車体姿勢変化の抑制に関する。[Detailed Description of the Invention] (Industrial Application Field) This invention involves inserting a fluid pressure cylinder such as a hydraulic cylinder between a vehicle body and wheels, and controlling the operating pressure of this cylinder to suppress changes in the posture of the vehicle body. The present invention relates to such an active suspension, and particularly relates to suppressing changes in vehicle body posture.
従来、減衰力を変更可能なショックアブソーバを車体及
び車輪間に具備した車両用サスペンションにあっては、
例えば特開昭６０−１５１１１０号公報にみられる如く
、悪路で車体がフワフワする振動（Ｉ Ｈｚ前後の低周
波数）を防止するため、ショックアブソーバの減衰力を
増大させる一方、良路では車輪を介して路面からゴツゴ
ツした振動（通常、１０ Ｈｚ前後の高周波数）が顕著
になるのを防止するため、減衰力を減少させる手法を採
っている。このように、車両用サスペンションにおいて
は、車体の姿勢変化抑制と乗心地の向上とを両立させる
ことが一般に要求されている。Conventionally, in vehicle suspensions that are equipped with shock absorbers that can change the damping force between the vehicle body and the wheels,
For example, as seen in Japanese Unexamined Patent Publication No. 151110/1984, in order to prevent the vibration of the car body on rough roads (low frequency around I Hz), the damping force of the shock absorber is increased, while on the other hand, the damping force of the shock absorber is increased. In order to prevent rough vibrations (usually high frequency around 10 Hz) from becoming noticeable from the road surface, a method is used to reduce the damping force. As described above, vehicle suspensions are generally required to both suppress changes in the posture of the vehicle body and improve ride comfort.
一方、車体及び車輪間に介挿された流体圧シリンダと、
流体圧源から流体圧シリンダに供給される作動流体圧を
、変更可能な指令値に応じて制御する圧力制御弁とを備
え、車体の姿勢変化に応じて前記指令値を変更制御する
ようにした能動型サスペンションとしては、例えば特開
昭６２−２９２５１７号公報にて提案のものがある。こ
の従来技術における圧力制御弁としては、電磁操作形の
スプール弁を用いている。この圧力制御弁は、路面から
車輪を介して入力される比較的低周波数の振動入力に対
しては、スプールの移動によってシリンダ圧の変動を吸
収することで、車体の姿勢変化を抑制しようとしている
。一方、この圧力制御弁の高周波数の振動入力に対して
まで応答性を確保することは困難である。そのため、そ
のような高周波振動に対しては、流体圧シリンダのシリ
ンダ室に連通させたアキュムレータ回路の絞り弁で低い
減衰力を発生させて対処するようになっており、良路で
は減衰力がソフトな状態となり、良好な乗心地を確保し
ようとしている。On the other hand, a fluid pressure cylinder inserted between the vehicle body and the wheels,
A pressure control valve is provided to control the working fluid pressure supplied from the fluid pressure source to the fluid pressure cylinder in accordance with a changeable command value, and the command value is controlled to be changed in accordance with changes in the attitude of the vehicle body. As an active type suspension, there is one proposed in, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 62-292517. As the pressure control valve in this prior art, an electromagnetically operated spool valve is used. This pressure control valve attempts to suppress changes in vehicle body posture by absorbing fluctuations in cylinder pressure by moving the spool in response to relatively low-frequency vibration input from the road surface through the wheels. . On the other hand, it is difficult to ensure the responsiveness of this pressure control valve to high-frequency vibration input. Therefore, such high-frequency vibrations are dealt with by generating a low damping force in the throttle valve of the accumulator circuit, which is connected to the cylinder chamber of the fluid pressure cylinder. This is to ensure a good riding comfort.
しかしながら、上述の流体圧シリンダを用いた能動型サ
スペンションにおいては、路面側からのＩ Ｈｚ前後の
低周波振動入力に対する減衰力は、その振動入力に応じ
てシリンダ圧が上昇、下降する分を圧力制御弁のスプー
ル微動によって作動流体を流体圧源側に戻し又は流体圧
源側から供給することによって発生させているが、その
減衰力の値が充分でなく、低周波の大振幅が続く連続す
るうねり路や大悪路など、状況によっては車体がフワフ
ワと振動し、姿勢変化の抑制が充分でないという未解決
の問題があった。However, in the active suspension using the above-mentioned fluid pressure cylinder, the damping force against low frequency vibration input around IHz from the road surface is controlled by pressure control, which increases or decreases the cylinder pressure according to the vibration input. This is generated by returning the working fluid to the fluid pressure source side or supplying it from the fluid pressure source side by slight movement of the valve spool, but the damping force value is not sufficient, resulting in continuous undulations with a large amplitude of low frequency. There was an unresolved problem that the vehicle body would vibrate in some situations, such as on rough roads or on very rough roads, and that the control of changes in attitude was not sufficient.
この発明は、このような従来技術の有する未解決の問題
に着目してなさ、れたもので、車体及び車輪間に介挿さ
れた流体圧シリンダと、この流体圧シリンダの作動圧を
車体姿勢変化に応じて制御する圧力制御弁とを備えた能
動型サスペンションにおいて、路面側からのバネ上共振
周波数域の振動入力に対しても、その振動を有効に減衰
させ、車体の姿勢変化を確実に抑制するようにすること
を、その解決しようとする課題とする。This invention was made by focusing on the unresolved problems of the prior art, and includes a fluid pressure cylinder inserted between the vehicle body and the wheels, and an operating pressure of the fluid pressure cylinder that is adjusted to the vehicle body posture. In an active suspension equipped with a pressure control valve that controls pressure according to changes, it effectively damps vibrations in the sprung resonance frequency range from the road side, ensuring that the vehicle's attitude changes. The problem to be solved is to suppress it.
上記課題を解決するために、この発明では、車体及び車
輪間に介挿された流体圧シリンダと、流体圧源から前記
流体圧シリンダに供給される作動流体圧を、変更可能な
指令値に応じて制御する圧力制御弁とを備え、車体の姿
勢変化に応じて前記指令値を変更制御するようにした能
動型サスペンションにおいて、前記圧力制御弁から前記
流体圧源に戻る作動流体の戻り回路に、作動流体の流量
を絞る絞り機構を設けている。In order to solve the above problems, in the present invention, a fluid pressure cylinder inserted between a vehicle body and wheels and a working fluid pressure supplied to the fluid pressure cylinder from a fluid pressure source are adjusted according to a changeable command value. In the active suspension, the active suspension includes a pressure control valve that controls the command value according to changes in the attitude of the vehicle body, and a return circuit for the working fluid returning from the pressure control valve to the fluid pressure source, A throttling mechanism is provided to restrict the flow rate of the working fluid.
ハネ上共振周波数域に対応する比較的低い周波数の振動
入力が路面側からあった場合、これに応じて流体圧シリ
ンダの作動圧が上昇又は下降する。When there is a vibration input from the road surface with a relatively low frequency corresponding to the resonant frequency range on the spring, the operating pressure of the fluid pressure cylinder increases or decreases in response.
そして、作動油は圧力制御弁及びその戻り回路を介して
流体圧源側に戻るが、そのとき、戻り回路の絞り機構で
は振動を減衰させる減衰力が発生するから、当該圧力変
動が確実に吸収される。The hydraulic fluid then returns to the fluid pressure source via the pressure control valve and its return circuit, but at this time, the throttling mechanism in the return circuit generates a damping force that dampens vibrations, ensuring that the pressure fluctuations are absorbed. be done.
（第１実施例）
以下、この発明の第１実施例を第１図乃至第４図に基づ
いて説明する。(First Embodiment) Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described based on FIGS. 1 to 4.
第１図に示す能動型サスペンションは任意の１車輪につ
いての要部を示し、第２図に示す能動型サスペンション
は第１図のサスペンションを４輪について適用した場合
の詳細を示す。The active suspension shown in FIG. 1 shows the main part of an arbitrary wheel, and the active suspension shown in FIG. 2 shows details when the suspension shown in FIG. 1 is applied to four wheels.
第１図中、１は油圧ポンプであって、回転駆動源として
のエンジンの出力軸に連結されて回転駆動され、吸い込
み側がオイルタンク２に、吐出側がライン圧配管３に夫
々接続されている。In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a hydraulic pump, which is rotatably driven by being connected to the output shaft of an engine as a rotational drive source, and whose suction side is connected to an oil tank 2 and its discharge side is connected to a line pressure pipe 3.
ライン圧配管３には、逆流防止用のチエツク弁４及び蓄
圧用のアキュムレータ５が接続されており、アキュムレ
ータ５の下流側は圧力制御弁６の供給ポートに至る。ま
た、この圧力制御弁６の戻りボートはドレン配管（戻り
回路）７に接続されており、このドレン配管７は、作動
油の流量を絞る絞り機構としての固定絞り８と、前記チ
エツク弁４の下流側のライン圧がパイロット圧Ｐｐとし
て供給されるオペレートチエツク弁（パイロット操作形
逆止弁）９とを順次弁してオイルタンク２に接続されて
いる。また、油圧ポンプ１の吐出側及びオペレートチエ
ツク弁９の下流側との間には、ライン圧Ｐｔ、を設定す
るリリーフ弁１０が設けられている。ここで、油圧ポン
プ１．オイルタンク２、チエツク弁４及びリリーフ弁１
０が流体圧源としての油圧源の要部を成す。A check valve 4 for preventing backflow and an accumulator 5 for accumulating pressure are connected to the line pressure piping 3, and the downstream side of the accumulator 5 reaches a supply port of a pressure control valve 6. Further, the return port of the pressure control valve 6 is connected to a drain pipe (return circuit) 7, and the drain pipe 7 includes a fixed throttle 8 as a throttling mechanism that throttles the flow rate of the hydraulic oil, and the check valve 4. It is connected to the oil tank 2 by successively operating an operated check valve (pilot operated check valve) 9 to which downstream line pressure is supplied as pilot pressure Pp. Further, a relief valve 10 is provided between the discharge side of the hydraulic pump 1 and the downstream side of the operating check valve 9 to set a line pressure Pt. Here, hydraulic pump 1. Oil tank 2, check valve 4 and relief valve 1
0 forms the main part of the hydraulic power source as a fluid pressure source.
オペレートチエツク弁９は、前記パイロット圧Ｐ、が圧
力制御弁６の中立圧ｐＮ （第４図参照）を越えたとき
に、チエツクを解除（弁が開）し、中立圧以下のときに
、チエツクを行う（弁が閉）ようになっている。The operating check valve 9 releases the check (opens the valve) when the pilot pressure P exceeds the neutral pressure pN of the pressure control valve 6 (see Fig. 4), and releases the check when the pilot pressure P exceeds the neutral pressure pN (see Fig. 4). (valve closes).
また、圧力制御弁６は、車両の横加速度、上下加速度、
前後加速度等の検出信号に基づき、車体の姿勢変化を抑
制する指令値を出力する姿勢変化抑制制御装ｆｉｌｌか
らの指令値Ｉが供給され、この指令値Ｉに応じた制御圧
力Ｐ、を制御ボートから配管１２を介して、流体圧シリ
ンダとしての油圧シリンダ１３に供給するものである。The pressure control valve 6 also controls the lateral acceleration, vertical acceleration,
Based on detection signals such as longitudinal acceleration, a command value I is supplied from the attitude change suppression control device fill that outputs a command value to suppress changes in the attitude of the vehicle body, and a control pressure P corresponding to this command value I is applied to the control boat. The water is supplied to a hydraulic cylinder 13 as a fluid pressure cylinder via a pipe 12.
このため、車輪と車体との間に介挿された油圧シリンダ
１３は、供給される制御圧Ｐｃに応じてそのストローク
を調整し、車体の姿勢変化に抗する付勢力を発生させる
ようになっている。Therefore, the hydraulic cylinder 13 inserted between the wheel and the vehicle body adjusts its stroke according to the supplied control pressure Pc, and generates an urging force that resists changes in the posture of the vehicle body. There is.
この圧力制御弁６の具体的構成は、第３図に示すように
、円筒状の弁ハウジング１６と、これに一体的に設けら
れた比例ソレノイ下１７とを有している。弁ハウジング
１６の中央部には、所定径の弁座１６ｃを有する隔壁１
６Ａにより画成された第３図における上側の挿通孔１６
Ｕと同図における下側の挿通孔１６Ｌとが同軸上に形成
されている。また、挿通孔１６Ｌの上部であって隔壁１
６Ａに所定回離隔てた下方位置には、固定絞り１８が設
けられ、これによって固定絞り１８と隔壁１６Ａとの間
にパイロット室Ｃが形成されている。As shown in FIG. 3, the specific structure of the pressure control valve 6 includes a cylindrical valve housing 16 and a lower proportional solenoid 17 integrally provided therewith. At the center of the valve housing 16, there is a partition wall 1 having a valve seat 16c of a predetermined diameter.
Upper insertion hole 16 in FIG. 3 defined by 6A
U and the lower insertion hole 16L in the figure are coaxially formed. Also, the upper part of the insertion hole 16L and the partition wall 1
A fixed throttle 18 is provided at a lower position a predetermined distance from 6A, thereby forming a pilot chamber C between the fixed throttle 18 and the partition wall 16A.
また、挿通孔１６Ｌにおける固定絞り１８の下側には、
メインスプール１９がその軸方向に摺動可能に配設され
、このメインスプール１９の上方及び下方にはフィード
バック室Ｆ、及びＦＬが夫々形成されると共に、メイン
スプール１９の上下端はフィードバック室Ｆ、、ＦＬに
各々配設されたオフセットスプリング２０Ａ、２０Ｂに
より規制される。そして、挿通孔１６Ｌに供給ボート１
６ｉ制御ボート１６ｎ及び戻りボート１（ｉｏがこの順
に連通形成され、供給ボート１６ｉはライン圧配管３を
介して油圧ポンプ１の吐出側に接続され、戻りボート１
６０はドレン配管７を介してオイルタンク２側に接続さ
れ、さらに制御ボート１６ｎが油圧配管１２を介して油
圧シリンダ１３の圧力室りに接続されている。In addition, below the fixed throttle 18 in the insertion hole 16L,
A main spool 19 is arranged to be slidable in its axial direction, and feedback chambers F and FL are formed above and below the main spool 19, respectively, and the upper and lower ends of the main spool 19 are provided with feedback chambers F, , FL are regulated by offset springs 20A and 20B, respectively. Then, insert the supply boat 1 into the insertion hole 16L.
6i control boat 16n and return boat 1 (io) are connected in this order, supply boat 16i is connected to the discharge side of hydraulic pump 1 via line pressure piping 3, return boat 1
60 is connected to the oil tank 2 side via the drain pipe 7, and a control boat 16n is further connected to the pressure chamber of the hydraulic cylinder 13 via the hydraulic pipe 12.
メインスプール１９は、供給ボーｔ−１６ｉに対向する
ランド１９ａと、戻りボート１６０に対向するランド１
９ｂと、これら両ボート１９ａ、１９ｂ間に形成された
環状溝でなる圧力室１９ｃと、この圧力室１９ｃ及び下
側のフィードバック室ＦＬとを連通ずるパイロット通路
１９ｄとを備えている。The main spool 19 has a land 19a facing the supply boat t-16i and a land 1 facing the return boat 160.
9b, a pressure chamber 19c formed by an annular groove formed between these boats 19a and 19b, and a pilot passage 19d that communicates this pressure chamber 19c and the lower feedback chamber FL.
また、上側の挿通孔１９Ｕには、ポペット２３が弁部を
弁座１６ｃに対向させて軸方向に摺動自在に配設されて
おり、このポペット２３により挿通孔１６ｔＪをその軸
方向の２室に画成すると共に、前記弁座１６ｃを流通す
る作動油の流量、即ちパイロット室Ｃの圧力を調整でき
るようになっている。In addition, a poppet 23 is disposed in the upper insertion hole 19U so as to be slidable in the axial direction with the valve portion facing the valve seat 16c. The flow rate of the hydraulic oil flowing through the valve seat 16c, that is, the pressure in the pilot chamber C can be adjusted.
さらに、前記入力ボート１６ｉは途中にオリフィス１６
．、を有したパイロット通路１６ｓを介してパイロット
室Ｃに連通され、前記戻りボート１６０はドレン通路１
６ｔを介して前記挿通孔１６Ｕに連通されている。Furthermore, the input boat 16i has an orifice 16 on the way.
．． , and the return boat 160 is connected to the pilot chamber C via a pilot passage 16s having a drain passage 1.
It communicates with the insertion hole 16U via 6t.
一方、前記比例ソレノイド１７は、軸方向に摺動自在な
プランジャ２７と、このプランジャ２７のポペット２３
側に固設された作動子２７Ａと、プランジャ２７をその
軸方向に駆動させる励磁コイル２８とを有しており、こ
の励磁コイル２Ｂは姿勢変化抑制制御装置１１からの電
流値でなる指令値Ｉによって適宜励磁される。これによ
って、プランジャ２７の移動が作動子２７Ａを介して前
記ポペット２３の位置を制御し、連通孔１６Ａを通過す
る流量を制御する。On the other hand, the proportional solenoid 17 includes a plunger 27 that is slidable in the axial direction and a poppet 23 of the plunger 27.
It has an actuator 27A fixed to the side and an excitation coil 28 that drives the plunger 27 in its axial direction. It is appropriately excited by. As a result, the movement of the plunger 27 controls the position of the poppet 23 via the actuator 27A, thereby controlling the flow rate passing through the communication hole 16A.
そして、指令ソレノイド１７による押圧力がポペット２
３に加えられている状態で、フィードバック室ＦＬ、Ｆ
Ｌｌの両者の圧力が釣り合っていると、スプール１９は
中立位置にあり、制御ボート１６ｎと供給ボート１６ｉ
及び戻りボー１−１６ｏとの間が遮断される。また、両
フィードバック室ＦＬ。Then, the pressing force from the command solenoid 17 is applied to the poppet 2.
3, the feedback chambers FL, F
When the pressures on both Ll are balanced, the spool 19 is in a neutral position, and the control boat 16n and the supply boat 16i
and the return bow 1-16o. Also, both feedback rooms FL.
Ｆ、の圧力が釣り合っていない場合、スプール１９の微
動して調圧がなされる。If the pressures of F are not balanced, the spool 19 moves slightly to adjust the pressure.
ここで、指令値■と制御ボー）１６ｎから出力される制
御油圧Ｐ、との関係は、第４図に示すように、指令値Ｉ
が零近傍であるときにＰイ、Ｎを出力し、この状態から
指令値■が正方向に増加すると、これに所定の比例ゲイ
ンに、をもって制御出力ＰＣが増加し、リリー、フ弁１
０で決定されるライン圧ＰＬを最大値Ｐ ＭＡＸとして
飽和する。Here, the relationship between the command value ■ and the control oil pressure P output from the control board 16n is as shown in FIG.
When P is near zero, P I and N are output, and when the command value ■ increases in the positive direction from this state, the control output PC increases with a predetermined proportional gain, and the relief valve 1
The line pressure PL determined as 0 is set as the maximum value P MAX and saturated.
一方、油圧シリンダ１３は、そのシリンダチューブ１３
ａ内に摺動自在なピストン１３ｂを備え、このピストン
１３ｂによって下側に圧力室りが形成されている。そし
て、シリンダチューブ１３ａが車輪側に、ピストン１３
ｂがピストンロッド１３Ｃを介して車体側に夫々取り付
けられるととともに、圧力室りがピストンロッド１３ｃ
の内部通路及び配管１２を介して前記圧力制御弁６の制
御ボート１６ｎに連通している。On the other hand, the hydraulic cylinder 13 has its cylinder tube 13
A slidable piston 13b is provided inside a, and a pressure chamber is formed on the lower side by this piston 13b. Then, the cylinder tube 13a is placed on the wheel side, and the piston 13
b are respectively attached to the vehicle body via the piston rod 13C, and the pressure chambers are attached to the piston rod 13c.
The pressure control valve 6 is connected to the control boat 16n of the pressure control valve 6 through an internal passage and a pipe 12.
また、油圧シリンダ１３の圧力室りは、バネ下共振域（
１０Ｈｚ前後）相当の高周波振動に対して所定のソフト
な減衰力を発生する特性の固定絞り３０を介してアキュ
ムレータ３１に連通させている。これは、高周波振動に
対する圧力制御弁６の応答性が低いいことを補完するた
めである。In addition, the pressure chamber of the hydraulic cylinder 13 has an unsprung resonance region (
It communicates with an accumulator 31 through a fixed aperture 30 that has a characteristic of generating a predetermined soft damping force against high-frequency vibrations equivalent to (approximately 10 Hz). This is to compensate for the low responsiveness of the pressure control valve 6 to high frequency vibrations.
なお、上述のように構成される能動型サスペンションは
、具体的には第２図に示すように、４輪位置の油圧シリ
ンダ１３ａ〜１３ｄ（第１図中の符号１３に対応）及び
圧力制御弁６ａ〜６ｄ（第１図中の符号６に対応）に個
別に対応して装備されており、各軸位置で独立したサス
ペンション制御がなされる。第２図中、３２はチエツク
弁、３３は脈動吸収用のアキュムレータ、３４はライン
フィルタ、３５はオイルクーラ、３６は各油圧シリンダ
１３ａ〜１３ｄのシール部から漏れる作動油を回収して
オイルタンク２に回収する回収用配管ある。The active suspension configured as described above specifically includes hydraulic cylinders 13a to 13d (corresponding to the reference numeral 13 in FIG. 1) at the four wheel positions and a pressure control valve, as shown in FIG. 6a to 6d (corresponding to the reference numeral 6 in FIG. 1) are installed to individually correspond to each other, and independent suspension control is performed at each axis position. In FIG. 2, 32 is a check valve, 33 is an accumulator for absorbing pulsation, 34 is a line filter, 35 is an oil cooler, and 36 is an oil tank for collecting hydraulic oil leaking from the seals of each hydraulic cylinder 13a to 13d. There is a collection pipe for collection.
次に、この第１実施例の動作を説明する。Next, the operation of this first embodiment will be explained.
まず、エンジンの回転停止状態では、油圧ポンプ１も停
止状態にあり、その吐出圧は雰である。First, when the engine is in a stopped state, the hydraulic pump 1 is also in a stopped state, and its discharge pressure is at atmospheric pressure.
このとき、チエツク弁４の出力側圧力が所定の中立圧Ｐ
８以下になると、オペレートチエツク弁９が直ちに閉と
なるから、チエツク弁４及びオペレートチエツク弁９以
降の負荷側油圧回路は略中立圧に封じ込められる。これ
によって、油圧シリンダ１３に係る車両のバネ上、バネ
下問の相対距離が所定値となっている。At this time, the output side pressure of the check valve 4 reaches a predetermined neutral pressure P.
8 or less, the operating check valve 9 immediately closes, so that the load-side hydraulic circuit after the operating check valve 4 and the operating check valve 9 is confined to approximately neutral pressure. As a result, the relative distance between the sprung and unsprung portions of the vehicle with respect to the hydraulic cylinder 13 is set to a predetermined value.
この状態から、エンジンが回転駆動されると、これに付
勢されて油圧ポンプ１が回転駆動され、この回転に応じ
た吐出圧の作動油が供給される。When the engine is driven to rotate from this state, the engine is energized to rotate the hydraulic pump 1, and hydraulic oil is supplied at a discharge pressure corresponding to this rotation.
そして、この供給圧がチエツク弁４の負荷側油圧回路に
なると、チエツク弁４を通過してアキュムレータ５に至
り蓄圧されるとともに、圧力制御弁６に供給される。こ
のとき、チエツク弁４の負荷側圧力が中立圧Ｐ、を上回
った時点で、オペレートチエツク弁９がそれまでの閉か
ら開となり、作動油の循環が可能になる。また、リリー
フ弁１０によりライン圧の上限値ＰＬが設定される。When this supply pressure reaches the load side hydraulic circuit of the check valve 4, it passes through the check valve 4, reaches the accumulator 5, is accumulated therein, and is supplied to the pressure control valve 6. At this time, when the load side pressure of the check valve 4 exceeds the neutral pressure P, the operating check valve 9 is opened from the previously closed position, and the hydraulic oil can be circulated. Further, the upper limit value PL of the line pressure is set by the relief valve 10.
一方、イグニッションスイッチがオン状態となったとき
に、姿勢変化抑制制御装置１１も作動状態となり、乗員
の乗降による車体の姿勢変化或いは車両走行時のロール
、ピッチ、バウンス等による車体の姿勢変化を検出して
、これらを抑制する指令値Ｉを圧力制御弁６に出力する
ことにより、油圧シリンダ１３の作動圧力を制御し、車
体の姿勢変化を抑制する。On the other hand, when the ignition switch is turned on, the attitude change suppression control device 11 is also activated to detect changes in the attitude of the vehicle body due to passengers getting on and off the vehicle, or changes in the attitude of the vehicle body due to roll, pitch, bounce, etc. when the vehicle is running. By outputting a command value I that suppresses these to the pressure control valve 6, the operating pressure of the hydraulic cylinder 13 is controlled, thereby suppressing changes in the attitude of the vehicle body.
また、うねり路や悪路走行時に重輪側からバネ上共振周
波数域に対応する比較的低周波数の振動入力が油圧シリ
ンダ１３に伝達されたときには、この振動入力に応じて
油圧シリンダ１３の内圧が変動することになり、圧力制
御弁６の制御ポート１６ｎの圧力も変動することになる
。この状態となると、圧力制御弁１３のフィードバック
室Ｆ１゜の圧力が変動することになり、姿勢変化抑制制
御装置１１からの指令値Ｉに基づくフィードバック室Ｆ
ｕの圧力より低下したときには、スプール１９が下降し
て供給ボー）１６ｉと制御ボート１６ｎとが連通状態と
なってライン圧ＰＬが油圧シリンダ１３に供給される。Furthermore, when a relatively low frequency vibration input corresponding to the sprung mass resonance frequency range is transmitted from the heavy wheel side to the hydraulic cylinder 13 when driving on a undulating road or rough road, the internal pressure of the hydraulic cylinder 13 increases in response to this vibration input. As a result, the pressure at the control port 16n of the pressure control valve 6 also changes. In this state, the pressure in the feedback chamber F1° of the pressure control valve 13 fluctuates, and the pressure in the feedback chamber F1° based on the command value I from the posture change suppression control device 11 changes.
When the pressure drops below u, the spool 19 is lowered, the supply boat 16i and the control boat 16n are brought into communication, and the line pressure PL is supplied to the hydraulic cylinder 13.
このため、油圧シリンダ１３の内圧が上昇し、これに応
じてフィードバンク室Ｆ Ｌの圧力が上昇してスプール
１９が上昇し、フィードバック室ＦＬの圧力とフィード
バック室Ｆ、の圧力とが等しくなるとランド１９ａによ
って供給ポート１９ｉが閉じられる。Therefore, the internal pressure of the hydraulic cylinder 13 rises, and the pressure of the feed bank chamber FL rises accordingly, causing the spool 19 to rise. When the pressure of the feedback chamber FL becomes equal to the pressure of the feedback chamber F, the land 19a closes the supply port 19i.
一方、フィードバック室ＦＬの圧力がフィードバック室
Ｆｕの圧力より高くなると、スプール１９が上昇して戻
りボート１６ｏと制御ボート１６ｎとが連通状態となっ
て油圧シリンダ１３内の作動油がドレン配管７を介して
オイルタンク２に戻される。On the other hand, when the pressure in the feedback chamber FL becomes higher than the pressure in the feedback chamber Fu, the spool 19 rises and the return boat 16o and the control boat 16n are brought into communication, and the hydraulic oil in the hydraulic cylinder 13 is drained through the drain pipe 7. and returned to oil tank 2.
このとき、作動油は固定絞り８を通過するから、その流
量が絞られ、流速に応じた減衰力が発生する。このため
、油圧シリンダ１３の内圧が低下し、これに応じてフィ
ードバンク室Ｆ ｔの圧力が低下してスプール１９が下
降し、フィードバック室ＦＬの圧力とフィードバック室
Ｆ、の圧力とが等しくなるとランド１９ｂによって戻り
ボート１６゜が閉じられる。結局、油圧シリンダ１３に
伝達される路面からの振動入力が吸収され、その振動の
車体側への伝達が確実に防止される。At this time, since the hydraulic oil passes through the fixed throttle 8, its flow rate is restricted and a damping force is generated in accordance with the flow velocity. Therefore, the internal pressure of the hydraulic cylinder 13 decreases, the pressure of the feed bank chamber Ft decreases accordingly, and the spool 19 descends, and when the pressure of the feedback chamber FL becomes equal to the pressure of the feedback chamber F, the land The return boat 16° is closed by 19b. As a result, vibration input from the road surface transmitted to the hydraulic cylinder 13 is absorbed, and transmission of the vibration to the vehicle body side is reliably prevented.
また、細かな凹凸のある不整路などを走行することによ
り、車輪側からバネ下共振周波数域に対応する比較的高
周波数の振動入力が油圧シリンダ１３に伝達されたとす
る。このときには、油圧シリンダ１３の圧力室■、の圧
力も、その振動に応じて変動するが、この場合には、圧
力室りに直結されている絞り３０が率先して応答し、所
定の減衰力を発生する。したがって、ハネ下共振を的確
に抑制でき、走行安定性を確保できるとともに、良路に
おける減衰力はソフトな状態に保持されるから、車輪を
介して車体側へ伝達されるゴツゴツした振動が減少し、
良好な乗心地を確保できる。It is also assumed that vibration input of a relatively high frequency corresponding to the unsprung resonance frequency range is transmitted from the wheel side to the hydraulic cylinder 13 by driving on an irregular road with small unevenness. At this time, the pressure in the pressure chamber (2) of the hydraulic cylinder 13 also fluctuates in accordance with the vibration, but in this case, the throttle 30 directly connected to the pressure chamber (2) takes the initiative in responding and maintains a predetermined damping force. occurs. Therefore, under-spring resonance can be accurately suppressed, driving stability can be ensured, and the damping force on good roads is maintained in a soft state, reducing rough vibrations transmitted to the vehicle body via the wheels. ,
Good riding comfort can be ensured.
その後、車両を停車させて、イグニンションスイッチを
オフ状態とすると、これに応じてエンジン２が停止して
油圧ポンプ１の吐出圧が零となるので、チエツク弁５も
閉状態となる。そして、チエツク弁５の出力側圧力が圧
力制御弁１３を介して消費され、中立値Ｐ８まで低下し
た時点で、負荷側回路が前述の如く略中立圧Ｐ、に封じ
込められる。Thereafter, when the vehicle is stopped and the ignition switch is turned off, the engine 2 is stopped and the discharge pressure of the hydraulic pump 1 becomes zero, so that the check valve 5 is also closed. Then, when the output side pressure of the check valve 5 is consumed via the pressure control valve 13 and has decreased to the neutral value P8, the load side circuit is sealed at approximately the neutral pressure P as described above.
このように本第１実施例では、路面側からの１０ Ｈｚ
前後の高周波数の振動入力に対する減衰力は増大させず
に、Ｉ Ｈｚ前後の低周波数の振動入力に対する減衰力
のみ増大させる。このため、従来のように悪路走行など
で減衰力不足のために車体がフワフワと振動することも
なく、固定絞り８の減衰力によって車体の姿勢変化が的
確に抑制されるとともに、良路走行においては路面側か
ら伝達されるゴツゴツした振動が抑制され、乗心地がｔ
貝なねれることもなくなる。In this way, in the first embodiment, 10 Hz from the road side
The damping force for low-frequency vibration inputs around IHz is increased without increasing the damping force for high-frequency vibration inputs before and after. Therefore, unlike conventional vehicles, the vehicle body does not vibrate due to insufficient damping force when driving on rough roads, etc., and the damping force of the fixed aperture 8 accurately suppresses changes in the vehicle body posture, while driving on good roads. The rough vibrations transmitted from the road surface are suppressed, and the riding comfort is improved.
No more shellfish.
また、固定絞り８の挿入位置としては、圧力制御弁６に
対する供給ポー）１６ｉ側のライン圧配管３．戻りボー
ト１６０側のドレン配管７．゛及び制御ボートｌＢｎ側
の配管１２の夫々が想定されるが、本第１実施例では、
ドレン配管７内を選択しているので、圧力制御弁６の低
周波数振動に対する応答性の確保と、該振動に対する減
衰力増大とを適宜に両立させることができる。Furthermore, the insertion position of the fixed throttle 8 is the line pressure piping 3. on the supply port 16i side for the pressure control valve 6. Drain piping on the return boat 160 side7. and the piping 12 on the control boat lBn side, but in the first embodiment,
Since the inside of the drain pipe 7 is selected, it is possible to appropriately ensure responsiveness to low frequency vibrations of the pressure control valve 6 and increase damping force against the vibrations.
（第２実施例）
次に、第２実施例を第５図乃至第７図に基づき説明する
。ここで、第１実施例と同一の構成要素に対しては同一
の符号を用いて、その説明を省略又は筒略化する（後述
する第３．４実施例も同様）。(Second Embodiment) Next, a second embodiment will be described based on FIGS. 5 to 7. Here, the same reference numerals are used for the same components as in the first embodiment, and the explanation thereof is omitted or simplified (the same applies to the third and fourth embodiments described later).
前述した第１実施例における固定絞り８は、ばね下の振
動の振幅にかかわらず、常に減衰力を発生するため、悪
路での減衰確保は充分達成でき、ばね上のフワ付きは抑
制できるが、良路での減衰も不必要に発生してしまうた
め、良路での乗心地を若干低下させてしまう場合もある
。そこで、第２実施例では、このことをさらに改善しよ
うとするものである。The fixed diaphragm 8 in the first embodiment described above always generates a damping force regardless of the amplitude of the vibration under the spring, so it is possible to sufficiently secure damping on rough roads and suppress fluff on the spring. , damping on good roads also occurs unnecessarily, which may slightly reduce ride comfort on good roads. Therefore, the second embodiment attempts to further improve this problem.
これを達成するための構成として、第２実施例では、第
５図に示すように、第１実施例における固定絞り８の代
わりに、絞り機構としての切換絞り３４を挿入し、この
切換絞り３４の切換駆動をコントローラ３５からの切換
信号Ｃ８によって行うものである。このコントローラ３
５には、上下加速度センサ３６からのばね上・ばね下間
の相対変位量に応じた検出信号Ｇが供給されるようにな
っている。なお、センサとしてはばね上・ばね下間の相
対変位量を検出するストロークセンサでもよい。In order to achieve this, in the second embodiment, as shown in FIG. 5, a switching diaphragm 34 as a diaphragm mechanism is inserted in place of the fixed diaphragm 8 in the first embodiment. The switching is driven by a switching signal C8 from the controller 35. This controller 3
5 is supplied with a detection signal G corresponding to the amount of relative displacement between the sprung mass and the sprung mass from the vertical acceleration sensor 36. Note that the sensor may be a stroke sensor that detects the amount of relative displacement between the sprung portion and the unsprung portion.
切換絞り３４は、電磁操作形に構成され、ソレノイドに
加えられる切換信号Ｃ３が、良路であるとの判断に相当
するＣ３＝零のときには、単にドレン配管７を絞り無し
の状態で連通させる一方、悪路であるとの判断に相当す
るＣＳ＝所定値のときには、前述した固定絞り８に相当
する減衰砥抗の固定絞り３４ａをドレン配管７中に挿入
するよう切り換えるものである。The switching throttle 34 is configured to be electromagnetically operated, and when the switching signal C3 applied to the solenoid is C3=0, which corresponds to a judgment that the road is good, the switching throttle 34 simply allows the drain pipe 7 to communicate without the throttle. , when CS=predetermined value, which corresponds to the determination that the road is rough, the fixed throttle 34a of the damping grinding wheel corresponding to the fixed throttle 8 described above is switched to be inserted into the drain pipe 7.
また、コントローラ３５は、マイクロコンピュータを搭
載して構成され、検出信号Ｇを読み込んで第６図に示す
処理を行うものである。Further, the controller 35 is configured to include a microcomputer, and reads the detection signal G and performs the processing shown in FIG. 6.
これを説明すると、同図ステップ■ではカウンタＡをク
リヤし、ステップ■では上下加速度信号Ｇを読み込み、
その値を一時記憶する。次いでステップ■では、上下加
速度信号Ｇの絶対値ＩＧが所定基準値Ｇ０に対して、Ｉ
ＣＩ≧００か否かを判断する。この判断において、ｒＹ
ＥｓＪの場合は路面が悪路傾向にあるとして、ステップ
■ａでカウンタＡの値を「２」づつ増加させた後、ステ
ップ■に移行する。一方、ｒＮＯＪの場合は良路又は良
路に近いとして、ステップ■ａにおけるカウンタＡ＝Ｏ
か否かの判断において「ＮＯ」のときのみ、ステップ■
ｂでカウンタＡをデクリメントし、この後、ステップ■
に移行する。また、ステップ■ａでｒＹＥｓＪのときは
直接ステップ■に移行する。ステップ■では、カウンタ
Ａ０）値が、悪路であるとの判断に相当する所定基準値
Ａ。To explain this, in step ■ in the figure, the counter A is cleared, and in step ■, the vertical acceleration signal G is read,
Temporarily store that value. Next, in step (2), the absolute value IG of the vertical acceleration signal G is
Determine whether CI≧00. In this judgment, rY
In the case of EsJ, assuming that the road surface tends to be rough, the value of the counter A is incremented by "2" in step (2) a, and then the process proceeds to step (2). On the other hand, in the case of rNOJ, it is assumed that the road is good or close to good, and the counter A=O in step
Only when the judgment is "NO", step ■
Decrement counter A at step b, and then step ■
to move to. Further, if rYEsJ is determined in step (2) a, the process directly proceeds to step (2). In step (2), the counter A0) value is a predetermined reference value A, which corresponds to the judgment that the road is rough.
に対し、Ａ≧Ａｏか否かを判断する。この判断において
、ｒＹＥＳ、ならば悪路であるとし、ステップ■ａにお
いて所定値の切換信号Ｃ３を出力する一方、「ＮＯ」な
らば良路であるとし、ステップ■ｂでＣ５＝Ｏとする。, it is determined whether A≧Ao. In this judgment, if rYES, it is assumed that the road is bad, and the switching signal C3 of a predetermined value is outputted in step 2a, while if ``NO'', it is assumed that the road is good, and in step 2b, C5=O is set.
そして、ステップ■において、制御終了か否かを判断し
、ｒＮＯＪの場合はステップ■以下を繰り返す一方、ｒ
ＹＥＳ。Then, in step ■, it is determined whether the control has ended or not, and in the case of rNOJ, step ■ and subsequent steps are repeated, while r
Yes.
の場合は制御を終了する。In this case, control is terminated.
その他の構成は、第１実施例と同一である。The other configurations are the same as the first embodiment.
したがって、上述のような手順で制御される一例は、例
えば第７図の如くであり、この例では時刻Ｌ１において
カウンタＡの加減算が開始され、時刻ｔｚにおいて悪路
の判断がなされて、時刻ｔ２〜も３までの間、切換信号
Ｃ８が切換絞り３４に出力される。このため、良路とさ
れる時刻Ｌ２以前及び時刻ｔ３以後は、ドレン配管７内
に固定絞り３４ａが挿入されることがない。したがって
、良路において減衰力が不必要に発生することがなく、
良路での乗心地が第１実施例の場合よりも向上する。一
方、悪路やうねり路とされる時刻し２〜も１間にあって
は、固定絞り３４ａがドレン配管７内に挿入されるため
、第１実施例と同様に車体のフワフワした振動を確実に
抑制できる。Therefore, an example of the control according to the above-described procedure is as shown in FIG. 7, in which addition and subtraction of the counter A is started at time L1, a judgment of a rough road is made at time tz, and the time is t2. The switching signal C8 is output to the switching diaphragm 34 during the period from to 3. Therefore, the fixed throttle 34a is not inserted into the drain pipe 7 before time L2 and after time t3, which are considered to be a good road. Therefore, damping force is not generated unnecessarily on a good road.
The riding comfort on good roads is improved compared to the first embodiment. On the other hand, when the road is rough or undulating, the fixed throttle 34a is inserted into the drain pipe 7, and as in the first embodiment, the loose vibrations of the vehicle body are reliably suppressed. can.
（第３実施例） 次に、第３実施例を第８図に基づき説明する。(Third example) Next, a third embodiment will be described based on FIG. 8.
この第３実施例は、前述した第２実施例と同様の固定絞
りの切換動作を、ライン圧の低下状態を把握して行おう
とするものである。This third embodiment is intended to perform the fixed throttle switching operation similar to that of the second embodiment described above by grasping the state of decrease in line pressure.
つまり、悪路が続くと、油圧シリンダ１３のストローク
量が大きくなり、作動油の消費量も増大する。この結果
、油圧ポンプ１の吐出量よりも消費量が大きくなり、圧
力制御弁６に対するライン圧ＰＬが低下する。即ち、ラ
イン圧ＰＬが、その低下量と悪路との関係において予め
設定した基準値Ｐ。よりも低くなったときは、悪路走行
であると判断できる。In other words, if the road continues to be rough, the stroke amount of the hydraulic cylinder 13 increases, and the amount of hydraulic oil consumed also increases. As a result, the consumption amount becomes larger than the discharge amount of the hydraulic pump 1, and the line pressure PL to the pressure control valve 6 decreases. That is, the line pressure PL is a reference value P that is preset based on the relationship between the amount of decrease in the line pressure PL and the rough road. When it becomes lower than , it can be determined that the vehicle is driving on a rough road.
そこで、この第３実施例では第８図に示す如く、第２実
施例における電磁操作形の切換絞り３４の代わりに、ラ
イン圧応動形の切換絞り３８をドレン配管７に挿入して
いる。この切換絞り３８は、ライン圧ＰＬをパイロット
圧とし、ライン圧Ｐ。Therefore, in this third embodiment, as shown in FIG. 8, a line pressure responsive switching throttle 38 is inserted into the drain pipe 7 in place of the electromagnetically operated switching throttle 34 in the second embodiment. This switching throttle 38 uses the line pressure PL as a pilot pressure, and the line pressure P.
がＰＬ≧Ｐ、のときは、良路であるとして固定絞り３８
ａをドレン配管７内に挿入せず、ＰしくＰ。When PL≧P, it is assumed that the road is good and the fixed aperture is set to 38.
Do not insert a into the drain pipe 7.P.
のときは、悪路であるとして固定絞り３８ａをドレン配
管７内に挿入する切り換える。In this case, it is assumed that the road is rough and the fixed throttle 38a is inserted into the drain pipe 7.
このため、良路では乗心地が損なわれず、且つ、悪路で
は車体のフワつきが防止されて、その両立が図られるな
ど、第２実施例と同等の作用効果が得られるほか、切換
絞り３８が純機械式のものであるため、安価で且つ信頼
性も高い。Therefore, in addition to achieving the same effects as the second embodiment, such as not impairing riding comfort on good roads and preventing the vehicle body from bouncing on rough roads, the switching aperture 38 Since it is purely mechanical, it is inexpensive and highly reliable.
（第４実施例）
次に、第４実施例を第９図乃至第１０図に基づき説明す
る。(Fourth Example) Next, a fourth example will be described based on FIGS. 9 and 10.
この第４実施例は、前述した各実施例の場合とは異なり
、ドレン配管７内に挿入する絞り機構による流路抵抗値
を路面側からの振動人力の大きさに応じて連続的に且つ
自動的に調整しようとするものである。This fourth embodiment differs from the above-mentioned embodiments in that the flow path resistance value by the throttle mechanism inserted into the drain pipe 7 is continuously and automatically adjusted according to the magnitude of the vibrating human force from the road surface. It is intended to be adjusted accordingly.
このため、まず、圧力制御弁６と油圧シリンダ１３との
間の配管１２内に、流量検出用の絞り４０を介挿させる
とともに、ドレン配管７内に自動可変絞り４１を挿入さ
せている。この内、絞り４０は、配管１２内を流通する
作動油の瞬間の流量を圧力差に変換し、この圧力差を自
動可変絞り４１の第１．第２のパイロットポートに供給
できるようになっている。For this purpose, first, a flow rate detection throttle 40 is inserted into the pipe 12 between the pressure control valve 6 and the hydraulic cylinder 13, and an automatically variable throttle 41 is inserted into the drain pipe 7. Of these, the throttle 40 converts the instantaneous flow rate of the hydraulic oil flowing through the pipe 12 into a pressure difference, and converts this pressure difference into the first and second automatic variable throttles 41. It can be supplied to the second pilot port.
また、自動可変絞り４１は、第ｉｏ図（ａ）、 （ｂ）
に示すように、配管７に接続される入力ポート４１１、
出力ポート４１０及び絞り４０の両端側に接続される第
１．第２のパイロットボート４１ｒｃ１゜４１Ｐ＝２を
形成した筒状の弁ハウジング４１ａを有している。この
弁ハウジング４１ａの軸方向には挿通孔４１ｂが形成さ
れ、この挿通孔４１ｂには軸方向の移動によって入力、
出カポ−）４１ｉ。Moreover, the automatic variable diaphragm 41 is shown in FIGS. io (a) and (b).
As shown, an input port 411 connected to the piping 7,
The first one is connected to both ends of the output port 410 and the aperture 40. It has a cylindrical valve housing 41a forming a second pilot boat 41rc1°41P=2. An insertion hole 41b is formed in the axial direction of this valve housing 41a.
Out capo) 41i.
４１ｏ間の流路面積を連続的に調整できるスプール４１
ｃが摺動自在に配設されている。このスプール４１ｃの
軸方向両端には、第１．第２のパイロットポート４１
ｐｃ＋、 ４１ ｒｃｚに夫々連通した第１、第２のパ
イロット圧室４２ａ、４２ｂが形成され、この内、第１
のパイロット圧室４２ａ側へのスプール４１ｃの移動は
固定配設されたロッド４１ｄによって規制され、第２の
パイロット圧室４２ｂ側へのスプール４１ｃの移動は、
スプリング４１ｅによって規制されるようになっている
。Spool 41 that can continuously adjust the flow path area between 41o
c is slidably disposed. At both ends of the spool 41c in the axial direction, first. Second pilot port 41
First and second pilot pressure chambers 42a and 42b are formed which communicate with pc+ and 41 rcz, respectively.
The movement of the spool 41c towards the second pilot pressure chamber 42a is regulated by a fixedly disposed rod 41d, and the movement of the spool 41c towards the second pilot pressure chamber 42b is regulated by a fixed rod 41d.
It is regulated by a spring 41e.
このため、絞り４０の両端に圧力差が発生せず、したが
って、両パイロット圧室４２ａ、４２ｂの圧力Ｐ Ｐｃ
ｔ、 Ｐ ｐｃｚがＰＰＣｌ ＝ＰＰＣ２の場合、第１
０図（ａ）のスプール位置となり、入力ポート４１１及
び出力ポート４１０間の流路抵抗は殆ど無い状態となる
。一方、絞り４００両端に圧力差を生してＰＰＣｌ ＞
ＰＰｅＺの場合、スプール４１ｃは同図（ｂ）に示す如
く、第２のパイロット圧室４２ｂ側に移動し、圧力差に
応じてスプール４１ｃと出力ポート４１ｏとの隙間Ｓが
小さくなって、これにより絞り機能を生じる。Therefore, no pressure difference occurs between both ends of the throttle 40, and therefore the pressure P Pc in both pilot pressure chambers 42a, 42b
t, P pcz is PPCl = PPC2, the first
The spool position is as shown in FIG. 0 (a), and there is almost no flow resistance between the input port 411 and the output port 410. On the other hand, a pressure difference is created between both ends of the throttle 400, and PPCl>
In the case of PPeZ, the spool 41c moves toward the second pilot pressure chamber 42b as shown in FIG. Produces an aperture function.
したがって、この第４実施例においても前述した第２，
３実施例と同様の作用効果が得られるほか、悪路の程度
、即ち絞り４０を通過する瞬間の流量に応じてドレン配
管７内に挿入された自動可変絞り４１の流通抵抗が調整
されるから、低周波数域の振動入力に対してよりきめ細
かい連続的な減衰力制御ができ、車体の姿勢変化抑制と
乗心地の向上との調和が適切なものとなる。Therefore, in this fourth embodiment as well, the above-mentioned second,
In addition to obtaining the same effects as in the third embodiment, the flow resistance of the automatic variable throttle 41 inserted into the drain pipe 7 is adjusted depending on the degree of rough road, that is, the flow rate at the moment of passing through the throttle 40. , it is possible to perform more fine-grained continuous damping force control for vibration input in the low frequency range, and to achieve an appropriate balance between suppressing changes in vehicle body posture and improving riding comfort.
なお、前記各実施例では作動流体として作動油を用い、
流体圧シリンダとして油圧シリンダを用いた場合を説明
したが、この発明では、圧縮率の小さい流体であれば任
意のものでよく、またこれに合わせて流体圧シリンダを
選択すればよい。また、この発明は各圧力制御弁の作動
油供給側に絞り弁を必要とする場合にも、何ら支障なく
適用できる。In addition, in each of the above embodiments, hydraulic oil is used as the working fluid,
Although a case has been described in which a hydraulic cylinder is used as the fluid pressure cylinder, in the present invention, any fluid may be used as long as the fluid has a low compressibility, and the fluid pressure cylinder may be selected accordingly. Further, the present invention can be applied without any problem even when a throttle valve is required on the hydraulic oil supply side of each pressure control valve.
以上説明したように、この発明は、圧力制御弁から流体
圧源に戻る作動流体の戻り回路に、作動流体の流量を絞
る絞り機構を設ける構成としたため、圧力制御弁を介し
て流体圧源側に戻る流体圧変動、即ち悪路での路面側か
らのバネ上共振周波数域の低周波数の振動入力に対して
、その振動を有効に減衰させ、車体の姿勢変化を抑制し
てフロつきを防止できるとともに、バネ下共振側の高周
波数の振動入力に対する減衰力を増大させていないため
、良路における路面側からのゴツゴツした高周波の振動
を抑制でき、乗心地が撰なわれることもないという、従
来の能動型サスペンションを格段に改善したサスペンシ
ョンを提供できる。As explained above, in the present invention, the return circuit of the working fluid returning from the pressure control valve to the fluid pressure source is provided with a throttling mechanism that throttles the flow rate of the working fluid. The system effectively damps fluid pressure fluctuations, that is, low-frequency vibration input in the sprung mass resonance frequency range from the road surface on rough roads, suppresses changes in vehicle body posture, and prevents flaking. In addition, since the damping force against high-frequency vibration input on the unsprung resonance side is not increased, it is possible to suppress rough high-frequency vibrations from the road surface on good roads, and the riding comfort is not affected. It is possible to provide a suspension that is significantly improved over conventional active suspensions.
第１図はこの発明の第１実施例の要部構成を示す系統図
、第２図は第１図の構成を４輪に適用したときの詳細を
示す系統図、第３図は第１図の圧力制御弁の概略構成を
示す断面図、第４図は圧力制御弁の出力する制御圧特性
を示すグラフ、第５図はこの発明の第２実施例の要部構
成を示す系統図、第６図は第２実施例における絞りの切
換制御の手順を示すフローチャート、第７図は第２実施
例における制御例を示すタイミングチャート、第８図は
この発明の第３実施例の要部構成を示す系統図、第９図
はこの発明の第４実施例の要部構成を示す系統図、第１
０図（ａ） （ｂ）は夫々第９図における自動可変絞り
のスプールの移動状態を示す断面図である。
図中、１は油圧ポンプ、２オイルタンク、４はチエツク
弁、６は圧力制御弁、７はドレン配管、８．３４ａ、３
８ａは固定絞り、１０はリリーフ弁、１３は油圧シリン
ダ、４工は自動可変絞りである。Fig. 1 is a system diagram showing the main structure of the first embodiment of the present invention, Fig. 2 is a system diagram showing details when the structure of Fig. 1 is applied to four wheels, and Fig. 3 is the system diagram shown in Fig. 1. 4 is a graph showing the characteristics of the control pressure output by the pressure control valve. FIG. 5 is a system diagram showing the main part structure of the second embodiment of the present invention. FIG. 6 is a flowchart showing the procedure of aperture switching control in the second embodiment, FIG. 7 is a timing chart showing an example of control in the second embodiment, and FIG. 8 shows the main part configuration of the third embodiment of the present invention. The system diagram shown in FIG. 9 is a system diagram showing the main part configuration of the fourth embodiment of the present invention.
0(a) and 0(b) are sectional views showing the moving state of the spool of the automatic variable diaphragm in FIG. 9, respectively. In the figure, 1 is a hydraulic pump, 2 is an oil tank, 4 is a check valve, 6 is a pressure control valve, 7 is a drain pipe, 8.34a, 3
8a is a fixed throttle, 10 is a relief valve, 13 is a hydraulic cylinder, and 4 is an automatic variable throttle.
Claims (1)
流体圧源から前記流体圧シリンダに供給される作動流体
圧を、変更可能な指令値に応じて制御する圧力制御弁と
を備え、車体の姿勢変化に応じて前記指令値を変更制御
するようにした能動型サスペンションにおいて、 前記圧力制御弁から前記流体圧源に戻る作動流体の戻り
回路に、作動流体の流量を絞る絞り機構を設けたことを
特徴とする能動型サスペンション。(1) A fluid pressure cylinder inserted between the vehicle body and the wheels;
a pressure control valve that controls the working fluid pressure supplied from the fluid pressure source to the fluid pressure cylinder according to a changeable command value, and the command value is controlled to change according to changes in the attitude of the vehicle body. An active suspension characterized in that a return circuit for the working fluid returning from the pressure control valve to the fluid pressure source is provided with a throttle mechanism that throttles the flow rate of the working fluid.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63297336A JPH0620806B2 (en) | 1988-11-25 | 1988-11-25 | Active suspension |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63297336A JPH0620806B2 (en) | 1988-11-25 | 1988-11-25 | Active suspension |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02144212A true JPH02144212A (en) | 1990-06-04 |
| JPH0620806B2 JPH0620806B2 (en) | 1994-03-23 |
Family
ID=17845201
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP63297336A Expired - Fee Related JPH0620806B2 (en) | 1988-11-25 | 1988-11-25 | Active suspension |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0620806B2 (en) |
Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS57176310U (en) * | 1981-05-01 | 1982-11-08 | ||
| JPS62292517A (en) * | 1986-06-12 | 1987-12-19 | Nissan Motor Co Ltd | Active type suspension |
| JPH0263911A (en) * | 1988-08-30 | 1990-03-05 | Kayaba Ind Co Ltd | Oil-hydraulic circuit for active suspension |
-
1988
- 1988-11-25 JP JP63297336A patent/JPH0620806B2/en not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS57176310U (en) * | 1981-05-01 | 1982-11-08 | ||
| JPS62292517A (en) * | 1986-06-12 | 1987-12-19 | Nissan Motor Co Ltd | Active type suspension |
| JPH0263911A (en) * | 1988-08-30 | 1990-03-05 | Kayaba Ind Co Ltd | Oil-hydraulic circuit for active suspension |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0620806B2 (en) | 1994-03-23 |
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