JPH02208108A - 能動型サスペンション - Google Patents
能動型サスペンションInfo
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- JPH02208108A JPH02208108A JP2789989A JP2789989A JPH02208108A JP H02208108 A JPH02208108 A JP H02208108A JP 2789989 A JP2789989 A JP 2789989A JP 2789989 A JP2789989 A JP 2789989A JP H02208108 A JPH02208108 A JP H02208108A
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- spring
- sprung mass
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Landscapes
- Vehicle Body Suspensions (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
この発明は、車両用の能動型サスペンションに係り、と
くに、車体と車輪との間に、車体支持用のスプリングと
、車体・車輪間の伸縮速度に対応した減衰力を発生する
ショックアブソーバとを併設し、その減衰力を制御する
ようにした能動型サスペンションに関する。
くに、車体と車輪との間に、車体支持用のスプリングと
、車体・車輪間の伸縮速度に対応した減衰力を発生する
ショックアブソーバとを併設し、その減衰力を制御する
ようにした能動型サスペンションに関する。
従来の能動型サスペンションとしては、例えば本出願人
が既に提案している特開昭60−213512号公報記
載のものがある。
が既に提案している特開昭60−213512号公報記
載のものがある。
この従来例は、車両のバネ上及びバネ下間に、スプリン
グ及び振動吸収用ショックアブソーバを併設すると共に
、バネ上及びバネ下間の相対変位若しくは車両姿勢の変
化を検出する検出器と、この検出器の検出信号によって
ショックアブソーバの減衰特性を制御するコントローラ
とを具備している。具体的には、ショックアブソーバは
、作動液を充填したシリンダと、このシリンダ内部の上
部液室及び下部液室に隔成するピストンと、上部液室と
下部液室とを連通ずる管路と、この管路の中途に介装し
た弾性体容器又は固定オリフィス若しくは設定差圧以上
で作動するリリーフ弁などで成る減衰力発生手段とを具
備している。更に、前記上部液室と下部液室とを連通ず
る別体の管路を設け、この管路の途中部にポンプを配設
し、このポンプの回転を前記コントローラからの制御信
号により制御して、管路内液体に圧力差を発生させるよ
うになっている。これによって、路面側から入力する、
比較的低周波数であるバネ上共振周波数域付近の振動入
力に対しては、乗心地を良くするするために、意図的に
減衰力を発生させないで、比較的高周波数であるバネ上
共振周波数域付近の振動入力に対しては、減衰力発生手
段が効くようにしている。
グ及び振動吸収用ショックアブソーバを併設すると共に
、バネ上及びバネ下間の相対変位若しくは車両姿勢の変
化を検出する検出器と、この検出器の検出信号によって
ショックアブソーバの減衰特性を制御するコントローラ
とを具備している。具体的には、ショックアブソーバは
、作動液を充填したシリンダと、このシリンダ内部の上
部液室及び下部液室に隔成するピストンと、上部液室と
下部液室とを連通ずる管路と、この管路の中途に介装し
た弾性体容器又は固定オリフィス若しくは設定差圧以上
で作動するリリーフ弁などで成る減衰力発生手段とを具
備している。更に、前記上部液室と下部液室とを連通ず
る別体の管路を設け、この管路の途中部にポンプを配設
し、このポンプの回転を前記コントローラからの制御信
号により制御して、管路内液体に圧力差を発生させるよ
うになっている。これによって、路面側から入力する、
比較的低周波数であるバネ上共振周波数域付近の振動入
力に対しては、乗心地を良くするするために、意図的に
減衰力を発生させないで、比較的高周波数であるバネ上
共振周波数域付近の振動入力に対しては、減衰力発生手
段が効くようにしている。
しかしながら、上記従来の能動型サスペンションにあっ
ては、バネ上共振域付近の振動入力に対する減衰は電動
ポンプの発生圧力のみに依存していること、及び、サス
ペンションの相対速度に応じた減衰力を発生させてバネ
上共振を減衰させるとなっていたため、バネ上共振を減
衰させるのに大きなパワーが必要になり、これに対処す
るためにモータの重量増及び大形化を招来し、これがた
め、車両用サスペンションとしては不向きであるという
未解決の問題があり、一方で、仮に車両に搭載したとし
ても、アクティブ減衰制御を行っている割にはバネ上共
振の減衰効果が小さいという未解決の問題もあった。
ては、バネ上共振域付近の振動入力に対する減衰は電動
ポンプの発生圧力のみに依存していること、及び、サス
ペンションの相対速度に応じた減衰力を発生させてバネ
上共振を減衰させるとなっていたため、バネ上共振を減
衰させるのに大きなパワーが必要になり、これに対処す
るためにモータの重量増及び大形化を招来し、これがた
め、車両用サスペンションとしては不向きであるという
未解決の問題があり、一方で、仮に車両に搭載したとし
ても、アクティブ減衰制御を行っている割にはバネ上共
振の減衰効果が小さいという未解決の問題もあった。
この発明は、このような未解決の問題に着目してなされ
たもので、バネ上共振域の振動入力に対する減衰力制御
を、より少ないパワーで且づ効率的に行うようにするこ
とを、その解決しようとする課題とする。
たもので、バネ上共振域の振動入力に対する減衰力制御
を、より少ないパワーで且づ効率的に行うようにするこ
とを、その解決しようとする課題とする。
上記目的を達成するため、請求項(1)記載の発明は、
車両のバネ上及び各バネ下間に、バネ上を支持するスプ
リングと、一定の減衰定数を有して当該バネ上・バネ下
間の伸縮速度に対応した減衰力を発生するショックアブ
ソーバとを夫々併設し、バネ上の各種揺動を検出するバ
ネ上揺動検出手段と、このバネ上揺動検出手段の検出値
に基づいてバネ上の揺動を抑制する指令信号を求める揺
動制御手段と、この揺動制御手段の出力する指令信号に
応じて回転駆動し且つ前記ショックアブソーバのシリン
ダ室内又は該シリンダ室に連通した位置に配設したポン
プとを具備している。
車両のバネ上及び各バネ下間に、バネ上を支持するスプ
リングと、一定の減衰定数を有して当該バネ上・バネ下
間の伸縮速度に対応した減衰力を発生するショックアブ
ソーバとを夫々併設し、バネ上の各種揺動を検出するバ
ネ上揺動検出手段と、このバネ上揺動検出手段の検出値
に基づいてバネ上の揺動を抑制する指令信号を求める揺
動制御手段と、この揺動制御手段の出力する指令信号に
応じて回転駆動し且つ前記ショックアブソーバのシリン
ダ室内又は該シリンダ室に連通した位置に配設したポン
プとを具備している。
請求項(2)記載の発明は、請求項(1)記載のバネ上
揺動検出手段を、バネ上の上下加速度を検出する手段と
し、揺動制御手段を、当該上下加速度検出値に基づくバ
ネ上の上下方向絶対速度に応じた指令信号を求める手段
としている。
揺動検出手段を、バネ上の上下加速度を検出する手段と
し、揺動制御手段を、当該上下加速度検出値に基づくバ
ネ上の上下方向絶対速度に応じた指令信号を求める手段
としている。
請求項(3)及び(4)記載の発明は、請求項(1)記
載のバネ上揺動検出手段を、バネ上の前後加速度及び横
加速度を夫々検出する手段とし、揺動制御手段は、当該
検出値に基づき前後方向及び横方向の揺動を抑制する指
令信号を夫々求める手段としている。
載のバネ上揺動検出手段を、バネ上の前後加速度及び横
加速度を夫々検出する手段とし、揺動制御手段は、当該
検出値に基づき前後方向及び横方向の揺動を抑制する指
令信号を夫々求める手段としている。
また、請求項(5)記載の発明は、請求項(1)記載の
構成で、ショックアブソーバを、バネ下又はバネ上側に
連結したシリンダと、このシリンダ内を上下移動し且つ
上下に連通ずる連通孔が形成されたピストンと、このピ
ストンとバネ上又はバネ下側を連結するロッドと、前記
シリンダ内に一体装備又は該シリンダに連通させて別体
装備したガス室と、このガス室と前記シリンダ室との間
に設けた絞りとを有して構成し、前記絞り及びピストン
間にポンプを配設した構造としている。
構成で、ショックアブソーバを、バネ下又はバネ上側に
連結したシリンダと、このシリンダ内を上下移動し且つ
上下に連通ずる連通孔が形成されたピストンと、このピ
ストンとバネ上又はバネ下側を連結するロッドと、前記
シリンダ内に一体装備又は該シリンダに連通させて別体
装備したガス室と、このガス室と前記シリンダ室との間
に設けた絞りとを有して構成し、前記絞り及びピストン
間にポンプを配設した構造としている。
更に、請求項(6)記載の発明は、車両のバネ上及び各
バネ下間に、バネ上を支持するスプリングと、一定の減
衰定数を有して当該バネ上・バネ下間の伸縮速度に対応
した減衰力を発生するショックアブソーバとを夫々併設
し、バネ上、バネ下間の相対変位量を検出する相対変位
量検出手段と、この相対変位量検出手段の検出値に負の
ゲインを乗じた値に基づく指令信号を求める揺動制御手
段と、この揺動制御手段の出力する指令信号に応じて回
転駆動し前記ショックアブソーバのシリンダ室内又は該
シリンダ室に連通した位置に配設したポンプとを各輪毎
に具備している。
バネ下間に、バネ上を支持するスプリングと、一定の減
衰定数を有して当該バネ上・バネ下間の伸縮速度に対応
した減衰力を発生するショックアブソーバとを夫々併設
し、バネ上、バネ下間の相対変位量を検出する相対変位
量検出手段と、この相対変位量検出手段の検出値に負の
ゲインを乗じた値に基づく指令信号を求める揺動制御手
段と、この揺動制御手段の出力する指令信号に応じて回
転駆動し前記ショックアブソーバのシリンダ室内又は該
シリンダ室に連通した位置に配設したポンプとを各輪毎
に具備している。
請求項(1)記載の発明では、バネ上の揺動がバネ上揺
動検出手段により検出され、その検出値に基づいて、揺
動制御手段がポンプに指令信号を送る。
動検出手段により検出され、その検出値に基づいて、揺
動制御手段がポンプに指令信号を送る。
これにより、ポンプが指令方向に指令速度で回転すると
、その回転駆動状態に対応した圧力差が発生し、この差
圧がピストンの上下動を調整するするので、車体の揺動
も抑制され、バネ上共振が防止される。つまり、ショッ
クアブソーバで発生する減衰力ではカバーできなくなり
、車体が揺動すると、その揺動分をアクティブに抑制す
るスカイフッタダンパーが等価的に構成され、このスカ
イフッタダンパー及びショックアブソーバにより姿勢制
御が共同してなされる。一方、バネ下共振域に対応する
入力振動は、シ、=1.ツタアブソーバが発生する減衰
力によって減衰される。
、その回転駆動状態に対応した圧力差が発生し、この差
圧がピストンの上下動を調整するするので、車体の揺動
も抑制され、バネ上共振が防止される。つまり、ショッ
クアブソーバで発生する減衰力ではカバーできなくなり
、車体が揺動すると、その揺動分をアクティブに抑制す
るスカイフッタダンパーが等価的に構成され、このスカ
イフッタダンパー及びショックアブソーバにより姿勢制
御が共同してなされる。一方、バネ下共振域に対応する
入力振動は、シ、=1.ツタアブソーバが発生する減衰
力によって減衰される。
また、請求項(2)記載の発明では、とくに、車体上の
上下方向の振動が的確に減衰される。請求項(3)及び
(4)記載の発明では、とくに、車体のロール及びスカ
ット・ノーズダイブが夫々的確に抑制される。
上下方向の振動が的確に減衰される。請求項(3)及び
(4)記載の発明では、とくに、車体のロール及びスカ
ット・ノーズダイブが夫々的確に抑制される。
さらに、請求項(5)記載の発明では、と(に、ショッ
クアブソーバのシリンダ室の作動流体は、ピストンの上
下室を連通孔を介してフリーに流通するので、ピストン
の上下動した場合、ロッドの伸縮量に比例した分の作動
流体が、絞りを介してガス室との間で流通し、絞りにお
いて伸縮速度に応じた減衰力を発生する。
クアブソーバのシリンダ室の作動流体は、ピストンの上
下室を連通孔を介してフリーに流通するので、ピストン
の上下動した場合、ロッドの伸縮量に比例した分の作動
流体が、絞りを介してガス室との間で流通し、絞りにお
いて伸縮速度に応じた減衰力を発生する。
さらにまた、請求項(6)記載の発明では、揺動制御手
段は、相対変位量検出手段の検出値に負のゲインを乗じ
た値に基づく指令信号をポンプに送り、ポンプを駆動す
る。このポンプの駆動による圧力差はピストンの動きを
、相対変位量に応じた負のバネ力を発生するように規制
する。このため、スプリングのバネ力が等価的に弱めら
れるから、バネ上共振点が大幅に低くなり且つ共振点ピ
ークが非常に小さいものとなるので、車体への振動伝達
率が殆ど増加することはない。一方、バネ下共振域に対
応する入力振動は、ショックアブソーバが発生する減衰
力によって減衰される。
段は、相対変位量検出手段の検出値に負のゲインを乗じ
た値に基づく指令信号をポンプに送り、ポンプを駆動す
る。このポンプの駆動による圧力差はピストンの動きを
、相対変位量に応じた負のバネ力を発生するように規制
する。このため、スプリングのバネ力が等価的に弱めら
れるから、バネ上共振点が大幅に低くなり且つ共振点ピ
ークが非常に小さいものとなるので、車体への振動伝達
率が殆ど増加することはない。一方、バネ下共振域に対
応する入力振動は、ショックアブソーバが発生する減衰
力によって減衰される。
(第1実施例)
以下、この発明の第1実施例を第1図乃至第5図に基づ
き説明する。
き説明する。
第1図は、この第1実施例に係る能動型サスペンシラン
を、独立制御に係る任意−輪について示す構成図である
。同図において、2は車体、4は車輪、6は能動型サス
ペンションである。
を、独立制御に係る任意−輪について示す構成図である
。同図において、2は車体、4は車輪、6は能動型サス
ペンションである。
能動型サスペンション6は、車体2及び車輪4間に並列
に介装した、荷重支持用のコイルスプリング8及び減衰
力発生用のショックアブソーバ10と、ショックアブソ
ーバ10内に設けた軸流ポンプ12と、車体2の所定位
置に固設され且つ回転軸が軸流ポンプ12に連結された
電動モータ14とを有するとともに、車体の所定位置に
固設されたバネ上揺動検出手段としての上下加速度セン
サ16と、このセンサ16の検出信号に基づき前記電動
モータ14の回転を制御する揺動制御手段18とを有し
ている。
に介装した、荷重支持用のコイルスプリング8及び減衰
力発生用のショックアブソーバ10と、ショックアブソ
ーバ10内に設けた軸流ポンプ12と、車体2の所定位
置に固設され且つ回転軸が軸流ポンプ12に連結された
電動モータ14とを有するとともに、車体の所定位置に
固設されたバネ上揺動検出手段としての上下加速度セン
サ16と、このセンサ16の検出信号に基づき前記電動
モータ14の回転を制御する揺動制御手段18とを有し
ている。
前記ショックアブソーバ10は本実施例では、ガス室付
きショックアブソーバの構成を採っている。具体的には
、図示の如く、車体2側に固定したシリンダ10aと、
このシリンダ10a内を上下自在に移動可能であって、
シリンダ室を上下に隔成して上室U、上下室を形成する
ピストン10bと、このピストン10b及び車輪4側に
両端を固定したピストンロッド10c (ロッド面積S
)と、シリンダ10aとは別体に設は且つ所定圧のガス
を封入したガス室10dと、このガス室lOd及びシリ
ンダ上室Uとを連通する管路10eと、この管路10e
の途中に挿入した減衰力発生用の絞り10f (減衰定
数C)とから成る。前記ピストン10bには、シリンダ
lOaの上室U及び下室りを連通させる連通孔Aが形成
してあり、これにより、作動油が上室U、上下室間でフ
リーに往来できる。このため、ピストン10bの有効面
積は、ピストンロッド10cの断面積Sに等しくなる。
きショックアブソーバの構成を採っている。具体的には
、図示の如く、車体2側に固定したシリンダ10aと、
このシリンダ10a内を上下自在に移動可能であって、
シリンダ室を上下に隔成して上室U、上下室を形成する
ピストン10bと、このピストン10b及び車輪4側に
両端を固定したピストンロッド10c (ロッド面積S
)と、シリンダ10aとは別体に設は且つ所定圧のガス
を封入したガス室10dと、このガス室lOd及びシリ
ンダ上室Uとを連通する管路10eと、この管路10e
の途中に挿入した減衰力発生用の絞り10f (減衰定
数C)とから成る。前記ピストン10bには、シリンダ
lOaの上室U及び下室りを連通させる連通孔Aが形成
してあり、これにより、作動油が上室U、上下室間でフ
リーに往来できる。このため、ピストン10bの有効面
積は、ピストンロッド10cの断面積Sに等しくなる。
このため、路面の凹凸等によって車輪4が上下に振動す
ると、ピストンワンド10C1即ちピストン10bが上
下に変位する。これにより、ピストンロッド10cの伸
縮量の8倍の作動油が絞り10fを介してガス室10d
に出入りすることから、絞り10fで差圧が生じて減衰
力が生じる。
ると、ピストンワンド10C1即ちピストン10bが上
下に変位する。これにより、ピストンロッド10cの伸
縮量の8倍の作動油が絞り10fを介してガス室10d
に出入りすることから、絞り10fで差圧が生じて減衰
力が生じる。
この減衰力特性は、第2図に示すようになり、振動入力
の周波数に依らず一定になる。
の周波数に依らず一定になる。
また、前記軸流ポンプ12は、図示の如(、シリンダ上
室U内に設けられており、その回転軸が電動モータ14
の回転軸に直結されている。この軸流ポンプ12及び電
動モータ14は、本実施例では電動式のポンプを構成し
ている。
室U内に設けられており、その回転軸が電動モータ14
の回転軸に直結されている。この軸流ポンプ12及び電
動モータ14は、本実施例では電動式のポンプを構成し
ている。
さらに、前記上下加速度センサ16は、車体の上下方向
の加速度を検知し、これに応じた加速度信号S[2を揺
動制御手段18に出力するようになっている。
の加速度を検知し、これに応じた加速度信号S[2を揺
動制御手段18に出力するようになっている。
揺動制御手段18は、コントローラ20と、ドライバ2
2と、オルタネータ24とを含んで構成されている。コ
ントローラ20は、入力する上下加速度検出信号Mtを
受けて、*z= CaSMtdtなる積分演算を実施
し、車体の上下方向絶対速度に対応した信号大2をドラ
イバ22に出力する。
2と、オルタネータ24とを含んで構成されている。コ
ントローラ20は、入力する上下加速度検出信号Mtを
受けて、*z= CaSMtdtなる積分演算を実施
し、車体の上下方向絶対速度に対応した信号大2をドラ
イバ22に出力する。
ドライバ22は、演算された絶対速度信号*2に応じた
モータ駆動信号SS(指令信号)をモータ14に出力す
る。オルタネータ24は、ドライバ22などに電力を供
給するものである。
モータ駆動信号SS(指令信号)をモータ14に出力す
る。オルタネータ24は、ドライバ22などに電力を供
給するものである。
次に、上記実施例の動作を説明する。
いま、車両が平坦な良路を一定速度で直進しているとす
る。この走行状態では、路面側からの振動入力も無いの
で、車体2の上下変位も生じることがない、そこで、上
下加速度センサ16の検出信号S1g=0であるから、
上下加速度センサ2=0となり、モータ駆動信号SSも
零となって、モータ14は回転しない、このため、軸流
ポンプ12も非回転状態であるから、その両端の圧力差
が零となるから、車体はスプリング8によって定まる一
定車高値のフラットな姿勢をとる。
る。この走行状態では、路面側からの振動入力も無いの
で、車体2の上下変位も生じることがない、そこで、上
下加速度センサ16の検出信号S1g=0であるから、
上下加速度センサ2=0となり、モータ駆動信号SSも
零となって、モータ14は回転しない、このため、軸流
ポンプ12も非回転状態であるから、その両端の圧力差
が零となるから、車体はスプリング8によって定まる一
定車高値のフラットな姿勢をとる。
さらに、車両が上述の定速直進状態から比較的細かな凹
凸のある路面を走行し、これによりバネ下共振域付近の
高周波数(例えば5Hz−10Hz)の振動が路面側か
らサスペンション6に入力したとする。この振動入力に
よりピストン10bが上下に微動し、この微動に応じた
少量の作動油が絞り10fを介してシリンダ上室、下室
U、 L及びガス室10dとの間で往来する。このと
き、絞り10fでは振動入力に対する減衰力が発生し、
路面側からの振動が車体2に伝達するのを的確に防止す
るので、路面側から伝わるゴツゴツ感が減少し、良好な
乗心地を確保できる。
凸のある路面を走行し、これによりバネ下共振域付近の
高周波数(例えば5Hz−10Hz)の振動が路面側か
らサスペンション6に入力したとする。この振動入力に
よりピストン10bが上下に微動し、この微動に応じた
少量の作動油が絞り10fを介してシリンダ上室、下室
U、 L及びガス室10dとの間で往来する。このと
き、絞り10fでは振動入力に対する減衰力が発生し、
路面側からの振動が車体2に伝達するのを的確に防止す
るので、路面側から伝わるゴツゴツ感が減少し、良好な
乗心地を確保できる。
さらに、車両が低周波の大振幅が連続するうねり路や大
悪路を通過し、これによりバネ上共振域付近の比較的低
周波数(例えばH&)の振動入力があったとする。これ
により、ピストン10bが低速で大きく上下に変位する
から、この変位に応じた大流量の作動油がガス室10d
との間で前述と同様に往来し、絞り10fで減衰力を発
生する。
悪路を通過し、これによりバネ上共振域付近の比較的低
周波数(例えばH&)の振動入力があったとする。これ
により、ピストン10bが低速で大きく上下に変位する
から、この変位に応じた大流量の作動油がガス室10d
との間で前述と同様に往来し、絞り10fで減衰力を発
生する。
しかし、この走行状態では、振幅によっては、振動入力
の上下変位が大きいために、絞りlOfで発生する減衰
力だけでは振動を吸収しきれず、遂に車体2も上下に変
位する場合がある。
の上下変位が大きいために、絞りlOfで発生する減衰
力だけでは振動を吸収しきれず、遂に車体2も上下に変
位する場合がある。
このように車体2が上下動する事態に至ると、上下加速
度センサ16が、かかる上下動に伴う上下加速度を検出
し、その検出信号!3をコントローラ20に出力する。
度センサ16が、かかる上下動に伴う上下加速度を検出
し、その検出信号!3をコントローラ20に出力する。
そして、コントローラ20は上下絶対速度大□を演算し
、この演算値大、を受けたドライバ22は該演算値大、
に応じたモータ駆動信号SSをモータ14に供給する。
、この演算値大、を受けたドライバ22は該演算値大、
に応じたモータ駆動信号SSをモータ14に供給する。
これにより、モータ14が指令方向に指令速度で回転す
るので、軸流ポンプ12も同一に駆動し、その回転速度
及び回転方向に対応した圧力差が軸流ポンプ12の軸方
向両端、即ちガス室10d及びシリンダ上、下室U、L
間で発生し、その圧力差がピストン10bの動きを能動
的に抑制する。
るので、軸流ポンプ12も同一に駆動し、その回転速度
及び回転方向に対応した圧力差が軸流ポンプ12の軸方
向両端、即ちガス室10d及びシリンダ上、下室U、L
間で発生し、その圧力差がピストン10bの動きを能動
的に抑制する。
つまり、車体2が沈み込もうとして、サスペンションス
トロークが縮小方向に変化しつつあるときには、ピスト
ン10bを押し下げる方向の圧力差を発生させ、一方、
車体2が浮き上がろうとして、当該ストロークが伸長方
向に変化しつつあるときには、ピストンtabを引きつ
ける方向の圧力差を発生させる。これによって、前述し
た絞り10fによる減衰力の他に、車体の絶対上下速度
に応じた減衰力を発生させることができるから、車体2
の上下方向の揺動を確実に抑制して、良好な乗心地を確
保できる。
トロークが縮小方向に変化しつつあるときには、ピスト
ン10bを押し下げる方向の圧力差を発生させ、一方、
車体2が浮き上がろうとして、当該ストロークが伸長方
向に変化しつつあるときには、ピストンtabを引きつ
ける方向の圧力差を発生させる。これによって、前述し
た絞り10fによる減衰力の他に、車体の絶対上下速度
に応じた減衰力を発生させることができるから、車体2
の上下方向の揺動を確実に抑制して、良好な乗心地を確
保できる。
そこで、上述のバネ上共振域の制振制御に関して、本実
施例と前述した従来例(特開昭213512号:以下、
「従来例」という)とを定量的に解析し、その相違を説
明する。
施例と前述した従来例(特開昭213512号:以下、
「従来例」という)とを定量的に解析し、その相違を説
明する。
第3図(a)は従来例の等価モデル図である。同図にお
いて、30はバネ上・バネ下間の相対変位量を検出する
センサであり、このセンサ30の出力信号rXI
XzJがコントローラ31にて微分演算されて、上下相
対速度’大、 tzJとなる。
いて、30はバネ上・バネ下間の相対変位量を検出する
センサであり、このセンサ30の出力信号rXI
XzJがコントローラ31にて微分演算されて、上下相
対速度’大、 tzJとなる。
コントローラ31は、上下相対速度’大、)L鵞Jによ
りアクチュエータ(ポンプ)発生力F1 (=C()L
l *t )を制御する。ここで、xtは車体上下
変位+Xlはタイヤ上下変位(路面変位に等しいとする
)、にはスプリングのばね定数、Cはショックアブソー
バの減衰定数である。このため、同図(a)を更に簡略
化した等価モデル図は同図(ロ)のように表される。つ
まり、サスペンションの相対速度に応じた減衰力をアク
ティブに発生させるものであり、バネ上共振域付近では
単なるシロツクアブソーバと同等の機能を生じさせてい
る。
りアクチュエータ(ポンプ)発生力F1 (=C()L
l *t )を制御する。ここで、xtは車体上下
変位+Xlはタイヤ上下変位(路面変位に等しいとする
)、にはスプリングのばね定数、Cはショックアブソー
バの減衰定数である。このため、同図(a)を更に簡略
化した等価モデル図は同図(ロ)のように表される。つ
まり、サスペンションの相対速度に応じた減衰力をアク
ティブに発生させるものであり、バネ上共振域付近では
単なるシロツクアブソーバと同等の機能を生じさせてい
る。
したがって、第5図中の曲線aで示すように、バネ上共
振付近の振動特性は、従来のパッシブサスペンションと
変わらないものである。
振付近の振動特性は、従来のパッシブサスペンションと
変わらないものである。
このとき、振動伝達比X @ / X 1は、であり(
mは車体の質量、Sはラプラス演算子)、バネ上共振点
(ω−ωl)でのアクチュエータ発生力F、とxlとの
比は、 F、 C(*、−*り mCs’XI
Xl ms” +Cs+にであるから、
s −j (K/m) ””を代入して、I F−/x
+ I =K ・” (2)を得
る。
mは車体の質量、Sはラプラス演算子)、バネ上共振点
(ω−ωl)でのアクチュエータ発生力F、とxlとの
比は、 F、 C(*、−*り mCs’XI
Xl ms” +Cs+にであるから、
s −j (K/m) ””を代入して、I F−/x
+ I =K ・” (2)を得
る。
一方、本実施例における、第3図(a)(b)に対応し
た等価モデル図は、夫々、第4図(a)(b)に示すよ
うに表される。つまり、ばね定数にのスプリング8゜減
衰定数CのショックアブソーバlOを有する構造(従来
のパッシブサスペンションと同じ)に、軸流ポンプ12
の発生する差圧に依る可変減衰定数C1で表されるスカ
イフッタダンパー(一端が天空の定点に固定されたのと
同等に機能するダンパー)の機能を新たに付加したこと
になる。
た等価モデル図は、夫々、第4図(a)(b)に示すよ
うに表される。つまり、ばね定数にのスプリング8゜減
衰定数CのショックアブソーバlOを有する構造(従来
のパッシブサスペンションと同じ)に、軸流ポンプ12
の発生する差圧に依る可変減衰定数C1で表されるスカ
イフッタダンパー(一端が天空の定点に固定されたのと
同等に機能するダンパー)の機能を新たに付加したこと
になる。
この構成による、振動伝達比X z / X 1は、で
あり、バネ上共振点(ω=ω1)でのアクチュエータ(
軸流ポンプ12)発生力F、とX、との比は、 XI XI s” + (C+C
B )s+にであるから、5=j(K/m)1/!、
C1=C8減衰係数ζ=C/2 (mK)”” =0.
5として、I F −/ x ll = K//f
・・・(4)を得る したがって、振動特性は第5図中の曲線すに示すように
、曲線aの従来例に対して大幅に改善され、アクチュエ
ータ発生力F、もバネ上共振域付近では、(3)(4)
式の対比から1//r程度に低減される。つまり、より
少ないパワーでより大きなバネ上振動抑制効果が得られ
る。
あり、バネ上共振点(ω=ω1)でのアクチュエータ(
軸流ポンプ12)発生力F、とX、との比は、 XI XI s” + (C+C
B )s+にであるから、5=j(K/m)1/!、
C1=C8減衰係数ζ=C/2 (mK)”” =0.
5として、I F −/ x ll = K//f
・・・(4)を得る したがって、振動特性は第5図中の曲線すに示すように
、曲線aの従来例に対して大幅に改善され、アクチュエ
ータ発生力F、もバネ上共振域付近では、(3)(4)
式の対比から1//r程度に低減される。つまり、より
少ないパワーでより大きなバネ上振動抑制効果が得られ
る。
(第2実施例)
次に、第2実施例を第6.7図により説明する。
なお、第1実施例と同一の構成要素については同一符号
を用いると共に、前左輪4FLに対する構成を代表的に
説明する(必要に応じて前人〜後右に対応する記号rF
L−RRJを付す)。
を用いると共に、前左輪4FLに対する構成を代表的に
説明する(必要に応じて前人〜後右に対応する記号rF
L−RRJを付す)。
この第2実施例は、車体のロールに応じて第1実施例と
同様のアクティブ制御を行おうとするもので、第6図に
示すように、車体2にバネ上揺動検出手段としての横加
速度センサ40が所定位置に搭載されている。この横加
速度センサ40は、車体の横方向に生じる横加速度を検
知し、これに応じた横加速度信号yをコントローラ42
に出力するものである。コントローラ42は、四輪に対
しては第7図に示すように、前後輪で各別の値を有し且
つ左右輪で逆相となるゲインK 、、、 K、、をゲイ
ン設定器42FL〜42RRにより乗じて、次段のドラ
イバ44FL〜44RRに出力するものである。
同様のアクティブ制御を行おうとするもので、第6図に
示すように、車体2にバネ上揺動検出手段としての横加
速度センサ40が所定位置に搭載されている。この横加
速度センサ40は、車体の横方向に生じる横加速度を検
知し、これに応じた横加速度信号yをコントローラ42
に出力するものである。コントローラ42は、四輪に対
しては第7図に示すように、前後輪で各別の値を有し且
つ左右輪で逆相となるゲインK 、、、 K、、をゲイ
ン設定器42FL〜42RRにより乗じて、次段のドラ
イバ44FL〜44RRに出力するものである。
その他の構成は、第1実施例と同等である。
このため、本第2実施例によっても、第1実施例と同一
のバネ下制振効果が得られるとともに、バネ上制振に対
しても、各軸流ポンプ12FL〜12RRの発生する左
右逆相の差圧によってロールに抗する力が各軸位置で発
生し、より少ない消費パワーで旋回走行、スラローム走
行に対する的確なアンチロール効果が得られる。
のバネ下制振効果が得られるとともに、バネ上制振に対
しても、各軸流ポンプ12FL〜12RRの発生する左
右逆相の差圧によってロールに抗する力が各軸位置で発
生し、より少ない消費パワーで旋回走行、スラローム走
行に対する的確なアンチロール効果が得られる。
(第3実施例)
次に、第3実施例を第8.9図により説明する。
なお、この第3実施例は、第2実施例とほぼ同一の構成
になっており、相違する部分のみを説明する(第2実施
例と同一の構成には同一符号を用いる)。
になっており、相違する部分のみを説明する(第2実施
例と同一の構成には同一符号を用いる)。
この第3実施例は、車体のスカット、ダイブに応じて第
1実施例と同様のアクティブ制御を行おうとするもので
ある。そのため、第8図に示すように、車体2にバネ上
揺動検出手段としての前後加速度センサ46が所定位置
に搭載されており、このセンサ46は、車体の前後方向
に生じる加速度を検知し、これに応じた前後加速度信号
lをコントローラ48に出力するものである。コントロ
ーラ48は、四輪に対しては第9図に示すように、前後
輪で各別且つ逆相となるゲインに、、、に□をゲイン設
定器46FL〜46RRにより乗じて、次段の駆動回路
44FL〜44RRに出力する。
1実施例と同様のアクティブ制御を行おうとするもので
ある。そのため、第8図に示すように、車体2にバネ上
揺動検出手段としての前後加速度センサ46が所定位置
に搭載されており、このセンサ46は、車体の前後方向
に生じる加速度を検知し、これに応じた前後加速度信号
lをコントローラ48に出力するものである。コントロ
ーラ48は、四輪に対しては第9図に示すように、前後
輪で各別且つ逆相となるゲインに、、、に□をゲイン設
定器46FL〜46RRにより乗じて、次段の駆動回路
44FL〜44RRに出力する。
その他の構成は、第2実施例と同等である。
このため、本第3実施例によっても、第1.2実施例と
同一のバネ下制振効果が得られるとともに、バネ上制振
に対しても、各軸流ポンプ12FL〜12RRの発生す
る前後逆相の差圧によって、加減速時のノーズダイブ、
スカットに抗する力が各軸位置で発生し、より少ない消
費動力で車体変動が抑制される。
同一のバネ下制振効果が得られるとともに、バネ上制振
に対しても、各軸流ポンプ12FL〜12RRの発生す
る前後逆相の差圧によって、加減速時のノーズダイブ、
スカットに抗する力が各軸位置で発生し、より少ない消
費動力で車体変動が抑制される。
(第4実施例)
次に、第4実施例を第10〜12図により説明する。な
お、第1実施例と同一の構成要素には同一符号を用い、
相違する部分のみを説明する。
お、第1実施例と同一の構成要素には同一符号を用い、
相違する部分のみを説明する。
この第4実施例は、車体2及び車輪4間の相対振動に応
じた、所謂「負バネ制御」を行うものである。このため
、第1実施例における上下加速度センサの代わりに、相
対変位量検出手段としてのストロークセンサ50がバネ
上・バネ下間に併設してあり、このセンサ50の相対変
位量検出信号hが揺動制御手段18内のコントローラ5
2に出力されるように成っている。コントローラ52は
、負のバネ力を発生させるために、入力信号りに負の一
定ゲイン’KaJを乗じて、その演算値をドライバ22
に出力するものである。
じた、所謂「負バネ制御」を行うものである。このため
、第1実施例における上下加速度センサの代わりに、相
対変位量検出手段としてのストロークセンサ50がバネ
上・バネ下間に併設してあり、このセンサ50の相対変
位量検出信号hが揺動制御手段18内のコントローラ5
2に出力されるように成っている。コントローラ52は
、負のバネ力を発生させるために、入力信号りに負の一
定ゲイン’KaJを乗じて、その演算値をドライバ22
に出力するものである。
このため、本第4実施例では、前記各実施例と同一のバ
ネ上制振効果が得られるとともに、バネ上に対しては、
車体2及び車輪4間の相対変位量が変化した場合、アク
ティブに負のバネ力を発生させる、負バネ制御を行う。
ネ上制振効果が得られるとともに、バネ上に対しては、
車体2及び車輪4間の相対変位量が変化した場合、アク
ティブに負のバネ力を発生させる、負バネ制御を行う。
したがって、第11図に示すように、スプリング8のバ
ネ定数Kが等価的にrK−に、、になって、サスペンシ
ョンが柔らかくなり、この等価モデルによる振動伝達特
性は第12図中の曲線Cに示すものとなる。つまり、負
バネ制御を行わないときのバネ上共振点(ω=ω1)よ
り小さい周波数値(ω=ω、 :周波数は例えば0.
6〜0.7Hz)でピークを有するが、そのピークを小
さい値に抑えることができる曲線となるから、バネ上制
振も前記各実施例とほぼ同等のものが得られる。また、
ストロークセンサ50を使用すること、コントローラ5
2の構成が簡単であること等により、第1実施例のもの
よりも部品コストが低いという利点がある。
ネ定数Kが等価的にrK−に、、になって、サスペンシ
ョンが柔らかくなり、この等価モデルによる振動伝達特
性は第12図中の曲線Cに示すものとなる。つまり、負
バネ制御を行わないときのバネ上共振点(ω=ω1)よ
り小さい周波数値(ω=ω、 :周波数は例えば0.
6〜0.7Hz)でピークを有するが、そのピークを小
さい値に抑えることができる曲線となるから、バネ上制
振も前記各実施例とほぼ同等のものが得られる。また、
ストロークセンサ50を使用すること、コントローラ5
2の構成が簡単であること等により、第1実施例のもの
よりも部品コストが低いという利点がある。
なお、前記各実施例においては、車体2の上下。
横9前後の各方向の加速度及び車体2と車輪4間の相対
変位量に基づく減衰力制御を、夫々□独立に実施する場
合について説明したが、これらを適宜に組み合わせて実
施し、個々の利点を合わせ持つサスペンションとしても
よい。
変位量に基づく減衰力制御を、夫々□独立に実施する場
合について説明したが、これらを適宜に組み合わせて実
施し、個々の利点を合わせ持つサスペンションとしても
よい。
また、この発明のショックアブソーバ及びポンプ(電動
モータ及び軸流ポンプ)は前記各実施例に示した構造に
限定されるものではなく、例えば第13図、第14図に
示したものであってもよい。
モータ及び軸流ポンプ)は前記各実施例に示した構造に
限定されるものではなく、例えば第13図、第14図に
示したものであってもよい。
この内、第13図におけるガス室付きショックアブソー
バ54は、シリンダ54aの上室Uから絞り54fに至
る管路54eの途中にポンプ室54gを形成し、このポ
ンプ室54g内に前記各実施例と同様に軸流ポンプ12
を配設したものであり、その他は前述と同様である。こ
の構造によれば、車体2を比較的低くできる。
バ54は、シリンダ54aの上室Uから絞り54fに至
る管路54eの途中にポンプ室54gを形成し、このポ
ンプ室54g内に前記各実施例と同様に軸流ポンプ12
を配設したものであり、その他は前述と同様である。こ
の構造によれば、車体2を比較的低くできる。
一方、第14図におけるガス室付きショックアブソーバ
56は、シリンダ56a内にガス室56d、絞り56f
、モータ14.軸流ポンプ12゜ピストン56bを図示
の如く一体に配設し、前述した各ショックアブソーバと
同等の機能を持たせた構造になっている。これによれば
、サスペンションの全体構成が簡素になり、路面から跳
ねた石などが当たって穴があき、オイルが漏れるという
事態も少なくなる。
56は、シリンダ56a内にガス室56d、絞り56f
、モータ14.軸流ポンプ12゜ピストン56bを図示
の如く一体に配設し、前述した各ショックアブソーバと
同等の機能を持たせた構造になっている。これによれば
、サスペンションの全体構成が簡素になり、路面から跳
ねた石などが当たって穴があき、オイルが漏れるという
事態も少なくなる。
さらに、この発明のショックアブソーバでは、ガス室へ
至る管路又は通路をシリンダ下室り側に連通させるとし
てもよく、これにより設計の自由度が増す。
至る管路又は通路をシリンダ下室り側に連通させるとし
てもよく、これにより設計の自由度が増す。
以上説明したように、請求項(1)乃至(4)記載の発
明では、バネ上、バネ下共振域の振動入力に対してショ
ックアブソーバにより基本的には同一の減衰力を発生さ
せておき、バネ上が上下、横1前後の各方向に揺動した
ときには、等価的にスカイフッタタンパ−を構成し、こ
のダンパーで車体のバウンス、ロール、ピッチなどの揺
動をアクティブに抑制制御するとしたため、従来例で提
案されている、電動ポンプの発生圧力のみでバネ上共振
に対する減衰制御を行うものに比べて、比較的簡単な構
成でありながら、ショックアブソーバ及びスカイフッタ
ダンパーを共働させることにより、ダンパーに係る発生
力が小さくて済み、その分の消費パワーが低減し、これ
がため、省エネルギ化及び軽量・小形化が推進できると
ともに、より的確なバネ上制振制御となり、ショックア
ブソーバによるバネ上制振とあいまって、良好な乗心地
を確保できるという効果がある。
明では、バネ上、バネ下共振域の振動入力に対してショ
ックアブソーバにより基本的には同一の減衰力を発生さ
せておき、バネ上が上下、横1前後の各方向に揺動した
ときには、等価的にスカイフッタタンパ−を構成し、こ
のダンパーで車体のバウンス、ロール、ピッチなどの揺
動をアクティブに抑制制御するとしたため、従来例で提
案されている、電動ポンプの発生圧力のみでバネ上共振
に対する減衰制御を行うものに比べて、比較的簡単な構
成でありながら、ショックアブソーバ及びスカイフッタ
ダンパーを共働させることにより、ダンパーに係る発生
力が小さくて済み、その分の消費パワーが低減し、これ
がため、省エネルギ化及び軽量・小形化が推進できると
ともに、より的確なバネ上制振制御となり、ショックア
ブソーバによるバネ上制振とあいまって、良好な乗心地
を確保できるという効果がある。
また、請求項(5)記載の発明では、とくに、ショック
アブソーバのピストンにとって、摺動抵抗が無く、上下
動がスムーズであるから、耐久性に優れたショックアブ
ソーバとなり、この状態で絞りによる一定の減衰定数を
確保できるという利点がある。
アブソーバのピストンにとって、摺動抵抗が無く、上下
動がスムーズであるから、耐久性に優れたショックアブ
ソーバとなり、この状態で絞りによる一定の減衰定数を
確保できるという利点がある。
さらに、請求項(6)記載の発明では、とくに、車体及
び車輪間の相対変位に応じてサスペンションのバネ定数
を下げる、所謂、負のバネ力を発生させるようにしたた
め、バネ上共振点が下がることにより、上記各発明とほ
ぼ同等の効果を得ることができ、且つ、部品コストが低
いという利点がある。
び車輪間の相対変位に応じてサスペンションのバネ定数
を下げる、所謂、負のバネ力を発生させるようにしたた
め、バネ上共振点が下がることにより、上記各発明とほ
ぼ同等の効果を得ることができ、且つ、部品コストが低
いという利点がある。
第1図はこの発明の第1実施例を示す概略構成図、第2
図は第1実施例の減衰定数特性を示すグラフ、第3図(
a)(b)は第1実施例と対比するための、従来例の等
価モデル図、第4図(a)(ロ)は第1実施例の等価モ
デル図、第5図は従来例と対比して示す第1実施例の振
動特性のグラフ、第6図はこの発明の第2実施例を示す
概略構成図、第7図は第2実施例のバネ上制振制御に関
するブロック図、第8図はこの発明の第3実施例を示す
概略構成図、第9図は第3実施例のバネ上制振制御に関
するブロック図、第10図はこの発明の第4実施例を示
す概略構成図、第11図は第4実施例の等価モデル図、
第12図は従来例及び第1実施例と対比して示す第4実
施例の振動特性のグラフ゛、第13図及び第14図はシ
ョックアブソーバの変形例を示す概略構成図である。 図中、2は車体、4は車輪、6は能動型サスペンション
、8はスプリング、10.54.56はショックアブソ
ーバ、10aはシリンダ、lobはピストン、10cは
ロッド、10dはガス室、10eは管路、10fは絞り
、12は軸流ポンプ、14は電動モータ、16は上下加
速度センサ、18は揺動制御手段、4oは横加速度セン
サ、46は前後加速度センサ、5oはストロークセンサ
、Aは連通孔、U、Lはシリンダ上室、王室である。
図は第1実施例の減衰定数特性を示すグラフ、第3図(
a)(b)は第1実施例と対比するための、従来例の等
価モデル図、第4図(a)(ロ)は第1実施例の等価モ
デル図、第5図は従来例と対比して示す第1実施例の振
動特性のグラフ、第6図はこの発明の第2実施例を示す
概略構成図、第7図は第2実施例のバネ上制振制御に関
するブロック図、第8図はこの発明の第3実施例を示す
概略構成図、第9図は第3実施例のバネ上制振制御に関
するブロック図、第10図はこの発明の第4実施例を示
す概略構成図、第11図は第4実施例の等価モデル図、
第12図は従来例及び第1実施例と対比して示す第4実
施例の振動特性のグラフ゛、第13図及び第14図はシ
ョックアブソーバの変形例を示す概略構成図である。 図中、2は車体、4は車輪、6は能動型サスペンション
、8はスプリング、10.54.56はショックアブソ
ーバ、10aはシリンダ、lobはピストン、10cは
ロッド、10dはガス室、10eは管路、10fは絞り
、12は軸流ポンプ、14は電動モータ、16は上下加
速度センサ、18は揺動制御手段、4oは横加速度セン
サ、46は前後加速度センサ、5oはストロークセンサ
、Aは連通孔、U、Lはシリンダ上室、王室である。
Claims (6)
- (1)車両のバネ上及び各バネ下間に、バネ上を支持す
るスプリングと、一定の減衰定数を有して当該バネ上・
バネ下間の伸縮速度に対応した減衰力を発生するショッ
クアブソーバとを夫々併設し、バネ上の各種揺動を検出
するバネ上揺動検出手段と、このバネ上揺動検出手段の
検出値に基づいてバネ上の揺動を抑制する指令信号を求
める揺動制御手段と、この揺動制御手段の出力する指令
信号に応じて回転駆動し且つ前記ショックアブソーバの
シリンダ室内又は該シリンダ室に連通した位置に配設し
たポンプとを具備したことを特徴とする能動型サスペン
ション。 - (2)前記バネ上揺動検出手段は、バネ上の上下加速度
を検出する手段であって、前記揺動制御手段は、当該上
下加速度検出値に基づくバネ上の上下方向絶対速度に応
じた指令信号を求める手段である請求項(1)記載の能
動型サスペンション。 - (3)前記バネ上揺動検出手段は、バネ上の前後加速度
を検出する手段であって、前記揺動制御手段は、当該前
後加速度検出値に基づき前後方向の揺動を抑制する指令
信号を求める手段である請求項(1)記載の能動型サス
ペンション。 - (4)前記バネ上揺動検出手段は、バネ上の横加速度を
検出する手段であって、前記揺動制御手段は、当該横加
速度検出値に基づき横方向の揺動を抑制する指令信号を
求める手段である請求項(1)記載の能動型サスペンシ
ョン。 - (5)前記ショックアブソーバは、バネ下又はバネ上側
に連結したシリンダと、このシリンダ内を上下移動し且
つ上下に連通する連通孔が形成されたピストンと、この
ピストンとバネ上又はバネ下側を連結するロッドと、前
記シリンダ内に一体装備又は該シリンダに連通させて別
体装備したガス室と、このガス室と前記シリンダ室との
間に設けた絞りとを有して構成し、前記絞り及びピスト
ン間に前記ポンプを配設したことを特徴とする請求項(
1)記載の能動型サスペンション。 - (6)車両のバネ上及び各バネ下間に、バネ上を支持す
るスプリングと、一定の減衰定数を有して当該バネ上・
バネ下間の伸縮速度に対応した減衰力を発生するショッ
クアブソーバとを夫々併設し、バネ上、バネ下間の相対
変位量を検出する相対変位量検出手段と、この相対変位
量検出手段の検出値に負のゲインを乗じた値に基づく指
令信号を求める揺動制御手段と、この揺動制御手段の出
力する指令信号に応じて回転駆動し前記ショックアブソ
ーバのシリンダ室内又は該シリンダ室に連通した位置に
配設したポンプとを各輪毎に具備したことを特徴とする
能動型サスペンション。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP1027899A JP2575485B2 (ja) | 1989-02-07 | 1989-02-07 | 能動型サスペンション |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP1027899A JP2575485B2 (ja) | 1989-02-07 | 1989-02-07 | 能動型サスペンション |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH02208108A true JPH02208108A (ja) | 1990-08-17 |
JP2575485B2 JP2575485B2 (ja) | 1997-01-22 |
Family
ID=12233732
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP1027899A Expired - Lifetime JP2575485B2 (ja) | 1989-02-07 | 1989-02-07 | 能動型サスペンション |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2575485B2 (ja) |
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- 1989-02-07 JP JP1027899A patent/JP2575485B2/ja not_active Expired - Lifetime
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CN114619828B (zh) * | 2022-03-11 | 2024-01-12 | 上海新纪元机器人有限公司 | 一种自适应减振驱控装置 |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2575485B2 (ja) | 1997-01-22 |
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