JPH04135909A - Wheel load shift control device - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To make both neutralization of the steering characteristic and roll restraint to be consistent with each other by providing a stabilizer on the front wheel side if the steering characteristic has an oversteering tendency but by providing the same on the rear wheel side if it has an understeering tendency so that the roll rigidity is enhanced as the lateral acceleration increases. CONSTITUTION:If the steering characteristics of a vehicle given by a suspension device having a coil spring 12 as a main component or the like has an understeering (oversteering) tendency, a hydraulic stabilizer 14 is attached on the rear (front) wheel side, and accordingly, since the roll rigidity increases as the lateral acceleration increases, both the allocation of roll rigidity on the rear (front) wheel side and the total rigidity of the vehicle are increased. Accordingly, the steering characteristic of the vehicle is changed over into a neutral steering tendency from its original understeering (oversteering) tendency so that the roll angle can be held to be small. Thereby it is possible to achieve the consistency between the steering neutralization and the roll restraint.

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本願発明は、前後輪の内の何れか一方に設置され、ロー
ル剛性を変更可能なスタビライザ等の輪荷重移動制御装
置であって、車体のローリングに因って発生する車輪間
の荷重移動を制御する装置に関する。[Detailed Description of the Invention] [Industrial Application Field] The present invention is a wheel load transfer control device such as a stabilizer installed on either front or rear wheels and capable of changing roll rigidity, The present invention relates to a device for controlling load transfer between wheels caused by rolling.

〔従来の技術〕[Conventional technology]

従来、輪荷重の移動量を制御する装置としては、例えば
実開昭６０−７６５０６号記載のもの（考案の名称は「
油圧式スタビライザ」）が知られている。Conventionally, as a device for controlling the amount of movement of the wheel load, for example, the device described in Utility Model Application No. 60-76506 (the name of the device is "
"Hydraulic stabilizer") is known.

この従来装置は、車両左右のサスペンションアーム及び
車体間の上下方向に各々介装させた片ロンド・複動形の
油圧シリンダを有し、この左右の油圧シリンダ間で一方
の上側シリンダ室と他方の下側シリンダ室とを油圧配管
を介して交差状態で連通させ、この油圧配管の途中には
夫々オリフィスを挿入するとともに、各油圧シリンダの
上側シリンダ室とオリフィスとの間の油圧配管部分に、
作動油を弾撥的に付勢するばね機構を連通させている。This conventional device has single-rod, double-acting hydraulic cylinders installed vertically between the left and right suspension arms of the vehicle and the vehicle body, and between the left and right hydraulic cylinders, one upper cylinder chamber and the other The lower cylinder chamber is communicated with the lower cylinder chamber through hydraulic piping in an intersecting state, and orifices are inserted in the middle of each hydraulic piping, and the hydraulic piping portion between the upper cylinder chamber and the orifice of each hydraulic cylinder is
A spring mechanism that elastically biases the hydraulic oil is communicated.

これにより、車体がローリングした場合、左右の油圧シ
リンダの上側、下側シリンダ室間で相互に逆向きの差圧
が発生し、これに因ってローリングに抗する力を発生さ
せるとともに、オリフィスの絞り効果に拠って減衰力を
発生させる。As a result, when the car body rolls, a pressure difference in the opposite direction is generated between the upper and lower cylinder chambers of the left and right hydraulic cylinders, which generates a force that resists rolling and also causes the orifice to A damping force is generated based on the aperture effect.

〔発明が解決しようとする課題〕[Problem to be solved by the invention]

しかしながら、上述した従来装置は、単に車両に働く横
加速度に応じて左右輪間の荷重移動量を受動的に制御す
る構成であり、輪荷重移動制御装置が設置される前のス
プリング、ショックアブソーバ等のサスペンション装置
のステア特性とは無関係に前後輪の少な（とも一方に設
置されるので、以下のような不都合があった。However, the conventional device described above is configured to passively control the amount of load transfer between the left and right wheels simply according to the lateral acceleration acting on the vehicle, and the springs, shock absorbers, etc. are not used before the wheel load transfer control device is installed. Regardless of the steering characteristics of the suspension system, the number of front and rear wheels (both were installed on one side) caused the following disadvantages.

まず、高い横加速度を伴う旋回（高横Ｇ旋回という）時
に荷重移動量の前後配分を変更してステア特性を制御す
る際の最適な制御態様としては、ステア特性をニュート
ラルステア化することである。そこで、輪荷重移動制御
装置を前後輪の何れか一方のみに設置する構成によって
、かかるニュートラルステア化を達成しようとすれば、
当該制御装置を設置する前のサスペンション装置のステ
ア特性がオーバーステアかアンダーステアかを考慮しな
ければ、効率良く制御できない。First, when turning with high lateral acceleration (referred to as high lateral G turning), the optimal control mode for controlling steering characteristics by changing the front-rear distribution of load transfer is to change the steering characteristics to neutral steering. . Therefore, if we attempt to achieve such neutral steering by installing a wheel load transfer control device only on either the front or rear wheels,
Unless the steering characteristics of the suspension device before the control device is oversteer or understeer are taken into consideration, efficient control cannot be achieved.

一方、通常の車両では、ロール剛性一定とすると、横加
速度が大きくなるほど車両のロール角が大きくなるから
、このロール角を小さくするためには、前後トータルの
ロール剛性を横加速度に応じて大きくする必要がある。On the other hand, in a normal vehicle, if the roll stiffness is constant, the roll angle of the vehicle increases as the lateral acceleration increases, so in order to reduce this roll angle, the total roll stiffness of the front and rear must be increased according to the lateral acceleration. There is a need.

輪荷重移動制御装置を前後輪の何れか一方にのみに設置
する場合、その装置に拠って一方の側のロール剛性を変
え、ステア特性を制御すると、前後トータルのロール剛
性も変化してしまい、ロール角も変化する。If a wheel load transfer control device is installed on only one of the front and rear wheels, if the device changes the roll stiffness of one side and controls the steering characteristics, the total roll stiffness of the front and rear wheels will also change. The roll angle also changes.

そこで、従来手法のように、輪荷重移動制御装置を取り
付ける前のサスペンション装置のステア特性を考慮して
いない状況下で、高横Ｇ旋回におけるステア特性のニュ
ートラルステア化及びロール角抑制の両立を図ろうとし
ても、例えば、当該サスペンション装置のステア特性が
アンダーステアのときに当該制御装置を前輪側に設置し
てロール剛性をダウンさせる場合にあっては、ステア特
性のニュートラルステア化は図れてもロール角を小さい
値に抑制することはできず、却ってロール角増大によっ
て車輪の接地性が悪化し、また操縦安定性を低下させる
など、高横Ｇ旋回時でのステア特性の最適制御とロール
角の抑制制御とが両立しないという問題があった。Therefore, unlike conventional methods, the steering characteristics of the suspension system before installing the wheel load transfer control device are not taken into consideration. For example, if the steering characteristic of the suspension device is understeer and the control device is installed on the front wheel side to reduce the roll stiffness, the roll angle may change even if the steering characteristic becomes neutral steering. cannot be suppressed to a small value, and on the contrary, the increase in roll angle worsens the ground contact of the wheels and reduces steering stability. Therefore, it is necessary to optimally control the steering characteristics and suppress the roll angle during high lateral G turns. There was a problem that it was incompatible with control.

本願発明は、このような従来装置の有する問題に＃ｉみ
てなされたもので、その解決しようとする課題は、輪荷
重移動制御装置を設置する前のサスペンション装置のス
テア特性を考慮して当該制御装置を取り付け、本願発明
を実施するときは常時、高横Ｇ旋回状態におけるステア
特性のニュートラルステア化とロール抑制とを両立させ
ることである。The present invention was made in view of the problems of the conventional device, and the problem to be solved is to control the wheel load transfer control device by considering the steering characteristics of the suspension device before installing the wheel load transfer control device. When installing the device and implementing the present invention, it is always necessary to achieve both neutral steering characteristics and roll suppression in a high lateral G turning state.

〔課題を解決するための手段〕[Means to solve the problem]

上記課題を解決するため、請求項記載の発明は、車両前
後の何れか一方の左右輪と車体との間にロール剛性が変
更可能なアクチュエータを介挿し、このアクチュエータ
のロール剛性を変更して輪荷重の移動量を制御する輪荷
重移動制御装置において、車両前後の何れか一方の左右
輪にあっては当該輪荷重移動制御装置に併設され且つ４
輪及び車体間に設けられるサスペンション装置の車両ス
テア特性がオーバーステア傾向の場合には、前記何れか
一方の左右輪を前輪とし、前記サスペンション装置によ
る車両ステア特性がアンダーステア傾向の場合には、前
記何れか一方の左右輪を後輪とするとともに、横加速度
に応じてロール剛性を増大させるロール剛性制御手段を
備えた。In order to solve the above problem, the claimed invention includes an actuator whose roll rigidity can be changed between the left and right wheels at either the front or rear of the vehicle and the vehicle body, and by changing the roll rigidity of this actuator. In a wheel load transfer control device that controls the amount of load movement, for either the front or rear left or right wheels of the vehicle, a wheel load transfer control device that is attached to the wheel load transfer control device and
If the vehicle steering characteristic of the suspension device provided between the wheels and the vehicle body tends to oversteer, one of the left and right wheels is used as the front wheel, and if the vehicle steering characteristic by the suspension device tends to understeer, either of the abovementioned left and right wheels is used as the front wheel. One of the left and right wheels is the rear wheel, and roll stiffness control means is provided to increase roll stiffness in accordance with lateral acceleration.

〔作用〕[Effect]

サスペンション装置による車両ステア特性がアンダース
テアの場合には、輪荷重移動制御装置が後輪側に取り付
けられ、横加速度が大きくなるほど当該制御装置に拠る
ロール剛性が増加させられるので、リヤ側のロール剛性
配分及び車両トータルのロール剛性が共に増加する（後
述する第２図参照）。このため、車両ステア特性がサス
ペンション装置の元々のステア特性であるアンダーステ
アの状態からニュートラルステア方向に変更され、ロー
ル角も小さい値に保持される。When the vehicle steering characteristic caused by the suspension device is understeer, a wheel load transfer control device is attached to the rear wheel side, and as the lateral acceleration increases, the roll stiffness based on the control device increases, so the roll stiffness distribution on the rear side is improved. and the total roll stiffness of the vehicle increases (see FIG. 2, which will be described later). Therefore, the vehicle steering characteristic is changed from the understeer state, which is the original steering characteristic of the suspension device, to the neutral steering direction, and the roll angle is also maintained at a small value.

−４、サスペンション装置による車両ステア特性がオー
バーステアの場合には、輪荷重移動制御装置が前輪側に
取り付けられ、横加速度が大きくなるほど当該制御装置
に拠るロール剛性が増加させられるので、フロント側の
ロール剛性配分及び車両トータルのロール剛性が共に増
加する（後述する第３図参照）。このため、車両ステア
特性がサスペンション装置の元々のステア特性であるオ
ーバーステアの状態からニュートラルステア方向に変更
され、ロール角も小さい値に保持される。-4. When the vehicle steering characteristic due to the suspension device is oversteer, a wheel load transfer control device is attached to the front wheel side, and as the lateral acceleration increases, the roll stiffness due to the control device is increased. Both the roll stiffness distribution and the total roll stiffness of the vehicle increase (see FIG. 3, which will be described later). Therefore, the vehicle steering characteristic is changed from an oversteer state, which is the original steering characteristic of the suspension device, to a neutral steering direction, and the roll angle is also maintained at a small value.

このようにサスペンション装置のステア特性に対応して
輪荷重移動制御装置の設置位置を選択しているので、高
横Ｇ旋回であっても、常に、ニュートラルステア化とロ
ール抑制との両立化が達成される。In this way, the installation position of the wheel load transfer control device is selected according to the steering characteristics of the suspension system, so even in high lateral G turns, both neutral steering and roll suppression are always achieved. be done.

〔実施例〕〔Example〕

以下、本願発明の一実施例を添付図面の第１図乃至第５
図に基づき説明する。本実施例は、輪荷重移動制御装置
として後輪側に設けた油圧式スタビライザについて実施
したものである。An embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS. 1 to 5 of the accompanying drawings.
This will be explained based on the diagram. This example was implemented with respect to a hydraulic stabilizer provided on the rear wheel side as a wheel load movement control device.

第１図において、２Ｌ、２Ｒは車両リヤ側の左輪、右輪
を、４は車輪支持部材を、６は車体を夫々示す。車輪支
持部材４にはサスペンションリンク８の一端が揺動可能
に連結され、このサスペンションリンク８の他端は車体
６に揺動可能に連結されている。このサスペンションリ
ンク８と車体との間には、ショックアブソーバ１０及び
コイルスプリング１２を要部とするサスペンション装置
が設けられている。なお、フロント側の左右輪について
も同一のサスペンション装置が設けられている。本実施
例では、サスペンション装置全体のステア特性は所定の
アンダーステアを示し、所定のトータルロール剛性を得
るように設計されている。In FIG. 1, 2L and 2R represent left and right wheels on the rear side of the vehicle, 4 represents a wheel support member, and 6 represents a vehicle body, respectively. One end of a suspension link 8 is swingably connected to the wheel support member 4, and the other end of this suspension link 8 is swingably connected to the vehicle body 6. A suspension device including a shock absorber 10 and a coil spring 12 is provided between the suspension link 8 and the vehicle body. Note that the same suspension device is also provided for the left and right wheels on the front side. In this embodiment, the steering characteristic of the entire suspension system is designed to exhibit a predetermined understeer and to obtain a predetermined total roll rigidity.

上述したサスペンション装置の内のりャ側には第１図に
示すように油圧式スタビライザ１４が併設されている。As shown in FIG. 1, a hydraulic stabilizer 14 is provided on the rear side of the suspension device described above.

この油圧式スタビライザ１４は、左右輪のサスペンショ
ンリンク８及び車体６間に設けたアクチュエータ部１４
Ａと、このアクチュエータ部１４Ａによる旋回時のロー
ル剛性を制御する、ロール剛性制御手段としての制御部
１４Ｂとを備えている。This hydraulic stabilizer 14 includes an actuator section 14 provided between the left and right suspension links 8 and the vehicle body 6.
A, and a control section 14B as a roll stiffness control means that controls the roll stiffness during turning by the actuator section 14A.

アクチュエータ部１４Ａは、リヤ側左右輪２Ｌ。The actuator section 14A is for the rear left and right wheels 2L.

２Ｒに対応して装備された油圧シリンダ２ＯＬ２ＯＲの
ほか、減衰力を発生させる絞り弁２２Ａ。In addition to the hydraulic cylinder 2OL2OR equipped for 2R, a throttle valve 22A that generates damping force.

２２Ｂ、蓄圧用のアキュムレータ２４Ａ、２４Ｂ、及び
連通用の電磁切換弁２５を有し、これらの各要素が油圧
流路としての第１配管２６Ａ、２６Ｂ及び第２配管２８
Ａ、２８Ｂによって相互に接続された構造になっている
。ここで、油圧シリンダ２ＯＬ、２ＯＲ，第１配管２６
Ａ、２６Ｂ、及び第２配管２８Ａ、２８Ｂはアクチュエ
ータを構成している。22B, accumulators 24A and 24B for accumulating pressure, and an electromagnetic switching valve 25 for communication, and each of these elements serves as a hydraulic flow path for first piping 26A, 26B and second piping 28.
The structure is such that they are interconnected by A and 28B. Here, the hydraulic cylinders 2OL, 2OR, the first pipe 26
A, 26B, and second pipes 28A, 28B constitute an actuator.

油圧シリンダ２０Ｌ、２０Ｒの夫々は、シリンダチュー
ブ２０ａと、このシリンダチューブ２０ａ内を上側シリ
ンダ室Ｕ及び下側シリンダ室りに分離し且つ摺動可能な
ピストン２０ｂと、このピストン２０ｂに固設され輪画
方向に延びるピストンロッド２０ｃとを有した両ロンド
、複動形に構成されている。この構造を有する油圧シリ
ンダ２ＯＬ、２０Ｒは、各々、ピストンロッド２０ｃの
下方の端部がサスペンションリンク８に取り付けられ、
上方の端部がフリーな状態に置かれると共に、このフリ
一端例のシリンダチューブ２０ａの端部が車体６に揺動
可能に支持され、これによって、油圧シリンダ２ＯＬ、
２ＯＲが左右のバネ上。Each of the hydraulic cylinders 20L and 20R includes a cylinder tube 20a, a slidable piston 20b which separates the inside of the cylinder tube 20a into an upper cylinder chamber U and a lower cylinder chamber, and a ring fixedly attached to the piston 20b. The piston rod 20c extends in the direction of the image and is configured as a double-acting, double-acting type. In each of the hydraulic cylinders 2OL and 20R having this structure, the lower end of the piston rod 20c is attached to the suspension link 8,
The upper end of the cylinder tube 20a is placed in a free state, and the end of the cylinder tube 20a is swingably supported by the vehicle body 6, whereby the hydraulic cylinders 2OL,
2OR is left and right sprung.

バネ下関にサスペンション装置と並列な状態で各々立設
されている。Each of them is erected in parallel with the suspension device at the bottom of the spring.

また、左輪側油圧シリンダ２ＯＬの上側シリンダ室Ｕは
第１配管２６Ａを介して右輪側油圧シリンダ２ＯＲの下
側シリンダ室りに接続され、左輪側油圧シリンダ２ＯＬ
の下側シリンダ室りは第１配管２６Ｂを介して右輪側油
圧シリンダ２０Ｒの上側シリンダ室Ｕに接続され、これ
により、相互にクロス接続の状態にある。そして第１配
管２６Ａ、２６Ｂは、その途中位置において電磁切換弁
２５を介して相互に接続されている。電磁切換弁２５は
、そのソレノイドに与えられる制御信号Ｓのオン、オフ
によって「閉」位置、「開」位置となる、常時開（連通
）の構造を有している。Further, the upper cylinder chamber U of the left wheel side hydraulic cylinder 2OL is connected to the lower cylinder chamber of the right wheel side hydraulic cylinder 2OR via the first pipe 26A.
The lower cylinder chamber of the right-wheel hydraulic cylinder 20R is connected to the upper cylinder chamber U of the right-wheel hydraulic cylinder 20R via the first pipe 26B, so that they are cross-connected to each other. The first pipes 26A and 26B are connected to each other via an electromagnetic switching valve 25 at an intermediate position. The electromagnetic switching valve 25 has a normally open (communicating) structure that is in a "closed" position and an "open" position depending on whether a control signal S applied to the solenoid is turned on or off.

さらに、第１配管２６Ａ、２６Ｂの途中位置には、第２
配管２８Ａ、２８Ｂが各々接続されている。この第２配
管２８Ａ、２８Ｂはアキュムレータ２４Ａ、２４Ｂに個
々に接続されるとともに、その配管２８Ａ、２８Ｂの途
中に絞り弁２２Ａ。Furthermore, a second piping 26A, 26B has a second
Pipes 28A and 28B are connected to each other. The second pipes 28A, 28B are individually connected to accumulators 24A, 24B, and a throttle valve 22A is provided in the middle of the pipes 28A, 28B.

２２Ｂが個別に介挿されている。22B are individually inserted.

一方、前記制御部１４Ｂは、アクチュエータ部１４Ａの
内圧を付勢するコントロールシリンダ３０と、このコン
トロールシリンダ３０に接続される第３配管３２Ａ、３
２Ｂと、コントロールシリンダ３０を駆動する電動モー
タ３４とを備えるとともに、荷重移動制御用のコントロ
ーラ３６．車速センサ３８．及び操舵角センサ３９を備
えている。On the other hand, the control section 14B includes a control cylinder 30 that energizes the internal pressure of the actuator section 14A, and third pipes 32A and 3 connected to this control cylinder 30.
2B, an electric motor 34 that drives the control cylinder 30, and a controller 36.2B for controlling load movement. Vehicle speed sensor 38. and a steering angle sensor 39.

この内、コントロールシリンダ３０は前述した油圧シリ
ンダ２ＯＬ、２ＯＲと同様に、両ロンド。Of these, the control cylinder 30 has double cylinders, similar to the aforementioned hydraulic cylinders 2OL and 2OR.

複動形に構成されており、シリンダチューブ３０ａと、
このシリンダチューブ３０ａ内を２つのシリンダ室Ｒ１
，Ｒ２に分離し且つ摺動可能なピストン３０ｂと、この
ピストン３０ｂに固設され軸角方向に延びるピストンロ
ッド３０ｃとを有している。この内、シリンダ室Ｒ１，
Ｒ２は第３配管３２Ａ、３２Ｂを介して第２配管２８Ａ
、２８Ｂに各々連通している。また、ピストンロッド３
０Ｃの一端はフリーな状態に置かれ、他端にラック３０
ｄが形成されている。このラック３０ｄには電動モータ
３４のピニオン３４ａが噛み合うようになっている。It is configured as a double acting type, and includes a cylinder tube 30a,
The inside of this cylinder tube 30a is divided into two cylinder chambers R1.
, R2 and is slidable, and a piston rod 30c that is fixed to the piston 30b and extends in the axial angular direction. Among these, cylinder chamber R1,
R2 connects to the second pipe 28A via the third pipes 32A and 32B.
, 28B, respectively. Also, piston rod 3
One end of 0C is placed in a free state, and a rack 30 is placed on the other end.
d is formed. A pinion 34a of an electric motor 34 is engaged with this rack 30d.

さらに、車速センサ３８は例えば変速機の出力軸の回転
を検出するセンサで成り、車速に応じたパルス信号■を
コントローラ３６に出力する。操舵角センサ３９はステ
アリング系に装備されたパルス検出器で成り、操舵方向
及び操舵角に応じたパルス信号θをコントローラ３６に
出力する。Further, the vehicle speed sensor 38 is, for example, a sensor that detects the rotation of the output shaft of a transmission, and outputs a pulse signal (2) to the controller 36 in accordance with the vehicle speed. The steering angle sensor 39 is a pulse detector installed in the steering system, and outputs a pulse signal θ corresponding to the steering direction and steering angle to the controller 36.

コントローラ３６は本実施例ではマイクロコンピュータ
及びモータ駆動回路、ソレノイド駆動回路などを有し、
車速センサ３８及び揉舵角センサ３９の検出信号■及び
θを入力して後述する第２図の処理を行い、電動モータ
３４を駆動するモータ駆動信号ｉを出力するようになっ
ている。なお、電動モータ３４には図示しない回転角セ
ンサが取り付けられ、このセンサからのモータ回転位置
信号θＲがコントローラ３６に供給され、モータの回転
位置制御に供される。In this embodiment, the controller 36 includes a microcomputer, a motor drive circuit, a solenoid drive circuit, etc.
Detection signals (2) and (theta) from the vehicle speed sensor 38 and the steering angle sensor 39 are input, the processing shown in FIG. A rotation angle sensor (not shown) is attached to the electric motor 34, and a motor rotation position signal θR from this sensor is supplied to the controller 36 to control the rotation position of the motor.

ここで、本願発明の狙いに係る好ましい車両特性につい
て触れる。−射的に、直進時にアンダーステア傾向を示
す車両は、横加速度が大きくなるほど旋回外側に膨らむ
傾向があるので、横加速度の増加に伴ってステア特性が
ニュートラルステア方向に変化することが望ましい。ロ
ール角については、車輪の接地性や乗心地などの観点か
ら、横加速度が大きくなってもロール角が過度に大きく
ならないことが望ましい。そこで、横加速度が大きくな
るほど、これらの２つの条件を同時に満たすことが重要
になる。Here, preferred vehicle characteristics aimed at by the present invention will be mentioned. - Strategically, a vehicle that exhibits a tendency to understeer when traveling straight has a tendency to bulge toward the outside of the turn as the lateral acceleration increases, so it is desirable that the steering characteristics change toward a neutral steering direction as the lateral acceleration increases. Regarding the roll angle, from the viewpoint of wheel ground contact and riding comfort, it is desirable that the roll angle does not become excessively large even when the lateral acceleration increases. Therefore, as the lateral acceleration increases, it becomes more important to simultaneously satisfy these two conditions.

さら゛に、本願発明に係る、輪荷重移動制御装置の設置
位置の選択に関する原理を検討する第２図は、縦軸にロ
ール剛性の前後配分を、横軸に前後トータルのロール剛
性の大小をとったものである。図の縦軸で示すように、
ロール剛性配分かりャ側に大きくなるにつれてステア特
性がニュートラルステア（ＮＳ）方向、即ちオーバース
テア（Ｏ３）側に変化し、フロント側に大きくなるにつ
れてアンダーステア（ＵＳ）方向に変化する。また、図
の横軸で示すように、同一横加速度に対して、トータル
ロール剛性がアップするとロール角が小さくなり、トー
タルロール剛性がダウンするとロール角が大きくなる。Furthermore, FIG. 2, which examines the principle of selecting the installation position of the wheel load transfer control device according to the present invention, shows the longitudinal distribution of roll stiffness on the vertical axis and the magnitude of the total longitudinal roll stiffness on the horizontal axis. This is what I took. As shown on the vertical axis of the figure,
As the roll rigidity distribution increases toward the guide side, the steering characteristic changes toward the neutral steer (NS) direction, that is, toward the oversteer (O3) side, and as it increases toward the front side, the steering characteristic changes toward the understeer (US) direction. Further, as shown by the horizontal axis in the figure, for the same lateral acceleration, as the total roll rigidity increases, the roll angle decreases, and as the total roll rigidity decreases, the roll angle increases.

本実施例のサスペンション装置によるステア特性は「ア
ンダーステアＪになっているので、油圧式スタビライザ
１４の非作動時の初期特性点はサスペンション装置の特
性で決まる第２図中の例えば０点で°示される。Since the steering characteristic due to the suspension device of this embodiment is "understeer J," the initial characteristic point when the hydraulic stabilizer 14 is not in operation is determined by the characteristics of the suspension device and is indicated by, for example, point 0 in FIG. .

そこで、第２図の座標に、輪荷重移動制御装置（油圧式
スタビライザ１４）をフロント側又はリヤ側に設置して
、車両ステア特性のニュートラルステア化を達成できる
特性線を引いてみる。輪荷重移動制御装置をフロント側
に設置した場合、その制御装置をフロント側ロール剛性
が低下するように作動させると、ロール剛性のリヤ側配
分の増及びトータルロール剛性の減となって、「ステア
特性−トータルロール剛性」の特性は、初期特性点０か
らロール剛性が下がるほどニュートラルステア化する方
向に伸びる、左上がりの特性線Ａ。Therefore, at the coordinates shown in FIG. 2, a characteristic line is drawn that can achieve neutral steering of the vehicle steering characteristics by installing the wheel load transfer control device (hydraulic stabilizer 14) on the front side or rear side. When a wheel load transfer control device is installed on the front side, if the control device is operated to reduce the front roll stiffness, the distribution of roll stiffness to the rear side will increase and the total roll stiffness will decrease, resulting in "steering". The characteristic of "Characteristics - Total Roll Stiffness" is a characteristic line A that slopes upward to the left, extending from the initial characteristic point 0 in the direction of neutral steering as the roll stiffness decreases.

線を形成する。しかし、この場合は、トータルロール剛
性を下げなければならないので、本願発明の狙いである
「高横Ｇ旋回時のニュートラルステア化及びロール抑制
」から外れる。なお、図中における初期特性点Ｏから右
方向に下がる特性Ａ２（図中の仮想線参照）は、フロン
ト側に設けた輪荷重移動制御装置によってフロント側ロ
ール剛性を増加させた場合であるが、これも本願発明の
狙いから外れる。form a line. However, in this case, the total roll rigidity must be lowered, which deviates from the aim of the present invention, which is "neutral steering and roll suppression during high lateral G turns." Note that characteristic A2 (see imaginary line in the figure), which decreases to the right from the initial characteristic point O in the figure, is the case where the front roll rigidity is increased by the wheel load transfer control device provided on the front side. This also deviates from the aim of the present invention.

これに対し、輪荷重移動制御装置をリヤ側に設置した場
合、その制御装置をリヤ側ロール剛性が増大するように
作動させると、ロール剛性のリヤ側配分の増及びトータ
ルロール剛性の増となって、「ステア特性−トータルロ
ール剛性」の特性は、初期特性点Ｏからロール剛性が上
がるほどニュートラルステア化する方向に伸びる、右上
がりの特性線Ｂ、ｌｊｌを形成する。これは本願発明の
狙いに合致する。なお、図中における初期特性点Ｏから
左方向に下がる特性Ｂ２　　（図中の仮想線参照）は、
リヤ側に設けた輪荷重移動制御装置によってリヤ側ロー
ル剛性を低下させた場合であるが、これも本願発明の狙
いから外れる。On the other hand, if a wheel load transfer control device is installed on the rear side, and the control device is operated to increase the rear roll stiffness, the distribution of roll stiffness to the rear side will increase and the total roll stiffness will increase. Therefore, the characteristic of "steering characteristic - total roll rigidity" forms a characteristic line B, ljl that slopes upward to the right, extending from the initial characteristic point O in the direction of neutral steering as the roll rigidity increases. This meets the aim of the present invention. In addition, the characteristic B2 (refer to the imaginary line in the figure) that descends to the left from the initial characteristic point O in the figure is as follows:
This is a case where the rear roll rigidity is reduced by a wheel load shift control device provided on the rear side, but this is also outside the aim of the present invention.

この結果、「高横Ｇ旋回時のニュートラルステア化及び
ロール抑制」を達成するためには、輪荷重移動制御装置
を設置する前のサスペンション装置が本実施例のように
アンダーステア特性を有する場合、その制御装置をリヤ
側に設置し、横加速度の増加に対応してリヤ側ロール剛
性を増加させればよい。As a result, in order to achieve "neutral steering and roll suppression during high lateral G turns", if the suspension device before installing the wheel load transfer control device has understeer characteristics as in this example, it is necessary to The control device may be installed on the rear side and the rear roll rigidity may be increased in response to an increase in lateral acceleration.

反対に、サスベンジ式ン装置がオーバーステア特性を有
する場合、輪荷重移動制御装置をフロント側に設！し、
横加速度の増加に対応してフロント側ロール剛性を増加
させることにより、第３図に示す如く、「高横Ｇ旋回時
のニュートラルステア化及びロール抑制」を達成できる
。On the other hand, if the suspension system has oversteer characteristics, a wheel load transfer control device should be installed on the front side. death,
By increasing the front roll rigidity in response to an increase in lateral acceleration, "neutral steering and roll suppression during high lateral G turns" can be achieved, as shown in FIG.

続いて、上述した原理に基づき、コントローラ３６のマ
イクロコンピュータで実行される第４図の処理を説明す
る。同図の処理は電源オンと共に起動するものである。Next, the process shown in FIG. 4 executed by the microcomputer of the controller 36 will be explained based on the above-mentioned principle. The process shown in the figure starts when the power is turned on.

これを説明すると、同図ステップ■において、コントロ
ーラ３６のマイクロコンピュータは車速センサ３８及び
操舵角センサ３９の検出信号■及びθを読み込み、その
値を車速及び操舵角として記憶し、ステップ■に移行す
る。このステップ■では、ステップ■における読込み値
Ｖ、θから周知の演算（例えば特開昭６２−２９３１６
７号公報に示される手法参照）を行って横加速度α７を
推定する。To explain this, in step (2) in the figure, the microcomputer of the controller 36 reads the detection signals (2) and θ from the vehicle speed sensor 38 and steering angle sensor 39, stores the values as the vehicle speed and steering angle, and moves to step (3). . In this step (2), well-known calculations (for example, JP-A-62-29316
7) is performed to estimate the lateral acceleration α7.

この後ステップ■に移行し、予め設定しである零近傍の
基準横加速度α７゜に対して、１α、１〉α７゜か否か
を判断する。この判断にてｒＮＯ，となるときは、輪荷
重移動の制御は必要ないとしてステップ■の処理を介し
てステップ■に戻る。ステップ■では、制御信号Ｓをオ
フとし、リヤ側の電磁切換弁２５を「開」にし又はその
「開」を維持する。Thereafter, the process moves to step (2), and it is determined whether or not 1α, 1>α7° with respect to the preset standard lateral acceleration α7° near zero. If the result of this judgment is rNO, it is assumed that control of wheel load movement is not necessary and the process returns to step (2) via the process of step (2). In step (2), the control signal S is turned off, and the rear electromagnetic switching valve 25 is opened or kept open.

これに対してステップ■にてｒＹＥＳＪの判断のときは
、輪荷重移動の制御が必要であるとしてステップ■に移
行する。このステップ■では、制御信号Ｓをオンとし、
！値切換弁２５を「閉」にし又はその「閉」を維持する
。On the other hand, if rYESJ is determined in step (2), it is assumed that control of wheel load movement is necessary, and the process proceeds to step (2). In this step ■, the control signal S is turned on,
! The value switching valve 25 is closed or kept closed.

次いでステップ■に移行し、予めメモリに記憶されてい
る第５図に対応したマツプを参照し、横加速度Ｉαｖ　
１に応じて一義的に定まるモータ回転角指令値１θ４　
ｌを算出する。第５図の指令値θＮ　１特性はロール角
を抑えるため、横加速度１α７１の増大に伴って増加す
るようになっている。Next, the process moves to step (2), and with reference to the map corresponding to FIG. 5 stored in the memory in advance, the lateral acceleration Iαv is calculated.
Motor rotation angle command value 1θ4 that is uniquely determined according to 1
Calculate l. The command value θN 1 characteristic shown in FIG. 5 is designed to increase as the lateral acceleration 1α71 increases in order to suppress the roll angle.

次いでステップ■に移行し、ステップ■で入力した操舵
角信号θの符号からハンドル操作が右切りか否かを判断
する。Next, the process moves to step (2), and it is determined from the sign of the steering angle signal θ input in step (2) whether or not the steering wheel is turned to the right.

この操舵方向の判断においてｒＹＥＳ、の場合は、ステ
ップ■〜■の処理を行う。つまり、マイクロコンピュー
タはステップ■でモータ右回転（第１図中で反時計方向
とする）に対応した向きのモータ駆動信号ｉを出力する
。そして、ステップ■ではモータ回転位置信号θＲを入
力し、ステツブ［相］では入力信号θＲを用いて電動モ
ータ３４が右方向に指令値６８分だけ回転したか否かを
判断する。そして、ｒＮＯＪの場合はステップ■。If rYES is determined in this steering direction determination, steps ① to ② are performed. That is, the microcomputer outputs the motor drive signal i in the direction corresponding to the clockwise rotation of the motor (counterclockwise in FIG. 1) in step (3). Then, in step (2), the motor rotation position signal θR is input, and in step [phase], the input signal θR is used to determine whether or not the electric motor 34 has rotated clockwise by a command value of 68 minutes. Then, in the case of rNOJ, step ■.

［相］の処理を繰り返し、ｒＹＥｓＪの場合はステップ
■でモータ回転を中止させた後、ステップ■に戻る。こ
れによって、電動モータ３４は指令値θイだけ右方向に
回転する。The process of [phase] is repeated, and in the case of rYEsJ, the motor rotation is stopped at step (2), and then the process returns to step (2). As a result, the electric motor 34 rotates in the right direction by the command value θi.

一方、ステップ■にて「ＮＯ」の判断時には、ステップ
＠〜［相］、■の処理を、ステップ■〜０と同様に行う
。これによって、電動モータ３４は指令値θイだけ左方
向に回転する。On the other hand, when the determination is "NO" in step (2), steps @ to [phase] and (2) are performed in the same way as steps (2) to 0. As a result, the electric motor 34 rotates to the left by the command value θi.

次に、本実施例全体の動作を説明する。Next, the overall operation of this embodiment will be explained.

車両は、凹凸の無い良路を定速で直進しているとする。It is assumed that the vehicle is traveling straight at a constant speed on a smooth road.

コントローラ３６は第４図の処理開始に伴い、横加速度
αＹＬ−，０を推定するから、制御信号＝オフが維持さ
れて電磁切換弁２５は開（連通）状態にある。また、こ
の直進状態では、電動モータ３４の回転は指令されない
から、コントロールシリンダ３０のピストン３０ｂは中
立位置をとり、アクチュエータ部１４Ａの内圧も付勢さ
れない。これにより、非制御時には荷重移動が発生する
ことなく、サスペンション装置で決まる所定のステア特
性が得られる。Since the controller 36 estimates the lateral acceleration αYL-,0 upon starting the process shown in FIG. 4, the control signal is maintained at OFF and the electromagnetic switching valve 25 is in an open (communicating) state. Further, in this straight-ahead state, since rotation of the electric motor 34 is not commanded, the piston 30b of the control cylinder 30 takes a neutral position, and the internal pressure of the actuator section 14A is not energized. As a result, predetermined steering characteristics determined by the suspension device can be obtained without causing load movement during non-control.

この直進中に、路面凹凸によって両輪にバウンスが生じ
たとする。この場合も、推定される横加速度α７は殆ど
零であるから、切換弁２５が連通のままであり、アクチ
ュエータ部１．４　Ａの内圧は積極的には制御されず、
各ショックアブソーバ１０に拠って発生される減衰力が
バウンスを減衰させる。その一方で、仮に、凸部通過に
よってリヤ側車輪２Ｌ、２Ｒがバウンドし、油圧シリン
ダ２０Ｌ、２ＯＲのストロークが縮まろうとすると、そ
のシリンダ２０Ｌ、２ＯＲの上側シリンダ室Ｕが共に同
時に縮小され、且つ、下側シリンダ室りが共に同時に拡
張する。しかし、圧縮されたシリンダ室Ｕの作動油は配
管２６Ａ、２６Ｂ及び切換弁２５を介して互いに同じシ
リンダの下側シリンダ室り及び反対側シリンダの下側シ
リンダＬに殆ど等量ずつ流れ込み、しかも、その両室Ｕ
、Ｌの容積変化は両ロンド形であるため等しいことから
、シリンダ室Ｕから溢れた分の作動油は殆ど差分なく下
側シリンダ室りに収まり、第２配管２８Ａ。Assume that while the vehicle is traveling straight, both wheels bounce due to unevenness of the road surface. In this case as well, the estimated lateral acceleration α7 is almost zero, so the switching valve 25 remains in communication, and the internal pressure of the actuator section 1.4A is not actively controlled.
The damping force generated by each shock absorber 10 dampens bounce. On the other hand, if the rear wheels 2L, 2R bounce due to passing through the convex portion, and the strokes of the hydraulic cylinders 20L, 2OR are about to contract, the upper cylinder chambers U of the cylinders 20L, 2OR will both be contracted at the same time, and Both lower cylinder chambers expand at the same time. However, the compressed hydraulic oil in the cylinder chamber U flows through the pipes 26A, 26B and the switching valve 25 into the lower cylinder chamber of the same cylinder and the lower cylinder L of the opposite cylinder in almost equal amounts. Both chambers U
, L are the same because they are both Rondo type, so the hydraulic oil overflowing from the cylinder chamber U is stored in the lower cylinder chamber with almost no difference, and the second pipe 28A.

２８Ｂ内の油量変化は生じない。このことは、凹部通過
によるリバウンドのときも上下関係が反対になるでけで
、全く同様である。There is no change in the amount of oil in 28B. This is exactly the same in the case of rebound due to passage through a recess, except that the vertical relationship is reversed.

したがって、バウンド、リバウンド時共に作動油が絞り
弁２２Ａ、２２Ｂを通過しないから、油圧式スタビライ
ザ１４による減衰力も殆ど発生せず、バウンスを伴う不
整路走行時の乗心地悪化が防止される。Therefore, since the hydraulic oil does not pass through the throttle valves 22A and 22B during both bounce and rebound, almost no damping force is generated by the hydraulic stabilizer 14, and deterioration of riding comfort when traveling on an uneven road accompanied by bounce is prevented.

また、かかる直進状態において、片方の例えば車輪２Ｌ
のみに突起乗越し等によるストローク変動が生じたとす
る。この場合もアクチュエータ部ｉ４Ａの積極的な内圧
制御は無いが、を値切換弁２５の連通状態にあるため、
シリンダ室Ｕから溢れた作動油は、切換弁２５を介して
自分の下側シリンダ室りに流れ込む、つまり、切換弁２
５のバイパス作用によって配管２８Ａ、２８Ｂに油量変
化が発生せず、減衰力も発生しない。したがって、かか
る片輪バウンスの場合も乗心地が損なわれることは殆ど
ない。In addition, in such a straight-ahead state, one of the wheels 2L, for example,
Suppose that a stroke variation occurs due to riding over a protrusion, etc. In this case as well, there is no active internal pressure control of the actuator part i4A, but since it is in communication with the value switching valve 25,
The hydraulic oil overflowing from the cylinder chamber U flows into its own lower cylinder chamber via the switching valve 25, that is, the switching valve 2
Due to the bypass action of No. 5, no change in oil amount occurs in the pipes 28A, 28B, and no damping force is generated. Therefore, even in the case of such one-wheel bounce, riding comfort is hardly impaired.

今度は上述した直進状態から良路での、例えば左旋回に
移行したとする。これにより内輪から外輪へ荷重移動が
生じるとともに、車両後ろ側からみて右輪２Ｒ側の車体
が沈み込み、左輪２Ｌ側の車体が浮き上がる方向のロー
リングが発生しようとする。この旋回に際し、コントロ
ーラ３６は操舵角θ及び車速■から左旋回に応じた符号
の横加速度α７を推定演算し、その横加速度１α、１に
対応して一義的に定まるモータ回転角指令値１θをマツ
プ参照によって設定する。Now assume that the vehicle has transitioned from the above-mentioned straight-ahead state to, for example, turning left on a good road. This causes a load shift from the inner wheel to the outer wheel, and when viewed from the rear of the vehicle, the vehicle body on the right wheel 2R side sinks and the vehicle body on the left wheel 2L side tends to lift up. During this turn, the controller 36 estimates and calculates a lateral acceleration α7 with a sign corresponding to the left turn from the steering angle θ and vehicle speed ■, and calculates a motor rotation angle command value 1θ that is uniquely determined corresponding to the lateral acceleration 1α, 1. Set by map reference.

そして、コントローラ３６は操舵角信号θの正負から左
切り操舵を判定し、電動モータ３４を左方向（いまの例
では第１図中で反時計方向）に角度６８分だけ回転させ
る。この回転に付勢され、ピストンロッド３０ｃは第１
図中の右端方向に回転角θ、に相当した分だけ移動する
。これにより、コントロールシリンダ３０の一方のシリ
ンダ室Ｒ２が圧縮され、酸室Ｒ２の圧力が上昇すると同
時に、他方のシリンダ室Ｒ１が拡張され、該室Ｒ１の圧
力が下がる。Then, the controller 36 determines left-turn steering from the sign of the steering angle signal θ, and rotates the electric motor 34 to the left (counterclockwise in FIG. 1 in the present example) by an angle of 68 minutes. Forced by this rotation, the piston rod 30c
It moves toward the right end in the figure by an amount corresponding to the rotation angle θ. As a result, one cylinder chamber R2 of the control cylinder 30 is compressed and the pressure in the acid chamber R2 increases, and at the same time, the other cylinder chamber R1 is expanded and the pressure in the chamber R1 decreases.

この結果、右側の油圧シリンダ２ＯＲの上側シリンダ室
Ｕ、左側の油圧シリンダ２ＯＬの下側シリンダ室りの作
動圧が同時に上昇し、これと反対側のシリンダ室Ｕ、Ｌ
の作動圧が同時に降下する。As a result, the working pressures in the upper cylinder chamber U of the right hydraulic cylinder 2OR and the lower cylinder chamber of the left hydraulic cylinder 2OL rise simultaneously, and the working pressures in the cylinder chambers U and L of the opposite side rise simultaneously.
The working pressure of will drop at the same time.

これにより、各油圧シリンダ２ＯＬ、２ＯＲでは上下の
シリンダ室Ｕ、　　Ｌに差圧ΔＰが発生し、この差圧Δ
Ｐに因る軸力ΔＦがシリンダロンド２０Ｃに作用する。As a result, a differential pressure ΔP is generated between the upper and lower cylinder chambers U and L in each hydraulic cylinder 2OL and 2OR, and this differential pressure Δ
An axial force ΔF due to P acts on the cylinder rod 20C.

この軸力ΔＦは、後右側では下向き（路面に向かう方向
）に、後左側では上向き（車体に向かう方向）に作用し
、且つ、その大きさ１ΔＦ１はほぼ同じである。そこで
、車体に作用する反力は、上述した向きと反対になる。This axial force ΔF acts downward (direction toward the road surface) on the rear right side and upward (direction toward the vehicle body) on the rear left side, and its magnitude 1ΔF1 is almost the same. Therefore, the reaction force acting on the vehicle body is in the opposite direction to the above-mentioned direction.

このため、リヤ側では、軸力ΔＦに因るモーメントはロ
ーリングに抗する方向となり、リヤ側のロール剛性が増
加する。これにより、リヤ側のロール剛性配分が増加す
るから、リヤ側の内輪から外輪への荷重移動量が増えて
、前記第２図で説明したように車両ステア特性がニュー
トラルステア方向に変更される。本実施例では、横加速
度１αＹ　１が大きくなるほど、アクチュエータ部に対
する内圧制御量も大きくなるので、高横Ｇ旋回になるほ
ど、車両ステア特性もより一層ニュートラルステアに近
づく。この結果、横加速度の増大に伴って走行軌跡が旋
回外側に膨らむという状態を確実に防止できる。Therefore, on the rear side, the moment due to the axial force ΔF acts in a direction that resists rolling, and the roll rigidity on the rear side increases. As a result, the roll stiffness distribution on the rear side increases, so the amount of load transferred from the inner wheel to the outer wheel on the rear side increases, and the vehicle steering characteristics are changed to the neutral steering direction as explained in FIG. 2 above. In this embodiment, as the lateral acceleration 1αY 1 increases, the internal pressure control amount for the actuator section also increases, so the higher the lateral G turns, the closer the vehicle steering characteristics become to neutral steering. As a result, it is possible to reliably prevent the traveling locus from expanding outward in the turn due to an increase in lateral acceleration.

上述したリヤ側ロール剛性の増大は同時に、フロント側
、リヤ側トータルのロール剛性も増加させるので、前記
第２図の説明から明らかなようにロール角が小さい値に
確実に抑えられる。このロール抑制制御によれば、高横
Ｇ旋回になって輪荷重の移動量が増大するほどトータル
ロール剛性も増加するから、急旋回への移行に対しても
ロール角を小さい値に抑制でき、これにより車輪の接地
性及び乗心地が良好に保持される。The above-mentioned increase in the rear roll rigidity also increases the total roll rigidity of the front and rear sides, so as is clear from the description of FIG. 2, the roll angle can be reliably suppressed to a small value. According to this roll suppression control, the total roll rigidity increases as the amount of wheel load movement increases during a high lateral G turn, so the roll angle can be suppressed to a small value even when transitioning to a sharp turn. This maintains good ground contact and riding comfort of the wheels.

上述したロール剛性制御は、右旋回時においても同様で
ある。また、旋回中、路面凹凸に因ってアクチュエータ
部１４Ａの圧力が急変した場合には、この圧力変動が絞
り弁２２Ａ、２２Ｂの発生する減衰力によって抑制され
る。The roll stiffness control described above is the same when turning right. Furthermore, when the pressure in the actuator section 14A suddenly changes due to road surface irregularities during turning, this pressure fluctuation is suppressed by the damping force generated by the throttle valves 22A and 22B.

なお、上述した説明と反対に、油圧式スタビライザ等の
輪荷重移動制御装置が併設されるサスペンション装置の
ステア特性がオーバーステアである場合、前記第３図で
説明したように、輪荷重移動制御装置を前輪側に設置し
、横加速度１α７の増加に伴ってフロント側ロール剛性
を上げるように制御すればよい。これによって、前述し
た実施例と同等の作用効果を得ることができるほか、サ
スペンション装置のステア特性の違いによって輪荷重移
動制御装置の設定位置を変えることができるから、その
選択幅が広がり、車両設計の自由度が向上するという利
点がある。In addition, contrary to the above explanation, if the steering characteristic of the suspension device to which a wheel load transfer control device such as a hydraulic stabilizer is attached is oversteer, as explained in FIG. 3 above, the wheel load transfer control device may be installed on the front wheel side and controlled to increase the front roll rigidity as the lateral acceleration 1α7 increases. As a result, it is possible to obtain the same effect as the above-mentioned embodiment, and the setting position of the wheel load transfer control device can be changed depending on the steering characteristics of the suspension device, which expands the range of selection and improves vehicle design. This has the advantage of increasing the degree of freedom.

また、本願発明の輪荷重移動制御装置は、前述したよう
にＸ配管に係る油圧式スタビライザのほか、例えばトー
ションバーの捩じり剛性を利用したスタビライザ装置に
よって実施してもよい。さらに、車輪及び車体間に流体
圧シリンダを個別に設け、この流体圧シリンダの作動圧
を横加速度等の旋回情報に基づき制御することによりロ
ール剛性を変更する能動型サスペンション（例えば特開
昭６２−２９５７１４号参照）を輪荷重移動制御装置と
してもよい。Further, the wheel load movement control device of the present invention may be implemented by, for example, a stabilizer device that utilizes the torsional rigidity of a torsion bar, in addition to the hydraulic stabilizer related to the X pipe as described above. Furthermore, active suspensions (for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-1992-1) change roll rigidity by separately providing fluid pressure cylinders between the wheels and the vehicle body and controlling the operating pressure of the fluid pressure cylinders based on turning information such as lateral acceleration. 295714) may be used as a wheel load movement control device.

さらに、本願発明におけるアクチュエータの構成は前述
した実施例記載のものに限定されることなく、例えば油
圧シリンダの介挿方向を左右で相互に反対にしく例えば
前記第１図において、後右輪側の油圧シリンダ２ＯＲの
シリンダチューブ２０ａをサスペンションリンク８に取
り付け、ピストンロンド２０ｃの上端側を車体６に取り
付ける）、両シリンダのシリンダ室Ｕ、Ｌを見かけ上、
並行に接続する構成であってもよく、これによっても、
前述した実施例と同等の作用効果を得ることができる。Furthermore, the structure of the actuator in the present invention is not limited to that described in the above-mentioned embodiments. For example, the insertion directions of the hydraulic cylinders may be opposite to each other on the left and right sides, and for example, in FIG. The cylinder tube 20a of the hydraulic cylinder 2OR is attached to the suspension link 8, and the upper end side of the piston rod 20c is attached to the vehicle body 6), and the cylinder chambers U and L of both cylinders are apparently
It may also be a configuration in which they are connected in parallel;
It is possible to obtain the same effects as those of the embodiments described above.

さらにまた、本願発明におけるアクチュエータは、前述
した実施例における連通用の電磁切換弁２５を省略する
構造を採用するとしてもよい。Furthermore, the actuator according to the present invention may adopt a structure in which the electromagnetic switching valve 25 for communication in the above-described embodiment is omitted.

さらにまた、本願発明における作動流体は前述した如く
作動油を用いるものに限定されることなく、例えば非圧
縮性の気体を作動流体として用いる装置であってもよい
。Furthermore, the working fluid in the present invention is not limited to the one that uses hydraulic oil as described above, but may be an apparatus that uses, for example, incompressible gas as the working fluid.

〔発明の効果〕〔Effect of the invention〕

以上説明したように本願発明では、輪荷重移動制御装置
を前後輪の何れか一方に設置する際、二〇輪荷重移動制
御装置が併設されるサスペンション装置のステア特性が
オーバーステアの場合には、その輪荷重移動制御装置を
前輪側に、アンダーステアの場合には、その輪荷重移動
制御装置を後輪側に設置し、横加速度の増大に応じてロ
ール剛性を高めるように制御するとしたため、輪荷重移
動制御装置を併設する前のサスペンション装置０元々の
ステア特性を考慮した設置ができて、高い横加速度を生
じる旋回になるほど、前輪又は後輪のロール剛性が増加
され且つ全体のロール剛性が増加されるので、本願発明
を実施するときは常時、車両ステア特性がニュートラル
ステア方向に変更されるとともにロール角も小さい値に
抑制される。As explained above, in the present invention, when the wheel load transfer control device is installed on either the front or rear wheels, if the steering characteristic of the suspension device to which the wheel load transfer control device is installed is oversteer, The wheel load transfer control device is installed on the front wheel side, and in the case of understeer, the wheel load transfer control device is installed on the rear wheel side to control the roll rigidity to increase according to the increase in lateral acceleration. The suspension device before the movement control device is installed can be installed in consideration of the original steering characteristics, and the roll stiffness of the front or rear wheels is increased and the roll stiffness of the whole is increased as the turning generates a high lateral acceleration. Therefore, whenever the present invention is implemented, the vehicle steering characteristics are changed to the neutral steering direction and the roll angle is also suppressed to a small value.

この結果、サスペンション装置の元々のステア特性の影
響が高検Ｇ旋回時に顕著に現れて走行性能を低下させた
り、車輪の接地性の低下による操縦安定性の低下等を引
き起こすという事態を確実に防止することができる。As a result, it is possible to reliably prevent situations in which the influence of the original steering characteristics of the suspension device becomes noticeable during high-speed G turns, degrading driving performance, or causing a decrease in steering stability due to a decrease in the ground contact of the wheels. be able to.

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

第１図は本願発明の一実施例を示す概略構成図、第２図
及び第３図は夫々、輪荷重移動制御装置の設置位置の選
択原理を説明する説明図、第４図は第１図の実施例にお
けるコントローラでの処理例を示す概略フローチャート
、第５図は第１図の実施例においてマツプデータとして
記憶されるモータ回転角指令値の横加速度特性図、であ
る。 図中の主要符号は、６・・・車体、８・・・サスペンシ
ョンリンク、１０・・・ショックアブソーバ、１２・・
・コイルスプリング、１４・・・油圧式スタビライザ、
１４Ａ・・・アクチュエータ部、１４Ｂ・・・制御部、
２０Ｌ、２ＯＲ・・・油圧シリンダ、２６Ａ、２６Ｂ・
・・第１配管、２８Ａ、２８Ｂ・・・第２配管、３８・
・・車速センサ、３９・・・操舵角センサ、である。 し 横ｆｆｒＪ速度沈ＹFIG. 1 is a schematic configuration diagram showing one embodiment of the present invention, FIGS. 2 and 3 are explanatory diagrams each explaining the principle of selecting the installation position of the wheel load transfer control device, and FIG. 4 is the same as that shown in FIG. 1. FIG. 5 is a lateral acceleration characteristic diagram of the motor rotation angle command value stored as map data in the embodiment of FIG. 1. The main symbols in the diagram are 6...Vehicle body, 8...Suspension link, 10...Shock absorber, 12...
・Coil spring, 14...hydraulic stabilizer,
14A... actuator section, 14B... control section,
20L, 2OR...hydraulic cylinder, 26A, 26B.
...First piping, 28A, 28B...Second piping, 38.
...Vehicle speed sensor, 39...Steering angle sensor. Lateral ffrJ speed sinking Y

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] （１）車両前後の何れか一方の左右輪と車体との間にロ
ール剛性が変更可能なアクチュエータを介挿し、このア
クチュエータのロール剛性を変更して輪荷重の移動量を
制御する輪荷重移動制御装置において、 車両前後の何れか一方の左右輪にあっては当該軸荷重移
動制御装置に併設され且つ４輪及び車体間に設けられる
サスペンション装置の車両ステア特性がオーバーステア
傾向の場合には、前記何れか一方の左右輪を前輪とし、
前記サスペンション装置による車両ステア特性がアンダ
ーステア傾向の場合には、前記何れか一方の左右輪を後
輪とするとともに、横加速度に応じてロール剛性を増大
させるロール剛性制御手段を備えたことを特徴とする輪
荷重移動制御装置。(1) Wheel load transfer control in which an actuator whose roll stiffness can be changed is inserted between either the left or right wheels at the front or rear of the vehicle and the vehicle body, and the roll stiffness of this actuator is changed to control the amount of movement of the wheel load. In the device, if the vehicle steering characteristics of the suspension device attached to the axle load transfer control device and provided between the four wheels and the vehicle body tend to oversteer for either the left or right wheels at the front or rear of the vehicle, Either the left or right wheel is the front wheel,
When the steering characteristic of the vehicle caused by the suspension device tends to understeer, one of the left and right wheels is set as a rear wheel, and roll stiffness control means is provided for increasing roll stiffness in accordance with lateral acceleration. Wheel load transfer control device.