JPH04328010A - Fluid pressure type active suspension - Google Patents
Fluid pressure type active suspensionInfo
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- JPH04328010A JPH04328010A JP12485991A JP12485991A JPH04328010A JP H04328010 A JPH04328010 A JP H04328010A JP 12485991 A JP12485991 A JP 12485991A JP 12485991 A JP12485991 A JP 12485991A JP H04328010 A JPH04328010 A JP H04328010A
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Abstract
Description
【０００１】0001
【産業上の利用分野】本発明は、自動車等の車輌のサス
ペンションに係り、更に詳細には流体圧式のアクティブ
サスペンションに係る。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to suspensions for vehicles such as automobiles, and more particularly to hydraulic active suspensions.
【０００２】0002
【従来の技術】自動車等の車輌の流体圧式のアクティブ
サスペンションの一つとして、例えば特開平２−２７４
６０６号公報に記載されている如く、各車輪に対応して
設けられ作動流体室に対し作動流体が給排されることに
より対応する部位の車高を増減するアクチュエータと、
作動流体室に対し作動流体を給排する作動流体給排手段
と、車体の前後加速度を検出する前後加速度検出手段と
、車体の横加速度を検出する横加速度検出手段と、車体
の横加速度を推定しその変化率を求める手段と、前後加
速度に比例する制御量、前後加速度の変化率に基く制御
量、横加速度に比例する制御量、横加速度の変化率に基
く制御量、推定横加速度の変化率に基く制御量にて作動
流体給排手段をＰＤ補償によりフィードフォワード制御
する制御装置とを有する流体圧式アクティブサスペンシ
ョンは既に知られている。2. Description of the Related Art As one type of hydraulic active suspension for vehicles such as automobiles, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 2-274
As described in Publication No. 606, an actuator is provided corresponding to each wheel and increases or decreases the vehicle height of the corresponding part by supplying and discharging working fluid to a working fluid chamber;
A working fluid supply/discharge means for supplying and discharging working fluid to and from the working fluid chamber, a longitudinal acceleration detecting means for detecting the longitudinal acceleration of the vehicle body, a lateral acceleration detecting means for detecting the lateral acceleration of the vehicle body, and an estimation of the lateral acceleration of the vehicle body. A means for determining the rate of change of the displacement, a control amount proportional to longitudinal acceleration, a control amount based on the change rate of longitudinal acceleration, a control amount proportional to lateral acceleration, a control amount based on the change rate of lateral acceleration, and a change in estimated lateral acceleration. A hydraulic active suspension is already known which has a control device that performs feedforward control of a working fluid supply/discharge means by PD compensation using a control amount based on a control amount.
【０００３】かかるアクティブサスペンションによれば
、車体の前後加速度に比例する制御量及び横加速度に比
例する制御量のみならず、前後加速度の変化率に基く制
御量、横加速度の変化率に基く制御量及び推定横加速度
の変化率に基く制御量にて作動流体給排手段が制御され
るので、定常旋回時の車体のロールのみならず過渡旋回
時の車体のロールを効果的に制御することができる。According to such an active suspension, not only a control amount proportional to the longitudinal acceleration and a control amount proportional to the lateral acceleration of the vehicle body, but also a control amount based on the change rate of the longitudinal acceleration and a control amount based on the change rate of the lateral acceleration are provided. Since the working fluid supply and discharge means is controlled by a control amount based on the rate of change of the estimated lateral acceleration, it is possible to effectively control not only the roll of the vehicle body during steady turns but also the roll of the vehicle body during transient turns. .
【０００４】0004
【発明が解決しようとする課題】しかし上述の如く加速
度に比例する制御量及び加速度の変化率に応じてアクチ
ュエータの作動流体室内の圧力をフィードフォワード制
御するアクティブサスペンションに於ては、図６に示さ
れている如く気液ばね装置内の圧力Ｐｉ によりアクテ
ィブサスペンションの応答周波数が変化する。また気液
ばね装置の弾性は気体のポリトローブ変化の性質により
図７に示されている如く気液ばね装置内の圧力の変化に
伴ない非線形的に変化する。アクチュエータの作動流体
室内の圧力は比較的広い範囲に亘り変動するので、上述
の如き非線形性を考慮せずに線形的なＰＤ補償によるフ
ィードフォーワード制御を行うとアクチュエータの作動
流体室に対する実際のフィードフォワード制御量が適切
な値にならず、そのため車体のヒーブアップやロールが
生じることがある。[Problems to be Solved by the Invention] However, as described above, in an active suspension that performs feedforward control of the pressure in the working fluid chamber of the actuator in accordance with a control amount proportional to acceleration and a rate of change in acceleration, as shown in FIG. As shown in the figure, the response frequency of the active suspension changes depending on the pressure Pi within the gas-liquid spring device. Further, the elasticity of the gas-liquid spring device changes non-linearly as the pressure inside the gas-liquid spring device changes, as shown in FIG. 7, due to the nature of gas polytrope changes. Since the pressure in the actuator's working fluid chamber fluctuates over a relatively wide range, if feedforward control is performed using linear PD compensation without considering the nonlinearity described above, the actual feed to the actuator's working fluid chamber will vary. The forward control amount does not reach an appropriate value, which may cause the vehicle to heave up or roll.
【０００５】例えば左右のアクチュエータの作動流体室
内の標準圧力（車輌が静止している状態に於ける圧力）
近傍の動特性（アクティブサスペンションの応答性）に
合せて線形的なＰＤフィードフォワード制御量がチュー
ニングされると、その状態にて高横加速度の過渡旋回が
行われると、旋回外輪側のアクチュエータはその作動流
体室内の圧力が増大するためＰＤ補償に対し応答過剰と
なり、逆に旋回内輪側のアクチュエータはその作動流体
室内の圧力が低下するためＰＤ補償に対し応答不足とな
る。その結果図８のタイムチャートに於て破線にて示さ
れている如く、旋回外輪側及び旋回内輪側の何れに於て
も車高が増大し四輪全ての車高が増大するヒーブアップ
が生じたり、左右の車高の増大量に差が生じることに起
因する車体のロールが発生したりする。For example, the standard pressure in the working fluid chambers of the left and right actuators (pressure when the vehicle is stationary)
When the linear PD feedforward control amount is tuned according to the nearby dynamic characteristics (responsiveness of the active suspension), when a transient turn with high lateral acceleration is performed in that state, the actuator on the outer wheel side of the turn The pressure in the working fluid chamber increases, resulting in an overresponse to PD compensation, and conversely, the actuator on the inner wheel side of the turn becomes insufficient in response to PD compensation, as the pressure in its working fluid chamber decreases. As a result, as shown by the broken line in the time chart of Fig. 8, the vehicle height increases on both the outer wheel and the inner wheel of the turn, resulting in a heave-up in which the vehicle height of all four wheels increases. Or, the vehicle body may roll due to a difference in the amount of increase in the left and right vehicle heights.
【０００６】本発明は、従来の流体圧式アクティブサス
ペンションに於ける上述の如き問題に鑑み、気液ばね装
置内の圧力に拘らず車体の加速度の変化に応じて車体の
姿勢を過不足なく適切に制御することができるよう改良
された流体圧式のアクティブサスペンションを提供する
ことを目的としている。In view of the above-mentioned problems in conventional hydraulic active suspensions, the present invention appropriately adjusts the posture of the vehicle body in accordance with changes in acceleration of the vehicle body, regardless of the pressure within the gas-liquid spring device. The objective is to provide an improved hydraulic active suspension that can be controlled.
【０００７】[0007]
【課題を解決するための手段】上述の如き目的は、本発
明によれば、各車輪に対応して設けられ作動流体室に対
し作動流体が給排されることにより対応する部位の車高
を増減するアクチュエータと、前記作動流体室に連通す
る気液ばね装置と、前記作動流体室に対し作動流体を給
排する作動流体給排手段と、前記気液ばね装置内の圧力
又はこれに相当する状態量を検出する圧力検出手段と、
車体の加速度を検出若しくは推定する加速度検出手段と
、前記加速度の変化率を演算し該加速度の変化率に基く
制御量に応じて前記作動流体給排手段を制御する制御装
置とを有し、前記制御装置は前記圧力検出手段により検
出される圧力が高いほど前記加速度の変化率に基く制御
量を低減するよう構成された流体圧式アクティブサスペ
ンションによって達成される。[Means for Solving the Problems] According to the present invention, the above-mentioned object is achieved by supplying and discharging a working fluid to a working fluid chamber provided corresponding to each wheel, thereby increasing the vehicle height of the corresponding portion. an actuator that increases and decreases; a gas-liquid spring device that communicates with the working fluid chamber; a working fluid supply/discharge means that supplies and discharges working fluid to and from the working fluid chamber; and a pressure within the gas-liquid spring device or equivalent thereto. pressure detection means for detecting a state quantity;
The vehicle comprises an acceleration detection means for detecting or estimating the acceleration of the vehicle body, and a control device for calculating a rate of change in the acceleration and controlling the working fluid supply/discharge means in accordance with a control amount based on the rate of change in the acceleration. The control device is achieved by a hydraulic active suspension configured to reduce the control amount based on the rate of change of acceleration as the pressure detected by the pressure detection means increases.
【０００８】[0008]
【作用】上述の如き構成によれば、制御装置は圧力検出
手段により検出される圧力が高いほど加速度の変化率に
基く制御量を低減するよう構成されており、従って気液
ばね装置内の圧力が高いほど加速度の変化率に基く制御
量が減少し、逆に気液ばね装置内の圧力が低いほど加速
度の変化率に基く制御量が増大する。[Operation] According to the above configuration, the control device is configured to reduce the control amount based on the rate of change of acceleration as the pressure detected by the pressure detection means is higher, and therefore the pressure in the gas-liquid spring device is reduced. The higher the value, the smaller the control amount based on the rate of change in acceleration, and conversely, the lower the pressure in the gas-liquid spring device, the more the control amount based on the rate of change in acceleration.
【０００９】従ってアクチュエータの作動流体室内の圧
力が高い場合にはそのことによる過剰制御が加速度の変
化率に基く制御量の減少によって相殺又は抑制され、逆
にアクチュエータの作動流体室内の圧力が低い場合には
そのことに起因する制御不足が加速度の変化率に基く制
御量の増大によって相殺又は抑制され、これにより気液
ばね装置内の圧力に拘らずアクチュエータの作動流体室
内の圧力が適切なフィードフォワード制御量にて制御さ
れ、車体の加速度の変化に応じて車体の姿勢が過不足な
く適切に制御される。Therefore, when the pressure inside the actuator's working fluid chamber is high, the resulting excessive control is offset or suppressed by a decrease in the control amount based on the rate of change in acceleration, and conversely, when the pressure inside the actuator's working fluid chamber is low, In this case, the lack of control caused by this is offset or suppressed by an increase in the control amount based on the rate of change of acceleration, so that the pressure in the actuator's working fluid chamber can be properly fed forward regardless of the pressure in the gas-liquid spring device. It is controlled by a control amount, and the attitude of the vehicle body is appropriately controlled according to changes in the acceleration of the vehicle body.
【００１０】以下に添付の図を参照しつつ、本発明を実
施例について詳細に説明する。[0010] The invention will now be described in detail by way of example with reference to the accompanying drawings.
【００１１】[0011]
【実施例】図１は本発明による流体圧式アクティブサス
ペンションの一つの実施例の流体回路を示す概略構成図
である。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS FIG. 1 is a schematic diagram showing a fluid circuit of one embodiment of a hydraulic active suspension according to the present invention.
【００１２】図１に於て、１０は作動流体としてのオイ
ルを貯容するリザーバを示している。リザーバ１０には
接続通路１２の一端及び作動流体排出通路１４の一端が
接続されている。接続通路１２の他端はエンジン１６に
より駆動されるポンプ１８の吸入側に接続されている。
ポンプ１８は図示の実施例に於ては可変容量ポンプであ
り、その吐出側には作動流体供給通路２０の一端が接続
されている。作動流体供給通路２０の他端及び作動流体
排出通路１４の他端は圧力制御弁２２のパイロット操作
型の３ポート３位置切換式の切換制御弁２４のＰポート
及びＲポートにそれぞれ連通接続されている。各作動流
体排出通路１４の途中には他の車輪よりの作動流体排出
通路との連通接続部１４ａよりも圧力制御弁２２の側に
逆止弁１５が設けられており、この逆止弁は圧力制御弁
２２よりリザーバ１０へ向かう作動流体の流れのみを許
すようになっている。In FIG. 1, reference numeral 10 indicates a reservoir for storing oil as a working fluid. One end of a connection passage 12 and one end of a working fluid discharge passage 14 are connected to the reservoir 10 . The other end of the connecting passage 12 is connected to the suction side of a pump 18 driven by an engine 16. Pump 18 is a variable displacement pump in the illustrated embodiment, and one end of working fluid supply passage 20 is connected to its discharge side. The other end of the working fluid supply passage 20 and the other end of the working fluid discharge passage 14 are connected to the P port and the R port of a pilot-operated 3-port 3-position switching control valve 24 of the pressure control valve 22, respectively. There is. A check valve 15 is provided in the middle of each working fluid discharge passage 14 on the side closer to the pressure control valve 22 than the communication connection part 14a with the working fluid discharge passage from other wheels, and this check valve Only the flow of working fluid from the control valve 22 toward the reservoir 10 is allowed.
【００１３】圧力制御弁２２は切換制御弁２４と、作動
流体供給通路２０とリザーバ１０とを連通接続する接続
通路２６と、該通路の途中に設けられた固定絞り２８及
び可変絞り３０とよりなっている。切換制御弁２４のＡ
ポートには接続通路３２が接続されている。切換制御弁
２４は固定絞り２８と可変絞り３０との間の通路２６内
の圧力Ｐｐ 及び接続通路３２内のＰａ をパイロット
圧力として取込むスプール弁であり、圧力Ｐｐ が圧力
Ｐａ より高いときにはポートＰとポートＡとを連通接
続する切換位置２４ａ に切換わり、圧力Ｐｐ 及びＰ
ａ が互いに等しいときには全てのポートの連通を遮断
する切換位置２４ｂ に切換わり、Ｐｐ が圧力Ｐａ
より低いときにはポートＲとポートＡとを連通接続する
切換位置２４ｃに切換わるようになっている。また可変
絞り３０はそのソレノイドへ通電される電流を制御され
ることにより絞りの実効通路断面積を変化し、これによ
り固定絞り２８と共働して圧力Ｐｐ を変化させるよう
になっている。尚パイロット圧力を導く通路の途中には
絞り３４が設けられている。The pressure control valve 22 consists of a switching control valve 24, a connection passage 26 that communicates and connects the working fluid supply passage 20 and the reservoir 10, and a fixed throttle 28 and a variable throttle 30 provided in the middle of the passage. ing. A of the switching control valve 24
A connection passage 32 is connected to the port. The switching control valve 24 is a spool valve that takes in the pressure Pp in the passage 26 between the fixed throttle 28 and the variable throttle 30 and Pa in the connecting passage 32 as pilot pressure, and when the pressure Pp is higher than the pressure Pa, the port P and port A are switched to the switching position 24a for communicating and connecting the pressures Pp and P.
When a are equal to each other, the switch is switched to the switching position 24b which cuts off communication between all ports, and Pp becomes the pressure Pa.
When it is lower, it is switched to a switching position 24c that connects port R and port A in communication. Further, the variable throttle 30 changes the effective passage cross-sectional area of the throttle by controlling the current applied to its solenoid, thereby changing the pressure Pp in cooperation with the fixed throttle 28. Note that a throttle 34 is provided in the middle of the passage for guiding the pilot pressure.
【００１４】接続通路３２の他端は車輪に対応して設け
られたアクチュエータ３６の作動流体室３８に連通接続
されている。図示の如くアクチュエータ３６は一種のシ
リンダーピストン装置であり、図には示されていないが
車輪を支持するサスペンション部材と車体との間に配設
され、作動流体室３８に対し作動流体が給排されること
により対応する部位の車高を増減するようになっている
。作動流体室３８には通路４０により気液ばね装置４２
が接続されており、通路４０の途中には絞り４４が設け
られている。気液ばね装置４２には該気液ばね装置内の
圧力を検出する圧力センサ４５が設けられている。かく
して気液ばね装置４２はサスペンションスプリング又は
補助的なサスペンションスプリングとして作用し、絞り
４４は減衰力を発生するようになっている。The other end of the connecting passage 32 is connected to a working fluid chamber 38 of an actuator 36 provided corresponding to the wheel. As shown in the figure, the actuator 36 is a type of cylinder-piston device, and although not shown in the figure, it is disposed between the suspension member that supports the wheels and the vehicle body, and supplies and discharges working fluid to and from the working fluid chamber 38. By doing so, the vehicle height of the corresponding area can be increased or decreased. A gas-liquid spring device 42 is connected to the working fluid chamber 38 via a passage 40.
are connected to each other, and a throttle 44 is provided in the middle of the passage 40. The gas-liquid spring device 42 is provided with a pressure sensor 45 that detects the pressure within the gas-liquid spring device. The gas-liquid spring device 42 thus acts as a suspension spring or an auxiliary suspension spring, and the restriction 44 is adapted to generate a damping force.
【００１５】接続通路３２の途中には遮断弁４６が設け
られている。遮断弁４６はパイロット圧力制御装置４８
により制御されたパイロット圧力Ｐｃ を取込み、パイ
ロット圧力Ｐｃ が開弁所定値を越えると開弁し、パイ
ロット圧力が閉弁所定値以下になると閉弁するよう構成
されている。パイロット圧力制御装置４８は作動流体供
給通路２０とリザーバ１０とを連通接続する接続通路５
０と、該通路の途中に設けられた固定絞り５２及び可変
絞り５４とを含み、固定絞りと可変絞りとの間の圧力を
パイロット圧力Ｐｃ として遮断弁４６へ供給するよう
になっている。A cutoff valve 46 is provided in the middle of the connection passage 32. Shutoff valve 46 is connected to pilot pressure control device 48
The valve is configured to take in a pilot pressure Pc controlled by the above, open when the pilot pressure Pc exceeds a predetermined valve opening value, and close when the pilot pressure falls below a predetermined valve closing value. The pilot pressure control device 48 is a connecting passage 5 that communicates and connects the working fluid supply passage 20 and the reservoir 10.
0, a fixed throttle 52 and a variable throttle 54 provided in the middle of the passage, and the pressure between the fixed throttle and the variable throttle is supplied to the cutoff valve 46 as pilot pressure Pc.
【００１６】作動流体供給通路２０の途中にはフィルタ
５６及びポンプ１８より圧力制御弁２２へ向う作動流体
の流れのみを許す逆止弁５８が設けられている。また逆
止弁５８より下流側の作動流体供給通路２０にはアキュ
ームレータ６０が連通接続されている。A check valve 58 is provided in the middle of the working fluid supply passage 20 to allow only the flow of working fluid from the filter 56 and the pump 18 toward the pressure control valve 22. Further, an accumulator 60 is connected to the working fluid supply passage 20 on the downstream side of the check valve 58 .
【００１７】尚逆止弁１５、圧力制御弁２２、接続通路
３２、絞り４４、遮断弁４６、アクチュエータ３６、気
液ばね装置４２、圧力センサ４５等は各車輪に対応して
設けられている。また図２に於ては右前輪、左前輪、右
後輪、左後輪に対応する圧力制御弁及び圧力センサはそ
れぞれ２２ｆｒ、２２ｆｌ、２２ｒｒ、２２ｒｌ及び４
５ｆｒ、４５ｆｌ、４５ｒｒ、４５ｒｌにて示されてい
る。A check valve 15, a pressure control valve 22, a connecting passage 32, a throttle 44, a cutoff valve 46, an actuator 36, a gas-liquid spring device 42, a pressure sensor 45, etc. are provided corresponding to each wheel. In addition, in FIG. 2, the pressure control valves and pressure sensors corresponding to the right front wheel, left front wheel, right rear wheel, and left rear wheel are 22fr, 22fl, 22rr, 22rl, and 4, respectively.
5fr, 45fl, 45rr, and 45rl.
【００１８】圧力制御弁２２は図２に示された電気式制
御装置７６により制御されるようになっている。電気式
制御装置７６はマイクロコンピュータ７８を含んでいる
。マイクロコンピュータ７８は図２に示されている如き
一般的な構成のものであってよく、中央処理ユニット（
ＣＰＵ）８０と、リードオンリメモリ（ＲＯＭ）８２と
、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）８４と、入力ポー
ト装置８６と、出力ポート装置８８とを有し、これらは
双方性のコモンバス９０により互いに接続されている。Pressure control valve 22 is controlled by an electrical control device 76 shown in FIG. Electrical control device 76 includes a microcomputer 78 . The microcomputer 78 may have a general configuration as shown in FIG.
A CPU) 80, a read-only memory (ROM) 82, a random access memory (RAM) 84, an input port device 86, and an output port device 88, which are connected to each other by a bidirectional common bus 90. There is.
【００１９】入力ポート装置８６には図１には示されて
いない横加速度センサ６２より車体の横加速度Ｇｘ （
車輌の左方を正とする）を示す信号、前後加速度センサ
６４より車体の前後加速度Ｇｙ （車輌の前方向を正と
する）を示す信号、圧力センサ４５ｆｒ〜４５ｒｌより
対応する気液ばね装置４２内の圧力Ｐｆｒ、Ｐｆｌ、Ｐ
ｒｒ、Ｐｒｌを示す信号、車速センサ７０より車速Ｖを
示す信号、操舵角センサ７２より操舵角θ（右旋回方向
を正とする）を示す信号が入力され、また車高センサの
如き一群のセンサ７４より車輌の走行状態に関する信号
が入力されるようになっている。The input port device 86 receives the lateral acceleration Gx (
A signal indicating the longitudinal acceleration Gy of the vehicle body (with the front direction of the vehicle being positive) from the longitudinal acceleration sensor 64, and a corresponding gas-liquid spring device 42 from the pressure sensors 45fr to 45rl. The pressure inside Pfr, Pfl, P
rr, Prl, a signal indicating the vehicle speed V from the vehicle speed sensor 70, a signal indicating the steering angle θ (with the right turning direction being positive) from the steering angle sensor 72, and a group of sensors such as a vehicle height sensor. A signal related to the running state of the vehicle is inputted from the sensor 74.
【００２０】入力ポート装置８６はそれに入力された信
号を適宜に処理し、ＲＯＭ８２に記憶されているプログ
ラムに基くＣＰＵ８０の指示に従い、ＣＰＵ及びＲＡＭ
８４へ処理された信号を出力するようになっている。Ｒ
ＯＭ８２は制御プログラム、図４及び図５に示されたマ
ップ等を記憶している。ＣＰＵ８０は車体のロール及び
ピッチ制御に関し図３に示されたシグナルフローに基き
後述の如く種々の演算及び信号の処理を行うようになっ
ている。出力ポート装置８８はＣＰＵ８０の指示に従い
、駆動回路９２を経てパイロット圧力制御装置４８の可
変絞り５４へ制御信号を出力し、駆動回路９４〜９７を
経て圧力制御弁２２ｆｒ、２２ｒｌ、２２ｒｒ、２２ｒ
ｌの対応する可変絞りへ制御信号を出力するようになっ
ている。[0020] The input port device 86 appropriately processes the signals input thereto, and according to the instructions of the CPU 80 based on the program stored in the ROM 82, the CPU and RAM
The processed signal is output to 84. R
The OM 82 stores control programs, maps shown in FIGS. 4 and 5, and the like. The CPU 80 is designed to perform various calculations and signal processing as described later based on the signal flow shown in FIG. 3 regarding the roll and pitch control of the vehicle body. The output port device 88 outputs a control signal to the variable throttle 54 of the pilot pressure control device 48 via the drive circuit 92 according to instructions from the CPU 80, and outputs a control signal to the variable throttle 54 of the pilot pressure control device 48 via the drive circuits 94 to 97 to the pressure control valves 22fr, 22rl, 22rr, 22r.
A control signal is output to the corresponding variable diaphragm.
【００２１】制御装置７６による制御は図には示されて
いないイグニッションスイッチの閉成により開始され、
イグニッションスイッチの開成後しばらくして終了され
る。またアクティブサスペンションの作動開始時にはパ
イロット圧力制御装置４８が制御されることによりパイ
ロット圧力Ｐｃ が漸増され、これにより遮断弁４６が
全開状態になるまで漸次開弁される。尚必要ならば、か
かる制御の詳細については例えば本願出願人の一方と同
一の出願人の出願にかかる特願平２−１９９８８３号明
細書を参照されたい。Control by the control device 76 is initiated by closing an ignition switch (not shown);
It ends a while after the ignition switch is opened. Further, at the start of operation of the active suspension, the pilot pressure control device 48 is controlled to gradually increase the pilot pressure Pc, thereby gradually opening the shutoff valve 46 until it is fully open. If necessary, for details of such control, please refer to, for example, Japanese Patent Application No. 199883 filed by the same applicant as one of the applicants of this application.
【００２２】次に図３のシグナルフローチャート、図４
のフローチャート、図５及び図６のマップを参照して図
示の実施例の作動について説明する。Next, the signal flowchart of FIG. 3 and FIG.
The operation of the illustrated embodiment will be described with reference to the flowchart of FIG. 5 and the maps of FIGS. 5 and 6.
【００２３】図３に示されている如く、横加速度センサ
６２により検出された車体の横加速度Ｇｘ 及び前後加
速度センサ６４により検出された車体の前後加速度Ｇｙ
はそれぞれローパスフィルタ１００及び１０２により
高周波成分を除去され、フィルタリング後の横加速度及
び前後加速度はそれぞれ係数器１０４及び１０６により
予め設定されたチューニングゲインを乗算される。As shown in FIG. 3, the lateral acceleration Gx of the vehicle body detected by the lateral acceleration sensor 62 and the longitudinal acceleration Gy of the vehicle body detected by the longitudinal acceleration sensor 64.
High frequency components are removed by low-pass filters 100 and 102, respectively, and the filtered lateral acceleration and longitudinal acceleration are multiplied by preset tuning gains by coefficient multipliers 104 and 106, respectively.
【００２４】チューニングゲインを乗算された横加速度
及び前後加速度は各輪変換器１０８へ入力され、該変換
器により前輪のロール剛性配分比をＫｆｇ（１未満の正
の定数）として図示のマトリックスにて右前輪、左前輪
、右後輪、左後輪のアクチュエータ制御用の加速度信号
に変換される。またチューニングゲインを乗算された横
加速度は更に係数器１１０によりチューニングゲインを
乗算された後各輪変換器１１２へ入力され、該変換器に
より図示のマトリックスにて右前輪、左前輪、右後輪、
左後輪のアクチュエータ制御用の加速度信号に変換され
る。The lateral acceleration and longitudinal acceleration multiplied by the tuning gain are input to each wheel converter 108, and the converter converts the roll stiffness distribution ratio of the front wheels into Kfg (a positive constant less than 1) in the matrix shown in the figure. It is converted into acceleration signals for controlling the actuators of the right front wheel, left front wheel, right rear wheel, and left rear wheel. The lateral acceleration multiplied by the tuning gain is further multiplied by the tuning gain by a coefficient unit 110, and then inputted to the converter 112 for each wheel.
It is converted into an acceleration signal for controlling the left rear wheel actuator.
【００２５】各輪変換器１０８及び１１２よりの加速度
信号はそれぞれ加算器１１４のプラス端子及びマイナス
端子に入力され、その出力は差分器１１６へ供給され、
該差分器によりｎ１ サイクル前の加算器１１４の出力
との偏差が時間微分値として演算される。差分器１１６
の出力は係数器１１８によりチューニングゲインを乗算
された後加算器１２０へ入力される。The acceleration signals from each wheel transducer 108 and 112 are input to the plus terminal and minus terminal of an adder 114, respectively, and the output thereof is supplied to a differentiator 116.
The difference with the output of the adder 114 n1 cycles ago is calculated as a time differential value by the differentiator. Differentiator 116
The output is multiplied by a tuning gain by a coefficient unit 118 and then input to an adder 120 .
【００２６】また操舵角センサ７２により検出された操
舵角θは微分器１２２により微分されて操舵角速度θｄ
ｏｔ が演算され、この操舵角速度θｄｏｔ 及び車速
センサ７０により検出された車速Ｖに基き図４のグラフ
に対応するマップより推定器１２４によって車体の推定
横加速度の微分値Ｇｈｄが演算される。推定器１２４の
出力は係数器１２６によりチューニングゲインを乗算さ
れた後各輪変換器１２８へ入力され、該変換器により前
輪のロール剛性配分比をＫｓｇ（１未満の正の定数）と
して図示のマトリックスにて右前輪、左前輪、右後輪、
左後輪のアクチュエータ制御用の信号に変換され、更に
加算器１２０へ入力される。The steering angle θ detected by the steering angle sensor 72 is differentiated by a differentiator 122 to obtain a steering angular velocity θd.
ot is calculated, and based on the steering angular velocity θdot and the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 70, the estimator 124 calculates the differential value Ghd of the estimated lateral acceleration of the vehicle body from a map corresponding to the graph of FIG. The output of the estimator 124 is multiplied by a tuning gain by a coefficient unit 126, and then input to each wheel converter 128, which converts the roll stiffness distribution ratio of the front wheels into a matrix shown in the figure as Ksg (a positive constant less than 1). Right front wheel, left front wheel, right rear wheel,
The signal is converted into a signal for controlling the actuator of the left rear wheel, and is further input to the adder 120.
【００２７】また圧力センサ４５ｆｒ、４５ｆｌ、４５
ｒｒ、４５ｒｌにより検出された各気液ばね装置内の圧
力Ｐｆｒ、Ｐｆｌ、Ｐｒｒ、Ｐｒｌを示す信号がゲイン
演算器１３０へ入力され、図５に示されたグラフに対応
するマップに基き演算器１３０により重みゲインＫｄｆ
ｒ 、Ｋｄｆｌ 、Ｋｄｒｒ 、Ｋｄｒｌ が演算され
、それらの値が係数器１３４へ出力される。[0027] Also, pressure sensors 45fr, 45fl, 45
Signals indicating the pressures Pfr, Pfl, Prr, and Prl in each gas-liquid spring device detected by rr and 45rl are input to the gain calculator 130, and the gain calculator 130 calculates the pressures based on the map corresponding to the graph shown in FIG. The weight gain Kdf is
r, Kdfl, Kdrr, and Kdrl are calculated, and their values are output to the coefficient unit 134.
【００２８】尚図５に示されたグラフに対応するマップ
は各輪ごとに設けられており、図５に於て、ｉは右前輪
、左前輪、右後輪、左後輪に対応するｆｒ、ｆｌ、ｒｒ
、ｒｌを意味し、Ｐｏｉは車輌の静止状態に於けるアク
チュエータの作動流体室内の圧力（標準圧力）を意味す
る。図示の実施例に於ては、ゲインＫｄｉは圧力Ｐｉ
が標準圧力Ｐｏｉであるとき１になるよう設定されてい
る。A map corresponding to the graph shown in FIG. 5 is provided for each wheel, and in FIG. 5, i is fr corresponding to the right front wheel, left front wheel, right rear wheel, and left rear wheel. ,fl,rr
, rl, and Poi means the pressure (standard pressure) in the working fluid chamber of the actuator when the vehicle is at rest. In the illustrated embodiment, the gain Kdi is equal to the pressure Pi
is set to be 1 when is the standard pressure Poi.
【００２９】加算器１２０の出力は係数器１３４により
ゲインＫｄｉを乗算され、係数器１３４の出力及び各輪
変換器１０８の出力は加算器１３２により加算され、こ
れにより各車輪の圧力制御弁に対する車体の加速度に基
くフィードフォワード制御量が演算される。The output of the adder 120 is multiplied by a gain Kdi by a coefficient unit 134, and the output of the coefficient unit 134 and the output of each wheel converter 108 are added by an adder 132. A feedforward control amount based on the acceleration of is calculated.
【００３０】尚車輌の走行状態に応じて車体の姿勢や車
輌の乗り心地性を制御するための各アクチュエータの作
動流体室の目標圧力及びこれらの目標圧力を達成するた
めの圧力制御弁２２ｆｒ、２２ｆｌ、２２ｒｒ、２２ｒ
ｌの可変絞りのソレノイドへ供給される制御電流は、過
渡旋回時に於ける車体のロールや加減速時に於ける車体
のピッチング等が低減又は防止されるよう車体の実加速
度の変化率若しくは推定加速度の変化率に応じて圧力制
御弁が制御される限り任意の態様にて実施されてよく、
例えば本願出願人の一方と同一の出願人の出願にかかる
特開平２−１７５４０５号公報に記載されている如く行
われてよい。[0030] Target pressures in the working fluid chambers of each actuator for controlling the posture of the vehicle body and ride comfort of the vehicle according to the running condition of the vehicle, and pressure control valves 22fr, 22fl for achieving these target pressures. , 22rr, 22r
The control current supplied to the solenoid of the variable throttle of l is controlled at a rate of change of the actual acceleration of the vehicle body or of the estimated acceleration so that roll of the vehicle body during transient turns and pitching of the vehicle body during acceleration/deceleration are reduced or prevented. It may be implemented in any manner as long as the pressure control valve is controlled according to the rate of change.
For example, it may be carried out as described in Japanese Patent Laid-Open No. 2-175405 filed by the same applicant as one of the applicants of the present application.
【００３１】かくしてこの実施例によれば、差分器１１
６により演算され係数器１１８によりゲインを乗算され
た横加速度の変化率（微分値）及び前後加速度の変化率
と、推定器１２４により推定され係数器１２６によりゲ
インを乗算され変換器１２８により各輪に分配された推
定横加速度の変化率とが加算器１２０により加算され、
その出力に対し係数器１３４によりゲインＫｄｉが乗算
され、その出力が加算器１３２により横加速度に比例す
る制御量及び前後加速度に比例する制御量と加算され、
その加算結果が各車輪の圧力制御弁に対する車体の加速
度に基くフィードフォワード制御量として出力される。Thus, according to this embodiment, the difference device 11
The rate of change (differential value) of lateral acceleration and the rate of change of longitudinal acceleration calculated by 6 and multiplied by the gain by the coefficient unit 118, and the rate of change of the longitudinal acceleration estimated by the estimator 124, multiplied by the gain by the coefficient unit 126, and calculated by the converter 128 for each wheel. and the rate of change of the estimated lateral acceleration distributed to are added by an adder 120,
The output is multiplied by a gain Kdi by a coefficient unit 134, and the output is added by an adder 132 to a control amount proportional to the lateral acceleration and a control amount proportional to the longitudinal acceleration,
The addition result is output as a feedforward control amount based on the acceleration of the vehicle body relative to the pressure control valve of each wheel.
【００３２】この場合ゲインＫｄｉは図５に示されてい
る如く気液ばね装置内の圧力Ｐｉ が高いほど小さくな
るよう設定されるので、加速度及び加速度の変化率に基
くフィードフォワード制御量は気液ばね装置内の圧力が
高いほど減少し逆に圧力Ｐｉ が低いほど高い値になる
。In this case, the gain Kdi is set to be smaller as the pressure Pi in the gas-liquid spring device increases as shown in FIG. The higher the pressure in the spring device, the lower the value; conversely, the lower the pressure Pi, the higher the value.
【００３３】従って例えば車輌の旋回時には、旋回外輪
側に於ては気液ばね装置４２内の圧力が増大することに
よる過剰制御が実横加速度の変化率に基く制御量及び推
定横加速度の変化率に基く制御量の減少によって相殺又
は抑制され、逆に旋回内輪側に於ては気液ばね装置内の
圧力が低下することに起因する制御不足が実横加速度の
変化率に基く制御量及び推定横加速度の変化率に基く制
御量の増大によって相殺又は抑制され、これにより気液
ばね装置内の圧力に拘らずアクチュエータ３６の作動流
体室３８内の圧力が適切なフィードフォワード制御量に
て制御され、これにより図８に於て実線にて示されてい
る如く過渡旋回時に於ける車体のヒーブアップやロール
の発生が回避される。Therefore, for example, when a vehicle turns, excessive control due to an increase in the pressure in the gas-liquid spring device 42 on the outer wheel side of the turn causes the control amount based on the rate of change of the actual lateral acceleration and the rate of change of the estimated lateral acceleration to be reduced. On the inside wheel side of the turn, the lack of control caused by the decrease in the pressure in the gas-liquid spring device is offset or suppressed by the decrease in the control amount based on the rate of change of the actual lateral acceleration. This is offset or suppressed by an increase in the control amount based on the rate of change of the lateral acceleration, so that the pressure in the actuator fluid chamber 38 of the actuator 36 is controlled by an appropriate feedforward control amount regardless of the pressure in the gas-liquid spring device. As a result, heave-up and roll of the vehicle body during transient turns, as shown by the solid line in FIG. 8, can be avoided.
【００３４】同様に、車輌の加減速時には、気液ばね装
置４２内の圧力が増大することによる過剰制御が前後加
速度の変化率に基く制御量に基く制御量の減少によって
相殺又は抑制され、気液ばね装置内の圧力が低下するこ
とに起因する制御不足が前後加速度の変化率に基く制御
量に基く制御量の増大によって相殺又は抑制され、これ
により気液ばね装置内の圧力に拘らずアクチュエータ３
６の作動流体室３８内の圧力が適切なフィードフォワー
ド制御量にて制御され、これにより加減速時に於ける車
体のピッチングの発生が回避される。Similarly, when the vehicle accelerates or decelerates, excessive control due to an increase in the pressure within the gas-liquid spring device 42 is offset or suppressed by a decrease in the control amount based on the rate of change in longitudinal acceleration, and the air pressure is reduced. The lack of control caused by a decrease in the pressure inside the gas-liquid spring device is offset or suppressed by an increase in the control amount based on the rate of change in the longitudinal acceleration, and this allows the actuator to operate regardless of the pressure inside the gas-liquid spring device. 3
The pressure within the working fluid chamber 38 of No. 6 is controlled by an appropriate feedforward control amount, thereby avoiding pitching of the vehicle body during acceleration and deceleration.
【００３５】尚上述の実施例に於ては、横加速度の変化
率及び推定横加速度の変化率の両方に基くフィードフォ
ワード制御量が気液ばね装置内の圧力に応じて増減され
るようになっているが、これらの一方に基くフィードフ
ォワード制御量のみが気液ばね装置内の圧力に応じて増
減されてもよい。In the above-described embodiment, the feedforward control amount based on both the rate of change in lateral acceleration and the rate of change in estimated lateral acceleration is increased or decreased in accordance with the pressure within the gas-liquid spring device. However, only the feedforward control amount based on one of these may be increased or decreased depending on the pressure within the gas-liquid spring device.
【００３６】また上述の実施例に於ては、ゲインＫｄｉ
は前後加速度の変化率に基くフィードフォワード制御量
、横加速度の変化率に基くフィードフォワード制御量及
び推定横加速度の変化率に基くフィードフォワード制御
量の和に対するゲインとして設定されるようになってい
るが、前後加速度の変化率に基く制御量、横加速度の変
化率に基く制御量及び推定横加速度の変化率に基く制御
量に対しそれぞれ個別にゲインが設定され、それらのゲ
インが気液ばね装置内の圧力が高いほど小さくなるよう
設定されてもよい。Further, in the above embodiment, the gain Kdi
is set as a gain for the sum of the feedforward control amount based on the rate of change in longitudinal acceleration, the feedforward control amount based on the rate of change in lateral acceleration, and the feedforward control amount based on the rate of change in estimated lateral acceleration. However, gains are set individually for the control amount based on the rate of change in longitudinal acceleration, the control amount based on the rate of change in lateral acceleration, and the control amount based on the rate of change in estimated lateral acceleration. It may be set so that the higher the internal pressure, the lower the pressure.
【００３７】また上述の実施例に於ては、前後加速度の
変化率に基くフィードフォワード制御量も気液ばね装置
内の圧力に応じて増減されるようになっているが、前後
加速度の変化率に基くフィードフォワード制御量は気液
ばね装置内の圧力に応じて増減されなくてもよく、また
車体の上下加速度を検出し、該上下加速度に基くフィー
ドフォワード制御量も気液ばね装置内の圧力に応じて増
減されてもよい。Furthermore, in the above-described embodiment, the feedforward control amount based on the rate of change in longitudinal acceleration is also increased or decreased in accordance with the pressure within the gas-liquid spring device. The feedforward control amount based on the gas-liquid spring device does not have to be increased or decreased depending on the pressure inside the gas-liquid spring device, and the vertical acceleration of the vehicle body is detected, and the feedforward control amount based on the vertical acceleration also depends on the pressure inside the gas-liquid spring device. It may be increased or decreased depending on the situation.
【００３８】また上述の実施例に於ては、気液ばね装置
内の圧力Ｐｉ は圧力センサ４５ｆｒ〜４５ｒｌにより
直接的に検出されるようになっているが、アクチュエー
タの作動流体室内の圧力を検出する圧力センサの検出結
果又は横加速度センサ及び前後加速度センサの検出結果
より推定されてもよい。Further, in the above embodiment, the pressure Pi in the gas-liquid spring device is directly detected by the pressure sensors 45fr to 45rl, but the pressure in the working fluid chamber of the actuator is detected. It may be estimated from the detection results of a pressure sensor or the detection results of a lateral acceleration sensor and a longitudinal acceleration sensor.
【００３９】更に上述の実施例に於ては、各アクチュエ
ータの作動流体室内の圧力を制御する手段は圧力制御弁
であるが、この手段は流量制御弁であってもよい。Furthermore, in the embodiments described above, the means for controlling the pressure within the working fluid chamber of each actuator is a pressure control valve, but this means may also be a flow rate control valve.
【００４０】以上に於ては本発明を特定の実施例につい
て詳細に説明したが、本発明はかかる実施例に限定され
るものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施例
が可能であることは当業者にとって明らかであろう。Although the present invention has been described in detail with respect to specific embodiments above, the present invention is not limited to such embodiments, and various other embodiments may be made within the scope of the present invention. It will be obvious to those skilled in the art that this is possible.
【００４１】[0041]
【発明の効果】以上の説明より明らかである如く、本発
明によれば、気液ばね装置内の圧力が高いほど加速度の
変化率に基く制御量が減少し、逆に気液ばね装置内の圧
力が低いほど加速度の変化率に基く制御量が増大するの
で、アクチュエータの作動流体室内の圧力が高い場合に
はそのことによる過剰制御が加速度の変化率に基く制御
量の減少によって相殺又は抑制され、逆にアクチュエー
タの作動流体室内の圧力が低い場合にはそのことに起因
する制御不足が加速度の変化率に基く制御量の増大によ
って相殺又は抑制され、これにより気液ばね装置内の圧
力に拘らずアクチュエータの作動流体室内の圧力を適切
なフィードフォワード制御量にて制御し、車体の加速度
の変化に応じて車体の姿勢を過不足なく適切に制御する
ことができる。As is clear from the above explanation, according to the present invention, the higher the pressure inside the gas-liquid spring device, the smaller the control amount based on the rate of change in acceleration; As the pressure decreases, the amount of control based on the rate of change in acceleration increases, so if the pressure in the working fluid chamber of the actuator is high, the overcontrol caused by this is offset or suppressed by a decrease in the amount of control based on the rate of change in acceleration. Conversely, when the pressure in the working fluid chamber of the actuator is low, the lack of control caused by this is offset or suppressed by an increase in the amount of control based on the rate of change in acceleration, so that regardless of the pressure in the gas-liquid spring device. By controlling the pressure in the working fluid chamber of the actuator with an appropriate feedforward control amount, it is possible to appropriately control the attitude of the vehicle body in accordance with changes in the acceleration of the vehicle body.
【図１】本発明による流体圧式アクティブサスペンショ
ンの一つの実施例の流体回路を示す概略構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a fluid circuit of one embodiment of a hydraulic active suspension according to the present invention.
【図２】図１に示された実施例の電気式制御装置を示す
ブロック線図である。FIG. 2 is a block diagram showing the electrical control device of the embodiment shown in FIG. 1;
【図３】図２に示された電気式制御装置により達成され
る演算及び信号処理を示すシグナルフローチャートであ
る。FIG. 3 is a signal flowchart showing the calculations and signal processing accomplished by the electrical control device shown in FIG. 2;
【図４】車速Ｖと操舵角速度の微分値θｄｏｔ と推定
横加速度の微分値Ｇｈｄとの間の関係を示すグラフであ
る。FIG. 4 is a graph showing the relationship between the vehicle speed V, the differential value θdot of the steering angular velocity, and the differential value Ghd of the estimated lateral acceleration.
【図５】気液ばね装置内の圧力Ｐｉ とゲインＫｄｉと
の間の関係を示すグラフである。FIG. 5 is a graph showing the relationship between the pressure Pi in the gas-liquid spring device and the gain Kdi.
【図６】周波数とアクティブサスペンションの応答性（
制御弁へ供給される制御電流Ｉｉ に対する気液ばね装
置内の圧力Ｐｉ の比）との関係を示すグラフである。[Figure 6] Frequency and active suspension response (
2 is a graph showing the relationship between the control current Ii supplied to the control valve and the pressure Pi within the gas-liquid spring device.
【図７】気液ばね装置内の圧力と気液ばね装置の弾性と
の関係を示すグラフである。FIG. 7 is a graph showing the relationship between the pressure within the gas-liquid spring device and the elasticity of the gas-liquid spring device.
【図８】従来のアクティブサスペンションが搭載された
車輌が高横加速度にてスラローム走行する場合に於ける
左右前輪の車高の変化を示すタイムチャートである。FIG. 8 is a time chart showing changes in the vehicle height of the left and right front wheels when a vehicle equipped with a conventional active suspension runs in a slalom at high lateral acceleration.
１０…リザーバ １６…エンジン １８…ポンプ ２０…作動流体供給通路 ２２…圧力制御弁 ３２…接続通路 ３６…アクチュエータ ３８…作動流体室 ４２…気液ばね装置 ４４…絞り ４５…圧力センサ ４６…遮断弁 ４８…パイロット圧力制御装置 ６０…アキュームレータ ６２…横加速度センサ ６４…前後加速度センサ ７０…車速センサ ７２…操舵角センサ ７６…電気式制御装置 ７８…マイクロコンピュータ ８０…ＣＰＵ ８２…ＲＯＭ ８４…ＲＡＭ ８６…入力ポート装置 ８８…出力ポート装置 10...Reservoir 16...Engine 18...Pump 20... Working fluid supply passage 22...Pressure control valve 32...Connection passage 36...actuator 38... Working fluid chamber 42...Air-liquid spring device 44...Aperture 45...Pressure sensor 46...Shutoff valve 48...Pilot pressure control device 60...Accumulator 62...Lateral acceleration sensor 64...Longitudinal acceleration sensor 70...Vehicle speed sensor 72...Steering angle sensor 76...Electric control device 78...Microcomputer 80...CPU 82...ROM 84...RAM 86...Input port device 88...Output port device
Claims (1)
給排されることにより対応する部位の車高を増減するア
クチュエータと、前記作動流体室に連通する気液ばね装
置と、前記作動流体室に対し作動流体を給排する作動流
体給排手段と、前記気液ばね装置内の圧力又はこれに相
当する状態量を検出する圧力検出手段と、車体の加速度
を検出若しくは推定する加速度検出手段と、前記加速度
の変化率を演算し該加速度の変化率に基く制御量に応じ
て前記作動流体給排手段を制御する制御装置とを有し、
前記制御装置は前記圧力検出手段により検出される圧力
が高いほど前記加速度の変化率に基く制御量を低減する
よう構成された流体圧式アクティブサスペンション。an actuator that is provided corresponding to each wheel and increases or decreases the vehicle height of the corresponding portion by supplying and discharging a working fluid to a working fluid chamber; a gas-liquid spring device that communicates with the working fluid chamber; A working fluid supply/discharge means for supplying and discharging a working fluid to and from the chamber, a pressure detecting means for detecting the pressure in the gas-liquid spring device or a state quantity equivalent thereto, and an acceleration detecting means for detecting or estimating the acceleration of the vehicle body. and a control device that calculates the rate of change of the acceleration and controls the working fluid supply/discharge means according to a control amount based on the rate of change of the acceleration,
The control device is a hydraulic active suspension configured to reduce a control amount based on the rate of change of the acceleration as the pressure detected by the pressure detection means increases.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP12485991A JPH04328010A (en) | 1991-04-26 | 1991-04-26 | Fluid pressure type active suspension |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP12485991A JPH04328010A (en) | 1991-04-26 | 1991-04-26 | Fluid pressure type active suspension |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH04328010A true JPH04328010A (en) | 1992-11-17 |
Family
ID=14895867
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP12485991A Pending JPH04328010A (en) | 1991-04-26 | 1991-04-26 | Fluid pressure type active suspension |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH04328010A (en) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2016175469A (en) * | 2015-03-19 | 2016-10-06 | 本田技研工業株式会社 | Suspension control device for vehicle |
| JP2016175467A (en) * | 2015-03-19 | 2016-10-06 | 本田技研工業株式会社 | Suspension control device of vehicle |
| GB2618369A (en) * | 2022-05-05 | 2023-11-08 | Jaguar Land Rover Ltd | Suspension system with hold control |
-
1991
- 1991-04-26 JP JP12485991A patent/JPH04328010A/en active Pending
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2016175469A (en) * | 2015-03-19 | 2016-10-06 | 本田技研工業株式会社 | Suspension control device for vehicle |
| JP2016175467A (en) * | 2015-03-19 | 2016-10-06 | 本田技研工業株式会社 | Suspension control device of vehicle |
| GB2618369A (en) * | 2022-05-05 | 2023-11-08 | Jaguar Land Rover Ltd | Suspension system with hold control |
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