JPH02175311A - Suspension device for vehicle - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To prevent an accident of an extremely large rolling of a car body by reducing an assist force of a power steering device when a trouble of an active suspension device including a cylinder device for controlling an attitude of the car body. CONSTITUTION:An active suspension device A is formed by suspending a cylinder device between a suspended weight and an unsuspended weight, and controlling the supply and discharge of actuating liquid to/from this cylinder device. In this case, a trouble detecting means B is provided for detecting a trouble of a suspension device A. When a trouble of the suspension device A is detected by the trouble detecting means B, an assist force of a power steering device C is reduced by an assist force reducing means D. A larger rolling of a car body than that at the time of an abnormality can thus be prevented when a handle is operated rapidly.

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は車両のサスペンション装置に関するものである
。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Field of Industrial Application) The present invention relates to a suspension device for a vehicle.

（従来技術） 最近では、アクティブサスペンションと呼ばれるように
、サスペンション特性を任意に変更し得るようにしたも
のが提案されている、このアクティブサスペンションに
あっては、基本的に、ばね下重量とばね丁重醗との間に
シリンダ装置が架設されて、該シリンダ装置に対する作
動液の供給と排出とを制御することによりサスペンショ
ン特性が制御される（特公昭５９−１４３６５号公報参
照）。(Prior art) Recently, a so-called active suspension has been proposed in which the suspension characteristics can be changed arbitrarily. A cylinder device is installed between the cylinder device and the suspension characteristics are controlled by controlling the supply and discharge of hydraulic fluid to the cylinder device (see Japanese Patent Publication No. 14365/1983).

このアクティブサスペンションにおいては、外部からの
作動液の給排ということにより、車高制御、ロール制御
、ピッチ制御等種々の姿勢制御のためにサスペンション
特性が大きく変更され得る。In this active suspension, by supplying and discharging hydraulic fluid from the outside, suspension characteristics can be significantly changed for various posture controls such as vehicle height control, roll control, and pitch control.

（発明が解決しようとする問題点） ところで、アクティブサスペンション装置にあっては、
前述したシリンダ装置の他、これに対する作動液の給排
回路およびこの給排回路を制御する制御装置が設けられ
る。(Problems to be solved by the invention) By the way, in the active suspension device,
In addition to the cylinder device described above, a hydraulic fluid supply/discharge circuit for the cylinder device and a control device for controlling the supply/discharge circuit are provided.

この場合、アクティブサスペンション装置が故障すると
、車体の挙動が正常なものとはならなくなってしまう、
特に、シリンダ装置内と連通されるガスバネを備えたも
のによると、サスベンジ璽ンは極端に柔らかくなった状
態となってしまう。In this case, if the active suspension system malfunctions, the behavior of the vehicle body will no longer be normal.
In particular, in the case of a cylinder device equipped with a gas spring communicating with the inside of the cylinder device, the suspension seal becomes extremely soft.

このことは、ハンドルを急激に操作した際、正常なとき
よりも車体が大きくロールされることになる。This means that when the steering wheel is suddenly operated, the vehicle body rolls more than when it is normal.

したがって、本発明の第１の目的は、アクティブサスベ
ンジ、ン装置が故障した際に車体が極端に大きくロール
されてしまうような事態を未然に防止し得るようにした
車両のサスペンション装置を提供することにある。Therefore, a first object of the present invention is to provide a suspension system for a vehicle that can prevent an extremely large roll of the vehicle body when an active suspension system fails. There is a particular thing.

一方、アクティブサスペンション装置が故障した場合、
ハンドル操作に対するロールは大きくなるが、このこと
はヨーレートの発生を小さくすることになる。すなわち
、ハンドル操作に対する車体の向き変更というものが鈍
感になり、運転者はこの点において違和感を感じること
になる。On the other hand, if the active suspension device fails,
Although the roll associated with the steering wheel operation increases, this reduces the occurrence of yaw rate. In other words, changes in the direction of the vehicle body relative to steering wheel operations become insensitive, and the driver feels uncomfortable in this respect.

したがって、本発明の第２の目的は、アクティブサスペ
ンション装置が故障した場合に、ハンドル操作に対する
ヨーレートの発生というものに違和感を感じさせないよ
うにした車両のサスペンション装置を提供することにあ
る。Therefore, a second object of the present invention is to provide a suspension system for a vehicle that does not make the driver feel uncomfortable due to the occurrence of yaw rate in response to steering wheel operation when the active suspension system fails.

（問題点を解決するための手段、作用）前述の目的を達
成するため、本発明にあっては次のような構成としであ
る。すなわち、第１３図にブロック図的に示すように、 ばね下重量とばね下重量との間に架設されたシリンダ装
置を備え、該シリンダ装置に対する作動液の給排を制御
することにより車体の姿勢制御を行なうアクティブサス
ペンションとされた車両のサスペンション装置におりて
。(Means and operations for solving the problems) In order to achieve the above-mentioned object, the present invention has the following configuration. That is, as shown in a block diagram in FIG. 13, a cylinder device is provided between unsprung weights and unsprung weights, and the attitude of the vehicle body is controlled by controlling the supply and discharge of hydraulic fluid to and from the cylinder devices. In the suspension system of a vehicle with active suspension control.

アクティブサスペンション装置の故障を検出する故障検
出手段と。Failure detection means for detecting failure of the active suspension device.

ハンドル操作力を倍力するパワーステアリング装置と、 前記故障検出手段によりアクティブサスペンション装置
の故障が検出されたとき、前記パワーステアリング装置
のアシスト力を低減させるアシストカ低減手段と、 を備えた構成としである。The vehicle is configured to include: a power steering device that boosts the steering force; and an assist force reduction device that reduces the assist force of the power steering device when a failure of the active suspension device is detected by the failure detection device. .

このような構成とすることにより、アクティブサスペン
ション装置が故障したときは、パワーステアリング装置
のアシスト力が小さくされて、すなわち運転者によるハ
ンドル操作に大きな力を要するようになるので、ハンド
ルを急激に大きく操作する傾向が抑制される。これによ
り、ハンドルの急操作に起因する大きなロールの発生と
いうものが防止される。With this configuration, when the active suspension system malfunctions, the assist force of the power steering system is reduced, which means that the driver needs a large amount of force to operate the steering wheel, so the steering wheel cannot be turned suddenly. Manipulative tendencies are suppressed. This prevents large rolls from occurring due to sudden operation of the handle.

また、前記第２の目的を達成するため、本発明にあって
は次のような構成としである。すなわち、第１４図にブ
ロック図的に示すように、ばね下重量とばね下重量との
間に架設されたシリンダ装置を備え、該シリンダ装δに
対する作動液の給排を制御することにより車体の姿勢制
御を行なうアクティブサスペンションとされた車両のサ
スペンション装置において。Furthermore, in order to achieve the second object, the present invention has the following configuration. That is, as shown in the block diagram in FIG. 14, a cylinder device is installed between the unsprung weights and the unsprung weights, and by controlling the supply and discharge of hydraulic fluid to and from the cylinder device δ, the vehicle body is controlled. In a suspension system for a vehicle with an active suspension that performs attitude control.

アクティブサスペンション装置の故障を検出する故障検
出手段と。Failure detection means for detecting failure of the active suspension device.

ハンドル操作力を倍力するパワーステアリング装置と。A power steering device that boosts steering force.

前記故障検ｔｂ手段によりアクティブサスペンション装
δの故障が検出されたとき、前記パワーステアリング装
置のアシスト力を増大させるアシスト力低減手段と、 を備えた構成としである。The present invention is configured to include: assist force reduction means for increasing the assist force of the power steering device when a failure of the active suspension system δ is detected by the failure detection tb means.

このような構成とすることにより、アクティブサスペン
ション装置が故障したときは、パワーステアリング装置
のアシスト力が大きくされて、すなわち運転者はハンド
ル操作に小さな力で済むので、正常時に比して相対的に
大きくハンドル操作する傾向となる。これにより、ヨー
レートの発生態様を、故障時と正常時とでほぼ同じよう
にすることができる。With this configuration, when the active suspension system malfunctions, the assist force of the power steering system is increased, which means that the driver only needs to use a small amount of force to operate the steering wheel, which is relatively effective compared to normal conditions. There is a tendency to operate the steering wheel significantly. As a result, the manner in which the yaw rate occurs can be made almost the same in the case of a failure and in the normal case.

（実施例） 以下本発明の実施例を添付した図面に基づいて説明する
。なお、以下の説明で数字と共に用いる符号ｒＦＪは前
輪用、ｒＲ」は後輪用であり、またｒＦＲＪは右前輪用
、ｒＦＬＪは左前輪用、「ＲＲ」は右後輪用、ｒＲＬＪ
は左後輪用を意味し、したがって、これ等を特に区別す
る必要のないときはこれ等の識別符号を用いないで説明
することとする。(Example) Examples of the present invention will be described below based on the attached drawings. In addition, the code rFJ used with numbers in the following explanation is for the front wheel, rR'' is for the rear wheel, rFRJ is for the right front wheel, rFLJ is for the left front wheel, RR is for the right rear wheel, rRLJ
means for the left rear wheel, and therefore, when there is no particular need to distinguish between them, the description will be made without using these identification symbols.

ｐ脇 第１図において、　　！　（ＩＦ！（、ＩＦＬ、ＩＲＲ
２ＩＲＬ）はそれぞれ前後左右の各車輪毎に設けられた
シリンダ装置で、これ等は、ばね下垂にに連結されたシ
リング２と、該シリンダ２内より延びてばね下垂量に連
結されたピストンロッド３とを有する。シリンダ２内は
、ピストンロッド３と一体のピストン４によってその上
方に液室５が画成されているが、この液室５と下方の室
とは連通されている。これにより、液室５に作動液が供
給されるとピストンロッド３が伸長して車高が高くなり
、また液室５から作動液が配設されると車高が低くなる
。In Figure 1 on the side of p, ! (IF!(, IFL, IRR
2IRL) is a cylinder device provided for each front, rear, left, and right wheel, and these include a cylinder 2 connected to a spring drop, and a piston rod 3 extending from inside the cylinder 2 and connected to a spring drop. and has. Inside the cylinder 2, a liquid chamber 5 is defined above by a piston 4 integrated with a piston rod 3, and this liquid chamber 5 and a lower chamber are in communication. As a result, when the hydraulic fluid is supplied to the liquid chamber 5, the piston rod 3 extends and the vehicle height becomes higher, and when the hydraulic fluid is disposed from the fluid chamber 5, the vehicle height becomes lower.

各シリンダ装置ｌの液室５に対しては、ガスばね６　（
８ＦＲ，８ＦＬ、６ＲＲ，６ＲＬ）が接続されている。For the liquid chamber 5 of each cylinder device l, a gas spring 6 (
8FR, 8FL, 6RR, 6RL) are connected.

この各ガスばね６は、小径とされた４本のシリンダ状ば
ね７により構成され、各シリンダ状ばね７は互いに並列
にかつオリフィス８を介して液室５と接続されている。Each of the gas springs 6 is composed of four cylindrical springs 7 having a small diameter, and the cylindrical springs 7 are connected to the liquid chamber 5 through an orifice 8 in parallel to each other.

そして、これ等４本のシリンダ状ばね７のうち、１本を
除いて、残る３本は、切換弁９を介°して液室５と接続
されている。これにより、切換弁９を図示のような切換
位置としたときは、４本のシリンダ状ばね７がそのオリ
フィス８を介してのみ連通され、このときの減衰力が小
さいものとなる。また、切換弁９が図示の位置から切換
わると、３本のシリンダ状ばね７は切換弁９内に組込ま
れたオリフィス１０をも介して液室５と連通されること
となり、減衰力が大きいものとなる。勿論、切換弁９の
切換位置の変更により、ガスばね６によるばね特性も変
更される。そして、このサスペンション特性は。Of these four cylindrical springs 7, except for one, the remaining three are connected to the liquid chamber 5 via a switching valve 9. As a result, when the switching valve 9 is in the switching position as shown, the four cylindrical springs 7 are communicated only through the orifice 8, and the damping force at this time is small. Furthermore, when the switching valve 9 is switched from the illustrated position, the three cylindrical springs 7 are also communicated with the liquid chamber 5 through the orifice 10 built into the switching valve 9, resulting in a large damping force. Become something. Of course, by changing the switching position of the switching valve 9, the spring characteristics of the gas spring 6 are also changed. And what about this suspension characteristics?

シリンダ装置１の液室５に対する作動液の供給量を変更
することによっても変更される。It can also be changed by changing the amount of hydraulic fluid supplied to the liquid chamber 5 of the cylinder device 1.

図中１１はエンジンにより駆動されるポンプで、リザー
バタンク１２よりポンプ１１が汲上げた高圧の作動液が
、共通通路１３に吐出される。In the figure, reference numeral 11 denotes a pump driven by an engine, and high-pressure hydraulic fluid pumped up by the pump 11 from a reservoir tank 12 is discharged into a common passage 13.

共通通路１３は、前側通路１４Ｆと後側通路１４Ｒとに
分岐されて、前側通路１４Ｆはさらに右前側通路１４Ｆ
Ｒと、左前側通路１４ＦＬとに分岐されている。この右
前側通路１４ＦＲは、右前輪用シリンダ装＠Ｉ　ＦＨの
液室５に接続され、また左前側通路１４ＦＬは、左前輪
用シリンダ装置ＩＦＬの液室５に接続されている。この
右ｍ＠通路１４ＦＨには、その上流側より、供給用流量
制御弁１５ＦＲ１遅延弁としてのパイロット弁１６ＦＲ
が接続されている。同様に、左前側通路１４ＦＬにも、
その上流側より、供給用流量制御弁１５ＦＬ、パイロッ
ト弁１６ＦＬが接続されている。The common passage 13 is branched into a front passage 14F and a rear passage 14R, and the front passage 14F is further divided into a right front passage 14F.
R and a left front passage 14FL. The front right passage 14FR is connected to the liquid chamber 5 of the front right wheel cylinder unit @IFH, and the front left passage 14FL is connected to the liquid chamber 5 of the front left wheel cylinder unit IFL. From the upstream side of this right m @ passage 14FH, a supply flow control valve 15FR1 and a pilot valve 16FR as a delay valve are installed.
is connected. Similarly, in the left front passage 14FL,
A supply flow rate control valve 15FL and a pilot valve 16FL are connected from the upstream side thereof.

右ｔＪ（１１通路１４ＦＨには１両弁１５ＦＲと１６Ｆ
Ｒとの間より右前側通路用の第１リリーフ通路１７ＦＲ
が連なり、この第１リリーフ通路１７ＦＲは最終的に、
前輪用リリーフ通路１８Ｆを経てリザーバタンク１２に
連なっている。そして、第１リリーフ通路１７ＦＨには
、排出用流量制御弁１９ＦＲが接続されている。また、
パイロット弁１６ＦＲ下流の通路１４ＦＲは、第２リリ
ーフ通路２０ＦＲを介して第１リリーフ通路１７ＦＲに
連なり、これにはリリーフ弁２１ＦＲが接続されている
。さらに、シリンダ装９１　ＦＲ直近の通路１４ＦＨに
は、フィルタ２９ＦＲが介設されている。このフィルタ
２９ＦＲは、シリンダ装置１１ＦＲとこの蛙も近くに位
置する弁１６ＦＲ１２１ＦＲとの間にあって、シリンダ
装置１１ＦＲの摺動等によってここから発生する摩耗粉
が当該弁１６ＦＲ１２１ＦＲ側へ流れるのを防止する。Right tJ (11 passage 14FH has 1 valve 15FR and 16F)
First relief passage 17FR for the right front passage between R and
are connected, and this first relief passage 17FR is finally
It is connected to the reservoir tank 12 via the front wheel relief passage 18F. A discharge flow rate control valve 19FR is connected to the first relief passage 17FH. Also,
A passage 14FR downstream of the pilot valve 16FR is connected to a first relief passage 17FR via a second relief passage 20FR, to which a relief valve 21FR is connected. Furthermore, a filter 29FR is interposed in the passage 14FH closest to the cylinder assembly 91FR. This filter 29FR is located between the cylinder device 11FR and the valve 16FR121FR, which is also located near the frog, and prevents abrasion powder generated from the sliding of the cylinder device 11FR from flowing toward the valve 16FR121FR.

なお、左前輪用の通路構成も右前輪用通路構成と同様に
構成されているので、その重複した説明は省略する。Note that the passage configuration for the left front wheel is also configured in the same manner as the passage configuration for the right front wheel, so a redundant explanation thereof will be omitted.

前記共通通路１３にはメインのアキュムレータ２２が接
続され、また前輪用リリーフ通路１８Ｆにもアキュムレ
ータ２３Ｆが接続されている。このメインのアキュムレ
ータ２２は、８！述するサブの７キユムレータ２４と共
に作動液の蓄圧源となるものであり、シリンダ装置１に
対する作動液供給橡に不足が生じないようにするための
ものである。また、アキュムレータ２３Ｆは、前輪用の
シリンダ装置１内の高圧の作動液が低圧のリザーバタン
ク１２へ急激に排出されるのを防止、すなわちウォータ
ハンマ現象を防止するためのものである。A main accumulator 22 is connected to the common passage 13, and an accumulator 23F is also connected to the front wheel relief passage 18F. This main accumulator 22 is 8! Together with the sub-7 accumulator 24 described above, it serves as a pressure accumulation source for hydraulic fluid, and is intended to prevent the hydraulic fluid supply to the cylinder device 1 from running out. Further, the accumulator 23F is provided to prevent the high-pressure hydraulic fluid in the front wheel cylinder device 1 from being suddenly discharged to the low-pressure reservoir tank 12, that is, to prevent the water hammer phenomenon.

後輪用シリンダ装置ＩＲＲ１ＩＲＬに対する作動液給排
通路も前輪用と同様に構成されているので、その重複し
た説明は省略する。ただし、後輪用通路にあっては、パ
イロット弁２１ＦＲ１２１ＦＬに相当するものがなく、
また後輪通路１４Ｒには、メインの７ギユムレータ２２
からの通路長さが前輪用のものよりも長くなることを考
慮して、サブのアキュムレータ２４が設けられている。The hydraulic fluid supply/discharge passage for the rear wheel cylinder device IRR1IRL is also configured in the same manner as for the front wheels, so a redundant explanation thereof will be omitted. However, there is no equivalent to the pilot valve 21FR121FL in the rear wheel passage.
Also, in the rear wheel passage 14R, there is a main 7 gimulator 22.
A sub-accumulator 24 is provided in consideration of the fact that the passage length from the front wheel is longer than that for the front wheel.

前記共通通路１３．すなわち前後輪用の各通路１４Ｆ、
１４．Ｒは、リリーフ通路２５を介して、前輪用のリリ
ーフ通路１８Ｆに接続され、該リリーフ通路２５には、
を磁開閉弁からなる制御弁２６が接続されている。Said common passage 13. That is, each passage 14F for the front and rear wheels,
14. R is connected to the front wheel relief passage 18F via the relief passage 25, and the relief passage 25 includes:
A control valve 26 consisting of a magnetic on-off valve is connected to the control valve 26.

なお、ｆ５１図中２７はフィルタ、２８はポンプ１１か
らの吐出圧が所定の範囲内となるように調整するための
調圧弁であり、この調圧弁２８は、実施例ではポンプ１
１を可変容量型斜板ピストン式として構成して、該ポン
プ１１に一体に組込まれたものとなっている（吐出圧１
２０〜１６０ｋｇ／ｃｍ２）。In addition, in the f51 figure, 27 is a filter, and 28 is a pressure regulating valve for adjusting the discharge pressure from the pump 11 to be within a predetermined range.
1 is configured as a variable displacement swash plate piston type, and is integrated into the pump 11 (discharge pressure 1
20-160kg/cm2).

前記パイロット弁１６は、前後用の通路１４Ｆあるいは
１４Ｒ５したがって共通通路１３の圧力とシリンダ装置
ｌ側の圧力との差圧に応じて開閉される。このため、前
輪用のパイロット弁１８ＦＢ、１８ＦＬに対しては１通
路１４Ｆより分岐された共通パイロット通路３１Ｆが導
出され、該共通パイロット通路３１Ｆより分岐された２
本の分岐パイロット通路のうち一方の通路３１ＦＲがパ
イロット弁１８ＦＨに連なり、また他方の通路３ＩＦＬ
がパイロット弁１６ＦＬに連なっている。The pilot valve 16 is opened and closed depending on the pressure difference between the pressure in the front and rear passages 14F or 14R5, that is, the common passage 13, and the pressure on the cylinder device I side. Therefore, for the pilot valves 18FB and 18FL for the front wheels, a common pilot passage 31F branched from one passage 14F is led out, and two branches branched from the common pilot passage 31F.
One of the branch pilot passages 31FR is connected to the pilot valve 18FH, and the other passage 3IFL is connected to the pilot valve 18FH.
is connected to the pilot valve 16FL.

そして、上記共通パイロット通路３１Ｆには、オリフィ
ス３２Ｆが介設されている。なお、後輪用のパイロット
通路も同様に構成されている。An orifice 32F is provided in the common pilot passage 31F. Note that the pilot passage for the rear wheels is similarly configured.

」二記各パイロット弁１６は１例えば第２図のように構
成されており、図示のものは右前輪用のものを示しであ
る。このパイロット弁１６は、そのケーシング３３内に
１通路１４ＦＨの一部を構成する主流路３４が形成され
、該主流路３４に対して、通路１４ＦＲが接続される。2. Each pilot valve 16 is constructed as shown in FIG. 2, for example, and the one shown is for the right front wheel. In this pilot valve 16, a main passage 34 forming a part of one passage 14FH is formed in its casing 33, and a passage 14FR is connected to the main passage 34.

上記主流路３４の途中には弁座３５が形成され、ケーシ
ング３３内に摺動自在に嵌挿された開閉ピストン３６が
この弁座３５に離着岸されることにより、パイロット弁
１６ＦＲが開閉される。A valve seat 35 is formed in the middle of the main flow path 34, and the opening/closing piston 36, which is slidably inserted into the casing 33, is moved to and from the valve seat 35, thereby opening and closing the pilot valve 16FR. .

上記開閉ピストン３６は、弁軸３７を介して制御ピスト
ン３８と一体化されている。この制御ピストン３８は、
ケーシング３３内に摺動自在に嵌挿されて該ケーシング
３３内に液室３９を画成しており、該液室３９は、制御
用流路４０を介して分岐パイロット通路３１ＦＲと接続
されている。The opening/closing piston 36 is integrated with a control piston 38 via a valve shaft 37. This control piston 38 is
It is slidably inserted into the casing 33 to define a liquid chamber 39 within the casing 33, and the liquid chamber 39 is connected to the branch pilot passage 31FR via a control flow path 40. .

そして、制御ピストン３６は、リターンスプリング４１
により、開閉ピストン３６が弁座３５に着座する方向、
すなわちパイロット弁１６ＦＲが閉じる方向に付勢され
ている。さらに、制御ピストン３８には、連通口４２を
介して、液室３９とは、反対側において、主流路３４の
圧力が作用される。これにより、液室３９内（共通通路
１３側）の圧力が、主流路３４内（シリンダ装置Ｉ　Ｆ
Ｒ側）の圧力の１／４以下となると、開閉ピストン３６
が弁座３５に着座してパイロット弁１６ＦＲが閉じられ
る。The control piston 36 is then operated by a return spring 41.
, the direction in which the opening/closing piston 36 is seated on the valve seat 35,
That is, the pilot valve 16FR is biased in the closing direction. Furthermore, the pressure of the main flow path 34 is applied to the control piston 38 through the communication port 42 on the side opposite to the liquid chamber 39 . As a result, the pressure inside the liquid chamber 39 (on the common passage 13 side) is reduced within the main passage 34 (on the cylinder device I F
When the pressure on the R side becomes 1/4 or less, the opening/closing piston 36
is seated on the valve seat 35, and the pilot valve 16FR is closed.

ここで、パイロット弁１６ＦＲが開いている状態から、
共通通路１３側の圧力が大きく低下すると、オリフィス
３２Ｆの作用によりこの圧力低下は遅延されて液室３９
に伝達され、したがって当該パイロット弁１６ＦＲは上
記圧力低下から遅延して閉じられることになる（実施例
ではこの遅延時間を約１秒として設定しである）。Here, from the state where the pilot valve 16FR is open,
When the pressure on the common passage 13 side decreases significantly, this pressure decrease is delayed by the action of the orifice 32F, and the pressure decreases in the liquid chamber 39.
Therefore, the pilot valve 16FR is closed after a delay from the pressure drop (in the embodiment, this delay time is set to about 1 second).

次に、前述した６弁の作用について説明する。Next, the operation of the six valves mentioned above will be explained.

■切換弁９ 切換弁９は、実施例では、旋回中においてのみ減衰力が
大きくなるように切換作動される。■Switching valve 9 In the embodiment, the switching valve 9 is operated to increase the damping force only during turning.

■リリーフ弁２１ リリーフ弁２１は、常時は閉じており、シリンダ装置１
ｉｍの圧力が所定値以上（実施例では１６０〜２００ｋ
ｇ／ｃｍ２）になると、開かれる。■Relief valve 21 The relief valve 21 is normally closed and the cylinder device 1
im pressure is equal to or higher than a predetermined value (160 to 200 k in the example)
g/cm2), it opens.

すなわちシリンダ装置１側の圧力が異常上昇するのを防
止する安全弁となっている。In other words, it serves as a safety valve that prevents the pressure on the cylinder device 1 side from increasing abnormally.

勿論、リリーフ弁２１は、後輪用のシリンダ装置ＩＲＲ
，ＩＲＬに対しても設けることができるが、実施例では
、重量配分が前側の方が後側よりもかなり大きく設定さ
れた車両であることを前提としていて、後輪側の圧力が
前輪側の圧力よりも大きくならないという点を勘案して
、後輪側にはリリーフ弁２】、を設けていない。Of course, the relief valve 21 is a cylinder device IRR for the rear wheels.
, can also be provided for the IRL, but in the example, it is assumed that the vehicle has a weight distribution set to be considerably larger on the front side than on the rear side, so that the pressure on the rear wheel side is No relief valve 2 is provided on the rear wheel side in order to ensure that the pressure does not exceed the pressure.

■流量制御弁１５．１９ 供給用および排出用の各流量制御弁１５．１９共に、電
磁式のスプール弁とされて、開状態と閉状態とに適宜切
換えられる。ただし２開状態のときは、その上流側と下
流側との差圧がほぼ一定となるような差圧調整機能を有
するものとなっている（流量制御の関係上、この差圧を
一定にすることが要求される）、さらに詳しくは、流延
制御弁１５．１９は、供給される電流に比例してそのス
プールの変位位置すなわち開度が変化され、この供給電
流は、あらかじめ作成、記憶された流量−電流の対応マ
ツプに基づいて決定される。すなわち、供給電流が、そ
のときの要求流量に対応している。(2) Flow rate control valves 15.19 Both the supply and discharge flow rate control valves 15.19 are electromagnetic spool valves that can be switched between an open state and a closed state as appropriate. However, when it is in the 2-open state, it has a differential pressure adjustment function that keeps the differential pressure between the upstream and downstream sides almost constant (due to flow control, this differential pressure must be kept constant). More specifically, in the casting control valve 15.19, the displacement position or opening degree of the spool is changed in proportion to the supplied current, and this supplied current is created and stored in advance. It is determined based on the flow rate-current correspondence map. That is, the supplied current corresponds to the required flow rate at that time.

この流量制御弁１５．１９の制御によってシリンダ装置
１への作動液供給と排出とが制御されて、サスペンショ
ン特性が制御されることになる。By controlling the flow rate control valves 15 and 19, the supply and discharge of hydraulic fluid to the cylinder device 1 are controlled, thereby controlling the suspension characteristics.

これに加えて、イグニッションＯＦＦのト８は２このＯ
ＦＦのときから所定時間（実施例では２分間）、車高を
低下させる方向の制御だけがなされる。すなわち、降車
等に起因する積載荷重の変化を勘案してして車高が部分
的に高くなってしまうのを防止する（基準車高の維持）
。In addition to this, when the ignition is turned off, the
For a predetermined period of time (2 minutes in the embodiment) from the time of FF, only the control in the direction of lowering the vehicle height is performed. In other words, it takes into account changes in the payload caused by getting off the vehicle, etc., and prevents the vehicle height from becoming partially high (maintaining the standard vehicle height).
.

■ＭＷ弁２弁 間６弁２６は、常時は励磁されることによって閉じられ
、フェイル時に開かれる。このフェイル時としては１例
えば流量制御弁１５．１９の一部が固着してしまった場
合、後述するセンサ類が故障した場合、作動液の液圧が
失陥した場合、ポンプ１１が失陥した場合等がある。(2) The six valves 26 between the two MW valves are normally closed by being energized, and are opened in the event of a failure. This failure can occur if: (1) For example, if a part of the flow control valve 15.19 is stuck, if the sensors described below fail, if the hydraulic pressure of the hydraulic fluid fails, or if the pump 11 fails. There are cases etc.

これに加えて実施例では、制御弁２６は、イグニッショ
ンＯＦＦのときから所定時間（例えば２分）経過した後
に開かれる。In addition, in the embodiment, the control valve 26 is opened after a predetermined period of time (for example, 2 minutes) has elapsed since the ignition was turned off.

なお、この制御弁２６が開いたときは、パイロット弁１
６が遅れて閉じられることは前述の通りである。Note that when this control valve 26 opens, the pilot valve 1
6 is closed later as described above.

■パイロット弁工６ 既に述べた通り、オリフィス３２Ｆ、３２Ｒ（７）作用
により、共通通路１３の圧力が低下してから遅延して開
かれる。このことは１例えば流量制御弁１５の一部が開
きっばなしとなったフェイル時に、制御弁２６の開作動
に起因するパイロット圧低下によって通路１４ＦＲ−１
４ＲＬを閉じて。■Pilot Valve Work 6 As already mentioned, due to the action of the orifices 32F and 32R (7), they are opened with a delay after the pressure in the common passage 13 has decreased. For example, in the event of a failure in which a part of the flow rate control valve 15 remains open, the pilot pressure decreases due to the opening operation of the control valve 26, causing the passage 14FR-1 to
Close 4RL.

シリンダ装５１１　ＦＲ〜ＩＲＩ、内の作動液を閉じこ
め、車高維持が行なわれる。勿論、このときは。The hydraulic fluid in the cylinder units 511 FR to IRI is confined to maintain the vehicle height. Of course, at this time.

サスベンジ１ン特性はいわゆるパッシブなものに固定さ
れる。The suspension characteristics are fixed to so-called passive ones.

制御系 第３図は、第１図に示す作動液回路の制御系統を示すも
のである。この＄３図において、ＷＦＲは右前輪、ＷＦ
Ｌは左前輪、ＷＲＲは右後輪、ＷＲＬは左後輪であり、
Ｕはマイクロコンピュータを利用して構成された制御ユ
ニットである。このｆｆ１ＪＩＩＪｌユニツトＵには各
センサ５１　ＦＲ〜５１ＲＬ、５２ＦＲ〜５２ＲＬ、５
３ＦＲ１５３ＦＬ、５３Ｒ１５４および６１．８３から
の信号が入力され、また制御ユニットＵからは、切換弁
９．前記流量制御弁１５　（１５ＦＲ−１５ＲＬ）、１
９（１９ＦＲ〜１９ＲＬ）、制御弁２６および後述する
パワーステアリング装置用の制御ユニッ）ＵＳに対して
出力される。Control System FIG. 3 shows a control system for the hydraulic fluid circuit shown in FIG. In this $3 diagram, WFR is the right front wheel, WF
L is the left front wheel, WRR is the right rear wheel, WRL is the left rear wheel,
U is a control unit configured using a microcomputer. This ff1JIIJl unit U includes each sensor 51FR~51RL, 52FR~52RL, 5
Signals from 3FR153FL, 53R154 and 61.83 are input, and signals from control unit U are input to switching valve 9. The flow control valve 15 (15FR-15RL), 1
9 (19FR to 19RL), the control valve 26 and a control unit for a power steering device (described later) are outputted to the US.

Ｌ記センサ５１ＦＲ〜５１ＲＬは、各シリンダ装置１Ｆ
Ｒ〜ＩＲＬに設けられてその伸び量、すなわち各車輪位
置での車高を検出するものである。センサ５２ＦＲ〜５
２ＲＬは、各シリンダ装置１ＦＲ〜ＩＲＬの液室５の圧
力を検出するものである（第１図をも参照）、センサ５
３ＦＲ１５３ＦＬ、５３Ｒは、上下方向の加速度を検出
するＧセンサである。ただし、車両Ｂの前側については
前車軸上でほぼ左対称位置に２つのＧセンサ５３ＦＲ５
５３ＦＬが設けられているが、車両Ｂの後部については
、後車軸上において左右中間位置において１つのＧセン
サ５３Ｒのみが設けられている。このようにして、３つ
のＧセンサによって、車体Ｂを代表する１つの仮想平面
が規定されているが、この仮想平面は略水平面となるよ
うに設定されている。上記センサ６１は車速を検出する
ものである。上記センサ６２はハンドルの操作速度すな
わち舵角速度を検出するものである（実際には舵角を検
出して、この検出された舵角より演算によって舵角速度
が算出される）、−ト記センサ６３は、車体に作用する
横Ｇを検出するものである（実施例では車体の２軸上に
１つのみ設けである）、上記センサ５４は、アキュムレ
ータ２２（２４）の圧力を検出するものである。Sensors 51FR to 51RL are located on each cylinder device 1F.
It is provided at R to IRL to detect the amount of extension, that is, the vehicle height at each wheel position. Sensor 52FR~5
2RL is a sensor 5 that detects the pressure in the liquid chamber 5 of each cylinder device 1FR to IRL (see also FIG. 1).
3FR153FL and 53R are G sensors that detect acceleration in the vertical direction. However, on the front side of vehicle B, two G sensors 53FR5 are installed at approximately symmetrical positions on the front axle.
53FL, but at the rear of the vehicle B, only one G sensor 53R is provided at the middle position between the left and right sides on the rear axle. In this way, one virtual plane representing the vehicle body B is defined by the three G sensors, and this virtual plane is set to be a substantially horizontal plane. The sensor 61 is for detecting vehicle speed. The sensor 62 detects the operating speed of the steering wheel, that is, the steering angular speed (actually, the steering angle is detected and the steering angular speed is calculated from the detected steering angle). The sensor 54 detects the lateral G acting on the vehicle body (in the embodiment, only one sensor is provided on the two axes of the vehicle body), and the sensor 54 detects the pressure of the accumulator 22 (24). .

制御ユニッ）Ｕは、基本的には、第４図に概念的に示す
アクティブ制御、すなわち実施例では。The control unit U is basically an active control unit conceptually shown in FIG. 4, that is, in the embodiment.

車両の姿勢制ｇｉ（車高信号同Ｗ）と１乗心地制御（上
下加速度信号制御）と、車両のねじり制御（圧力信号制
御）とを行なう、そして、これ等各制御の結果は、最終
的に、流量調整手段としての流量制御弁１５．１９を流
れる作動液の流量として表われる。Vehicle attitude control GI (vehicle height signal W), ride comfort control (vertical acceleration signal control), and vehicle torsion control (pressure signal control) are performed, and the results of each of these controls are final This is expressed as the flow rate of the hydraulic fluid flowing through the flow rate control valve 15.19 as a flow rate adjustment means.

（以下余白） アクティブ制御 さて次に、各センサの出力に基づいてサスペンション特
性をどのように制御するかの一例について、第４図、第
５図を参照しつつ説明する。(Left below) Active Control Next, an example of how to control the suspension characteristics based on the output of each sensor will be described with reference to FIGS. 4 and 5.

この制御の内容は、大別して、もっとも基本となる車高
センサの出力に基づく車体Ｂの姿勢制御と、Ｇセンサの
出力に基づく乗心地制御と、圧力センサの出力に基づく
車体Ｂのねじれ抑制制御とからなり、以下に分脱する。The content of this control can be roughly divided into the most basic attitude control of the vehicle body B based on the output of the vehicle height sensor, ride comfort control based on the output of the G sensor, and torsion suppression control of the vehicle body B based on the output of the pressure sensor. It is divided into the following.

■姿勢制Ｗ（車高センサ信号同Ｗ） この制御は、バウンスと、ピッチ（ピッチング）と、ロ
ールとを抑制する３つの姿勢制御からなり、各制御は、
ＦＤ制御（比例−微分制御）によるフィードバック制御
とされる。■Attitude control W (vehicle height sensor signal W) This control consists of three attitude controls that suppress bounce, pitch, and roll.
Feedback control is performed using FD control (proportional-derivative control).

この３つの各姿勢制御については、各車高センサからの
出力をどのように取扱うかを、バウンスとピッチとロー
ルとの各制御部の図中左側に示した「＋」とｒ−Ｊの符
号により示しである。また、この各制御部の図中右側に
示した「＋」、「−」の符号は、各制御部が姿勢変化の
抑制を行なう制御であるということを示すもので、該各
制御部の図中左側に示した符号とは反対の符号が附され
ている。For each of these three attitude controls, how to handle the output from each vehicle height sensor is indicated by the "+" and r-J signs shown on the left side of the figure for each control section for bounce, pitch, and roll. This is shown by Furthermore, the "+" and "-" signs shown on the right side of each control section in the figure indicate that each control section controls posture changes. A code opposite to that shown on the left side of the center is given.

すなわちバウンス制御では、左右前側の各車高の加算値
と、左右後側の各車高の加算値とが、それぞれ基準車高
値と一致する方向にＦＤ開制御れ、このときに用いる制
御式を次式（１）に示しである。In other words, in bounce control, the FD opening is controlled in a direction in which the added value of each vehicle height on the left and right front sides and the added value of each vehicle height on the left and right rear sides match the reference vehicle height value, and the control formula used at this time is This is shown in the following equation (1).

ＫＢ１＋　　（Ｔａ２・Ｓ／（１＋ＴＢ２φ５））−Ｋ
Ｈ２・争φ　（１） ＫＢＩ、　ＫＨ２，Ｔａ２：制御ゲイン（定数）Ｓ：演
算子 また、ピッチ制御では、左右前側の各車高の加算値に対
して、左右後側の車高の加算値を減算したものが零とな
る方向にＦＤ開制御れる。さらに、ロール制御では、左
側前後の各車高の加算値と、右側前後の各車高の加算値
とが一致する方向に（目標ロール角となるように）ＦＤ
開制御れる。KB1+ (Ta2・S/(1+TB2φ5))−K
H2・Conflict φ (1) KBI, KH2, Ta2: Control gain (constant) S: Operator Also, in pitch control, the added value of the vehicle height on the left and right rear sides is added to the added value of each vehicle height on the left and right front sides. The FD is controlled to open in the direction in which the value obtained by subtracting the value becomes zero. Furthermore, in roll control, the FD is moved in the direction where the added value of each vehicle height on the left front and rear sides matches the added value of each vehicle height on the right front and rear sides (so that the target roll angle is achieved).
Open control.

上述した３つのＦＤ開制御より得られた各制御値は、そ
れぞれ４つのシリンダ装置１用として求められて、各シ
リンダ装置１用の制御値毎に互いに加算され、最終的に
４つの姿勢制御用の流量信号ＱＸＦＲ−ＱＸＲＬ　トし
て決定される。Each of the control values obtained from the three FD opening controls described above is obtained for each of the four cylinder devices 1, and is added to each other for each control value for each cylinder device 1. Finally, the control values for the four attitude control The flow rate signal QXFR-QXRL is determined.

勿論、Ｌ足ピツチ制御、ロール制御共に、そのＦＤ開制
御ための制御式は、前記（１）　　式の形とされる（た
だし制御ゲインは、ピッチ制御用、ロール制御用のもの
が設定される）。Of course, the control equations for FD opening control for both L-leg pitch control and roll control are in the form of equation (1) above (however, the control gains are set for pitch control and roll control. ).

（２）Ｇ乗心地制Ｗ（Ｇセンサ信号制御）この乗心地制
御は、上記Φでの姿勢制御に起因する乗心地の悪化を防
止することにある。したがって、上記■での３つの姿勢
制御に対応してバウンス、ピッチ、ロールの３つについ
て、Ｊ二Ｔ方向の加速度を抑制するようにそれぞれ、Ｉ
ＰＤ制Ｗ（積分−比例一徹分制御）によるフィートバッ
クル制御が行なわれ、このＩＰＤ制御による制御式を次
の（２）式に示す。(2) G ride comfort control W (G sensor signal control) This ride comfort control is intended to prevent deterioration of ride comfort caused by the posture control at Φ. Therefore, in response to the three attitude controls mentioned in (3) above, for bounce, pitch, and roll, the I
Foot buckle control is performed by PD system W (integral-proportional one-to-one control), and the control equation by this IPD control is shown in the following equation (2).

（ＴＢＳ／　　（１＋ＴＢ３−　　Ｓ）、　　）　　壷
　ＫＢ３＋ＫＢ４＋（Ｔａ２・Ｓ／（１＋ＴＢ３・Ｓ）
）　φ、ＫＢ３拳−５（ツー ５Ｈ２，に日４．ＴＢ３：制御ゲイン（定数）Ｓ：演算
子 ただし、上記（２）式においては、各制御ゲインは、バ
ウンス制御用、ピッチ制御用、ロール制御用としてそれ
ぞれ専用のものが用いられる。(TBS/ (1+TB3- S), ) Jar KB3+KB4+ (Ta2・S/(1+TB3・S)
) φ, KB3 fist-5 (two 5H2, day 4.TB3: control gain (constant) S: operator However, in the above formula (2), each control gain is for bounce control, pitch control, roll Dedicated devices are used for control purposes.

なお、この乗心地制御用のＧセンサは３つしかないので
、ピッチ制御については、前側の上下方向加速度として
、前側左右の各上下方向加速度の相加平均を用いるよう
にしである。また、ロール制御に際しては、前側左右の
上下方向加速度のみを利用して、後側の上下方向加速度
は利用されない。Since there are only three G-sensors for ride comfort control, the arithmetic mean of the front left and right vertical accelerations is used as the front vertical acceleration for pitch control. In addition, during roll control, only the left and right vertical accelerations on the front side are used, and the vertical accelerations on the rear side are not used.

この乗心地制御においても、上述した３つのＩＰＤ制御
により得られた各制御値は、それぞれ４つのシリンダ装
置ｌｌ毎に求められて、各シリンダｌ用の制御値毎に互
いに加算され、最終的に４つの乗心地制御用の流量信号
ＱＧＦＲ−ＱＧＲＬとして決定される。In this ride comfort control as well, each control value obtained by the three IPD controls described above is obtained for each of the four cylinder devices 11, and is added together for each control value for each cylinder 1, and finally It is determined as four flow rate signals QGFR-QGRL for ride quality control.

■ウォーブ制御（圧力信号制Ｗ） つｔ−プ制御は車体Ｂのねじり抑制を行なう制御である
。すなわち、各シリンダ装置１に作用している圧力は各
車輪への荷重に相当するので、この荷重に起因する車体
Ｂのねじりが大きくならないように制御する。■Warb control (pressure signal control W) T-pu control is a control that suppresses torsion of the vehicle body B. That is, since the pressure acting on each cylinder device 1 corresponds to the load on each wheel, control is performed so that the torsion of the vehicle body B due to this load does not become large.

具体的には、車体前側と後側との各々について、左右の
圧力の差と和との比が１となる方向にフィードバック制
御される。そして、重み付は係数ωＦによって車体前曲
側と後側との各ねじれ量の重み付けを与え、また重み付
は係数ωＡによって前記（Ｄと■の各制御に対する重み
付けを与えるようになっている。勿論、このねじり抑制
制御においても、その制御値は、最終的に、４つのシリ
ンダ装Ｒ１毎の流量信号ＱＰＦＲ−ＱＰＲＬ　　（％）
として決定される。Specifically, feedback control is performed in a direction such that the ratio of the difference and the sum of left and right pressures is 1 for each of the front side and rear side of the vehicle body. Then, the weighting is such that a coefficient ωF is used to give a weight to each amount of torsion on the front curve side and the rear side of the vehicle body, and a coefficient ωA is used to give a weight to each control (D and (2)). Of course, even in this torsion suppression control, the control value is ultimately the flow rate signal QPFR-QPRL (%) for each of the four cylinder units R1.
is determined as.

前述のようにして４つのシリンダ装置１毎に決定された
姿勢制御用と、乗心地制御用と、ねじり抑制制御用との
各流量信号は、最終的に加算されて、最終流量信号ＱＦ
Ｒ−ＱＲＬとして決定される。The flow rate signals for attitude control, ride comfort control, and torsion suppression control determined for each of the four cylinder devices 1 as described above are finally added to form a final flow rate signal QF.
It is determined as R-QRL.

■Ｅ述した第４図の説明で用いた制御式の制御ゲインは
、第５図に示すような制御系によって切換制御される。(2) The control gain of the control formula used in the explanation of FIG. 4 mentioned above is switched and controlled by a control system as shown in FIG.

先ず、ステアリングの舵角速度θＮと車速■とを乗算し
、その結果θＸ・■から基準値Ｇ１を演算した値Ｓ１を
旋回判定部に入力する。また、車両の現在の横加速度Ｇ
ｓから基準値Ｇ２を減算した値Ｓ２を旋回判定部に入力
する。そして、旋回判定部にて、入力Ｓ１又はＳ２≧０
の場合には、車両の旋回時と判断して、サスペンション
特性のハード化信号Ｓａを出力して、各液圧シリンダ３
に対する流量制御の追随性を向上すべく、減衰力切換バ
ルブ１０を絞り位置に切換えると共に、上記各比例定数
Ｋｆ（ｉ＝８１〜８４）を各々天領ＫＨａｒｄに設定し
、また目標ロール各ＴＰＯＬＬを予め記憶するマツプか
ら、その時の横加速度Ｇｓに対応する値に設定する。こ
のマツプの一例を。First, the steering angular speed θN and the vehicle speed ■ are multiplied, and a reference value G1 is calculated from the result θX·■, and a value S1 is input to the turning determination section. Also, the current lateral acceleration G of the vehicle
A value S2 obtained by subtracting the reference value G2 from s is input to the turning determination section. Then, in the turning determination section, input S1 or S2≧0
In this case, it is determined that the vehicle is turning, and a suspension characteristic hardening signal Sa is output, and each hydraulic cylinder 3
In order to improve the followability of the flow rate control to A value corresponding to the lateral acceleration Gs at that time is set from the stored map. An example of this map.

第６図に示しである。ちなみに、パッシブサスペンショ
ン車の場合は、第７図に示すように、横Ｇの増大と共に
、ロール角（正ロール）が大きくなる。This is shown in FIG. Incidentally, in the case of a passive suspension vehicle, as shown in FIG. 7, the roll angle (positive roll) increases as the lateral G increases.

一方、旋回判定部で入力ＳＩ及びくＯの場合には、直進
時と判断して、サスペンション特性のソフト化信号ｓｂ
を出力して、減衰力切換バルブｌＯを同位置に切換える
と共に、比例定数Ｋｉを各々通常値Ｋｓｏｆｔに設定し
、また目標ロール角ＴＲ０ＬＬ＝０に設定する。On the other hand, in the case of input SI and kuO in the turning determination section, it is determined that the vehicle is traveling straight, and the suspension characteristic softening signal sb
is output, the damping force switching valve lO is switched to the same position, the proportionality constant Ki is set to the normal value Ksoft, and the target roll angle TR0LL is set to 0.

フローチャート 前述したサスペンション制御用の制御ユニットＵの制御
内容を、第８図に示すフローチャートを参照しつつ説明
するが、以下の説明でＰはステー２プを示す、なお、切
換弁９の制御については省略しである。Flowchart The control contents of the suspension control control unit U described above will be explained with reference to the flowchart shown in FIG. It is omitted.

先ず、第８図において、イグニッションスイッチのＯＮ
によりスタートされて、Ｐｌにおいてシステム全体のイ
ニシャライズが行なわれ、このとき制御弁２６は閉とさ
れる１次いで、Ｐ２において、各センサからの信号が入
力される。First, in Figure 8, turn on the ignition switch.
The entire system is initialized at Pl, and at this time the control valve 26 is closed. Then, at P2, signals from each sensor are input.

Ｐ２の後、Ｐ３において、現在フェイル時であるか否か
が判別される。このＰ３の判別でＮｏのときは、Ｐ４に
おいて、各流量制御弁１５．１９の開閉制御によって、
第４図、第５図についての前述したアクティブ制御がな
される。After P2, in P3, it is determined whether or not it is currently a fail time. When the determination in P3 is No, in P4, by controlling the opening and closing of each flow rate control valve 15.19,
The active control described above with respect to FIGS. 4 and 5 is performed.

Ｐ４の後、Ｐ５において、イグニッションスイッチがＯ
ＦＦされたか否かが判別され、この判別でＮｏのときは
、Ｐ２へ戻る。After P4, at P5, the ignition switch is turned to O.
It is determined whether or not it has been FF, and if the determination is No, the process returns to P2.

上記Ｐ５の判別でＹＥＳのときは、Ｐ６で車高信号が読
込まれた後Ｐ７において、排出用の流量制御弁１５のみ
を醜）ｉｎすることにより、降車等に起因して車高が部
分的に高くなってしまうのが防止される。そして、Ｐ８
において所定時間（実施例では２分）経過するのを待っ
て、Ｐ９において制御弁２６が開かれる。この制御弁２
６の開作動から遅延してパイロット弁１６が閉じられる
ため、流量制御弁１５．１９等からの漏れに起因するそ
の後の車高変化が確実に防止される。If the determination in P5 is YES, the vehicle height signal is read in P6, and then in P7, only the exhaust flow control valve 15 is turned in, so that the vehicle height may be partially lowered due to getting off the vehicle, etc. This prevents it from becoming too high. And P8
After waiting for a predetermined period of time (2 minutes in the embodiment) to elapse, the control valve 26 is opened at P9. This control valve 2
Since the pilot valve 16 is closed with a delay from the opening operation of 6, subsequent changes in vehicle height due to leakage from the flow control valves 15, 19, etc. are reliably prevented.

前記Ｐ３の判別でＹＥＳのときは、Ｐｌｏで後述するパ
ワーステアリング装置用の制御ユニットＵＳに対するフ
ェイル信号が出力された後、Ｐ９へ移行して制御弁２６
が開かれる。なお、フェイル時に車高を低くした状態で
車高維持を行なうには、Ｐ９において制御弁２６を開い
てからパイロット弁１６が閉じるまでの遅延時間の間に
、全ての流量制御弁１５．１６を開く処理（最大流量と
なるように開く）を行なえばよい。When the determination in P3 is YES, a fail signal is output to the control unit US for the power steering device, which will be described later, in Plo, and then the process moves to P9 and the control valve 26 is
will be held. In addition, in order to maintain the vehicle height with the vehicle height lowered in the event of a failure, all flow rate control valves 15 and 16 must be closed during the delay time from opening the control valve 26 to closing the pilot valve 16 in P9. What is necessary is to perform an opening process (opening to reach the maximum flow rate).

なお、Ｐ３でのフェイルであるか否かの判定は１種々の
態様５例えば制御ユニッ）Ｕが故障したような場合をも
含めることができるが、本発明では、フェイルによって
ロール角が増大するような傾向となる故障が検出される
６例えば、センサ５２で検出される各シリンダ装置ｌ内
の圧力が所定値以下となったとき（異常低下）や、セン
サ５３で検出されるアキュムレータ２２（２４）の圧力
が所定値以下となった場合などが考えられる。Note that the determination of whether or not there is a fail at P3 can be carried out in various ways including cases where the control unit (U) has failed, but in the present invention, the roll angle is increased due to the fail. For example, when the pressure inside each cylinder device l detected by the sensor 52 falls below a predetermined value (abnormal decrease), or when the pressure in the accumulator 22 (24) detected by the sensor 53 is detected. A case may be considered in which the pressure of

パワーステアリング装置 さて２次に第９図、第１０図を参照しつつ、パワーステ
アリング装置について説明する。Power Steering Device Next, the power steering device will be explained with reference to FIGS. 9 and 10.

パワーステアリング装置ｐは、前輪転舵機構のりレーロ
ッド７１に対して付設されたシリンダ装置７２を備え、
そのシリンダ７２ａが車体に固定される一方、該シリン
ダ７２ａ内を２室７２ｂ、７２ｃに画成するピストン７
２ｄが、リレーロッド７１に一体化されている。このシ
リング７２ａ内の２室７２ｂ、７２ｃは、配管７３ある
いは７４を介して、ステアリング機構Ｃのシャフト７５
に設けた回転型のコントロールバルブ７６に接続されて
いる。このコントロールバルブ７６は、オイルポンプ７
７の吐出側より伸びる配管７８、およびリザーバタンク
７９へ連なる配管８０が接続されている。The power steering device p includes a cylinder device 72 attached to a front wheel steering mechanism steering rod 71,
The cylinder 72a is fixed to the vehicle body, and the piston 7 defines the inside of the cylinder 72a into two chambers 72b and 72c.
2d is integrated into the relay rod 71. The two chambers 72b and 72c within this sill 72a are connected to the shaft 75 of the steering mechanism C via piping 73 or 74.
It is connected to a rotary control valve 76 provided in the main body. This control valve 76 is connected to the oil pump 7
A pipe 78 extending from the discharge side of the tank 7 and a pipe 80 leading to a reservoir tank 79 are connected.

ＳＪ記コントロールバルブ７６の詳細を、第１０図に示
しである。このコントロールバルブ７６は、既知のよう
に２切換バルブ８１と反力機構８２とを有する。切換バ
ルブ８１は、ハンドル（第９図参照）８３の回転方向に
応じて、前記シリンダ装２！７２の７２ｂ、７２ｃのう
ちいずれかに圧油を供給するかを決定する。Details of the SJ control valve 76 are shown in FIG. 10. This control valve 76 has a two-switching valve 81 and a reaction force mechanism 82 as is known. The switching valve 81 determines which one of the cylinder units 72b and 72c is to be supplied with pressure oil, depending on the direction of rotation of the handle 83 (see FIG. 9).

また２反力機構８２は、配管７８より分岐されて配管８
４に連なる反力室８２ａと、この反力室８２ａ内の圧力
を受けて押圧されるピストン８２ｂとを有し、反力室８
２ａ内の圧力が大きいほど、ハンドル８３を回転させる
のに要する力を大きくする（ハンドル８３に連係された
トーションバーに対する拘束力を大きくしてアシスト力
を小さくする）、また、上記配管８４からは、リリーフ
用の配管８０に連なる分岐管８４ａが分岐されている。Further, the two reaction force mechanisms 82 are branched from the piping 78 and the piping 8
4, and a piston 82b that is pressed by the pressure within the reaction chamber 82a.
The greater the pressure inside 2a, the greater the force required to rotate the handle 83 (the restraining force on the torsion bar linked to the handle 83 is increased to reduce the assisting force). , a branch pipe 84a connected to the relief pipe 80 is branched.

そして、配管８４．８４ａには、互いに連動した反力圧
可変手段を構成する可変絞り８５．８６が接続されてい
る。Variable throttles 85 and 86, which constitute mutually interlocked reaction pressure variable means, are connected to the pipes 84 and 84a.

上記可変絞り８５と８６とは、一方の開度が大きくなる
と他方の開度が小さくなるように設定されている。そし
て、この可変絞り８５．８６は、車速感応型とされ、車
速が零から大きくなるにつれて、絞り８５の開度は零か
ら大きくされていく（可変絞り８６は最大開度から小さ
くされていく）、これにより１反力室８２ａの圧力（反
力圧）は、車速が大きくなるにつれ大きくされる。The variable apertures 85 and 86 are set so that when the opening degree of one becomes large, the opening degree of the other becomes small. The variable apertures 85 and 86 are of a vehicle speed sensitive type, and as the vehicle speed increases from zero, the opening degree of the aperture 85 is increased from zero (the variable aperture 86 is decreased from the maximum opening degree). As a result, the pressure (reaction pressure) in the first reaction force chamber 82a increases as the vehicle speed increases.

このような車速感応型の反力圧特性の一例（正常時用）
を第１１図α線で示しである。なお、前記転舵機構はい
わゆるラックアンドビニオン式とされている。すなわち
、ハンドル８３により回転されるシャフト７５に設けた
ビニオン９１が、リレーロッド７１に形成されたラック
９゛２に噛合されている。An example of reaction pressure characteristics of such a vehicle speed sensitive type (for normal conditions)
is shown by the α line in Figure 11. Note that the steering mechanism is of a so-called rack-and-binion type. That is, a pinion 91 provided on the shaft 75 rotated by the handle 83 is engaged with a rack 9'2 formed on the relay rod 71.

上記反力圧調整手段としての絞り８４．８５は、制御ユ
ニットＵＳによって制御される（第９図、第１０図参照
）、勿論、この制御ユニットＵＳには、車速を検出する
センサ６１からの信号および制御ユニットＵからのフェ
イル信号が入力される。The throttles 84 and 85 as the reaction pressure adjusting means are controlled by the control unit US (see FIGS. 9 and 10). Of course, the control unit US receives a signal from the sensor 61 that detects the vehicle speed. and a fail signal from the control unit U.

パワーアシスト　の制御 制御ユニットＵＳによるパワーアシスト力の制御は、基
本的には、前述したように、ＷＩｊ１１図α線で示すよ
うにして行われる。ただし、制御ユニッ）Ｕからアクチ
ブサスペンション装置が故障した旨の信号、すなわち、
第８図のＰＩＯでのフェイル信号を受けたときは、第１
１図のβ線またはγ線のように、反力特性が変更される
勿論、β線がアシスト力を低減する場合であり、γ線が
アシスト力を増大させる場合である。Control of power assist The control of the power assist force by the control unit US is basically performed as described above, as shown by the line α in FIG. WIj11. However, a signal from the control unit (U) indicating that the active suspension device has failed, that is,
When a fail signal is received at the PIO in Figure 8, the first
As with the β rays or γ rays in FIG. 1, the reaction force characteristics are of course changed, and the β rays reduce the assist force, and the γ rays increase the assist force.

上記制御ユニツ）ＵＳの制御内容を示すフローチャート
が、第１２図である。FIG. 12 is a flowchart showing the control details of the control unit (US).

先ず、Ｐ２１において、車速信号の読込みとフェイル信
号の有無とが読込まれる０次いで、Ｐ２２において、フ
ェイル信号が有るか否かが判別される。このＰ２２の判
Ｈ１１でＮＯのときは、アクティブサスペンション装置
が正常に作動しているとぎなので、Ｐ２３において、第
１１図のα線に基づく反力特性となるように可変絞り８
５．８６が制御される。逆に、Ｐ２２の判別でＹＥＳの
ときは、第１１図のβ線またはγ線に基づく反力特性と
なるように可変絞り８５．８６が制御される（β線ある
いはγ線とするかはあらかじめ決定されている）。First, in P21, the vehicle speed signal and the presence or absence of a fail signal are read.Next, in P22, it is determined whether or not there is a fail signal. If the result of test H11 in P22 is NO, it means that the active suspension device is operating normally. Therefore, in P23, adjust the variable aperture 8 to obtain the reaction force characteristic based on the alpha rays in Fig. 11.
5.86 is controlled. Conversely, if the determination in P22 is YES, the variable apertures 85 and 86 are controlled so as to have the reaction force characteristics based on β-rays or γ-rays as shown in FIG. (determined).

（発明の効果） 本発明は以上述べたことから明らかなように。(Effect of the invention) As is clear from the above description, the present invention has been made.

特許請求の範囲第１項のような構成とすることにより、
アクティブサスペンション装置が故障したときにはハン
ドル操作に大きな力を要するようにして、急激なハンド
ル操作されること、すなわち極端に大きなロールを発生
させるような運転が行われることを未然に防止すること
ができる。By having the structure as set forth in claim 1,
When the active suspension device fails, a large force is required to operate the steering wheel, thereby preventing sudden steering operation, that is, driving that would cause extremely large roll.

また、特許請求の範囲第２項に記載したような構成とす
ることにより、アクティブサスペンション装置が故障し
たときは、正常時と同じようなヨーレートの発生態様と
して、運転者に違和感を感じさせないようにすることが
できる。Furthermore, by adopting the configuration as described in claim 2, when the active suspension system malfunctions, the yaw rate is generated in the same way as when it is normal, so that the driver does not feel any discomfort. can do.

なお、上記両方の場合共に、アクティブサスペンション
装置が故障したときにはハンドル操作に要する力が変更
されるので、アクティブサスペンション装置が故障した
ということをこのハンドル操作によっても知ることがで
きる。In both of the above cases, when the active suspension device fails, the force required to operate the steering wheel is changed, so that it can be known from the steering wheel operation that the active suspension device has failed.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１［ｇはアクティブサスペンション装との作動液回路
の一例を示す図。 第２図は第り図中のパイロット弁の一例を示す断面図。 第３図は＠１図に示す回路の制御系統を示す図。 第４図、第５図はアクティブ制御を行なうための一例を
示す全体系統図。 第６図はアクティブサスペンション車におけるロール特
性の一例を示す図。 第７図はパッシブサスペンション車におけるロール特性
の一例を示す図。 第８図はアクティブ制御の一例を示すフローチャート。 第９図はパワーステアリング装置の全体系統を示す図。 第１０図は第９図に示すコントロールバルブの一例を示
す図。 第１１図はパワーステアリング装置における反力圧（パ
ワーアシスト力）の特性を示す図。 第１２図はパワーステアリング装置の制御例を示すフロ
ーチャート。 第１３図、第１４図は本発明の構成をブロック図的に示
す図。 Ｕ：制御ユニット（サスペンション用）ＵＳＳ開制御ユ
ニットパワーステアリング用）ＩＦＲ〜ＩＲＬニジリン
ダ装置 ５：液室 １５．１９：流量調整弁 Ｐ：パワーステアリング装置 ７６：コントロールバルブ ８２：反力機構1. [g is a diagram showing an example of a hydraulic fluid circuit with an active suspension system. FIG. 2 is a sectional view showing an example of the pilot valve in FIG. FIG. 3 is a diagram showing a control system of the circuit shown in FIG. FIGS. 4 and 5 are overall system diagrams showing an example of active control. FIG. 6 is a diagram showing an example of roll characteristics in an active suspension vehicle. FIG. 7 is a diagram showing an example of roll characteristics in a passive suspension vehicle. FIG. 8 is a flowchart showing an example of active control. FIG. 9 is a diagram showing the entire system of the power steering device. FIG. 10 is a diagram showing an example of the control valve shown in FIG. 9. FIG. 11 is a diagram showing the characteristics of reaction pressure (power assist force) in the power steering device. FIG. 12 is a flowchart showing an example of control of the power steering device. FIGS. 13 and 14 are block diagrams showing the configuration of the present invention. U: Control unit (for suspension) USS open control unit (for power steering) IFR to IRL Nijilinda device 5: Liquid chamber 15.19: Flow rate adjustment valve P: Power steering device 76: Control valve 82: Reaction force mechanism

Claims (2)

【特許請求の範囲】[Claims] （１）ばね上重量とばね下重量との間に架設されたシリ
ンダ装置を備え、該シリンダ装置に対する作動液の給排
を制御することにより車体の姿勢制御を行なうアクティ
ブサスペンションとされた車両のサスペンション装置に
おいて、 アクティブサスペンション装置の故障を検出する故障検
出手段と、 ハンドル操作力を倍力するパワーステアリング装置と、 前記故障検出手段によりアクティブサスペンション装置
の故障が検出されたとき、前記パワーステアリング装置
のアシスト力を低減させるアシスト力低減手段と、 を備えていることを特徴とする車両のサスペンション装
置。(1) Suspension of a vehicle with an active suspension that includes a cylinder device installed between sprung weight and unsprung weight, and controls the attitude of the vehicle body by controlling the supply and discharge of hydraulic fluid to the cylinder device. The device includes: a failure detection means for detecting failure of the active suspension device; a power steering device for boosting steering force; and when a failure of the active suspension device is detected by the failure detection means, assisting the power steering device. A suspension device for a vehicle, comprising: an assist force reduction means for reducing force; （２）ばね上重量とばね下重量との間に架設されたシリ
ンダ装置を備え、該シリンダ装置に対する作動液の給排
を制御することにより車体の姿勢制御を行なうアクティ
ブサスペンションとされた車両のサスペンション装置に
おいて、 アクティブサスペンション装置の故障を検出する故障検
出手段と、 ハンドル操作力を倍力するパワーステアリング装置と、 前記故障検出手段によりアクティブサスペンション装置
の故障が検出されたとき、前記パワーステアリング装置
のアシスト力を増大させるアシスト力増大手段と、 を備えていることを特徴とする車両のサスペンション装
置。(2) Suspension of a vehicle with an active suspension that includes a cylinder device installed between sprung weight and unsprung weight and controls the attitude of the vehicle body by controlling the supply and discharge of hydraulic fluid to the cylinder device. The device includes: a failure detection means for detecting failure of the active suspension device; a power steering device for boosting steering force; and when a failure of the active suspension device is detected by the failure detection means, assisting the power steering device. A suspension device for a vehicle, comprising: an assist force increasing means for increasing force;