JPH0439112A - Suspension device for vehicle - Google Patents
Suspension device for vehicleInfo
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- JPH0439112A JPH0439112A JP14383090A JP14383090A JPH0439112A JP H0439112 A JPH0439112 A JP H0439112A JP 14383090 A JP14383090 A JP 14383090A JP 14383090 A JP14383090 A JP 14383090A JP H0439112 A JPH0439112 A JP H0439112A
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- Control Of Vehicle Engines Or Engines For Specific Uses (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
産業上の利用分野
本発明は、車両のサスペンション装置に関するものであ
り、さらに詳細には、サスペンション特性を所望のよう
にに変更することのできるアクティブサスペンション装
置に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Field of the Invention The present invention relates to a suspension system for a vehicle, and more particularly to an active suspension system capable of changing suspension characteristics as desired. .
先行技術
従来、パッシブサスペンションと呼ばれているサスペン
ション装置は、油圧緩衝器とコイルバネなどのバネより
なるダンパユニットとから構成されており、油圧緩衝器
の減衰力を可変とすることによって、サスペンション特
性をある程度変更することはできるものの、その範囲は
小さく、実質上、パッシブサスペンション装置における
サスペンション特性は一律に設定されていた。Prior Art Suspension devices conventionally called passive suspensions are composed of a hydraulic shock absorber and a damper unit made of a spring such as a coil spring.The suspension characteristics can be adjusted by making the damping force of the hydraulic shock absorber variable. Although it is possible to change it to some extent, the range is small and, in practice, the suspension characteristics of passive suspension devices are set uniformly.
これに対して、近年、バネ上重量とバネ下重量との間に
、流体シリンダ装置を設け、この流体シリンダ装置に対
する作動流体の供給、排出量を制御することによって、
サスペンション特性を所望のように変更することができ
るアクティブサスペンションと呼ばれるサスペンション
装置が提案されている（たとえば、特公昭５９＝１４３
６５号公報、特開昭６３−１３０４１８号公報など。）
。In contrast, in recent years, a fluid cylinder device is provided between the sprung mass and the unsprung mass, and by controlling the supply and discharge amount of working fluid to this fluid cylinder device,
A suspension device called an active suspension that can change suspension characteristics as desired has been proposed (for example, Japanese Patent Publication No. 59/143
No. 65, JP-A-63-130418, etc. )
.
一般に、車両の振動には、バウンス、ピッチおよびロー
ルの３種類の振動があるが、かかるアクティブサスペン
ション装置は、各車輪毎に、流体シリンダ装置を備え、
これら車両の３種類の振動に対して、乗心地および走行
安定性が向上するように、各車輪の流体シリンダ装置へ
の作動流体の供給、排出量を、車両の運転状態に応じて
、設定制御された所定の制御ゲインで、各車輪の流量制
御弁の開度を制御することにより、制御するものである
。Generally, there are three types of vehicle vibration: bounce, pitch, and roll, and such active suspension systems include a fluid cylinder device for each wheel.
In order to improve riding comfort and running stability against these three types of vehicle vibrations, the supply and discharge amount of working fluid to the fluid cylinder device of each wheel is set and controlled according to the vehicle operating condition. The control is performed by controlling the opening degree of the flow control valve of each wheel using a predetermined control gain.
かかるアクティブサスペンション装置においては、一般
に、各車輪の流体シリンダ装置に、作動流体を供給する
油圧ポンプなどの作動流体供給手段と、作動流体供給手
段から供給される作動流体を加圧状態で蓄積するアキュ
ームレータと、アキュームレータに蓄積された作動流体
の圧力を検出する圧力検出手段と、圧力検出手段により
検出された圧力検出信号に基づき、駆動手段によって、
開閉されるアンロードリリーフ弁とを備えている。Such an active suspension device generally includes a working fluid supply means such as a hydraulic pump that supplies working fluid to a fluid cylinder device of each wheel, and an accumulator that stores the working fluid supplied from the working fluid supply means in a pressurized state. and a pressure detection means for detecting the pressure of the working fluid accumulated in the accumulator, and a drive means based on the pressure detection signal detected by the pressure detection means.
It is equipped with an unload relief valve that is opened and closed.
このアンロードリリーフ弁は、アキュームレータに蓄積
される作動流体の圧力が高くなり、作動流体が、油圧ポ
ンプなどの作動流体供給手段に逆流するおそれが生ずる
第１の所定圧力以上になったときに開かれて、作動流体
のアキュームレータへの供給を停止させ、他方、第１の
所定圧力より小さい第２の所定圧力以下になったときに
閉じられて、作動流体をアキュームレータへ供給し、蓄
積させることにより、アキュームレータ内の作動流体の
圧力を所定の範囲に維持する役割を果たしている。This unload relief valve opens when the pressure of the working fluid accumulated in the accumulator increases and reaches a first predetermined pressure at which there is a risk that the working fluid will flow back into the working fluid supply means such as a hydraulic pump. and stop the supply of working fluid to the accumulator, and on the other hand, when the pressure becomes equal to or lower than a second predetermined pressure, which is smaller than the first predetermined pressure, the pressure is closed to supply and accumulate the working fluid to the accumulator. , serves to maintain the pressure of the working fluid within the accumulator within a predetermined range.
発明の解決しようとする問題点
しかしながら、このにょうなアンロードリリーフ弁を備
えたアクティブサスペンション装置においては、作動流
体の圧力が、第２の所定圧力以下になり、アンロードリ
リーフ弁が閉じられて、作動流体のアキュームレータへ
の供給が再開されるとき、油圧ポンプなどの作動流体供
給手段の作動により、エンジンの出力が消費されるため
に、減速感が生じるという問題があった。Problems to be Solved by the Invention However, in an active suspension device equipped with this type of unload relief valve, when the pressure of the working fluid becomes equal to or lower than the second predetermined pressure, the unload relief valve is closed. When the supply of working fluid to the accumulator is restarted, the output of the engine is consumed due to the operation of the working fluid supply means such as a hydraulic pump, resulting in a feeling of deceleration.
発明の目的
本発明は、各車輪に対し、車両のバネ上重量とバネ下重
量との間に、それぞれ、流体シリンダ装置と、該流体シ
リンダ装置に作動流体を供給する作動流体供給手段と、
該作動流体供給手段から供給される作動流体を加圧状態
で蓄積するアキュームレータ手段と、該アキュームレー
タ手段に蓄積された作動流体の圧力を検出する圧力検出
手段と、該圧力検出手段により検出された圧力検出信号
に基づき、前記アキュームレータ手段に蓄積される作動
流体の圧力が、第１の所定圧力を越えないように、開か
れて、作動流体の前記アキュームレータ手段への供給を
停止させ、第１の所定圧力より小さい第２の所定圧力よ
り小さくならないように、閉じられて、作動流体を前記
アキュームレータ手段へ供給させるように、その開閉が
制御されるアンロードリリーフ弁と、該アンロードリリ
ーフ弁を開閉するアンロードリリーフ弁駆動手段とを備
え、車両の運転状態に応じて、前記流体シリンダ装置へ
の作動流体の供給量、排出量を制御することによって、
サスペンション特性を制御可能なアクティブサスペンシ
ョン装置において、アンロードＩＪ ＩＪ−フ弁の閉弁
時に減速感が生ずることを効果的に防止することのでき
る車両のサスペンション装置を提供することを目的とす
るものである。Object of the Invention The present invention provides, for each wheel, a fluid cylinder device and a working fluid supply means for supplying working fluid to the fluid cylinder device, respectively, between the sprung weight and the unsprung weight of the vehicle.
an accumulator means for accumulating the working fluid supplied from the working fluid supply means in a pressurized state; a pressure detecting means for detecting the pressure of the working fluid accumulated in the accumulator means; and a pressure detected by the pressure detecting means. Based on a detection signal, the pressure of the working fluid accumulated in the accumulator means is opened to stop the supply of working fluid to the accumulator means such that the pressure of the working fluid accumulated in the accumulator means does not exceed a first predetermined pressure, an unload relief valve whose opening and closing are controlled so as to be closed and to supply working fluid to the accumulator means so as not to become less than a second predetermined pressure, which is smaller than the pressure; and an unload relief valve that opens and closes the unload relief valve. and an unload relief valve driving means, and controls the supply amount and discharge amount of the working fluid to the fluid cylinder device according to the operating state of the vehicle.
An object of the present invention is to provide a suspension device for a vehicle that can effectively prevent a feeling of deceleration from occurring when an unload IJ valve is closed, in an active suspension device that can control suspension characteristics. be.
発明の構成
本発明のかかる目的は、前記圧力検出手段が検出した作
動流体圧力が低下しつつあるか否かを判定する圧力変化
判定手段と、該圧力変化判定手段により、前記圧力検出
手段が検出した作動流体圧力が低下しつつあると判定さ
れ、かつ、作動流体圧力が、前記第１の所定圧力より小
さく、かつ、前記第２の所定圧力より大きい第３の所定
圧力以下になったと判定したとき、エンジンに出力上昇
信号を出力して、エンジンの出力を所定出力まで上昇さ
せるエンジン出力制御手段と、該エンジン出力制御手段
が、エンジンに出力上昇信号を出力してから、所定時間
経過後に、前記アンロードリリーフ弁駆動手段に、閉弁
信号を出力して、前記アンロードリリーフ弁を閉じさせ
るアンロードリリーフ弁制御手段を設けることによって
達成される。Structure of the Invention An object of the present invention is to provide a pressure change determining means for determining whether or not the working fluid pressure detected by the pressure detecting means is decreasing; The working fluid pressure is determined to be decreasing, and it is determined that the working fluid pressure has become equal to or lower than a third predetermined pressure that is smaller than the first predetermined pressure and larger than the second predetermined pressure. an engine output control means that outputs an output increase signal to the engine to increase the output of the engine to a predetermined output, and after a predetermined time elapses after the engine output control means outputs the output increase signal to the engine, This is achieved by providing the unload relief valve driving means with an unload relief valve control means that outputs a valve closing signal to close the unload relief valve.
本発明の好ましい実施態様においては、前記圧力変化判
定手段が、作動流体圧力の変化率を算出し、該変化率に
基づき、作動流体圧力の変化状態を判定し、前記エンジ
ン出力制御手段が、前記圧力変化判定手段が算出した作
動流体圧力の変化率に基づき、作動流体圧力が、第２の
所定値以下になるよりも、エンジン出力が前記所定出力
に達するのに要する出力上昇時間だけ前の作動流体圧力
を算出し、該作動流体圧力以下に、作動流体圧力がなっ
たときに、エンジンに出力上昇信号を出力するように構
成されるとともに、前記アンロードリリーフ弁制御手段
が、前記エンジン出力制御手段が、エンジンに出力上昇
信号を出力してから、前記出力上昇時間経過後に、前記
アンロードリリーフ弁駆動手段に、閉弁信号を出力する
ように構成されている。In a preferred embodiment of the present invention, the pressure change determining means calculates a rate of change in the working fluid pressure, and determines a state of change in the working fluid pressure based on the rate of change, and the engine output controlling means calculates a rate of change in the working fluid pressure. Based on the rate of change in the working fluid pressure calculated by the pressure change determining means, the operation is performed before the working fluid pressure becomes equal to or less than the second predetermined value by the output increase time required for the engine output to reach the predetermined output. The unload relief valve control means is configured to calculate a fluid pressure and output an output increase signal to the engine when the working fluid pressure becomes lower than the working fluid pressure, and the unload relief valve control means controls the engine output control. The means is configured to output a valve closing signal to the unload relief valve driving means after the output increase time has elapsed after outputting the output increase signal to the engine.
本発明のさらに好ましい実施態様においては、さらに、
す、スペンション制御の頻度を判定する制御頻度判定手
段を備え、該制御頻度判定手段が、サスペンション制御
の頻度が所定値以上と判定したときは、前記エンジン出
力制御手段が、前記出力上昇時間を小さく補正するよう
に構成されている。In a further preferred embodiment of the present invention, further:
and a control frequency determining means for determining the frequency of the suspension control, and when the control frequency determining means determines that the frequency of the suspension control is equal to or higher than a predetermined value, the engine output control means controls the output increase time. It is configured to make a small correction.
本発明のさらに他の好ましい実施態様においては、さら
に、サスペンション制御の頻度を判定する制御頻度判定
手段を備え、該制御頻度判定手段が、サスペンション制
御の頻度が所定値以上と判定したときは、前記アンロー
ドリリーフ弁制御手段が、前記エンジン出力制御手段が
エンジンに出力上昇信号を出力してから、前記出力上昇
時間経過前に、作動流体圧力が、前記第２の所定圧力よ
り小さい第４の所定圧力以下になったときは、前記アン
ロードＩＪ ＩＪ−フ弁駆動手段に、閉弁信号を出力す
るように構成されている。In yet another preferred embodiment of the present invention, the invention further comprises control frequency determining means for determining the frequency of suspension control, and when the control frequency determining means determines that the frequency of suspension control is equal to or higher than a predetermined value, the The unload relief valve control means controls a fourth predetermined pressure in which the working fluid pressure is lower than the second predetermined pressure after the engine output control means outputs the output increase signal to the engine and before the output increase time elapses. When the pressure becomes lower than that, the unloading valve is configured to output a valve closing signal to the unloading valve driving means.
発明の作用
本発明によれば、圧力変化判定手段により、圧力検出手
段が検出した作動流体圧力が低下しつつあると判定され
、作動流体圧力が、やがて、第２の所定圧力以下に低下
する可能性があると認められたときは、エンジン出力制
御手段が、作動流体圧力が、第１の所定圧力より小さく
、かつ、第２の所定圧力より大きい第３の所定圧力以下
になったと判定したとき、エンジンに出力上昇信号を出
力して、エンジンの出力を所定出力まで上昇させ、エン
ジン出力制御手段が、エンジンに出力上昇信号を出力し
てから、所定時間が経過した時点で、アンロードリリー
フ弁制御手段が、アンロードリリーフ弁駆動手段に、閉
弁信号を出力して、アンロードリリーフ弁を閉じさせる
ように構成されているから、第３の所定圧力を、その時
点で、エンジン出力上昇信号を出力すれば、所定時間経
過に、アンロードリリーフ弁を閉じるときに、エンジン
出力が、アンロードリリーフ弁を閉じても、減速感が生
じない所定出力まで上昇しているような圧力値に選択す
ることにより、アンロードリリーフ弁の閉弁時に、減速
感が生ずることを効果的に防止することが可能になる。Effect of the Invention According to the present invention, the pressure change determining means determines that the working fluid pressure detected by the pressure detecting means is decreasing, and the working fluid pressure may eventually decrease to a second predetermined pressure or less. When the engine output control means determines that the working fluid pressure has become equal to or lower than a third predetermined pressure that is smaller than the first predetermined pressure and larger than the second predetermined pressure. , the engine output control means outputs an output increase signal to the engine to increase the output of the engine to a predetermined output, and when a predetermined time has elapsed since the engine output control means outputs the output increase signal to the engine, the unload relief valve is activated. Since the control means is configured to output a valve closing signal to the unload relief valve driving means to close the unload relief valve, the third predetermined pressure is applied to the engine output increase signal at that point. If you output , the pressure value will be selected such that when the unload relief valve is closed after a predetermined period of time, the engine output will rise to a predetermined output that will not cause a feeling of deceleration even if the unload relief valve is closed. By doing so, it is possible to effectively prevent a feeling of deceleration from occurring when the unload relief valve is closed.
本発明の好ましい実施態様によれば、圧力変化判定手段
が算出した作動流体圧力の変化率に基づき、作動流体圧
力の変化状態を判定し、エンジン出力制御手段が、圧力
変化判定手段が算出した作動流体圧力の変化率に基づき
、作動流体圧力が、前記第２の所定圧力以下になるより
も、エンジン出力が前記所定出力に達するのに要する出
力上昇時間だけ前の作動流体圧力を算出し、この作動流
体圧力以下に、作動流体圧力がなったときに、エンジン
に出力上昇信号を出力するように構成されるとともに、
アンロードリリーフ弁制御手段が、エンジン出力制御手
段が、エンジンに出力上昇信号を出力してから、出力上
昇時間を経過した後に、アンロードリリーフ弁駆動手段
に、閉弁信号を出力するように構成されており、実際の
作動流体圧力の変化率に応じて、エンジン出力の上昇を
開始するとともに、アンロードリリーフ弁の閉弁時期を
制御しているから、アンロードリリーフ弁の閉弁時に、
減速感が生ずることをより確実に防止することが可能に
なる。According to a preferred embodiment of the present invention, the change state of the working fluid pressure is determined based on the rate of change in the working fluid pressure calculated by the pressure change determining means, and the engine output control means is configured to perform the operation calculated by the pressure change determining means. Based on the rate of change in fluid pressure, calculate the working fluid pressure before the working fluid pressure becomes equal to or less than the second predetermined pressure by the output increase time required for the engine output to reach the predetermined output; The engine is configured to output an output increase signal to the engine when the working fluid pressure becomes lower than the working fluid pressure, and
The unload relief valve control means is configured to output a valve closing signal to the unload relief valve driving means after an output increase time has elapsed since the engine output control means outputs the output increase signal to the engine. According to the rate of change of the actual working fluid pressure, the engine output starts to increase and the closing timing of the unload relief valve is controlled, so when the unload relief valve closes,
It becomes possible to more reliably prevent the feeling of deceleration from occurring.
本発明のさらに好ましい実施態様によれば、さらに、サ
スペンション制御の頻度を判定する制御頻度判定手段が
設けられ、制御頻度判定手段により、サスペンション制
御の頻度が所定値以上と判定された悪路走行中など、多
量の作動流体が使用され、アキニーレータ手段内の作動
流体圧力が過度に低下するおそれのある場合には、作動
流体圧力が、作動流体圧力の変化率に基づいて算出され
た所定圧力以下になり、エンジン出力制御手段から、エ
ンジン出力上昇信号が出力されると、その後、出力上昇
時間が経過するまでの間、作動流体圧力をモニターして
はいないので、出力上昇時間が経過するまでに、多量の
作動流体が使用されて、作動流体圧力が、第２の所定圧
力よりはるかに小さな値にまで低下するふそれがあるの
で、出力上昇時間を小さく補正させ、エンジン出力の上
昇およびアンロードリリーフ弁の閉弁制御をおこなって
いるので、アンロードリリーフ弁の閉弁時に、減速感が
生ずることを防止しつつ、アキューレー夕手段内の作動
流体圧力が過度に低下することを防止することが可能に
なる。According to a further preferred embodiment of the present invention, control frequency determining means for determining the frequency of suspension control is further provided, and during driving on a rough road when the frequency of suspension control is determined to be equal to or higher than a predetermined value by the control frequency determining means. If a large amount of working fluid is used, such as when there is a risk that the working fluid pressure in the akinerator means will drop excessively, the working fluid pressure will be lower than a predetermined pressure calculated based on the rate of change of the working fluid pressure. When the engine output increase signal is output from the engine output control means, the working fluid pressure is not monitored until the output increase time elapses. Since a large amount of working fluid is used and the working fluid pressure is likely to drop to a value much smaller than the second predetermined pressure, the power rise time is corrected to a smaller value to increase the engine power and provide unload relief. Since the valve is controlled to close, it is possible to prevent a feeling of deceleration from occurring when the unload relief valve is closed, and to prevent the working fluid pressure in the accurator means from decreasing excessively. become.
本発明のさらに他の好ましい実施態様によれば、さらに
、サスペンション制御の頻度を判定する制御頻度判定手
段が設けられ、制御頻度判定手段により、サスペンショ
ン制御の頻度が所定値以上と判定された悪路走行中など
、多量の作動流体が使用され、アキューレータ手段内の
作動流体圧力が過度に低下するおそれのある場合には、
アンロードリリーフ弁制御手段が、エンジン出力制御手
段がエンジンに出力上昇信号を出力してから、出力上昇
時間経過前に、作動流体圧力が、第２の所定圧力より小
さい第４の所定圧力以下になったときは、アンロードリ
リーフ弁に、閉弁信号を出力するように構成されている
から、悪路走行時のように、サスペンション制御の頻繁
におこなわれ、作動流体の使用量がきわめて大きいとき
にも、アキューレータ手段内の作動流体圧力が、第４の
所定圧力以下に低下することを防止しつつ、アンロード
ＩＪ ＩＪ−フ弁の閉弁時に、減速感が生ずることを防
止することが可能になる。According to still another preferred embodiment of the present invention, a control frequency determining means for determining the frequency of suspension control is further provided, and the rough road where the frequency of suspension control is determined to be equal to or higher than a predetermined value by the control frequency determining means is provided. When a large amount of working fluid is used, such as while driving, and there is a risk that the working fluid pressure in the accurator means may drop excessively,
The unload relief valve control means causes the working fluid pressure to drop below a fourth predetermined pressure, which is smaller than the second predetermined pressure, after the engine output control means outputs the output increase signal to the engine and before the output increase time elapses. The system is configured to output a valve closing signal to the unload relief valve when this happens, so when suspension control is frequently performed and the amount of working fluid used is extremely large, such as when driving on rough roads. Also, it is possible to prevent a feeling of deceleration from occurring when the unload IJ valve is closed, while preventing the working fluid pressure within the accurator means from decreasing below the fourth predetermined pressure. become.
実施例
以下、添付図面に基づいて、本発明の実施例につき、詳
細に説明を加える。EXAMPLES Hereinafter, examples of the present invention will be described in detail based on the accompanying drawings.
第１図は、本発明の実施例にかかる車両のサスペンショ
ン装置を含む車両の全体概略図である。FIG. 1 is an overall schematic diagram of a vehicle including a vehicle suspension device according to an embodiment of the present invention.
第１図においては、車体ｌの左側のみが図示されている
が、車体１の右側も同様に構成されている。第１図にお
いて、車体１と左前輪２ＰＬとの間および車体１と左後
輪２ＲＬとの間には、それぞれ、流体シリンダ装置３．
３が設けられている。各流体シリンダ装置３内には、シ
リンダ本体３ａ内に嵌挿したピストン３ｂにより、液圧
室３ｃが形成されている。各流体シリンダ３のピストン
３ｂに連結されたピストンロッド３ｄの上端部は、車体
ｌに連結され、また、各シリンダ本体３ａは、左前輪２
ＦＬまたは左後輪２ＲＬに連結されている。Although only the left side of the vehicle body 1 is illustrated in FIG. 1, the right side of the vehicle body 1 is similarly constructed. In FIG. 1, between the vehicle body 1 and the left front wheel 2PL and between the vehicle body 1 and the left rear wheel 2RL, there are fluid cylinder devices 3.
3 is provided. A hydraulic chamber 3c is formed within each fluid cylinder device 3 by a piston 3b fitted into a cylinder body 3a. The upper end of the piston rod 3d connected to the piston 3b of each fluid cylinder 3 is connected to the vehicle body l, and each cylinder body 3a is connected to the left front wheel 2.
It is connected to the FL or left rear wheel 2RL.
各流体シリンダ装置３の液圧室３ｃは、連通路４により
、ガスばね５と連通しており、各ガスばね５は、ダイア
フラム５ｅにより、ガス室５ｆと液圧室５ｇとに分割さ
れ、液圧室５ｇは、連通路４、流体シリンダ装置３のピ
ストン３ｂにより、流体シリンダ装置３の液圧室３ｃと
連通している。The hydraulic chamber 3c of each fluid cylinder device 3 communicates with the gas spring 5 through a communication passage 4, and each gas spring 5 is divided into a gas chamber 5f and a hydraulic chamber 5g by a diaphragm 5e. The pressure chamber 5g communicates with the hydraulic pressure chamber 3c of the fluid cylinder device 3 through the communication passage 4 and the piston 3b of the fluid cylinder device 3.
油圧ポンプ８と、各流体シリンダ装置３とを流体を供給
可能に接続している流体通路１０には、流体シリンダ装
置３に供給される流体の流量および流体シリンダ装置３
から排出される流体の流量を制御する比例流量制御弁９
．９が、それぞれ、設けられている。A fluid passage 10 connecting the hydraulic pump 8 and each fluid cylinder device 3 so as to be able to supply fluid has a flow rate of fluid supplied to the fluid cylinder device 3 and a flow rate of the fluid supplied to the fluid cylinder device 3.
A proportional flow control valve 9 that controls the flow rate of fluid discharged from the
．． 9 are provided respectively.
油圧ポンプ８には、流体の吐出圧を検出する吐出圧針１
２が設けられ、また、各流体シリンダ装置３の液圧室３
０内の液圧を検出する液圧センサ１３．１３が設けられ
ている。The hydraulic pump 8 has a discharge pressure needle 1 that detects the discharge pressure of fluid.
2 is provided, and a hydraulic chamber 3 of each fluid cylinder device 3 is provided.
A hydraulic pressure sensor 13.13 is provided which detects the hydraulic pressure within 0.0.
さらに、各流体シリンダ装置３のシリンダストローク量
を検出して、各車輪２ＰＬ、２肛に対する車体の上下方
向の変位、すなわち、車高変位を検出する車高変位セン
サ１４．１４が設けられるとともに、車両の上下方向の
加速度、すなわち、車輪２ＦＬ、２ＲＬのばね上の上下
方向の加速度を検出する上下加速度センサ１５．１５．
１５が、車両の略水平面上で、左右の前輪２ＦＬ、 ２
ＰＲの上方に各々１つづづおよび左右の後輪の車体幅方
向の中央部に１つ、合計３つ設けられ、また、車体１の
重心部には、車両の横方向に加わる加速度を検出する横
加速度センサ１６が設けられ、さらに、舵角センサ１８
および車速センサ１９が、それぞれ、設けられている。Furthermore, a vehicle height displacement sensor 14.14 is provided that detects the cylinder stroke amount of each fluid cylinder device 3 and detects the vertical displacement of the vehicle body with respect to each wheel 2PL, 2 anus, that is, the vehicle height displacement. A vertical acceleration sensor 15.15. detects the vertical acceleration of the vehicle, that is, the vertical acceleration on the springs of the wheels 2FL, 2RL.
15 is on a substantially horizontal plane of the vehicle, left and right front wheels 2FL, 2
A total of three sensors are provided, one above the PR and one at the center of the left and right rear wheels in the width direction of the vehicle, and at the center of gravity of the vehicle body 1 to detect acceleration applied in the lateral direction of the vehicle. A lateral acceleration sensor 16 is provided, and further a steering angle sensor 18
and a vehicle speed sensor 19 are provided, respectively.
このように設けられた吐出圧針１２、液圧センサ１３．
１３、車高変位センサ１４．１４、上下加速度センサ１
５．１５．１５、横加速度センサ１６、舵角センサ１８
および車速センサ１９の検出信号は、内部にＣＰＵなど
を有するコントロールユニット１７に入力され、コント
ロールユニット１７は、これらの検出信号に基づき、所
定のプログラムにしたがって演算をおこない、比例流量
制御弁９．９を制御して、所望のように、サスペンショ
ン特性を可変制御するように構成されている。The discharge pressure needle 12 and the hydraulic pressure sensor 13 provided in this way.
13, Vehicle height displacement sensor 14.14, Vertical acceleration sensor 1
5.15.15, Lateral acceleration sensor 16, Rudder angle sensor 18
The detection signals of the vehicle speed sensor 19 are input to the control unit 17 which has a CPU etc. inside, and the control unit 17 performs calculations according to a predetermined program based on these detection signals, and the proportional flow control valve 9.9 The suspension characteristics are variably controlled as desired.
第２図は、油圧ポンプ８より流体シリンダ装置３．３．
３．３へ流体を供給し、あるいは、これらより流体を排
出する油圧回路の回路図である。FIG. 2 shows a fluid cylinder device 3.3.
FIG. 3.3 is a circuit diagram of a hydraulic circuit for supplying fluid to or discharging fluid from these.
第２図において、油圧ポンプ８は、駆動源２０によって
駆動されるパワーステアリング装置用の油圧ポンプ２１
と並列に接続配置され、油圧ポンプ２１より流体を流体
シリンダ装置３．３．３．３へ吐出する吐出管８ａには
、アキュームレータ２２が連通接続され、吐出管８ａは
、アキュームレータ２２の接続部分の下流側において、
前輪側配管２３Ｆおよび後輪側配管２３Ｒに分岐してい
る。前輪側配管２３Ｆは、後輪側配管２３Ｒとの分岐部
の下流側で、左前輪側配管２３Ｆしおよび右前輪側配管
２３ＰＲに分岐し、左前輪側配管２３Ｆしおよび右前輪
側配管２３ＦＲは、それぞれ、左前輪用の流体シリンダ
装置３ＦＬおよび右前輪用の流体シリンダ装置３ＦＲの
液圧室３Ｃ１３Ｃに連通している。同様に、後輪側配管
２３Ｒは、分岐部の下流側で、左後輪側配管２３ＲＬお
よび右後輪側配管２３ＲＲに分岐し、左後輪側配管２３
ＲＬおよび右後輪側配管２３ＲＲは、それぞれ、左後輪
用の流体シリンダ装置３ＲＬおよび、右後輪用の流体シ
リンダ装置３ＲＲの液圧室３Ｃ１３Ｃに連通している。In FIG. 2, the hydraulic pump 8 is a hydraulic pump 21 for a power steering device driven by a drive source 20.
The accumulator 22 is connected to a discharge pipe 8a which is connected in parallel with the hydraulic pump 21 and discharges fluid from the hydraulic pump 21 to the fluid cylinder device 3.3.3.3. On the downstream side,
It branches into a front wheel side pipe 23F and a rear wheel side pipe 23R. The front wheel side piping 23F branches into the left front wheel side piping 23F and the right front wheel side piping 23PR on the downstream side of the branching part with the rear wheel side piping 23R, and the left front wheel side piping 23F and the right front wheel side piping 23FR are Each of them communicates with the hydraulic pressure chamber 3C13C of the fluid cylinder device 3FL for the left front wheel and the fluid cylinder device 3FR for the right front wheel. Similarly, the rear wheel side pipe 23R branches into a left rear wheel side pipe 23RL and a right rear wheel side pipe 23RR on the downstream side of the branching part, and the left rear wheel side pipe 23R branches into a left rear wheel side pipe 23RL and a right rear wheel side pipe 23RR.
RL and the right rear wheel side pipe 23RR communicate with the hydraulic chamber 3C13C of the fluid cylinder device 3RL for the left rear wheel and the fluid cylinder device 3RR for the right rear wheel, respectively.
これらの流体シリンダ装置３ＦＬ、 ３ＦＲ，３ＲＬ。These fluid cylinder devices 3FL, 3FR, 3RL.
３ＲＲには、それぞれ、ガスばね５ＦＬ、 ５ＦＲ，５
ＲＬおよび５ＲＲが接続されており、各ガスばね５ＦＬ
。3RR has gas springs 5FL, 5FR, 5, respectively.
RL and 5RR are connected, each gas spring 5FL
.
５ＦＲ，５ＲＬおよび５ＲＲは、４つのガスばねユニッ
）５ａ、５ｂ、５Ｃ１５ｄより構成され、これらのガス
ばねユニット５ａ、５ｂ、５ｃ、５ｄは、それぞれ、対
応する流体シリンダ装置３ＦＬ、３ＦＲ１３ＲＩＪよび
３ＲＲの液圧室３ｃ、３ｃ、３Ｃ１３Ｃに連通する連通
路４に、分岐連通路４ａｓ４ｂ１４ｃ、４ｄにより接続
されている。また、各ガスばね５ＦＬ、 ５ＦＲ，５Ｒ
Ｌ、 ５ＲＲの分岐連通路４ａ。5FR, 5RL, and 5RR are composed of four gas spring units) 5a, 5b, and 5C15d, and these gas spring units 5a, 5b, 5c, and 5d are connected to the corresponding fluid cylinder devices 3FL, 3FR13RIJ, and 3RR, respectively. It is connected to the communication path 4 communicating with the pressure chambers 3c, 3c, 3C13C by branch communication paths 4as4b14c, 4d. In addition, each gas spring 5FL, 5FR, 5R
L, 5RR branch communication path 4a.
４ｂ、４ｃおよび４ｄには、それぞれ、オリフィス２５
ａ、２５ｂ、２５ｃ、２５ｄが設けられており、これら
オリフィス２５ ａ、 ２５ ｂ、 ２５ ｃ。4b, 4c and 4d each have an orifice 25
a, 25b, 25c, 25d are provided, and these orifices 25a, 25b, 25c.
２５ｄの減衰作用及びガスばね５ＦＬ、 ５ＦＲ，５Ｒ
Ｌ。Damping action of 25d and gas springs 5FL, 5FR, 5R
L.
５ＲＲのガス室５ｆに封入されたガスの緩衝作用によっ
て、車両に加わる高周波の振動の低減が図られている。Due to the buffering effect of the gas sealed in the gas chamber 5f of the 5RR, high frequency vibrations applied to the vehicle are reduced.
各ガスばね５ＦＬ、 ５ＦＲ，５ＲＬ、 ５ＲＲを構成
するガスばねユニット５ａ、５ｂ、５ｃ、５ｄのうち各
流体シリンダ装置３ＦＬ、 ３ＦＲ，３ＲＬおよび３Ｒ
Ｒの液圧室３Ｃ１３Ｃ１３Ｃ１３Ｃに最も近い位置に設
けられた第１のガスばねユニット５ａとこれに隣接する
第２のガスばねユニッ）５ｂとの間の連通路４には、連
通路４を開く開位置とこの通路面積を絞る閉位置とをと
ることにより、連通路４の通路面積を調整し、ガスばね
５ＦＬ、 ５ＦＲ，５ＲＬ、５ＲＲの減衰力を２段階に
切り換える切換えバルブ２６が設けられている。第２図
には、切換えバルブ２６が開位置に位置している状態が
図示されている。Of the gas spring units 5a, 5b, 5c, and 5d constituting each gas spring 5FL, 5FR, 5RL, and 5RR, each fluid cylinder device 3FL, 3FR, 3RL, and 3R
An opening for opening the communication path 4 is provided in the communication path 4 between the first gas spring unit 5a provided at the position closest to the R hydraulic pressure chamber 3C13C13C13C and the second gas spring unit 5b adjacent thereto. A switching valve 26 is provided which adjusts the passage area of the communication passage 4 by adjusting the passage area of the communication passage 4 and switches the damping force of the gas springs 5FL, 5FR, 5RL, and 5RR into two stages by adjusting the passage area of the communication passage 4 and the closed position that narrows the passage area. . FIG. 2 shows the switching valve 26 in the open position.
油圧ポンプ８の吐出管８ａのアキュームレータ２２の接
続部上流側近傍には、アンロードリリーフ弁２８が接続
されており、アンロードリリーフ弁２８は、開位置に位
置しているときは、油圧ポンプ８から吐出された油をリ
ザーブタンク２９に直接戻し、他方、閉位置に切り換え
られたときは、油をアキュームレータ２２に供給して、
アキュームレータ２２の油圧の蓄圧値が所定の範囲の値
に保持されるように、後述のように制御される。このよ
うにして、各流体シリンダ装置３への油の供給は、所定
の蓄圧値に保持されたアキュームレータ２２の蓄油によ
っておこなわれる。第２図には、アンロードリリーフ弁
２８が閉位置に位置している状態が図示されている。An unload relief valve 28 is connected to the discharge pipe 8a of the hydraulic pump 8 near the upstream side of the connection part of the accumulator 22, and when the unload relief valve 28 is in the open position, the hydraulic pump 8 The oil discharged from the tank is directly returned to the reserve tank 29, and on the other hand, when the position is switched to the closed position, the oil is supplied to the accumulator 22,
The hydraulic pressure accumulation value of the accumulator 22 is controlled as described below so as to be maintained within a predetermined range. In this way, oil is supplied to each fluid cylinder device 3 by storing oil in the accumulator 22, which is maintained at a predetermined pressure storage value. FIG. 2 shows the unload relief valve 28 in the closed position.
ここに、左前輪、右前輪、左後輪および右後輪の油圧回
路は同様に構成されているので、以下、左前輪側の油圧
回路のみにつき、説明を加え、その他については、これ
を省略する。Since the hydraulic circuits for the left front wheel, right front wheel, left rear wheel, and right rear wheel are configured in the same way, only the hydraulic circuit for the left front wheel will be explained below, and the rest will be omitted. do.
比例流量制御弁９は、三方弁よりなり、全ポートを閉じ
る閉鎖位置と、左前輪側配管２３ＦＬを油圧供給側に開
く供給位置と、左前輪側配管２３Ｆしの流体シリンダ装
置３をリターン配管３２に連通ずる排出位置との三位置
をとることができるようになっている。第２図には、比
例流量制御弁９が閉鎖位置に位置した状態が示されてい
る。また、比例流量制御弁９は、圧力補償弁９ａ、９．
ａを備えており、この圧力補償弁９ａ、９ａにより、比
例流量制御弁９が、供給位置または排出位置にあるとき
、流体シリンダ装置３の液圧室３Ｃ内の液圧が所定値に
保たれるようになっている。The proportional flow rate control valve 9 is a three-way valve, with a closed position where all ports are closed, a supply position where the left front wheel side piping 23FL is opened to the hydraulic pressure supply side, and a return piping 32 that connects the fluid cylinder device 3 of the left front wheel side piping 23F to the hydraulic pressure supply side. It is possible to take three positions with the discharge position communicating with the FIG. 2 shows the proportional flow control valve 9 in the closed position. Further, the proportional flow control valve 9 includes pressure compensation valves 9a, 9.
a, and these pressure compensation valves 9a, 9a keep the hydraulic pressure in the hydraulic pressure chamber 3C of the fluid cylinder device 3 at a predetermined value when the proportional flow control valve 9 is in the supply position or the discharge position. It is now possible to
比例流量制御弁９の流体シリンダ装置３側には、左前輪
側配管２３ＦＬを開閉可能なパイロット圧応動型の開閉
弁３３が設けられている。この開閉弁３３は、比例流量
制御弁９の油圧ポンプ８側の左前輪側配管２３ＦＬの液
圧を導く電磁弁３４の開時に、電磁弁３４の液圧がパイ
ロット圧として導入され、このパイロット圧が所定値以
上のときに、開閉弁３３は、左前輪側配管２３ＦＬを開
き、比例流量制御弁９による流体シリンダ装置３への流
体の流量制御を可能としている。A pilot pressure-responsive opening/closing valve 33 that can open and close the left front wheel side piping 23FL is provided on the fluid cylinder device 3 side of the proportional flow rate control valve 9. When the solenoid valve 34 that guides the hydraulic pressure of the left front wheel side piping 23FL on the hydraulic pump 8 side of the proportional flow rate control valve 9 is opened, the hydraulic pressure of the solenoid valve 34 is introduced as pilot pressure into the on-off valve 33. When is equal to or greater than a predetermined value, the on-off valve 33 opens the left front wheel side pipe 23FL, allowing the proportional flow rate control valve 9 to control the flow rate of fluid to the fluid cylinder device 3.
さらに、流体シリンダ装置３の液圧室３Ｃ内の液圧が異
常上昇したときに開いて、液圧室３Ｃ内の流体をリター
ン配管３２に戻すＩＪ ＩＪ−フ弁３５、アキュームレ
ータ２２接続部の下流側近傍の油圧ポンプ８の吐出管８
ａに接続され、イグニッションオフ時に開いて、アキュ
ームレータ２２内に蓄えられた油をリザーブタンク２９
に戻し、アキュームレータ２２内の高圧状態を解除する
イグニッションキ一連動弁３６、油圧ポンプ８の油吐出
圧が異常に上昇したときに、油圧ポンプ８内の油をリザ
ーブタンク２９に戻して、油圧ポンプ８の油吐出圧を降
下させる油圧ポンプリリーフ弁３７およびリターン配管
３２に接続され、流体シリンダ装置３からの流体排出時
に、蓄圧作用をおこなうリターンアキュムレータ３８．
３８が、それぞれ設けられている。Furthermore, an IJ valve 35 that opens when the fluid pressure in the fluid pressure chamber 3C of the fluid cylinder device 3 increases abnormally and returns the fluid in the fluid pressure chamber 3C to the return pipe 32, downstream of the accumulator 22 connection part. Discharge pipe 8 of hydraulic pump 8 near the side
a, opens when the ignition is turned off, and stores the oil stored in the accumulator 22 into the reserve tank 29.
When the oil discharge pressure of the hydraulic pump 8 increases abnormally, the oil in the hydraulic pump 8 is returned to the reserve tank 29, and the hydraulic pump A return accumulator 38.8 is connected to the hydraulic pump relief valve 37 and the return pipe 32 to lower the oil discharge pressure of the fluid cylinder device 3, and performs a pressure accumulating action when fluid is discharged from the fluid cylinder device 3.
38 are provided respectively.
第３Ａ図、第３Ｂ図および第３Ｃ図は、コントロールユ
ニット１７内に設けられた流体制御量算出装置のブロッ
クダイアグラムである。3A, 3B, and 3C are block diagrams of a fluid control amount calculation device provided in the control unit 17. FIG.
第３Ａ図、第３Ｂ図および第３Ｃ図において、本実施例
にかかるコントロールユニット１７内に設けられた流体
制御量算出装置１００は、各車輪の車高センサ１４．１
４．１４および１４の車高変位信号ＸＦＲ１ＸＦ、 Ｘ
１ｌｓ ＬＬｌ：基づイテ、車高を目標車高に制御する
制御系Ａと、車高変位信号Ｘ Ｐ ｌ ％ Ｘ Ｐ Ｌ
％ Ｘ ＊ ｔ、ＸＩＬを微分して得られる車高変位
速度信号ＹＰＲＳＹＦＬＳＹｏおよびＹＩＬに基づいて
、車高変位速度を抑制する制御系Ｂと、３個の上下加速
度センサ１５．１５及び１５の上下加速度信号Ｇ Ｆ
Ｒ−＊ Ｇ ｐ ＬおよびＧＲに基づき、車両の上下振
動の低減を図る制御系Ｃと、各車輪の液圧センサ１３．
１３．１３．１３の圧力信号Ｐ□、Ｐ ＦＬ％ Ｐ １
１％ Ｐ ｉＬに基づいて、車体のねじれを演算し、こ
れを抑制する制御系りと、横加速度センサ１６の横加速
度検出信号ＧＬに基づいて、車両の横方向の振動の低減
を図る制御系Ｅより構成されている。3A, 3B, and 3C, the fluid control amount calculation device 100 provided in the control unit 17 according to the present embodiment includes a vehicle height sensor 14.1 for each wheel.
4.14 and 14 vehicle height displacement signal XFR1XF,
1ls LLl: Based on the control system A that controls the vehicle height to the target vehicle height, and the vehicle height displacement signal X P l % X P L
Control system B suppresses the vehicle height displacement speed based on vehicle height displacement speed signals YPRSYFLSYo and YIL obtained by differentiating % Signal GF
R-* G p A control system C that aims to reduce vertical vibration of the vehicle based on L and GR, and a hydraulic pressure sensor 13 for each wheel.
13.13.13 pressure signal P□, P FL% P 1
A control system that calculates and suppresses the torsion of the vehicle body based on 1% P iL, and a control system that aims to reduce the lateral vibration of the vehicle based on the lateral acceleration detection signal GL of the lateral acceleration sensor 16. It is composed of E.
制御系へには、各車輪の車高センサ１４．１４．１４．
１４により検出された車高変位信号ＸＦＩ。The control system includes vehicle height sensors 14.14.14 for each wheel.
Vehicle height displacement signal XFI detected by 14.
ＸＦＬ、Ｘ□、ＸＩＩＬのノイズをカットするため、高
周波成分をカットするローパスフィルタ４０ａ１４０ｂ
、４０ｃ、４０ｄが設けられ、ローパスフィルタ４０ａ
、４０ｂにより、高周波成分がカットされた左右の前輪
２ＰＬ、２ＰＲの車高センサ１４．１４の出力ＸＰ１％
ＸＦＬを加算するとともに、ローパスフィルタ４０ｃ
、４０ｄによって、高周波成分がカットされた左右の後
輪２ＲＬ、 ２ＲＲの車高センサ１４．１４の出力Ｘ□
、ＸｍｔＧ加算して、車両のバウンス成分を演算するバ
ウンス成分演算部４１、左右の前輪２ＰＬ、 ２ＰＲの
車高センサ１４．１４の出力χ８、ＸＦＬの加算値から
、左右の後輪２ＲＬ、２ＲＲの車高センサ１４．１４の
出力ＸＲＩ、Ｘ ＩＬの加算値を減算して、車両のピッ
チ成分を演算するピッチ成分演算部４２、左右の前輪２
ＰＬ。Low-pass filter 40a140b that cuts high frequency components to cut noise of XFL, X□, and XIIL
, 40c, 40d are provided, and a low pass filter 40a
, 40b, the output XP1% of the vehicle height sensor 14.14 of the left and right front wheels 2PL and 2PR with high frequency components cut off.
In addition to adding the XFL, the low-pass filter 40c
, 40d, the output of the vehicle height sensor 14.14 of the left and right rear wheels 2RL and 2RR with high frequency components cut off
, A pitch component calculation unit 42 that calculates the pitch component of the vehicle by subtracting the added value of the outputs XRI and XIL of the vehicle height sensor 14, 14, and the left and right front wheels 2.
P.L.
２ＰＲの車高センサ１４．１４の出力ＸＦＲＳＸｒｔの
差分ＸＦＲＸＰＬと、左右の後輪２ＲＬ、 ２ＲＲの車
高センサ１４．１４の出力Ｘｌ１ｌＸＸＩＬの差分ＸＩ
ＩＲＸＲＬとを加算して、車両のロール成分を演算する
ロール成分演算部４３を備えている。The difference XFRXPL between the output XFRSXrt of the 2PR vehicle height sensor 14.14 and the difference XI between the output Xl1lXXIL of the left and right rear wheels 2RL and 2RR vehicle height sensor 14.14
A roll component calculating section 43 is provided that calculates the roll component of the vehicle by adding the IRXRL and the roll component of the vehicle.
また、制御系Ａは０、バウンス成分演算部４１で演算さ
れた車両のバウンス成分および目標平均車高Ｔｏが人力
され、ゲインに、に基づいて、バウンス制御における各
車輪の流体シリンダ装置３への流体供給量を演算するバ
ウンス制御部４４、ピッチ成分演算部４２で演算された
車両のピッチ成分が入力され、ゲインに、１に基づいて
、ピッチ制御にふける各車輪の流体シリンダ装置３への
流体供給量を演算するピッチ制御部４５およびロール成
分演算部４３で演算されたロール成分および目標ロール
変位量Ｔ、が入力され、ゲインに□１、Ｋ１１ｌ に基
づいて、目標ロール変位！’ｒ、に対応する車高になる
ように、ロール制御における各車輪の流体シリンダ装置
３への流体供給量を演算するロール制御部４６を備えて
いる。In addition, the control system A is set to 0, and the bounce component of the vehicle and the target average vehicle height To calculated by the bounce component calculation unit 41 are input manually, and based on the gain, the bounce component to the fluid cylinder device 3 of each wheel in the bounce control is The pitch component of the vehicle calculated by the bounce control unit 44 which calculates the fluid supply amount and the pitch component calculation unit 42 is inputted, and the gain is set to 1 based on the amount of fluid supplied to the fluid cylinder device 3 of each wheel. The roll component and target roll displacement amount T calculated by the pitch control unit 45 and roll component calculation unit 43 that calculate the supply amount are input, and the target roll displacement! is calculated based on the gain □1 and K11l. The vehicle is provided with a roll control unit 46 that calculates the amount of fluid supplied to the fluid cylinder device 3 of each wheel in roll control so that the vehicle height corresponds to 'r.
こうして、バウンス制御部４４、ピッチ制御部４５およ
びロール制御部４６で演算された各制御量は、各車輪毎
に、その正負が反転され、すなわち、車高センサ１４．
１４．１４．１４で検出された車高変位信号ＸＦＩＩ％
ＸＦＬ％ Ｘ１ｌｌ、ＸＩＬとは、その正負が反対に
なるように反転され、その後、各車輪に対するバウンス
、ピッチおよびロールの各制御量が、それぞれ加算され
て、制御系へにおける各車輪の比例流量制御弁９への制
御流量信号ＱＦＩＩ ％ ＱＦＬＩ 、Ｑｉｉ＋ 、Ｑ
ｍｔ＋が得られる。In this way, each control amount calculated by the bounce control section 44, the pitch control section 45, and the roll control section 46 has its sign reversed for each wheel, that is, the vehicle height sensor 14.
Vehicle height displacement signal XFII% detected on 14.14.14
XFL% Control flow signal QFII to valve 9 % QFLI , Qii+ , Q
mt+ is obtained.
ここに、各ローパスフィルタ４０ａ、４０ｂ。Here, each low-pass filter 40a, 40b.
４０ｃ、４０ｄとバウンス演算部４Ｉ、ピッチ演算部４
２およびロール演算部４３との間には、不感帯器４７ａ
、４７ｂ、４７ｃ、４７ｄが設けられており、車高セン
サ１４．１４．１４．１４から、ローパスフィルタ４０
ａ、４０ｂ、４０ｃ。40c, 40d, bounce calculation section 4I, pitch calculation section 4
2 and the roll calculation unit 43, there is a dead band device 47a.
, 47b, 47c, and 47d are provided, and a low-pass filter 40 is provided from the vehicle height sensor 14.14.14.14.
a, 40b, 40c.
４０ｄを経て人力された車高変位信号ｘ、ｉ、 ｘ、Ｌ
。Vehicle height displacement signals x, i, x, L manually generated through 40d
.
ｘｌｌＳｘＲＬが、あらかじめ設定された不感帯Ｘ８、
ＸＨＳＸＨ，、Ｘ□を越えた場合にのみ、これらの車高
変位信号ＸＦ１％ ＸＰＬ、Ｘ１ｌＳＸＩＬを、バウン
ス演算部４１．ピッチ演算部４２およびロール演算部４
３に出力するようになっている。xllSxRL is the preset dead zone X8,
Only when XHSXH, , X□ is exceeded, these vehicle height displacement signals XF1% Pitch calculation unit 42 and roll calculation unit 4
It is designed to output to 3.
制御系Ｂは、車高センサ１４．１４．１４および１４か
ら人力され、ローパスフィルタ４０ａ１４０ｂ、４０ｃ
、４０ｄにより、高周波成分がカフ）さレタ車高変位信
号ＸＦＩＩ、ＸＦＬ、Ｘｌ１％ ＸＩＩＬを微分し、次
式にしたがって、車高変位速度信号Ｙ□、Ｙ、Ｌ、 Ｙ
、、、ＹＩＬを演算する微分器５０ａ、５０ｂ、５０ｃ
、５０ｄを有している。Control system B is manually operated from vehicle height sensors 14, 14, 14 and 14, and low-pass filters 40a, 140b, 40c.
, 40d, the high frequency components are cuffed). The vehicle height displacement signals XFII, XFL, Xl1% XIIL are differentiated, and the vehicle height displacement speed signals Y□, Y, L, Y
, , differentiators 50a, 50b, 50c that calculate YIL
, 50d.
Ｙ＝ （Ｘ、−Ｘ、、”）／Ｔ
ここに、ｘｌ、は時刻ｔの車高変位量、Ｌ−＋ は時刻
ｔ−１の車高変位量、Ｔはサンプリング時間である。Y= (X, -X,,'')/T Here, xl is the amount of vehicle height displacement at time t, L-+ is the amount of vehicle height displacement at time t-1, and T is the sampling time.
さらに、制御系Ｂは、左右の前輪２ＰＬ、 ２ＰＲ側の
車高変位速度信号Ｙ、Ｌ、 Ｙ、、の加算値から、左右
の後輪２ＲＬ、２ＲＲ側の車高変位速度信号ＹｉＬ、Ｙ
ＩＩｌの加算値を減算して、車両のピッチ成分を演算す
るピッチ成分演算部５１、および、左右の前輪２ＰＬ、
２ＰＲ側の車高変位速度信号Ｙ、Ｌ、 Ｙ、、の差分Ｙ
、、−Ｙ、Ｌと、左右の後輪２ＲＬ、２ＲＲ側の車高変
位速度信号ＹｌｌＬ、Ｙｔｌｌの差分Ｙ□−ＹＲＬとを
加算して、車両のロール成分を演算するロール成分演算
部５２とを備えている。Furthermore, the control system B calculates vehicle height displacement speed signals YiL, Y for the left and right rear wheels 2RL, 2RR from the added values of the vehicle height displacement speed signals Y, L, Y, for the left and right front wheels 2PL, 2PR.
a pitch component calculation unit 51 that calculates a pitch component of the vehicle by subtracting the added value of IIl, and a left and right front wheel 2PL,
Difference Y between vehicle height displacement speed signals Y, L, Y, on the 2PR side
, -Y, L, and the difference Y□-YRL between the vehicle height displacement speed signals YllL and Ytll of the left and right rear wheels 2RL and 2RR, and calculates the roll component of the vehicle. It is equipped with
こうして、ピッチ成分演算部５１で演算算出されたピッ
チ成分は、ピッチ制御部５３に人力されて、ゲインＫＰ
２に基づいて、ピッチ制御における各比例流量制御弁９
への流量制御量が演算され、また、ロール成分演算部５
２で演算算出されたロール成分は、ロール制御部５４に
入力され、ゲインに、、２、Ｋ、、２に基づいて、目標
ロール変位量Ｔ、に対応する車高になるように、ロール
制御における各比例流量制御弁９への流量制御量が演算
される。In this way, the pitch component calculated by the pitch component calculation section 51 is manually inputted to the pitch control section 53, and the gain KP is
2, each proportional flow control valve 9 in pitch control
The flow rate control amount is calculated, and the roll component calculation unit 5
The roll component calculated in step 2 is input to the roll control unit 54, and roll control is performed based on the gain, , 2, K, , 2 so that the vehicle height corresponds to the target roll displacement amount T. The flow rate control amount to each proportional flow rate control valve 9 is calculated.
ピッチ制御部５３およびロール制御部５４で演算された
各制御量は、更に、各車輪毎に、その正負が反転され、
すなわち、微分器５０ａ、５０ｂ、５０ｃ、５０ｄによ
り演算された車高変位速度信号Ｙ Ｆ ｌ ％ Ｙ ｐ
ｔ、Ｙｌ、１１ＹＩＩＬとは、その正負が反対になる
ように反転され、その後、各車輪に対するピッチおよび
ロールの各制御量が、それぞれ加算され、制御系Ｂにお
ける各車輪の比例流量制御弁９への流量信号ＱＰＲ２、
Ｑ、、２、Ｑ、１．２、Ｑ、、。Each control amount calculated by the pitch control section 53 and the roll control section 54 is further reversed in sign for each wheel, and
That is, the vehicle height displacement speed signal Y F l % Y p calculated by the differentiators 50a, 50b, 50c, and 50d
t, Yl, and 11YIIL are reversed so that their positive and negative values are opposite, and then the pitch and roll control amounts for each wheel are respectively added and sent to the proportional flow control valve 9 of each wheel in control system B. flow rate signal QPR2,
Q,,2,Q,1.2,Q,,.
が得られる。is obtained.
制御系Ｃは、ローパスフィルタ６０ａ、６０ｂ。Control system C includes low-pass filters 60a and 60b.
６０ｃにより、高周波成分がカットされた上下加速度セ
ンサ１５．１５および１５が検出した上下加速度検出信
号Ｇ□、Ｇ、Ｌ、 Ｇ、を加算して、車両のバウンス成
分を演算するバウンス成分演算部６１と、左右の前輪２
ＰＲ，２ＰＬの上方に取付けられた上下加速度センサ１
５．１５の出力の１／２の和（ｃｒｔ＋ｃｙｐｔ、）
／２から、左右の後輪の車幅方向中央部に設けられた上
下加速度センサ１５の出力ＧＲを減算して、車両のピッ
チ成分を演算するピッチ成分演算部６２と、右前輪側の
上下加速度センサ１５の出力ＧＦＩから左前輪側の上下
加速度センサ１５の出力ＧＦＬを減算して、車両のロー
ル成分を演算するロール成分演算部６３と、７ＮＪウン
ス成分演算部６１によって演算された／ Ｎ／ウンス成
分の演算値が入力され、ゲインＫｆｉ３に基づいて、バ
ウンス制御における各比例流量制御弁９への流体の制御
量を演算するバウンス制御部６４と、ピッチ成分演算部
６２により演算されたピッチ成分の演算値が入力され、
ゲインＫＰ３に基づいて、ピッチ制御における比例流量
制御弁９への流体の制御量を演算するピッチ制御部６５
、および、ロール成分演算部６３によって演算されたピ
ッチ成分の演算値が人力され、ゲインＫｕＦ２ 、ＫＩ
Ｒ３に基づいて、ピッチ制御における比例流量制御弁９
への流体の制御量を演算するロール制御部６６により構
成されている。60c, a bounce component calculation unit 61 calculates the bounce component of the vehicle by adding the vertical acceleration detection signals G□, G, L, G detected by the vertical acceleration sensor 15 and 15 and 15 with high frequency components cut off. and left and right front wheels 2
Vertical acceleration sensor 1 installed above PR and 2PL
5. Sum of 1/2 of the output of 15 (crt+cypt,)
/2, the pitch component calculation unit 62 calculates the pitch component of the vehicle by subtracting the output GR of the vertical acceleration sensor 15 provided at the center of the left and right rear wheels in the vehicle width direction, and the vertical acceleration of the right front wheel side. /N/uns calculated by a roll component calculating section 63 that calculates the roll component of the vehicle by subtracting the output GFL of the vertical acceleration sensor 15 on the left front wheel side from the output GFI of the sensor 15, and the 7NJ uns component calculating section 61. The bounce control unit 64 receives the calculated value of the component and calculates the control amount of fluid to each proportional flow rate control valve 9 in bounce control based on the gain Kfi3, and the pitch component calculated by the pitch component calculation unit 62. The calculated value is input,
A pitch control unit 65 that calculates the control amount of fluid to the proportional flow rate control valve 9 in pitch control based on the gain KP3.
, and the calculated values of the pitch component calculated by the roll component calculation unit 63 are manually calculated, and the gains KuF2, KI
Proportional flow control valve 9 in pitch control based on R3
The roll controller 66 calculates the amount of fluid to be controlled.
このようにして、バウンス制御部６４、ピッチ制御部６
５およびロール制御部６６により演算算出された制御量
は、各車輪毎に、その正負が反転され、その後、各車輪
に対するノイウンス、ピッチおよびロールの各制御量が
加算され、制御系Ｃより出力される各比例制御弁９への
流量信号ＱＦ１３、ＱＦＬ３ 、Ｑ□３およびＱＩＬ３
が得られる。In this way, the bounce control section 64 and the pitch control section 6
5 and the control amount calculated by the roll control unit 66, the positive and negative values are reversed for each wheel, and then the noise, pitch, and roll control amounts for each wheel are added, and the control amount is output from the control system C. Flow rate signals QF13, QFL3, Q□3 and QIL3 to each proportional control valve 9
is obtained.
なお、高周波成分をカットするローパスフィルタ６０ａ
、６０ｂ、６０ｃと、バウンス成分演算部６１、ピッチ
成分演算ｎ６２及びロール成分演算部６３との間には、
それぞれ、不感帯器６７ａ１６７ｂ、６７ｃが設けられ
ており、上下加速度センサ１５．１５及び１５から、ロ
ーパスフィルタ６０ａ、６０ｂ、６０ｃ、６０ｄを経て
、入力される上下加速度信号Ｇ ｐ ｌ ％ Ｇ Ｐ
Ｌ ＳＧ ＊が、あらかじめ設定された不感帯Ｘｃ 、
Ｘａ 、Ｘｃを越えたときにのみ、これらの上下加速度
信号ＧＰＩＩ、Ｇ ｖ ｔ ％Ｇ、をバウンス成分演算
部６１、ピッチ成分演算部６２およびロール成分演算部
６３に出力するようになっている。Note that a low-pass filter 60a cuts high frequency components.
, 60b, 60c and the bounce component calculation section 61, pitch component calculation section n62, and roll component calculation section 63.
Dead band devices 67a, 167b and 67c are provided respectively, and vertical acceleration signals G p l % G P are input from the vertical acceleration sensors 15, 15 and 15 through low-pass filters 60a, 60b, 60c and 60d.
LSG * is the preset dead zone Xc,
Only when Xa and Xc are exceeded, these vertical acceleration signals GPII and Gvt%G are output to the bounce component calculation section 61, pitch component calculation section 62, and roll component calculation section 63.
制御系りは、左右の前輪２ＰＬ、 ２ＦＨの流体シリン
ダ装置３の液圧センサ１３．１３により検出された液圧
検出信号ＰＦＬ、 Ｐ□が人力され、その高周波成分が
、ローパスフィルタ７０ａ、７０ｂによって、カットさ
れた後、左右の前輪２ＰＲ，２ＦＬの流体シリンダ装置
３の液圧室３Ｃ１３Ｃの液圧の差ＰＦＩ ＰＦＬと、
これらの加算値ｐ、、＋ ｐｐｔとの比Ｐｒ ＝ （ｐ
□−ＰＦＬ） ／ （ＰＦｌ＋ＰＦＬ）を演算し、演算
された液圧比Ｐ、が、しきい値液圧比ω、に対して、−
ω、＜Ｐ、＜ωしてある場合には、演算された液圧比Ｐ
、をそのまま出力し、他方、Ｐｒ ＜−ω、またはＰｆ
〉ω、である場合には、しきい値液圧比−ω、またはω
、を出力する前輪側液圧比演算部７１ａ１および、同様
に、左右の前輪２ＲＬ、２ＲＲの流体シリンダ装置３の
液圧センサ１３．１３により検出された液圧検出信号Ｐ
ＩＬ、Ｐ□が入力され、その高周波成分が、ローパスフ
ィルタ７０Ｃ，７０ｄによって、カットされた後、左右
の前輪２ＰＲ１２ＦＬの流体シリンダ装置３の液圧室３
ｃ、３ｃの液圧の差Ｐｉｌｌ ｐｕＬと、これらの加
算値Ｐ□十ＰＩＬとの比Ｐａ ＝ （Ｐｕｔ−ＰＩＬ）
／ （Ｐ□十ＰＩＬ）を演算する後輪側液圧比演算部
７１ｂとを有し、後輪側の液圧の比Ｐ、をゲインωＦに
基づいて、所定倍した後、これを前輪側の液圧の比Ｐ、
から減算するウォーブ制御部７１を備え、ウォープ制御
部７１の出力をゲインω、を用いて、所定倍し、その後
、前輪側では、ゲインω。を用いて、所定倍し、さらに
、各車輪に対する流体の供給制御量が、左右の車輪間で
正負反対になるように、一方を反転させ、制御系りにお
ける各比例流量制御弁９への流量信号Ｑ■４、ＱＦＬｌ
、ＱＩＬ１４、ＱＩＬ、が得られる。In the control system, the hydraulic pressure detection signals PFL and P□ detected by the hydraulic pressure sensors 13.13 of the fluid cylinder devices 3 of the left and right front wheels 2PL and 2FH are input manually, and their high frequency components are filtered by low-pass filters 70a and 70b. , after being cut, the difference PFI PFL between the hydraulic pressures of the hydraulic pressure chambers 3C13C of the fluid cylinder device 3 of the left and right front wheels 2PR and 2FL,
The ratio of these added values p, , + ppt is Pr = (p
□-PFL) / (PFl+PFL) is calculated, and the calculated hydraulic pressure ratio P is - with respect to the threshold hydraulic pressure ratio ω.
If ω, <P, <ω, the calculated hydraulic pressure ratio P
, is output as is, and on the other hand, Pr <-ω, or Pf
〉ω, then the threshold hydraulic pressure ratio −ω, or ω
, and the hydraulic pressure detection signal P detected by the hydraulic pressure sensor 13.13 of the fluid cylinder device 3 of the left and right front wheels 2RL and 2RR.
IL and P□ are input, and after their high frequency components are cut by low-pass filters 70C and 70d, they are transferred to the hydraulic pressure chamber 3 of the fluid cylinder device 3 of the left and right front wheels 2PR12FL.
Ratio of the difference between the hydraulic pressures of c and 3c, Pill puL, and their added value P□0PIL Pa = (Put-PIL)
/(P□10PIL), and after multiplying the rear wheel hydraulic pressure ratio P by a predetermined value based on the gain ωF, this is calculated as the front wheel hydraulic pressure ratio P. The ratio of hydraulic pressure P,
The output of the warp control section 71 is multiplied by a predetermined value using a gain ω, and then on the front wheel side, the output is multiplied by a predetermined value using a gain ω. is used to multiply the fluid supply control amount by a predetermined value, and then reverse one so that the controlled amount of fluid supplied to each wheel is opposite between the left and right wheels, and the flow rate to each proportional flow control valve 9 in the control system is Signal Q■4, QFLl
, QIL14, QIL, are obtained.
さらに、制御系Ｅは、横加速度センサ１６によって検出
された車両の横方向に加わる横加速度検出信号が人力さ
れ、ローパスフィルタ８０によって、そのその高周波成
分がカットされた後、ゲインＫｇに基づき、制御量が演
算され、左右の前輪２ＦＬ、 ２ＰＲについては、さら
に、ゲインＡＧＦに基づいて、所定倍され、しかる後に
、左右の車輪に対する流体の供給制御量が、正負が反対
になるように、左前輪２ＰＬの流体供給制御量を反転し
、他方、左右の前輪２ＲＬ、 ２ＲＲについては、左右
の車輪に対する流体の供給制御量が、正負が反対になる
ように、左後輪２ＦＬの流体供給制御量を反転して、制
御系Ｅにおける各比例流量制御弁９への流量信号ＱＦＩ
Ｉ５、ＱＰＬ６、Ｑ□Ｓ 、ＱＩＬＳが得られる。Further, the control system E performs control based on the gain Kg after the lateral acceleration detection signal applied in the lateral direction of the vehicle detected by the lateral acceleration sensor 16 is manually inputted and its high frequency component is cut by the low-pass filter 80. The amount is calculated, and for the left and right front wheels 2FL and 2PR, it is further multiplied by a predetermined value based on the gain AGF, and then the fluid supply control amount for the left and right wheels is adjusted so that the positive and negative sides are reversed. The fluid supply control amount of the left rear wheel 2PL is reversed, and the fluid supply control amount of the left rear wheel 2FL is reversed so that the positive and negative fluid supply control amounts for the left and right front wheels 2RL and 2RR are reversed. Inversely, the flow signal QFI to each proportional flow control valve 9 in the control system E
I5, QPL6, Q□S, and QILS are obtained.
以上のようにして得られた各制御系Ａ、Ｂ、Ｃ１Ｄおよ
びＥにおける各比例流量制御弁９への流量信号は、各車
輪毎に加算され、さらに、左右の前輪２ＰＬ、 ２ＰＲ
については、ゲインＡｐが乗ぜられ、各比例流量制御弁
９へのトータル流量信号ＱＦＲ１Ｑ、Ｌ、 Ｑ、、、Ｑ
ＲＬが得られる。The flow signals to each proportional flow control valve 9 in each control system A, B, C1D, and E obtained as described above are added for each wheel, and are further added to the left and right front wheels 2PL, 2PR.
is multiplied by the gain Ap, and the total flow signal QFR1Q, L, Q, , Q
RL is obtained.
第１表は、コントロールユニット１７に記憶されている
前記各制御系Ａ、Ｂ、ＣＳＤおよびＥにおいて用いられ
る制御ゲインの基準マツプの一例を示すものであり、運
転状態に応じて、７つのモードが設定されている。Table 1 shows an example of the control gain reference map used in each of the control systems A, B, CSD, and E stored in the control unit 17, and seven modes are selected depending on the operating state. It is set.
第１表において、モード１は、エンジンの停止後６０秒
の間における各制御ゲインの値、モード２は、イグニッ
ションスイッチがオンされてはいるが、車両は停止され
、車速がゼロの状態における各制御ゲインの値、モード
３は、車両の横方向加速度ＧＬが０．１以下の直進状態
における各制御ゲインの値を、それぞれ示し、モード４
は、図示しないロールモード選択スイッチにより、逆ロ
ールモードが選択されたときに、車両の横方向加速度Ｇ
、が０．１を越え、０．３以下の緩旋回状態において、
モード５に代わって、選択される制御ゲインの値を示し
、車速が１２０ ｋｍ／ｈ以上になると、逆ロールモー
ドが選択されていても、自動的に、モード５に切り換え
られるようになっており、また、モード５は、車両の横
方向加速度Ｇｔ、が０．１を越え、０．３以下の緩旋回
状態における各制御ゲインの値、モード６は、車両の横
方向加速度ＧＬが０．３を越え、０．５以下の中旋回状
態における各制御ゲインの値、モード７は、車両の横方
向加速度ＧＬが０．５を越えた急旋回状態における各制
御ゲインの値を、それぞれ、示している。In Table 1, mode 1 is the value of each control gain for 60 seconds after the engine has stopped, and mode 2 is the value of each control gain when the ignition switch is on but the vehicle is stopped and the vehicle speed is zero. The value of the control gain, mode 3, indicates the value of each control gain in a straight-ahead state where the lateral acceleration GL of the vehicle is 0.1 or less, and mode 4
is the lateral acceleration G of the vehicle when the reverse roll mode is selected by the roll mode selection switch (not shown).
In a slow turning state where , exceeds 0.1 and is below 0.3,
In place of mode 5, it indicates the value of the control gain to be selected, and when the vehicle speed exceeds 120 km/h, it will automatically switch to mode 5 even if the reverse roll mode is selected. , mode 5 is the value of each control gain in a slow turning state where the vehicle's lateral acceleration Gt exceeds 0.1 and is 0.3 or less, and mode 6 is the value of each control gain when the vehicle's lateral acceleration GL is 0.3. mode 7 shows the value of each control gain in a sharp turning state where the vehicle's lateral acceleration GL exceeds 0.5. There is.
第１表において、Ｑ Ｍ Ａ Ｘは、各車輪の比例流量
制御弁９に供給される最大流量制御量を示しており、Ｐ
ｗａｘは、流体シリンダ装置３の液圧室３Ｃ内の最大圧
力を示し、流体シリンダ装置３の液圧室３Ｃから、流体
がアキュームレータ２２に逆流することがないように設
定され、また、ＰＭＩＮ は、流体シリンダ装置３の液
圧室３Ｃ内の最小圧力を示し、流体シリンダ装置３の液
圧室３Ｃ内の圧力が過度に低下し、ガスばね５が伸びき
って、破損することがないように設定されている。In Table 1, QMAX indicates the maximum flow rate control amount supplied to the proportional flow rate control valve 9 of each wheel, and P
wax indicates the maximum pressure in the hydraulic pressure chamber 3C of the fluid cylinder device 3, and is set so that fluid does not flow back into the accumulator 22 from the hydraulic pressure chamber 3C of the fluid cylinder device 3, and PMIN is Indicates the minimum pressure in the hydraulic pressure chamber 3C of the fluid cylinder device 3, and is set so that the pressure in the hydraulic pressure chamber 3C of the fluid cylinder device 3 will not drop excessively and the gas spring 5 will be fully extended and damaged. has been done.
第１表において、モード４を除き、モード番号が大きく
なるほど、走行安定性を重視したサスペンション制御が
なされるように、各制御ゲインが設定されている。In Table 1, except for mode 4, each control gain is set such that the larger the mode number is, the more the suspension control is performed with emphasis on driving stability.
第４図は、コントロールユニット１７内に設けられた本
発明の実施例に係る車両のサスペンション装置の制御系
のブロックダイアグラムである。FIG. 4 is a block diagram of a control system for a vehicle suspension device according to an embodiment of the present invention provided in the control unit 17.
第４図において、本実施例に係る車両のサスペンション
装置の制御系は、吐出圧計１２が検出した油吐出圧検出
信号が入力され、この油吐出圧検出信号に基づき、油吐
出圧の変化率を算出し、算出した変化率に基づき、油吐
出圧が低下しつつあるか否かを判定する吐出圧変化判定
手段９０と、吐出圧計１２が検出した油吐出圧検出信号
が入力され、この油吐出圧検出信号および吐出圧変化判
定手段９０から人力された油吐出圧変化の判定結果に基
づいて、油吐出圧が所定値に達したとき、エンジン９１
に対して、エンジン出力上昇信号を出力するエンジン出
力制御手段９２と、エンジン出力制御手段９２が、エン
ジン出力上昇信号を出力してから、所定時間経過後に、
アンロードリリーフ弁２８を開閉駆動するアンロードリ
リーフ弁駆動手段９３に、閉弁信号を出力して、アンロ
ードリリーフ弁２８を閉弁させるアンロードリリーフ弁
制御手段９４とを備えている。In FIG. 4, the control system of the vehicle suspension system according to the present embodiment receives an oil discharge pressure detection signal detected by the discharge pressure gauge 12, and calculates the rate of change in the oil discharge pressure based on this oil discharge pressure detection signal. The oil discharge pressure detection signal detected by the discharge pressure change determination means 90 and the discharge pressure gauge 12 is inputted to the discharge pressure change determination means 90 which determines whether or not the oil discharge pressure is decreasing based on the calculated rate of change. When the oil discharge pressure reaches a predetermined value based on the pressure detection signal and the determination result of the oil discharge pressure change manually from the discharge pressure change determination means 90, the engine 91
In contrast, the engine output control means 92 outputs the engine output increase signal, and after a predetermined period of time has elapsed since the engine output control means 92 outputs the engine output increase signal,
The unload relief valve control means 94 outputs a valve closing signal to the unload relief valve driving means 93 that drives the unload relief valve 28 to open and close it, and closes the unload relief valve 28.
第５図は、第４図に示された制御系における制御の実施
例を示すフローチャートである。FIG. 5 is a flowchart showing an example of control in the control system shown in FIG.
第５図において、まず、吐出圧計１２から油吐出圧検出
信号が、吐出圧変化判定手段９０に入力される。吐出圧
変化判定手段９０は、この油吐出圧検出信号に基づき、
油吐出圧ＰＰを微分して、油吐出圧の変化率ＤＰＰを算
出し、その正負を判定する。In FIG. 5, first, an oil discharge pressure detection signal from the discharge pressure gauge 12 is input to the discharge pressure change determination means 90. Based on this oil discharge pressure detection signal, the discharge pressure change determination means 90
The oil discharge pressure PP is differentiated to calculate the rate of change DPP of the oil discharge pressure, and its sign is determined.
その結果、油吐出圧の変化率ＤＰＰが正であるときは、
油吐出圧ＰＰは上昇しつつあり、油吐出圧ＰＰが、アン
ロードリリーフ弁２８が閉じられるべき所定圧力、たと
えば、１２０ ｋｇｆ／ｃｍ！にまで低下する可能性は
低いから、何の制御もおこなわない。As a result, when the rate of change DPP of oil discharge pressure is positive,
The oil discharge pressure PP is increasing, and the oil discharge pressure PP reaches a predetermined pressure at which the unload relief valve 28 is to be closed, for example, 120 kgf/cm! Since there is a low possibility that the situation will decline to that level, no control will be taken.
他方、油吐出圧の変化率ＤＰＰが負のときは、油吐出圧
ＰＰは低下しつつあり、油吐出圧ＰＰが、やがて、アン
ロードリリーフ弁２８を閉じるべき所定圧力にまで低下
する可能性があるから、吐出圧変化判定手段９０は、エ
ンジン出力制御手段９２に制御実行信号を出力する。On the other hand, when the rate of change DPP of the oil discharge pressure is negative, the oil discharge pressure PP is decreasing, and there is a possibility that the oil discharge pressure PP will eventually decrease to a predetermined pressure at which the unload relief valve 28 should be closed. Therefore, the discharge pressure change determination means 90 outputs a control execution signal to the engine output control means 92.
エンジン出力制御手段９２は、吐出圧変化判定手段９０
から制御実行信号を受けたときは、吐出圧針１２からの
油吐出圧検出信号に基づいて、油吐出圧ＰＰが、アンロ
ードＩＪ ＋Ｊ−フ弁２８が開かれる第１の所定圧力Ｐ
Ｐ、、、たとえば、１６０ ｋｇｆ／ｃａｔより小さく
、かつ、アンロードリリーフ弁２８が閉じられるべき第
２の所定圧力ＰＰＯ２より大きい第３の所定圧力ＰＰ、
３以下になったときに、エンジン９１に対し、エンジン
出力を、アンロードリリーフ弁２８が閉弁されて、作動
流体の供給が再開されても、減速感が生じない所定のエ
ンジン出力値まで上昇させるエンジン出力上昇信号を出
力するとともに、タイミング信号を、アンロードリリー
フ弁制御手段９４に出力する。Engine output control means 92 includes discharge pressure change determination means 90
When the control execution signal is received from the discharge pressure needle 12, the oil discharge pressure PP is changed to the first predetermined pressure P at which the unload IJ+J-f valve 28 is opened.
P, , for example, a third predetermined pressure PP smaller than 160 kgf/cat and larger than the second predetermined pressure PPO2 at which the unload relief valve 28 is to be closed;
3 or less, the engine output for the engine 91 is increased to a predetermined engine output value that does not cause a feeling of deceleration even when the unload relief valve 28 is closed and the supply of working fluid is restarted. At the same time, a timing signal is output to the unload relief valve control means 94.
アンロードリリーフ弁制御手段９４は、エンジン出力制
御手段９２からタイミング信号を受けたときは、タイミ
ング信号を受けてから、あらかじめ定められ、記憶して
いる所定時間１ｏ後に、アンロードリリーフ弁駆動手段
９３に、開弁信号を出力して、アンロードリリーフ弁２
８を開弁させる。ここに、第３の所定圧力ＰＰＯ３は、
油吐出圧ＰＰが、その圧力以下になったときに、エンジ
ン出力上昇を開始したときは、所定時間ｔｏ後に、アン
ロードリリーフ弁２８が閉弁されて、作動流体の供給が
再開されても、減速感が生じない所定のエンジン出力値
以上に、エンジン出力が上昇するのに十分な圧力となる
ように、あらかじめ定められ、エンジン出力制御手段９
２に記憶されている。When the unload relief valve control means 94 receives a timing signal from the engine output control means 92, the unload relief valve driving means 93 waits for a predetermined and stored predetermined time 1o after receiving the timing signal. , outputs a valve opening signal to open the unload relief valve 2.
Open valve 8. Here, the third predetermined pressure PPO3 is
When the engine output starts to increase when the oil discharge pressure PP becomes lower than that pressure, even if the unload relief valve 28 is closed and the supply of working fluid is restarted after the predetermined time to, The engine output control means 9 is predetermined so that the pressure is sufficient to increase the engine output above a predetermined engine output value that does not cause a feeling of deceleration.
It is stored in 2.
本実施例によれば、油吐出圧ＰＰが低下しつつあり、や
がて、アンロードリリーフ弁２８が閉じられるべき第２
の所定圧力ＰＰＯ２にまで低下する可能性がある場合に
は、油吐出圧ＰＰが、アンロードリリーフ弁２８が開か
れる第１の所定圧力ＰＰｏ＋より小さく、かつ、アンロ
ードリリーフ弁２８が閉じられるべき第２の所定圧力Ｐ
ＰＯ２より大きい第３の所定圧力ＰＰＯ３以下に低下し
た時点で、エンジン出力制御手段９２からエンジン出力
上昇信号を出力させて、エンジン９１の出力の上昇を開
始させ、所定時間ｔ。後に、アンロード＋１１Ｊ−フ弁
駆動手段９３に開弁信号を出力して、アンロードリリー
フ弁２８を開弁させるように制御され、第３の所定圧力
ＰＰＯ３は、油吐出圧ＰＰが、その圧力以下になったと
きに、エンジン出力上昇を開始したときは、所定時間ｔ
０後に、アンロードリリーフ弁２８が閉弁されて、作動
流体の供給が再開されても、減速感が生じない所定のエ
ンジン出力値以上に、エンジン出力が上昇するのに十分
な圧力となるように、あらかじめ定められているから、
アンロードリリーフ弁２８が閉じられ、油のアキューム
レータ２２への供給が再開されたときには、エンジン出
力が、アンロードリリーフ弁２８が閉じられ、油のアキ
ュームレータ２２への供給が再開されても、減速感が生
じないエンジン出力値以上に、エンジン出力は上昇して
おり、したがって、アンロードリリーフ弁２８が閉じら
れ、油のアキュームレータ２２への供給が再開されたと
きに、減速感が生ずることを効果的に防止することがで
きる。According to this embodiment, the oil discharge pressure PP is decreasing, and eventually the second unload relief valve 28 is to be closed.
If there is a possibility that the oil discharge pressure PP is lower than the first predetermined pressure PPo+ at which the unload relief valve 28 is opened, and the unload relief valve 28 should be closed. Second predetermined pressure P
When the pressure drops to a third predetermined pressure PPO3 which is higher than PO2, the engine output control means 92 outputs an engine output increase signal to start increasing the output of the engine 91 for a predetermined time t. Later, a valve opening signal is output to the unload +11J-f valve driving means 93 to open the unload relief valve 28, and the third predetermined pressure PPO3 is determined by the oil discharge pressure PP. If the engine output starts to increase when the
After zero, even if the unload relief valve 28 is closed and the supply of working fluid is restarted, the pressure is sufficient to increase the engine output above a predetermined engine output value that does not cause a feeling of deceleration. Because it is predetermined,
When the unload relief valve 28 is closed and the supply of oil to the accumulator 22 is resumed, the engine output is The engine output has increased above the engine output value at which no deceleration occurs, and therefore, when the unload relief valve 28 is closed and the oil supply to the accumulator 22 is restarted, it is effectively possible to prevent a feeling of deceleration from occurring. can be prevented.
第６図は、第４図に示された制御系の制御の他の実施例
を示すフローチャートである。FIG. 6 is a flowchart showing another embodiment of the control of the control system shown in FIG.
第６図の実施例においては、吐出圧変化判定手段９０は
、算出した油吐出圧の変化率ＤＰＰが負で、制御実行信
号を、エンジン出力制御手段９２に出力するときに、制
御実行信号とともに油吐出圧変化率信号ＤＰＰもエンジ
ン出力制御手段９２に出力するように構成されており、
エンジン出力制御手段９２は、吐出圧変化判定手段９０
から制御実行信号および油吐出圧変化率信号ＤＰＰを受
けたときは、油吐出圧変化率信号ＤＰＰに基づき、油吐
出圧変化率ＤＰＰが変化しないと仮定して、油吐出圧Ｐ
Ｐが、アンロードリリーフ弁２８を閉じるべき第２の所
定圧力ＰＰＯ２に以下になるよりも、エンジン出力が、
アンロードリリーフ弁２８が閉じられ、油のアキューム
レータ２２への供給が再開されても、減速感が生じるこ
とがない所定のエンジン出力値にまで上昇するのに要す
る時間ｔ。だけ前の油吐出圧ＰＰＩ を算出し、油吐出
圧ＰＰが、油吐出圧ＰＰ。In the embodiment shown in FIG. 6, the discharge pressure change determination means 90 outputs the control execution signal together with the control execution signal when the calculated oil discharge pressure change rate DPP is negative and outputs the control execution signal to the engine output control means 92. The oil discharge pressure change rate signal DPP is also configured to be output to the engine output control means 92,
Engine output control means 92 includes discharge pressure change determination means 90
When the control execution signal and the oil discharge pressure change rate signal DPP are received from the oil discharge pressure change rate signal DPP, the oil discharge pressure P
When P becomes less than the second predetermined pressure PPO2 at which the unload relief valve 28 is to be closed, the engine output is
Even when the unload relief valve 28 is closed and the supply of oil to the accumulator 22 is restarted, the time t required for the engine output to rise to a predetermined value that does not cause a feeling of deceleration. The previous oil discharge pressure PPI is calculated, and the oil discharge pressure PP is equal to the oil discharge pressure PP.
以下になったときに、エンジン出力が、アンロードリリ
ーフ弁２８が閉じられて、油のアキュームレータ２２へ
の供給が再開されても、減速感が生じない所定のエンジ
ン出力値に上昇するように、エンジン出力上昇信号を、
エンジン９Ｉに出力するとともに、タイミング信号を、
アンロードリリーフ弁制御手段９４に出力する。so that the engine output increases to a predetermined engine output value that does not cause a feeling of deceleration even when the unload relief valve 28 is closed and the oil supply to the accumulator 22 is restarted when the engine output increase signal,
In addition to outputting the timing signal to the engine 9I,
It is output to the unload relief valve control means 94.
アンロードリリーフ弁制御手段９４は、エンジン出力制
御手段９２からタイミング信号を受けたときは、時間ｔ
０経過後に、アンロードリリーフ弁駆動手段９３に、閉
弁信号を出力して、アンロードリリーフ弁２８を閉じさ
せる。When the unload relief valve control means 94 receives a timing signal from the engine output control means 92, the unload relief valve control means 94 operates at a time t.
After 0 elapses, a valve closing signal is output to the unload relief valve driving means 93 to close the unload relief valve 28.
本実施例によれば、油吐出圧ＰＰがいかなる圧力にまで
低下したときに、エンジン出力の上昇を開始すれば、油
吐出圧ＰＰが、アンロードリリーフ弁２８を閉じるべき
第２の所定圧力ＰＰｏ２にまで低下し、アンロードリリ
ーフ弁２８が閉じられて、油のアキュームレータ２２へ
の供給が再開されたときに、エンジン出力が、減速感を
生じない所定のエンジン出力まで上昇するかを、算出さ
れた油吐出圧変化率ＤＰＰに基づいて、予測し、油吐出
圧ＰＰが、その油吐出圧ＰＰｉ以下に低下した時点で、
エンジン出力上昇信号を、エンジン９１に出力して、エ
ンジン出力の上昇を開始させ、エンジン出力が、所定の
エンジン出力値にまで、上昇するのに要する時間ｔ。が
経過した後に、アンロードリリーフ弁２８を閉じて、油
のアキュームレータ２２への供給を再開するようにして
いるので、アンロードリリーフ弁２８が閉じられ、油の
アキュームレータ２２への供給が再開されたときに、減
速感が生ずることを、確実に防止することができる。According to this embodiment, if the engine output starts to increase when the oil discharge pressure PP decreases to any pressure, the oil discharge pressure PP will be changed to the second predetermined pressure PPo2 at which the unload relief valve 28 should be closed. It is calculated whether the engine output will rise to a predetermined engine output that does not cause a feeling of deceleration when the unload relief valve 28 is closed and the supply of oil to the accumulator 22 is resumed. The prediction is made based on the oil discharge pressure change rate DPP, and when the oil discharge pressure PP falls below the oil discharge pressure PPi,
An engine output increase signal is output to the engine 91 to start increasing the engine output, and the time t required for the engine output to increase to a predetermined engine output value. Since the unload relief valve 28 is closed and the supply of oil to the accumulator 22 is restarted after the period of time has elapsed, the unload relief valve 28 is closed and the supply of oil to the accumulator 22 is restarted. In some cases, it is possible to reliably prevent a feeling of deceleration from occurring.
第７図は、本発明の他の実施例に係る車両のサスペンシ
ョン装置の制御系のブロックダイアダラムである。FIG. 7 is a block diagram of a control system for a vehicle suspension device according to another embodiment of the present invention.
第７図においては、上下加速度センサ１５から人力され
る上下加速度ＧＦＩｓ ＧＦＬ、Ｇ、に基づいて、サス
ペンション制御が実行される頻度を判定し、サスペンシ
ョン制御の頻度が所定値以上のときに、補正信号を、エ
ンジン出力制御手段９２に出力する制御頻度判定手段９
５が、さらに、設けられている。In FIG. 7, the frequency at which suspension control is executed is determined based on the vertical acceleration GFIs GFL, G, manually input from the vertical acceleration sensor 15, and when the frequency of suspension control is equal to or higher than a predetermined value, a correction signal is sent. control frequency determining means 9 which outputs to the engine output control means 92
5 is further provided.
第８図は、第７図に示された制御系における制御の実施
例を示すフローチャートである。FIG. 8 is a flowchart showing an example of control in the control system shown in FIG.
第８図においては、吐出圧変化判定手段９０により、算
出した油吐出圧の変化率ＤＰＰが負であると判定され、
吐出圧変化判定手段９０から、制御実行信号および油吐
出圧変化率信号ＯＰＰが、エンジン出力制御手段９２に
人力された後、制御頻度判定手段９５により、サスペン
ション制御が実行される頻度が所定値より大きいか否か
が、判定される。In FIG. 8, the discharge pressure change determination means 90 determines that the calculated oil discharge pressure change rate DPP is negative;
After the control execution signal and the oil discharge pressure change rate signal OPP are input from the discharge pressure change determination means 90 to the engine output control means 92, the control frequency determination means 95 determines whether the frequency at which the suspension control is executed is lower than a predetermined value. It is determined whether it is large or not.
その結果、サスペンション制御が実行される頻度が所定
値より大きくないと判定したときは、通常の走行状態で
あると考えられるから、制御頻度判定手段９５は、何の
信号も出力しない。As a result, when it is determined that the frequency at which the suspension control is executed is not greater than the predetermined value, it is considered that the vehicle is in a normal driving state, so the control frequency determining means 95 does not output any signal.
これに対して、サスペンション制御が実行される頻度が
所定値より大きいと判定したときは、悪路走行中など、
油の使用量が大きい運転状態にあると認められる。ここ
に、アンロードリリーフ弁２８は、油吐出圧ＰＰが、第
１の所定圧力Ｐｒｏ＋、たとえば、ｌ ６０ ｋｇｆ／
ａｆｆ１以上になると、開かれるとともに、第２の所定
圧力ＰＰＯ２、たとえば、１２０ｋｇｆ／ｃ［Ｉｌ
以下になると、閉じられ、アキュームレータ２２内の油
の圧力が、第１の所定圧力ＰＰ、、以下で、かつ、第２
の所定圧力ＰＰｏ２）Ｊ上に保持されるように、その開
閉が制御されるが、前述のように、アンロードリリーフ
弁２８が閉じられて、アキュームレータ２２への油の供
給が開始されると、エンジン出力が低下して、減速感が
生ずるため、第２の所定圧力ＰＰＯ２以上の第３の所定
圧力ＰＰＯ３以下に低下した時点で、エンジン出力上昇
信号を出力し、その後、時間ｔ。が経過した時点で、ア
ンロードリリーフ弁２８を閉じるように制御しているの
で、実際に、アンロードリリーフ弁２８を閉じたときは
、油吐出圧ＰＰは、第２の所定圧力ＰＰＯ２以下に低下
していることがあり得る。すなわち、必ずしも、油吐出
圧ＰＰが、第２の所定圧力ＰＰＯ２に等しくなった時点
で、アンロードリリーフ弁２８を閉じるように制御され
るとはかぎらず、油吐出圧ＰＰは、第２の所定圧力ＰＰ
Ｏ２以下に低下することがあり得るが、油吐出圧ＰＰが
、過度に低下して、たとえば、１１０ ｋｇｆ／ｃ＋＋
ｆ以下になると、流体シリンダ３内の圧力の方が高くな
り、油が逆流して、配管を破損させるおそれがあるので
、油吐出圧ＰＰが、第２の所定圧力ＰＰＯ２以下の所定
圧力、たとえば、ｌ １０ ｋｇｆ／ｃｒｌ以下になる
と、サスペンション制御を停止し、その後、さらに、油
吐出圧ＰＰが低下し、たとえば、１００ ｋｇｆ／ｃｒ
ｌになると、故障が発生したと判定するように構成され
ている。したがって、単に、油吐出圧変化率ＤＰＰに基
づいて、時間ｔ。後には、油吐出圧ＰＰが、第２の所定
圧力ＰＰＯ２にまで低下すると予測される油吐出圧ＰＰ
、を算出し、油吐出圧ＰＰが、その油吐出圧ＰＰ、以下
に低下したときに、エンジン出力の上昇を開始するとと
もに、エンジン出力の上昇を開始してから、時間ｔｏが
経過した後に、アンロードリリーフ弁２８を閉じるよう
に制御するだけで、エンジン出力上昇信号を出力後、時
間ｔ、。が経過するまでの間、油吐出圧ＰＰをモニター
しないときには、サスペンション制御の頻度を大きい場
合は、時間ｔ。On the other hand, when it is determined that the frequency at which suspension control is executed is greater than a predetermined value,
It is recognized that the machine is operating in a state where a large amount of oil is used. Here, the unload relief valve 28 has an oil discharge pressure PP of a first predetermined pressure Pro+, for example, l 60 kgf/
aff1 or more, it is opened and the second predetermined pressure PPO2, for example, 120 kgf/c [Il
When the pressure of oil in the accumulator 22 is below the first predetermined pressure PP, and the pressure of the oil in the accumulator 22 is below the first predetermined pressure PP, and the pressure of the oil in the accumulator 22 is below the first predetermined pressure PP,
Its opening and closing is controlled so that it is maintained at a predetermined pressure PPo2)J, but as described above, when the unload relief valve 28 is closed and the supply of oil to the accumulator 22 is started, Since the engine output decreases and a feeling of deceleration occurs, an engine output increase signal is output when the engine output decreases to a third predetermined pressure PPO3 which is greater than or equal to the second predetermined pressure PPO2, and then at time t. Since the unload relief valve 28 is controlled to be closed when the unload relief valve 28 has passed, when the unload relief valve 28 is actually closed, the oil discharge pressure PP decreases to the second predetermined pressure PPO2 or less. It is possible that you are doing so. That is, the unload relief valve 28 is not necessarily controlled to be closed when the oil discharge pressure PP becomes equal to the second predetermined pressure PPO2; pressure PP
Although it is possible that the oil discharge pressure PP decreases below O2, the oil discharge pressure PP may decrease excessively, for example, 110 kgf/c++.
If it becomes less than f, the pressure inside the fluid cylinder 3 will become higher, and there is a risk that the oil will flow backwards and damage the piping. , l When the pressure falls below 10 kgf/crl, the suspension control is stopped, and then the oil discharge pressure PP is further reduced to, for example, 100 kgf/crl.
1, it is determined that a failure has occurred. Therefore, the time t is simply based on the oil discharge pressure change rate DPP. Later, the oil discharge pressure PP is predicted to decrease to the second predetermined pressure PPO2.
, and when the oil discharge pressure PP decreases to or below the oil discharge pressure PP, start increasing the engine output, and after time to has elapsed since the start of increasing the engine output, Just by controlling the unload relief valve 28 to close, the engine output increase signal is output at a time t. If the oil discharge pressure PP is not monitored until the time t elapses, and if the frequency of suspension control is increased, the time t.
が経過するまでに、多量の油が使用されて、油吐出圧Ｐ
Ｐが、過度に低下し、アキュームレータ２２内の油の圧
力が、サスペンション制御を実行できない圧力、たとえ
ば、１１０ ｋｇｆ／ｃａｆにまで低下するおそれがあ
る。そこで、本実施例においては、制御頻度判定手段９
５が、サスペンション制御が実行される頻度が所定値よ
り大きいと判定したときは、制御頻度判定手段９５は、
高制御頻度信号を、エンジン出力制御手段９２に出力す
る。A large amount of oil is used until the oil discharge pressure P
P may decrease excessively, and the oil pressure within the accumulator 22 may decrease to a pressure at which suspension control cannot be performed, for example, 110 kgf/caf. Therefore, in this embodiment, the control frequency determining means 9
5 determines that the frequency at which the suspension control is executed is greater than a predetermined value, the control frequency determining means 95:
The high control frequency signal is output to the engine output control means 92.
エンジン出力制御手段９２は、制御頻度判定手段９５か
ら高制御頻度信号を受けたときは、時間ｔ０をあらかじ
め記憶しているマツプにしたがって、Δｔだけ小さくな
るように補正して、時間１゜を算出し、さらに、油吐出
圧変化率ＤＰＰが変化しないと仮定して、油吐出圧ＰＰ
が、アンロードリリーフ弁２８が閉じられるべき第２の
所定圧力ＰＰＯ２に達する時点よりｔ、だけ前の時点で
の油吐出圧ＰＰ２を算出し、油吐出圧ＰＰが、油吐出圧
ＰＰ２以下になったときに、エンジン出力が、アンロー
ドリリーフ弁２８が閉じられて、油のアキュームレータ
２２への供給が再開されても、減速感が生じないエンジ
ン出力値となるように、エンジン出力上昇信号を、エン
ジン９１に出力するとともに、タイミング信号および算
出時間ｔ１ を、アンロードＩＪ ＩＪ−フ弁制御手段
９４に出力する。When the engine output control means 92 receives the high control frequency signal from the control frequency determination means 95, the engine output control means 92 calculates the time 1° by correcting the time t0 so as to be smaller by Δt according to a pre-stored map. Furthermore, assuming that the oil discharge pressure change rate DPP does not change, the oil discharge pressure PP
However, the oil discharge pressure PP2 is calculated at a time point t before reaching the second predetermined pressure PPO2 at which the unload relief valve 28 is to be closed, and the oil discharge pressure PP becomes equal to or lower than the oil discharge pressure PP2. When the unload relief valve 28 is closed and the supply of oil to the accumulator 22 is resumed, the engine output increase signal is set so that the engine output reaches an engine output value that does not cause a feeling of deceleration. In addition to outputting the timing signal to the engine 91, the timing signal and the calculated time t1 are also output to the unload IJ-F valve control means 94.
アンロードリリーフ弁制御手段９４は、エンジン出力制
御手段９２からタイミング信号および算出時間ｔ１を受
けたときは、タイミング信号を受けてから、時間ｔ１後
に、アンロードリリーフ弁駆動手段９３に、閉弁信号を
出力して、アンロードリリーフ弁２８を閉じさせる。When the unload relief valve control means 94 receives the timing signal and calculation time t1 from the engine output control means 92, the unload relief valve control means 94 sends a valve closing signal to the unload relief valve driving means 93 after time t1 after receiving the timing signal. is output to close the unload relief valve 28.
本実施例によれば、悪路走行中など、多量の油が使用さ
れる可能性があり、油吐出圧ＰＰをモニターすることな
く、時間のみに基づいて制御をおこなう時間が長いとき
は、油吐出圧ＰＰが、過度に低下して、サスペンション
制御を実行することが不可能になるおそれのあるサスペ
ンション制御の頻度が所定値より大きい場合には、油吐
出圧ＰＰをモニターすることなく、時間のみに基づいて
制御をおこなう時間を、Δｔだけ小さくなるように補正
しているので、油吐出圧ＰＰが、過度に低下することが
防止される。この場合には、アンロードリリーフ弁２８
が閉じられて、油のアキュームレータ２２への供給が開
始されたときに、エンジン出力は、減速感を生じないエ
ンジン出力値まで上昇してはいないが、それでも、アン
ロードリリーフ弁２８の閉弁に先立って、エンジン出力
が上昇されているから、従来に比し、アンロードリリー
フ弁２８を閉じたときに生ずる減速感を大幅に減少させ
ることが可能になる。According to this embodiment, when a large amount of oil is likely to be used while driving on a rough road, and the control is performed based only on time without monitoring the oil discharge pressure PP, the oil If the frequency of suspension control is higher than a predetermined value, which may cause the discharge pressure PP to drop excessively and make it impossible to perform suspension control, the oil discharge pressure PP may not be monitored, but only for a certain period of time. Since the time for controlling based on Δt is corrected to be smaller by Δt, the oil discharge pressure PP is prevented from decreasing excessively. In this case, the unload relief valve 28
is closed and the supply of oil to the accumulator 22 is started, the engine output has not increased to the engine output value that does not cause a feeling of deceleration, but the unload relief valve 28 is still closed. Since the engine output has been increased in advance, it is possible to significantly reduce the feeling of deceleration that occurs when the unload relief valve 28 is closed, compared to the conventional case.
第９図は、本発明のさらに他の実施例に係る車両のサス
ペンション装置の制御系のブロックダイアグラムであり
、第１０図は、その制御系において実行される制御を示
すフローチャートである。FIG. 9 is a block diagram of a control system of a vehicle suspension device according to still another embodiment of the present invention, and FIG. 10 is a flowchart showing the control executed in the control system.
第９図の制御系は、吐出圧針１２の検出した油吐出圧検
出信号が、アンロードリリーフ弁制御手段９４に入力さ
れ、制御頻度判定手段９５０判定信号が、アンロードリ
リーフ弁制御手段９４に入力されている点を除き、第７
図の制御系と同一の構成を有している。In the control system of FIG. 9, the oil discharge pressure detection signal detected by the discharge pressure needle 12 is input to the unload relief valve control means 94, and the determination signal of the control frequency determination means 950 is input to the unload relief valve control means 94. 7.
It has the same configuration as the control system shown in the figure.
第９ｒ！ｌＪおよび第１０図において、第４図および第
６図の実施例と同様にして、エンジン出力制御手段９２
により、油吐出圧変化率信号ＤＰＰに基づき、エンジン
出力が、アンロードリリーフ弁２８が閉じられ、油のア
キュームレータ２２への供給が再開されても、減速感が
生じることがない所定のエンジン出力値にまで上昇する
のに要する時間ｔ０だけ前の油吐出圧ＰＰ、が算出され
て、油吐出圧ＰＰが、油吐出圧ＰＰ、以下になったとき
に、エンジン出力が、アンロードリリーフ弁２８が閉じ
られて、油のアキュームレータ２２への供給が再開され
ても、減速感が生じない所定のエンジン出力値に上昇す
るように、エンジン出力上昇信号が、エンジン９１に出
力されるとともに、タイミング信号が、アンロードリリ
ーフ弁制御手段９４に出力される。9th r! 1J and FIG. 10, the engine output control means 92 is operated in the same manner as in the embodiments of FIGS. 4 and 6.
Based on the oil discharge pressure change rate signal DPP, the engine output is set to a predetermined engine output value that does not cause a feeling of deceleration even when the unload relief valve 28 is closed and the supply of oil to the accumulator 22 is resumed. The oil discharge pressure PP before the time t0 required for the oil discharge pressure to rise to An engine output increase signal is output to the engine 91, and a timing signal is output to the engine 91 so that the engine output increases to a predetermined value that does not cause a feeling of deceleration even when the oil supply to the accumulator 22 is resumed. , is output to the unload relief valve control means 94.
その後、制御頻度判定手段９５により、サスペンション
制御が実行される頻度が所定値より大きいか否かが判定
され、大きいと判定されたときは、制御頻度判定手段９
５は、高制御頻度信号を、アンロードリリーフ弁制御手
段９４に出力する。Thereafter, the control frequency determining means 95 determines whether the frequency at which the suspension control is executed is greater than a predetermined value.
5 outputs a high control frequency signal to the unload relief valve control means 94.
アンロードリリーフ弁制御手段９４は、制御頻度判定手
段９５から、高制御頻度信号が入力されないときは、タ
イミング信号が入力されてから、時間ｔ。経過した後に
、アンロードＩＪ ＩＪ−フ弁駆動手段９３に、閉弁信
号を出力して、アンロードリリーフ弁２８を閉じさせる
。When the high control frequency signal is not input from the control frequency determining means 95, the unload relief valve control means 94 waits for a time t after the timing signal is input. After the lapse of time, a valve closing signal is output to the unload IJ IJ-f valve driving means 93 to close the unload relief valve 28.
これに対して、制御頻度判定手段９５から、高制御頻度
信号が入力されたときは、アンロードリリーフ弁制御手
段９４は、吐出圧針１２からの油吐出圧検出信号に基づ
き、油吐出圧ＰＰが、あらかじめ記憶している第２の所
定圧力ＰＰ、、より小さい第４の所定圧力ＰＰＯ４、た
とえば、１１５ ｋｇｆ／ｃ！以下になったか否かを、
タイミング信号を受けてから、時間ｔ０の間、判定し、
油吐出圧ＰＰが、第４の所定圧力ＰＰＯ４以下に低下し
たと判定したときは、タイミング信号が入力されてから
、時間ｔ。経過前でも、閉弁信号を、アンロードリリー
フ弁駆動手段９３に出力して、アンロードリリーフ弁２
８を閉弁させ、他方、タイミング信号が入力されてから
、時間１．が経過するまで、油吐出圧ＰＰが、第４の所
定圧力ＰＰＯ４以下に低下しないときは、時間ｔ０が経
過した時点で、閉弁信号を、アンロードリリーフ弁駆動
手段９３に出力して、アンロードリリーフ弁２８を閉弁
させる。On the other hand, when the high control frequency signal is input from the control frequency determining means 95, the unload relief valve control means 94 determines that the oil discharge pressure PP is determined based on the oil discharge pressure detection signal from the discharge pressure needle 12. , the second predetermined pressure PP stored in advance, the fourth predetermined pressure PPO4, which is smaller, for example, 115 kgf/c! Check whether the following has been achieved.
After receiving the timing signal, determine for a time t0,
When it is determined that the oil discharge pressure PP has decreased to the fourth predetermined pressure PPO4 or less, a time t has elapsed since the timing signal was input. Even before the elapsed time, a valve closing signal is output to the unload relief valve driving means 93 to close the unload relief valve 2.
8 is closed, and on the other hand, after the timing signal is input, time 1. If the oil discharge pressure PP does not fall below the fourth predetermined pressure PPO4 until time t0 has elapsed, a valve closing signal is output to the unload relief valve driving means 93 and the unload relief valve is unloaded. The load relief valve 28 is closed.
本実施例によれば、サスペンション制御の頻度が大きい
悪路走行中など、油の使用量が大きく、油吐出圧ＰＰが
、過度に低下するおそれのなる場合には、エンジン出力
上昇信号出力後にも、油吐出圧ＰＰをモニターし、油吐
出圧ＰＰが、第４の所定圧力ＰＰＯ４以下に低下したと
きは、時間ｔ０が経過せず、エンジン出力が所定値にま
で上昇していな（とも、アンロードリリーフ弁２８を閉
弁させ、油をアキュームレータ２２に供給しているので
、油吐出圧ＰＰが、過度に低下して、サスペンション制
御が実行不能になることを確実に防止しつつ、アンロー
ドリリーフ弁２８が閉弁され、油のアキュームレータ２
２への供給が再開されたときに、減速感が生ずることを
効果的に防止することが可能となる。According to this embodiment, when the amount of oil used is large and there is a risk that the oil discharge pressure PP may decrease excessively, such as when driving on a rough road where suspension control is frequently performed, even after the engine output increase signal is output. , the oil discharge pressure PP is monitored, and when the oil discharge pressure PP falls below the fourth predetermined pressure PPO4, the time t0 has not elapsed and the engine output has not increased to the predetermined value (also known as Since the load relief valve 28 is closed and oil is supplied to the accumulator 22, the oil discharge pressure PP is reliably prevented from decreasing excessively and suspension control cannot be executed, and the unload relief valve 28 is closed. The valve 28 is closed and the oil accumulator 2
When the supply to No. 2 is resumed, it is possible to effectively prevent a feeling of deceleration from occurring.
本発明は、以上の実施例に限定されることなく特許請求
の範囲に記載された発明の範囲内で種々の変更が可能で
あり、それらも本発明の範囲内に包含されるものである
ことはいうまでもない。The present invention is not limited to the above-mentioned examples, but various modifications can be made within the scope of the invention described in the claims, and these are also included within the scope of the present invention. Needless to say.
たとえば、前記実施例においては、車両のサスペンショ
ン装置は、ガスばね５を備えているが、本発明は、ガス
ばね５を備えていない、いわゆるフルアクティブサスペ
ンション装置にも適用することができる。For example, in the embodiment described above, the vehicle suspension system includes the gas spring 5, but the present invention can also be applied to a so-called full active suspension system that does not include the gas spring 5.
また、第７図ないし第１０図の実施例においては、上下
加速度センサ１５．１５．１５により、サスペンション
制御の頻度を検出しているが、上下加速度センサ１５．
１５．１５の代わりに、液圧センサ１３．１３などのよ
り、サスペンション制御の頻度を検出するようもよい。Further, in the embodiments shown in FIGS. 7 to 10, the frequency of suspension control is detected by the vertical acceleration sensor 15.15.15, but the frequency of suspension control is detected by the vertical acceleration sensor 15.
Instead of 15.15, the frequency of suspension control may be detected using a hydraulic pressure sensor 13.13 or the like.
さらに、第９図および第１Ｏ図の実施例において、制御
頻度判定手段９５が、サスペンション制御の頻度が所定
値以上と判定したときは、油吐出圧ＰＰをモニターする
とともに、時間ｔ。をΔｔだけ小さく補正した時間ｔ１
に基づいて、油吐出圧ＰＰ２を算出し、油吐出圧ＰＰが
、油吐出圧ＰＰ、以下になった時点で、エンジン出力上
昇信号を、エンジン９１に対して出力するとともに、時
間ｔ１が経過するまでの間に、油吐出圧ＰＰが、第４の
所定圧力ＰＰ、、以下に低下した場合には、アンロード
リリーフ弁２８を閉じるように制御し、第４の所定圧力
ＰＰＯ４以下に低下することなく、時間ｔ１が経過した
ときは、その時点で、アンロードリリーフ弁２８を閉じ
るように制御してもよい。Furthermore, in the embodiments shown in FIGS. 9 and 1O, when the control frequency determining means 95 determines that the frequency of suspension control is equal to or higher than a predetermined value, it monitors the oil discharge pressure PP and determines the time t. The time t1 that is corrected to be smaller by Δt
Based on this, the oil discharge pressure PP2 is calculated, and when the oil discharge pressure PP becomes equal to or less than the oil discharge pressure PP, an engine output increase signal is output to the engine 91, and a time t1 elapses. If the oil discharge pressure PP falls below the fourth predetermined pressure PP during this period, the unload relief valve 28 is controlled to close and the oil discharge pressure PP falls below the fourth predetermined pressure PPO4. Instead, when the time t1 has elapsed, the unload relief valve 28 may be controlled to be closed at that point.
また、本発明において、各手段は、必ずしも物理的手段
を意味するものではなく、各手段の機能が、ソフトウェ
アによって実現される場合も、本発明は包含し、２以上
の手段の機能が、１つの物理的手段により実現される場
合も、また、１つの手段の機能が、２以上の物理的手段
により実現される場合も、本発明は包含する。Furthermore, in the present invention, each means does not necessarily mean a physical means, and the present invention also includes cases where the functions of each means are realized by software, and the functions of two or more means are realized by one. The present invention encompasses both the case where the function is realized by one physical means, and the case where the function of one means is realized by two or more physical means.
発明の効果
本発明によれば、アンロードリリーフ弁の閉弁時に減速
感が生ずることを効果的に防止することのできる車両の
サスペンション装置を提供することが可能になる。Effects of the Invention According to the present invention, it is possible to provide a suspension device for a vehicle that can effectively prevent a feeling of deceleration from occurring when the unload relief valve is closed.
第１図は、本発明の実施例にかかる車両のサスペンショ
ン装置を含む車両の全体概略図である。
第２図は、油圧ポンプより流体シリンダ装置へ流体を供
給し、或いは、これらより流体を排出する油圧回路の回
路図である。第３Ａ図、第３Ｂ図および第３Ｃ図は、コ
ントロールユニット内に設ケられた流体供給量算出装置
のブロックダイアダラムである。第４図は、本発明の実
施例に係るサスペンション装置の制御系のブロックダイ
アダラムであり、第５図は、その制御の一実施例を示す
フローチャート、第６図は、その制御の別の実施例を示
すフローチャートである。第７図は、本発明の他の実施
例に係るサスペンション装置の制御系のブロックダイア
ダラムであり、第８図は、その制御の一実施例を示すフ
ローチャートである。第９図は、本発明のさらに、他の
実施例に係るサスペンション装置の制御系のブロックダ
イアダラムであり、°第１０図は、その制御の一実施例
を示すフローチャートである。
１・・・車体、
２ＰＬ・・・左前輪、 ２ＰＲ・・・左後輪、２
ＲＬ・・・右前輪、 ２ＲＲ・・・右前輪、３・
・・流体シリンダ装置、
３ＦＬ・・・左前輪用の流体シリンダ装置、３ＦＲ・・
・右前輪用の流体シリンダ装置、３ＲＬ・・・左後輪用
の流体シリンダ装置、３ＲＲ・・・右後輪用の流体シリ
ンダ装置、３ａ・・・シリンダ本体、 ３ｂ・・・ピ
ストン、３Ｃ・・・液圧室、
３ｄ・・・ピストンロッド、
４・・・連通路、
４ａ、４ｂ、４Ｃ１４ｄ・＝分岐連通路、５・・・ガス
ばね、
５ＦＬ・・・左前輪用ガスばね、
５ＦＲ・・・右前輪用ガスばね、
５ＲＬ・・・左後輪用ガスばね、
５ＲＲ・・・右後輪用ガスばね、
５ａ、５ｂ、５ｃ、５ａ、、、ガスばねユニッ５ｅ・・
・ダイアフラム、
ト、
５ｆ・・・ガスばねのガス室、
５ｇ・・・ガスばねの液圧室、
訃・・油圧ポンプ、 ８ａ・・・吐出管、９・・・
比例流量制御弁、
９ａ・・・圧力補償弁、
０・・・流体通路、 １２・・・吐出圧針、３・・
・液圧センサ、 １４・・・車高変位センサ、５・
・・上下加速度センサ、
６・・・横加速度センサ、
７・・・コントロールユニット、
訃・・舵角センサ、 １９・・・車速センサ、０・
・・駆動源、
ｌ・・・パワーステアリング装置用油圧ポンプ、２・・
・アキュームレータ、
３Ｆ・・・前輪側配管、 ２３Ｒ・・・後輪側配管、３
ＦＬ・・・左前輪側配管、
３ＦＲ・・・右前輪側配管、
３ＲＬ・・・左後輪側配管、
３ＲＲ・・・右後輪側配管、
５ａ、２５ｂ＜ ２５ｃ、２５ｄ−・・オリフィス、２
６・・・切換えバルブ、
２８・・・アンロードリリーフ弁、
２９・・・リザーブタンク、
３３・・・開閉弁、
３５・・・リリーフ弁、
３６・・・イグニッションキ一連動弁、３７・・・油圧
ポンプリリーフ弁、
３８・・・リターンアキュムレータ、
４１・・・バウンス成分演算部、
４２・・・ピッチ成分演算部、
４３・・・ロール線分演算部、
４４・・・バウンス制御部、
４５・・・ピッチ制御部、
４６・・・ロール制御部、
５０ａ、５０ｂ、５０ｃ、５０ｄ・・・微分器、５１・
・・ピッチ成分演算部、
５２・・・ロール成分演算部、
５３・・・ピッチ制御部、
５４・・・ロール制御部、
６１・・・バウンス成分演算部、
３４・・・電磁弁、
６２・・・ピッチ成分演算部、
６３・・・ロール成分演算部、
６４・・・バウンス制御部、
２５・・・ピッチ制御部、
６６・・・ロール制御部、
７１・・・ウォーブ制御部、
７１ａ・・・前輪側液圧比演算部、
７１ｂ・・・後輪側液圧比演算部、
９０・・・吐出圧変化判定手段、
９１・・・エンジン、
９２・・・エンジン出力制御手段、
９３・・・アンロードリリーフ弁駆動手段、９４・・・
アンロードリリーフ弁制御手段、９５・・・制御頻度判
定手段。FIG. 1 is an overall schematic diagram of a vehicle including a vehicle suspension device according to an embodiment of the present invention. FIG. 2 is a circuit diagram of a hydraulic circuit that supplies fluid from a hydraulic pump to a fluid cylinder device or discharges fluid therefrom. FIGS. 3A, 3B, and 3C are block diagrams of the fluid supply amount calculation device installed in the control unit. FIG. 4 is a block diagram of a control system of a suspension device according to an embodiment of the present invention, FIG. 5 is a flowchart showing one embodiment of the control, and FIG. 6 is a diagram showing another implementation of the control. 3 is a flowchart showing an example. FIG. 7 is a block diagram of a control system for a suspension device according to another embodiment of the present invention, and FIG. 8 is a flowchart showing one embodiment of the control. FIG. 9 is a block diagram of a control system for a suspension device according to still another embodiment of the present invention, and FIG. 10 is a flowchart showing one embodiment of the control. 1...Vehicle body, 2PL...Left front wheel, 2PR...Left rear wheel, 2
RL...right front wheel, 2RR...right front wheel, 3.
...Fluid cylinder device, 3FL...Fluid cylinder device for left front wheel, 3FR...
・Fluid cylinder device for right front wheel, 3RL...Fluid cylinder device for left rear wheel, 3RR...Fluid cylinder device for right rear wheel, 3a...Cylinder body, 3b...Piston, 3C・... Hydraulic pressure chamber, 3d... Piston rod, 4... Communication path, 4a, 4b, 4C14d... = Branch communication path, 5... Gas spring, 5FL... Gas spring for left front wheel, 5FR. ...Gas spring for the right front wheel, 5RL...Gas spring for the left rear wheel, 5RR...Gas spring for the right rear wheel, 5a, 5b, 5c, 5a,... Gas spring unit 5e...
・Diaphragm, 5f...Gas chamber of gas spring, 5g...Hydraulic pressure chamber of gas spring, 2...Hydraulic pump, 8a...Discharge pipe, 9...
Proportional flow control valve, 9a...Pressure compensation valve, 0...Fluid passage, 12...Discharge pressure needle, 3...
・Hydraulic pressure sensor, 14...Vehicle height displacement sensor, 5.
・・Vertical acceleration sensor 6・Lateral acceleration sensor 7・Control unit ・・Studder angle sensor 19・Vehicle speed sensor 0・
... Drive source, l... Hydraulic pump for power steering device, 2...
・Accumulator, 3F...Front wheel side piping, 23R...Rear wheel side piping, 3
FL...Left front wheel side piping, 3FR...Right front wheel side piping, 3RL...Left rear wheel side piping, 3RR...Right rear wheel side piping, 5a, 25b< 25c, 25d-...Orifice, 2
6... Switching valve, 28... Unload relief valve, 29... Reserve tank, 33... Open/close valve, 35... Relief valve, 36... Ignition key series operating valve, 37... - Hydraulic pump relief valve, 38... Return accumulator, 41... Bounce component calculation section, 42... Pitch component calculation section, 43... Roll line segment calculation section, 44... Bounce control section, 45 ... Pitch control section, 46... Roll control section, 50a, 50b, 50c, 50d... Differentiator, 51.
... Pitch component calculation section, 52 ... Roll component calculation section, 53 ... Pitch control section, 54 ... Roll control section, 61 ... Bounce component calculation section, 34 ... Solenoid valve, 62. ... Pitch component calculation section, 63 ... Roll component calculation section, 64 ... Bounce control section, 25 ... Pitch control section, 66 ... Roll control section, 71 ... Warb control section, 71a. ...Front wheel side hydraulic pressure ratio calculating section, 71b... Rear wheel side hydraulic pressure ratio calculating section, 90... Discharge pressure change determining means, 91... Engine, 92... Engine output control means, 93... Unload relief valve driving means, 94...
Unload relief valve control means, 95 . . . control frequency determination means.
Claims (4)
の間に、それぞれ、流体シリンダ装置と、該流体シリン
ダ装置に作動流体を供給する作動流体供給手段と、該作
動流体供給手段から供給される作動流体を加圧状態で蓄
積するアキュームレータ手段と、該アキュームレータ手
段に蓄積された作動流体の圧力を検出する圧力検出手段
と、該圧力検出手段により検出された圧力検出信号に基
づき、前記アキュームレータ手段に蓄積される作動流体
の圧力が、第１の所定圧力を越えないように、開かれて
、作動流体の前記アキュームレータ手段への供給を停止
させるとともに、第１の所定圧力より小さい第２の所定
圧力より小さくならないように、閉じられて、作動流体
を前記アキュームレータ手段へ供給させるように、その
開閉が制御されるアンロードリリーフ弁と、該アンロー
ドリリーフ弁を開閉するアンロードリリーフ駆動手段と
を備え、車両の運転状態に応じて、前記流体シリンダ装
置への作動流体の供給量、排出量を制御することにより
、サスペンション特性を制御可能なアクティブサスペン
ション装置において、前記圧力検出手段が検出した作動
流体圧力変化状態を判定する圧力変化判定手段と、該圧
力変化判定手段により、前記圧力検出手段が検出した作
動流体圧力が低下しつつあると判定され、かつ、作動流
体圧力が、前記第１の所定圧力より小さく、かつ、前記
第２の所定圧力より大きい第３の所定圧力以下になった
と判定したとき、エンジンに出力上昇信号を出力して、
エンジンの出力を所定出力まで上昇させるエンジン出力
制御手段と、該エンジン出力制御手段が、エンジンに出
力上昇信号を出力してから、所定時間経過後に、前記ア
ンロードリリーフ弁駆動手段に、閉弁信号を出力して、
前記アンロードリリーフ弁を閉じさせるアンロードリリ
ーフ弁制御手段を備えたことを特徴とする車両のサスペ
ンション装置。(1) For each wheel, between the sprung weight and the unsprung weight of the vehicle, there is provided a fluid cylinder device, a working fluid supply means for supplying working fluid to the fluid cylinder device, and the working fluid supply means. an accumulator means for accumulating the working fluid supplied from the accumulator in a pressurized state, a pressure detecting means for detecting the pressure of the working fluid accumulated in the accumulator means, and a pressure detection signal detected by the pressure detecting means, The pressure of the working fluid accumulated in the accumulator means is opened to stop the supply of working fluid to the accumulator means so as not to exceed a first predetermined pressure, and a first predetermined pressure lower than the first predetermined pressure is opened. an unload relief valve whose opening and closing are controlled so as to be closed and to supply working fluid to the accumulator means so that the pressure does not become lower than a predetermined pressure; and an unload relief drive that opens and closes the unload relief valve. and an active suspension device capable of controlling suspension characteristics by controlling the supply amount and discharge amount of working fluid to the fluid cylinder device according to the driving state of the vehicle, the pressure detection device detecting the pressure. a pressure change determining means for determining a working fluid pressure change state, and the pressure change determining means determines that the working fluid pressure detected by the pressure detecting means is decreasing; When it is determined that the pressure has reached a third predetermined pressure that is smaller than the first predetermined pressure and larger than the second predetermined pressure, outputting an output increase signal to the engine;
an engine output control means for increasing the output of the engine to a predetermined output; and after a predetermined time elapses after the engine output control means outputs an output increase signal to the engine, the engine output control means sends a valve closing signal to the unload relief valve driving means. Output
A suspension device for a vehicle, comprising an unload relief valve control means for closing the unload relief valve.
を算出し、該変化率に基づき、作動流体圧力の変化状態
を判定し、前記エンジン出力制御手段が、前記圧力変化
判定手段が算出した作動流体圧力の変化率に基づき、作
動流体圧力が、前記第２の所定圧力になるよりも、エン
ジン出方が前記所定出力に達するのに要する出力上昇時
間だけ前の作動流体圧力を算出し、該作動流体圧力以下
に、作動流体圧力がなったときに、エンジンに出力上昇
信号を出力するように構成されるとともに、前記アンロ
ードリリーフ弁制御手段が、前記エンジン出力制御手段
が、エンジンに出力上昇信号を出力してから、前記出力
上昇時間経過後に、前記アンロードリリーフ弁駆動手段
に、閉弁信号を出力するように構成されたことを特徴と
する請求項（１）に記載の車両のサスペンション装置。(2) The pressure change determining means calculates a rate of change in the working fluid pressure, and based on the rate of change, determines the state of change in the working fluid pressure, and the engine output controlling means calculates the rate of change in the pressure change determining means. Based on the rate of change in the working fluid pressure, the working fluid pressure is calculated before the working fluid pressure reaches the second predetermined pressure by an output increase time required for the engine output to reach the predetermined output. , the unload relief valve control means is configured to output an output increase signal to the engine when the working fluid pressure becomes lower than the working fluid pressure, and the unload relief valve control means is configured to output an output increase signal to the engine when the working fluid pressure becomes lower than the working fluid pressure. The vehicle according to claim 1, wherein the vehicle is configured to output a valve closing signal to the unload relief valve driving means after the output increase time has elapsed after outputting the output increase signal. suspension equipment.
御頻度判定手段を備え、該制御頻度判定手段が、サスペ
ンション制御の頻度が所定値以上と判定したときは、前
記エンジン出力制御手段が、前記出力上昇時間を小さく
補正するように構成されたことを特徴とする請求項（２
）に記載の車両のサスペンション制御装置。(3) The engine output control means further includes control frequency determination means for determining the frequency of suspension control, and when the control frequency determination means determines that the frequency of suspension control is equal to or higher than a predetermined value, the engine output control means increases the output. Claim (2) characterized in that the time is configured to be corrected to a small value.
) The suspension control device for the vehicle described in .
御頻度判定手段を備え、該制御頻度判定手段が、サスペ
ンション制御の頻度が所定値以上と判定したときは、前
記アンロードリリーフ弁制御手段が、前記エンジン出力
制御手段がエンジンに出力上昇信号を出力してから、前
記出力上昇時間経過前に、作動流体圧力が、前記第２の
所定圧力より小さい第４の所定圧力以下になったときは
、前記アンロードリリーフ弁駆動手段に、閉弁信号を出
力するように構成されたことを特徴とする請求項（２）
に記載の車両のサスペンション装置。(4) The control frequency determining means further comprises control frequency determining means for determining the frequency of suspension control, and when the control frequency determining means determines that the frequency of suspension control is equal to or higher than a predetermined value, the unload relief valve control means When the working fluid pressure becomes equal to or less than the fourth predetermined pressure, which is smaller than the second predetermined pressure, after the engine output control means outputs the output increase signal to the engine and before the output increase time elapses, the Claim (2) characterized in that the unload relief valve driving means is configured to output a valve closing signal.
Suspension device for the vehicle described in.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP14383090A JP2886620B2 (en) | 1990-06-01 | 1990-06-01 | Vehicle suspension device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP14383090A JP2886620B2 (en) | 1990-06-01 | 1990-06-01 | Vehicle suspension device |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0439112A true JPH0439112A (en) | 1992-02-10 |
| JP2886620B2 JP2886620B2 (en) | 1999-04-26 |
Family
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Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP14383090A Expired - Fee Related JP2886620B2 (en) | 1990-06-01 | 1990-06-01 | Vehicle suspension device |
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| JP (1) | JP2886620B2 (en) |
-
1990
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| JP2886620B2 (en) | 1999-04-26 |
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Legal Events
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|---|---|---|---|
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