JPH0450016A - Active suspension device for vehicle - Google Patents
Active suspension device for vehicleInfo
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
(産業上の利用分野)
この発明は、旋回時に車体の姿勢、即ち、車体のロール
を制御する車両用アクティブサスペンション装置に関す
る。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Field of Industrial Application) The present invention relates to an active suspension system for a vehicle that controls the attitude of a vehicle body, that is, the roll of a vehicle body when turning.
(従来の技術)
この種のアクティブサスペンション装置は、車体と各車
輪との間の夫々に油圧シリンダを含む油圧アクチュエー
タを介装し、これら油圧アクチュエータを介して、即ち
、油圧でもって車体を支持するようにしている。従って
、このように車体を油圧で支持するようにすれば、旋回
時、車体に作用する横加速度の大きさに応じ、その外輪
側の油圧アクチュエータの油圧を高くすることで、車体
に発生するロールをなくすことができ、これにより、旋
回時でも、車体の姿勢を一定に維持することが可能とな
る。(Prior Art) This type of active suspension device includes a hydraulic actuator including a hydraulic cylinder between the vehicle body and each wheel, and supports the vehicle body via these hydraulic actuators, that is, by hydraulic pressure. That's what I do. Therefore, if the vehicle body is supported hydraulically in this way, the roll generated in the vehicle body can be reduced by increasing the hydraulic pressure of the hydraulic actuator on the outer wheel side according to the magnitude of lateral acceleration acting on the vehicle body when turning. This makes it possible to maintain a constant attitude of the vehicle body even when turning.
(発明が解決しようとする課題)
ところで、上述した車体のロール制御は、旋回時、車体
に作用する横加速度に基づいてなされることから、ロー
ル制御を実施するにあたっては、先ず、車体の横加速度
を横加速度センサで検出することになるが、しかしなが
ら、横加速度センサでは、車体が旋回を開始した後、実
際に車体に横加速度が作用し始めてからしか、その横加
速度にを検出することができない。(Problem to be Solved by the Invention) By the way, the above-mentioned roll control of the vehicle body is performed based on the lateral acceleration acting on the vehicle body when turning, so when implementing roll control, first, the lateral acceleration of the vehicle body is However, the lateral acceleration sensor can only detect the lateral acceleration after the vehicle body starts turning and after the lateral acceleration actually begins to act on the vehicle body. .
また、横加速度センサにて検出する横加速度の立上がり
は、横加速度センサ自体の車体に対する設置場所にも影
響を受け、例えば、車体の後部に横加速度センサを設置
した場合には、車体の前部に設置した場合に比べ、その
横加速度の立上がりは遅くなる。In addition, the rise in lateral acceleration detected by a lateral acceleration sensor is also affected by the installation location of the lateral acceleration sensor itself relative to the vehicle body. For example, if the lateral acceleration sensor is installed at the rear of the vehicle body, it is The rise in lateral acceleration will be slower than when installed at
従って、旋回時、横加速度センサから得た横加速度の大
きさに基づき、車体の姿勢を一定に維持すべく、油圧ア
クチュエータの油圧を制御しても、この油圧アクチュエ
ータの作動には遅れが生じることから、車体は一旦ロー
ルしてしまい、所謂、車体に初期ロールが発生すること
になる。このような車体の初期ロールは、自動車が急旋
回すればする程、大きなものとなって、その操安性が損
なわれることになる。Therefore, even if the hydraulic pressure of the hydraulic actuator is controlled to maintain a constant posture of the vehicle based on the magnitude of the lateral acceleration obtained from the lateral acceleration sensor during a turn, there may be a delay in the operation of the hydraulic actuator. As a result, the vehicle body rolls once, resulting in what is called an initial roll of the vehicle body. The sharper the vehicle turns, the greater this initial roll of the vehicle body becomes, impairing its handling stability.
この発明は、上述した事情に基づいてなされたもので、
その目的とするところは、旋回時での車体の初期ロール
を抑制して、操安性を向上することができる車両用アク
ティブサスペンション装置を提供することにある。This invention was made based on the above-mentioned circumstances, and
The purpose is to provide an active suspension device for a vehicle that can suppress the initial roll of the vehicle body during turning and improve steering stability.
(課題を解決するための手段)
上述の目的を達成するため、この発明は、車体と各車輪
との間に夫々介装され、車体を支持する油圧支持手段と
、車体の横加速度を検出する横加速度検出手段と、この
横加速度検出手段で得た横加速度の大きさから車体左右
の荷重移動量を検出する荷重移動検出手段と、荷重移動
量に基づき、油圧支持手段に対する油圧の給排を制御す
ることにより、荷重移動量を打ち消して車体を一定の姿
勢に維持する油圧制御手段とを備えた車両用アクティブ
サスペンション装置に於いて、車両のステアリングハン
ドルの操舵状態を検出するハンドル操舵検出手段と、車
両の走行速度を検出する車速検出手段とを更に備えるこ
とにより、前記油圧制御手段にて、ステアリングハンド
ルの操舵状態及び車速から所定の旋回条件が満たされた
とき、上記荷重移動量に旋回開始時に予測される荷重移
動の予測量を付加して、油圧支持手段に対する油圧の給
排を制御するようにしている。(Means for Solving the Problems) In order to achieve the above-mentioned object, the present invention provides hydraulic support means that are interposed between the vehicle body and each wheel to support the vehicle body, and detect the lateral acceleration of the vehicle body. A lateral acceleration detection means, a load movement detection means for detecting the amount of load movement on the left and right sides of the vehicle body from the magnitude of the lateral acceleration obtained by the lateral acceleration detection means, and supply and discharge of hydraulic pressure to the hydraulic support means based on the amount of load movement. In an active suspension system for a vehicle, the vehicle active suspension device includes a hydraulic control means for canceling the amount of load movement and maintaining the vehicle body in a constant posture by controlling the vehicle, and a steering wheel steering detection means for detecting the steering state of the steering wheel of the vehicle. , further comprising a vehicle speed detection means for detecting the running speed of the vehicle, so that when a predetermined turning condition is satisfied based on the steering condition of the steering wheel and the vehicle speed, the turning is started at the above-mentioned load movement amount by the hydraulic control means. The supply and discharge of hydraulic pressure to and from the hydraulic support means is controlled by adding a predicted amount of load movement that is predicted at a given time.
(作用)
上述したアクティブサスペンション装置によれば、ステ
アリングハンドルの操舵状態と車速から車両が旋回しよ
うとしていると判断したとき、車体左右の荷重移動を予
測した予測量を横加速度から算出して得た荷重移動量に
加え−1この合計量に基づき、油圧支持手段に対する油
圧の給排を制御するようにしたから、車両が実際に旋回
される際には、既に、油圧支持手段の油圧制御を完了さ
せておくことができる。(Function) According to the above-mentioned active suspension system, when it is determined that the vehicle is about to turn based on the steering condition of the steering wheel and the vehicle speed, the predicted amount of load movement to the left and right of the vehicle body is calculated from the lateral acceleration. In addition to the amount of load movement -1 Since the supply and discharge of hydraulic pressure to the hydraulic support means is controlled based on this total amount, when the vehicle actually turns, the hydraulic control of the hydraulic support means has already been completed. You can leave it there.
(実施例)
第1図は、自動車の油圧アクティブサスペンション装置
の構成を示す。この図には、各輪、即ち、左右前輪及び
左右後輪の夫々に設けられる油圧支持手段としてのサス
ペンションユニット12が示されており、このサスペン
ションユニット12のサスペンションスプリング13及
び単動型の油圧シリンダからなる油圧アクチュエータI
4は、車体7と車輪8との間に介装されている。尚、第
1図には、1つの車輪と組み合わされるサスペンション
ユニットが代表して図示されている。(Example) FIG. 1 shows the configuration of a hydraulic active suspension system for an automobile. This figure shows a suspension unit 12 as a hydraulic support means provided for each wheel, that is, front left and right wheels and rear left and right wheels, and a suspension spring 13 of this suspension unit 12 and a single-acting hydraulic cylinder. Hydraulic actuator I consisting of
4 is interposed between the vehicle body 7 and the wheels 8. Note that FIG. 1 representatively shows a suspension unit combined with one wheel.
サスペンションユニット12の制御バルブ17は、油圧
アクチュエータ14の油圧室15に連通ずる油路16と
、後述する供給油路14及び排出油路6との間に介挿さ
れている。油路I6の途中には、分岐路16aの一端が
接続されており、分岐路16aの他端には、アキュムレ
ータ20が接続されている。アキュムレータ20内には
ガスが封入されており、ガスの圧縮性により、所謂ガス
ばね作用が発揮される。そして、分岐路16aの途中に
は、第1絞り19が配設されており、この第1絞り19
は、アキュムレータ20と油圧アクチュエータ14の油
圧室15との間を流れる作動油の油量を規制し、これに
より、所望の振動減衰効果が発揮される。The control valve 17 of the suspension unit 12 is inserted between an oil passage 16 communicating with the hydraulic chamber 15 of the hydraulic actuator 14, and a supply oil passage 14 and a discharge oil passage 6, which will be described later. One end of a branch passage 16a is connected to the middle of the oil passage I6, and an accumulator 20 is connected to the other end of the branch passage 16a. Gas is sealed in the accumulator 20, and due to the compressibility of the gas, a so-called gas spring action is exerted. A first throttle 19 is disposed in the middle of the branch path 16a, and this first throttle 19
regulates the amount of hydraulic oil flowing between the accumulator 20 and the hydraulic chamber 15 of the hydraulic actuator 14, thereby achieving a desired vibration damping effect.
油路16とアキュムレータ20との間には、第1絞り1
9をバイパスするバイパス路16bが接続されており、
このバイパス路16bには、第2絞り21と切換バルブ
22とが配設されている。A first throttle 1 is provided between the oil passage 16 and the accumulator 20.
A bypass path 16b that bypasses 9 is connected,
A second throttle 21 and a switching valve 22 are arranged in this bypass passage 16b.
第2絞り21は、第1絞りI9に比べ、そのオリフィス
径が犬である。切換バルブ22は、非通電時に閉弁状態
(図示状態)にあり、切換バルブ22が開弁状態に切り
換えられると、作動油は、開弁状態にある切換バルブ2
2及び第2絞り21を介して、アキュムレータ20と油
圧室15との間を流れることができ、これにより、振動
減衰効果が弱まる。即ち、切換バルブ22の開閉により
、サスペンションユニット12のばね剛性が2段階に変
化することになる。The second diaphragm 21 has a smaller orifice diameter than the first diaphragm I9. The switching valve 22 is in a closed state (the state shown in the figure) when the switching valve 22 is not energized, and when the switching valve 22 is switched to the open state, the hydraulic oil is transferred to the switching valve 2 in the open state.
2 and the second throttle 21 can flow between the accumulator 20 and the hydraulic chamber 15, thereby weakening the vibration damping effect. That is, by opening and closing the switching valve 22, the spring rigidity of the suspension unit 12 changes in two stages.
前述した供給油路4の他端は、オイルポンプ1の吐出側
に接続されており、オイルポンプ1の吸い込み側は、油
路2を介してリザーブタンク3内に連通している。従っ
て、オイルポンプ1が駆動されると、リザーブタンク3
内に貯留されている作動油は、供給油路4側に吐出され
る。供給油路4には、オイルポンプl側から順にオイル
フィルタ9、チエツクバルブ10及びライン圧保持用の
アキュムレータ11が配設されている。チエツクバルブ
10は、オイルポンプ1側からサスペンションユニット
12側に向かう作動油の流れのみを許容するものであり
、このチエツクバルブ10によりアキュムレータIl内
に高圧の作動油を蓄えることができる。The other end of the supply oil passage 4 mentioned above is connected to the discharge side of the oil pump 1, and the suction side of the oil pump 1 communicates with the inside of the reserve tank 3 via the oil passage 2. Therefore, when the oil pump 1 is driven, the reserve tank 3
The hydraulic oil stored therein is discharged to the supply oil path 4 side. In the supply oil passage 4, an oil filter 9, a check valve 10, and an accumulator 11 for maintaining line pressure are arranged in order from the oil pump l side. The check valve 10 allows only the flow of hydraulic oil from the oil pump 1 side toward the suspension unit 12 side, and allows high-pressure hydraulic oil to be stored in the accumulator I1.
制御バルブ17は、供給される電流値に比例して、その
弁開度を変化させるタイプのものであり、この弁開度に
応じて、供給油路4側と排出油路6側との間での油量の
給排、つまり、油圧アクチュエータ14に対する油圧の
給排を制御することができる。そして、制御バルブ17
に供給される電流値が大である程、油圧アクチュエータ
14内の油圧、即ち、その発生する支持力が増大するよ
うに構成されている。制御バルブ17から排出油路6側
に排出される作動油は、前述したりザーバタンク3に戻
される。The control valve 17 is of a type that changes its valve opening in proportion to the supplied current value, and depending on this valve opening, the control valve 17 changes the valve opening between the supply oil passage 4 side and the discharge oil passage 6 side. In other words, the supply and discharge of the oil amount to and from the hydraulic actuator 14 can be controlled. And control valve 17
The structure is such that the larger the current value supplied to the hydraulic actuator 14, the greater the hydraulic pressure within the hydraulic actuator 14, that is, the supporting force generated thereby. The hydraulic oil discharged from the control valve 17 to the discharge oil path 6 side is returned to the reservoir tank 3 as described above.
制御バルブ17及び切換バルブ22は、油圧制御手段を
構成するコントローラ30の出力側に電気的に接続され
、コントローラ30からの駆動信号により、その作動が
制御されるようになっている。それ故、コントローラ3
0の入力側には、各種のセンサが夫々接続されており、
これらセンサには、車体7に取付けられ、車体7に作用
する横方向の加速度を検出する横加速度検出手段、つま
り、横Gセンサ31、各車輪毎に設けられ、車輪のスト
ローク量を検出する車高センサ32、自動車のステアリ
ングハンドル(図示しない)のハンドル角を検出するハ
ンドル操舵検出手段、つまり、ハンドル角センサ33、
自動車の走行速度、即ち、車速を検出する車速検出手段
としての車速センサ34等がある。The control valve 17 and the switching valve 22 are electrically connected to the output side of a controller 30 constituting a hydraulic control means, and their operation is controlled by a drive signal from the controller 30. Therefore, controller 3
Various sensors are connected to the input side of 0, respectively.
These sensors include a lateral acceleration detection means that is attached to the vehicle body 7 and detects the lateral acceleration acting on the vehicle body 7, that is, a lateral G sensor 31, and a lateral G sensor 31 that is attached to each wheel and detects the stroke amount of the wheel. a height sensor 32, a steering wheel steering detection means for detecting the steering wheel angle of a steering wheel (not shown) of the automobile, that is, a steering wheel angle sensor 33;
There is a vehicle speed sensor 34 as a vehicle speed detection means for detecting the traveling speed of the automobile, that is, the vehicle speed.
従って、前述の制御バルブ17及び切換バルブ22は、
各センサの検出信号に基づき、コントローラ30によっ
て、その作動が制御されることになる。Therefore, the aforementioned control valve 17 and switching valve 22 are
The operation is controlled by the controller 30 based on the detection signal of each sensor.
通常の走行時、切換バルブ22は閉じられており、路面
から車体に入力される僅かな振動は、油圧アクチュエー
タ14の油圧室15が第1絞り19を介してアキュムレ
ータ20に連通していることにより、吸収且つ減衰され
る。During normal driving, the switching valve 22 is closed, and slight vibrations input to the vehicle body from the road surface are suppressed because the hydraulic chamber 15 of the hydraulic actuator 14 communicates with the accumulator 20 via the first throttle 19. , absorbed and attenuated.
次に、コントローラ30により制御されるサスペンショ
ンユニット12の作動、つまり、車体7のロール制御に
関し、第2図のブロック線図を参照して説明する。Next, the operation of the suspension unit 12 controlled by the controller 30, that is, the roll control of the vehicle body 7, will be explained with reference to the block diagram of FIG.
先ず、自動車が旋回することにより、コントローラ30
に横Gセンサ31からの検出信号が供給されると、コン
トローラ30内では、検出信号から得た車体7の横加速
度Gyに基づき、演算回路41にて、次式から車体7の
左右でみた荷重移動量ΔWが算出される。First, when the car turns, the controller 30
When a detection signal is supplied from the lateral G sensor 31 to A moving amount ΔW is calculated.
ΔW=K −cy
ここで、Kは、自動車の旋回時、車体7の横加速度に起
因した車体左右での荷重移動、即ち、モーメント力を打
ち消すように、左右輪に於ける油圧アクチュエータ14
内の油圧を、横加速度に基づき制御するための制御ゲイ
ンであり、この制御ゲインには、次式により算出するこ
とができる。ΔW=K −cy Here, K is the hydraulic actuator 14 on the left and right wheels so as to cancel the load movement on the left and right sides of the car body caused by the lateral acceleration of the car body 7 when the car turns, that is, the moment force.
This is a control gain for controlling the hydraulic pressure within the vehicle based on the lateral acceleration, and this control gain can be calculated using the following equation.
K=M−H/L
上式に於いて、第3図を参照すれば明らかであるように
、Mは車体7の質量、Hは車体70重心高、Lはトレッ
ドを夫々示している。尚、第3図は、自動車が左旋回す
る場合の荷重移動量△Wを示している。K=MH/L In the above equation, as is clear from FIG. 3, M represents the mass of the vehicle body 7, H represents the height of the center of gravity of the vehicle body 70, and L represents the tread. Incidentally, FIG. 3 shows the load movement amount ΔW when the automobile turns left.
上述したようにして、荷重移動量ΔWが算出されると、
この荷重移動量ΔWには、演算回路42にて、前輪制御
比率αが乗算され、これにより、前輪側荷重移動量ΔW
Fが算出される。これに対し、演算回路42では、荷重
移動量ΔWに後輪制御比率(1−α)が乗算されて、後
輪側荷重移動量ΔWRが算出される。When the load movement amount ΔW is calculated as described above,
This load movement amount ΔW is multiplied by the front wheel control ratio α in the arithmetic circuit 42, and as a result, the front wheel side load movement amount ΔW
F is calculated. On the other hand, the calculation circuit 42 multiplies the load movement amount ΔW by the rear wheel control ratio (1-α) to calculate the rear wheel side load movement amount ΔWR.
ここで、前輪制御比率α、即ち、前後配分率は、自動車
のアンダステア及びオーバステアを制御するためのもの
で、αは、0くα〈lの範囲で実験により決定される値
をとる。Here, the front wheel control ratio α, that is, the front-rear distribution ratio is used to control understeer and oversteer of the automobile, and α takes a value determined by experiment in the range of 0 to α<l.
前輪側荷重移動量ΔWF及び後輪側荷重移動量ΔWRが
算出されると、これら荷重移動量に基つき、各油圧アク
チュエータ14と組をなす制御バルブ17の駆動制御量
、即ち、その電流値が設定され、これにより、各油圧ア
クチュエータ14の油圧が制御されることになる。この
点に関し、更に詳述すれば、今、自動車が左旋回してい
るとすると、この場合、右前輪の油圧アクチュエータ1
4に関しては、前輪側荷重移動量ΔWF、即ち、FR制
御量に基づいて、その油圧が制御されるが、しかしなが
ら、左前輪の油圧アクチュエータ14に関しては、前輪
側荷重移動量△WFの符号を反転して得たFL制御量に
基づき、その油圧が制御されることになる。それ故、第
2図に於いては、演算回路44にて、前輪側荷重移動量
△WFに−1を乗算することで、FL制御量が算出され
るようになっている。従って、この場合、右前輪の油圧
アクチエータ14の油圧は、前輪側荷重移動量ΔWFに
相当する圧力だけ増圧され、これに対し、左前輪の油圧
アクチエータ14の油圧は、前輪側荷重移動量△WFに
相当する圧力だけ減圧されることになる。When the front wheel side load movement amount ΔWF and the rear wheel side load movement amount ΔWR are calculated, based on these load movement amounts, the drive control amount of the control valve 17 that is paired with each hydraulic actuator 14, that is, its current value is calculated. The hydraulic pressure of each hydraulic actuator 14 is thereby controlled. To explain this point in more detail, if the car is currently turning to the left, the hydraulic actuator 1 for the right front wheel
Regarding No. 4, the oil pressure is controlled based on the front wheel side load movement amount ΔWF, that is, the FR control amount. However, regarding the left front wheel hydraulic actuator 14, the sign of the front wheel side load movement amount ΔWF is reversed. The oil pressure is controlled based on the FL control amount obtained. Therefore, in FIG. 2, the FL control amount is calculated by the calculation circuit 44 by multiplying the front wheel side load movement amount ΔWF by -1. Therefore, in this case, the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 14 for the right front wheel is increased by a pressure corresponding to the front wheel side load movement amount ΔWF, whereas the oil pressure of the left front wheel hydraulic actuator 14 is increased by the pressure corresponding to the front wheel side load movement amount ΔWF. The pressure will be reduced by the pressure equivalent to WF.
一方、後輪側に於いては前輪側と同様に、右後輪の油圧
アクチュエータ14は、後輪側荷重移動量ΔWR、即ち
、RR制御量に基づいて、その油圧が制御されるが、し
かしながら、左後輪の油圧アクチュエータ14に関して
は、演算回路45にて、後輪側荷重移動量ΔWRの符号
を反転して得たRL制御量に基づき、その油圧が制御さ
れることになる。従って、前輪側の場合と同様に、右後
輪の油圧アクチエータ14の油圧は、後輪側荷重移動量
ΔWRに相当する圧力だけ増圧され、これに対し、左後
輪の油圧アクチエータI4の油圧は、後輪側荷重移動量
ΔWRに相当する圧力だけ減圧されることになる。On the other hand, on the rear wheel side, similarly to the front wheel side, the hydraulic pressure of the right rear wheel hydraulic actuator 14 is controlled based on the rear wheel side load movement amount ΔWR, that is, the RR control amount. As for the left rear wheel hydraulic actuator 14, its hydraulic pressure is controlled by the calculation circuit 45 based on the RL control amount obtained by inverting the sign of the rear wheel side load movement amount ΔWR. Therefore, as in the case of the front wheels, the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 14 of the right rear wheel is increased by a pressure corresponding to the rear wheel side load movement amount ΔWR, and in contrast, the hydraulic pressure of the hydraulic actuator I4 of the left rear wheel is increased by a pressure corresponding to the rear wheel side load movement amount ΔWR. is reduced by a pressure corresponding to the rear wheel side load movement amount ΔWR.
上述したように自動車が左旋回している場合、その車体
7に作用する横加速度GYの大きさに応じて、前後の右
輪の油圧アクチュエータ14内の油圧は増圧され、また
、逆に、前後の左輪の油圧アクチュエータ14内の油圧
は減圧され、これにより、車体7の左右方向の荷重移動
を打ち消して、車体7のロールを防止することができる
。As mentioned above, when the car is turning left, the hydraulic pressure in the hydraulic actuator 14 of the front and rear right wheels is increased depending on the magnitude of the lateral acceleration GY acting on the car body 7, and conversely, the hydraulic pressure in the front and rear right wheel hydraulic actuators 14 is increased. The hydraulic pressure in the left wheel hydraulic actuator 14 is reduced, thereby canceling out the load movement in the left-right direction of the vehicle body 7 and preventing the vehicle body 7 from rolling.
尚、第2図中、加算点46. 47. 48. 49に
は、A、 B、 C,Dからの他の制御量が供給され
るようになっており、他の制御量としては、例えば、車
高センサ32からの検出信号に基づいて実施される車高
調整のための制御量等がある。In addition, in Figure 2, the additional point is 46. 47. 48. 49 is supplied with other control amounts from A, B, C, and D, and examples of the other control amounts include, for example, the control amount executed based on the detection signal from the vehicle height sensor 32 There are control variables for adjusting vehicle height, etc.
上述した車体7のロール制御では、横Gセンサ31から
の横加速度GVの大きさに基づき、各油圧アクチュエー
タ14の油圧を制御するようにしているが、しかしなが
ら、この実施例の場合には、横加速度GYのみならず、
ハンドル角センサ33及び車速センサ34からの検出信
号に基ついても、車体7のロール制御が実施されるよう
になっている。In the roll control of the vehicle body 7 described above, the hydraulic pressure of each hydraulic actuator 14 is controlled based on the magnitude of the lateral acceleration GV from the lateral G sensor 31. However, in the case of this embodiment, the lateral Not only acceleration GY,
Roll control of the vehicle body 7 is also performed based on detection signals from the steering wheel angle sensor 33 and the vehicle speed sensor 34.
即ち、ハンドル角センサ33からの検出信号がコントロ
ーラ30に供給されると、このコントローラ30内では
、先ず、その検出信号から操舵角θHが求められると同
時に、その操舵角速度δHが算出される。この操舵角速
度δHは、操舵角θHを微分することで算出することが
できる。That is, when the detection signal from the steering wheel angle sensor 33 is supplied to the controller 30, within the controller 30, first, the steering angle θH is determined from the detection signal, and at the same time, the steering angular velocity δH is calculated. This steering angular velocity δH can be calculated by differentiating the steering angle θH.
そして、操舵角θH及び操舵角速度δHは、第2図に示
されるように、旋回判断回路50に供給され、この旋回
判断回路50にて、自動車が旋回しようとしているか否
かが判断される。即ち、操舵角θHが±θl (例えば
、θ1−5°)の範囲を越えて操舵され、且つ、操舵角
速度δHもまた、±δl (例えば、δI = 50
deg/sec )の範囲を越えるような場合には、旋
回判断回路50から、自動車の旋回を予測する旋回信号
が出力される。The steering angle θH and the steering angular velocity δH are then supplied to a turning judgment circuit 50, as shown in FIG. 2, and the turning judgment circuit 50 judges whether or not the automobile is about to turn. That is, the steering angle θH is steered beyond the range of ±θl (for example, θ1-5°), and the steering angular velocity δH is also within the range of ±δl (for example, δI = 50
deg/sec), the turning judgment circuit 50 outputs a turning signal that predicts the turning of the automobile.
この旋回信号は、次に、車速判定回路51に入力され、
この車速判定回路51では、車速センサ34から得た車
速Vに基づき、旋回信号を出力するか否かを判定する。This turning signal is then input to the vehicle speed determination circuit 51,
The vehicle speed determination circuit 51 determines whether or not to output a turning signal based on the vehicle speed V obtained from the vehicle speed sensor 34.
この場合、車速判定回路51では、車速Vか所定速Vl
(例えば、V 1 = 50 km/h)を越えたとき
、その旋回信号を出力するようになっている。In this case, the vehicle speed determination circuit 51 determines whether the vehicle speed is V or the predetermined speed Vl.
(For example, V 1 = 50 km/h), the turning signal is output.
車速判定回路51から旋回信号が出力されると、この場
合、スイッチ回路52が閉成されるようになっており、
これにより、記憶回路53に記憶されている荷重移動の
予測量Δwyが加算点54に供給されることとなって、
この加算点54にて、前述した演算回路41からの荷重
移動量ΔWに予測量Δwyが加算される。When a turning signal is output from the vehicle speed determination circuit 51, in this case, the switch circuit 52 is closed.
As a result, the predicted amount of load movement Δwy stored in the storage circuit 53 is supplied to the addition point 54.
At this addition point 54, the predicted amount Δwy is added to the load movement amount ΔW from the arithmetic circuit 41 described above.
ここで、予測量Δwyは、旋回判断回路50及び車速判
定回路51を経て旋回信号が出力されたとき、車体7に
発生する荷重移動を予め予測して得た値である。Here, the predicted amount Δwy is a value obtained by predicting in advance the load movement that will occur in the vehicle body 7 when a turning signal is output via the turning judgment circuit 50 and the vehicle speed judgment circuit 51.
従って、旋回信号がスイッチ回路52に供給された場合
にあっては、この後の各油圧アクチュエータ14の油圧
は、演算回路41からの荷重移動量ΔWに予測量Δwy
を加算した合計量に基づいて制御されることになる。Therefore, when the turning signal is supplied to the switch circuit 52, the hydraulic pressure of each hydraulic actuator 14 after this is calculated by adding the predicted amount Δwy to the load movement amount ΔW from the calculation circuit 41.
It will be controlled based on the total amount added.
上述した車体7のロール制御ルーチンは、第4図のフロ
ーチャートで示される。このフローチャートから明らか
なように、ステップSl、S2では、先ず、操舵角θH
1操舵角速度δHが夫々判別され、次のステップS3で
は、車速Vが判別ささる。そして、ステップS1.、S
2.S3での判別に於いて、何れかが否(No )であ
る場合には、ステップS4に進み、このステップにて、
荷重移動量△Wが演算され、そして、次のステップS5
にて、その荷重移動量ΔWに基づき、各油圧アクチュエ
ータ14の油圧が制御されることになる。The roll control routine for the vehicle body 7 described above is shown in the flowchart of FIG. As is clear from this flowchart, in steps Sl and S2, first, the steering angle θH
Each steering angular velocity δH is determined, and in the next step S3, the vehicle speed V is determined. Then, step S1. , S
2. In the determination in S3, if any is negative (No), the process advances to step S4, and in this step,
The load movement amount △W is calculated, and then the next step S5
Then, the hydraulic pressure of each hydraulic actuator 14 is controlled based on the load movement amount ΔW.
しかしながら、ステップSl、S2.S3での判別が何
れも正(Y es)となる場合には、ステップS6にて
、荷重移動量ΔWが演算され、そして、次のステップ$
7では、荷重移動量△Wに予測量△Wyを加算した予測
の荷重移動量ΔWを求め、そして、ステップ$5では、
予測量ΔWyを考慮して荷重移動量ΔWに基づき、各油
圧アクチュエータ14の油圧が制御されることになる。However, steps Sl, S2. If all the determinations in S3 are positive (Yes), the load movement amount ΔW is calculated in step S6, and the next step $
In step 7, the predicted load movement amount ΔW is obtained by adding the predicted amount △Wy to the load movement amount △W, and in step $5,
The hydraulic pressure of each hydraulic actuator 14 is controlled based on the load movement amount ΔW in consideration of the predicted amount ΔWy.
従って、この発明では、ステアリングハンドルの操舵角
θH1操舵角速度δH及び車速Vに基づいて、自動車が
旋回しようとする状況にあるか否かを判断し、そして、
今、自動車が左旋回しようする状況では、演算回路41
にて算出した荷重移動量ΔWに予測量Δwyを加算して
、荷重移動量ΔWを補正するようにしたから、この場合
、未だ、演算回路41にて算出される荷重移動量ΔWが
0であるか又は小さくても、各車輪の油圧アクチュエー
タ14の油圧は、実質的に予測量Δwyに基づき、自動
車が左旋回を実施する前に制御されることになる。。即
ち、この場合、自動車が実際に左旋回する前に、前述の
説明から明らかなように前後右輪の油圧アクチュエータ
14の油圧は増圧され、これに対して、前後左輪の油圧
アクチュエータ14の油圧は減圧されることとなり、こ
の結果、自動車の旋回過渡期での初期ロールを効果的に
防止することができる。この後、定常旋回に移行した場
合にあっては、第2図のスイッチ回路52が開成するこ
とになるが、この場合には、横Gセンサ31にて、既に
車体7に作用している横加速度Gy、即ち、実際の荷重
移動量ΔWに基づいて、各油圧アクチュエータ14の油
圧が制御されることにより、車体7のロールが防止され
ることになる。Therefore, in the present invention, based on the steering angle θH1 of the steering wheel, the steering angular velocity δH, and the vehicle speed V, it is determined whether the vehicle is in a situation where it is about to turn, and
Now, in a situation where the car is turning left, the arithmetic circuit 41
Since the load movement amount ΔW is corrected by adding the predicted amount Δwy to the load movement amount ΔW calculated in , in this case, the load movement amount ΔW calculated by the arithmetic circuit 41 is still 0. Even if it is smaller or smaller, the oil pressure of the hydraulic actuator 14 of each wheel will be controlled substantially based on the predicted amount Δwy before the vehicle performs a left turn. . That is, in this case, before the automobile actually turns to the left, the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 14 for the front and rear right wheels is increased, as is clear from the above explanation; is reduced in pressure, and as a result, it is possible to effectively prevent the initial roll of the vehicle during the turning transition period. After this, when the transition to a steady turning occurs, the switch circuit 52 shown in FIG. 2 will be opened, but in this case, the lateral By controlling the oil pressure of each hydraulic actuator 14 based on the acceleration Gy, that is, the actual load movement amount ΔW, roll of the vehicle body 7 is prevented.
尚、上述の説明及び第2図のブロック線図では、自動車
が左旋回する場合を例にしたが、自動車が右旋回しよう
とする場合にあっては、上述の場合とは逆となる。即ち
、この場合には、予測量ΔWyを考慮して、前後右輪の
油圧アクチュエータ14の油圧が減圧され、これに対し
て、前後左輪の油圧アクチュエータ14の油圧が増圧さ
れることで、自動車の旋回過渡期での初期ロールが防止
されることになる。この点に関し、自動車が右旋回する
場合、第2図の演算回路4Iにて算出される荷重移動量
ΔWの符号が負になるから、この場合には、予測量ΔW
yもまた負の値をとることになる。In the above description and the block diagram shown in FIG. 2, the case where the car turns left is taken as an example, but when the car tries to turn right, the situation is opposite to the above case. That is, in this case, the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 14 for the front and rear right wheels is reduced in consideration of the predicted amount ΔWy, and in contrast, the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 14 for the front and rear left wheels is increased. This will prevent the initial roll during the turning transition period. Regarding this point, when the car turns to the right, the sign of the load movement amount ΔW calculated by the calculation circuit 4I in FIG. 2 becomes negative, so in this case, the predicted amount ΔW
y will also take a negative value.
この発明は、上述した一実施例に制約されるものではな
く、種々の変形が可能である。例えば、油圧支持手段に
関しては、第1図に示したものに限らず、具体的な構成
はいろいろと変形することができる。また、旋回判断回
路50及び車速判定回路51での判断又は判定基準とな
る値、即ち、旋回条件を表す値に関しても、一実施例中
の値は単に一例として示してもので、その値に制約され
るものではない。This invention is not limited to the one embodiment described above, and various modifications are possible. For example, the hydraulic support means is not limited to what is shown in FIG. 1, and the specific structure can be modified in various ways. Furthermore, regarding the values used as judgment or judgment criteria in the turning judgment circuit 50 and the vehicle speed judgment circuit 51, that is, the values representing turning conditions, the values in one embodiment are shown merely as an example, and there are no restrictions on the values. It is not something that will be done.
(発明の効果)
以上説明したように、この発明の車両用アクティブサス
ペンション装置によれば、ステアリングハンドルの操舵
状態と車速とから、自動車が旋回しようとしているか否
かを判別するようにし、そして、今、自動車が旋回を実
施しようとしているときには、車体左右での荷重移動の
予測量を、車体に作用する横加速度から得た車体左右の
荷重移動量に付加した合計量に基づき、各油圧支持手段
の油圧を制御するようにしたから、自動車が実際に旋回
する前に、各油圧支持手段の油圧制御を実施しておくこ
とができる。この結果、自動車の旋回過渡期での車体の
初期ロールを効果的に防止し、その操安性を向上できる
等の効果を奏する。(Effects of the Invention) As explained above, according to the active suspension device for a vehicle of the present invention, it is determined from the steering condition of the steering wheel and the vehicle speed whether or not the vehicle is about to turn. When a car is about to make a turn, the predicted amount of load movement on the left and right sides of the car body is calculated based on the total amount added to the amount of load movement on the left and right sides of the car body obtained from the lateral acceleration acting on the car body. Since the hydraulic pressure is controlled, the hydraulic pressure of each hydraulic support means can be controlled before the automobile actually turns. As a result, it is possible to effectively prevent the initial roll of the vehicle body during the turning transition period of the vehicle, and to improve the handling stability.
図面は、この発明の一実施例を示し、第1図は、アクテ
ィブサスペンション装置の概略構成図、第2図は、コン
トローラの作動を説明するブロック線図、第3図は、旋
回時、車体に発生する荷重移動を説明するための図、第
4図は、車体のロール制御ルーチンを示すフローチャー
トである。
l・・・オイルポンプ、7・・・車体、8・・・車輪、
14・・・油圧アクチュエータ、17・・・制御バルブ
、30・・・コントローラ、31・・・横Gセンサ、3
2・・・車高センサ、33・・・ハンドル角センサ、3
4・・・車速センサ。
第1図
出願人 三菱自動車工業株式会社
代理人 弁理士 長 門 侃 二
左旋回の場合
第4図The drawings show one embodiment of the present invention; FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an active suspension device, FIG. 2 is a block diagram explaining the operation of the controller, and FIG. 3 is a FIG. 4, which is a diagram for explaining the load movement that occurs, is a flowchart showing a vehicle body roll control routine. l...oil pump, 7...car body, 8...wheels,
14... Hydraulic actuator, 17... Control valve, 30... Controller, 31... Lateral G sensor, 3
2... Vehicle height sensor, 33... Steering wheel angle sensor, 3
4...Vehicle speed sensor. Figure 1 Applicant: Mitsubishi Motors Corporation Agent, Patent Attorney Kan Nagato Figure 4: Two left turns
Claims (1)
圧支持手段と、車体の横加速度を検出する横加速度検出
手段と、この横加速度検出手段で得た横加速度の大きさ
から車体左右の荷重移動量を検出する荷重移動検出手段
と、荷重移動量に基づき、油圧支持手段に対する油圧の
給排を制御することにより、荷重移動量を打ち消して車
体を一定の姿勢に維持する油圧制御手段とを備えた車両
用アクティブサスペンション装置に於いて、車両のステ
アリングハンドルの操舵状態を検出するハンドル操舵検
出手段と、車両の走行速度を検出する車速検出手段とを
更に具備し、前記油圧制御手段は、ステアリングハンド
ルの操舵状態及び車速から所定の旋回条件が満たされた
とき、上記荷重移動量に旋回開始時に予測される荷重移
動の予測量を付加して、油圧支持手段に対する油圧の給
排を制御することを特徴とする車両用アクティブサスペ
ンション装置。A hydraulic support means is installed between the vehicle body and each wheel to support the vehicle body, a lateral acceleration detection device detects the lateral acceleration of the vehicle body, and the vehicle body is detected based on the magnitude of the lateral acceleration obtained by the lateral acceleration detection device. Hydraulic control that cancels the amount of load movement and maintains the vehicle body in a constant posture by controlling the supply and discharge of hydraulic pressure to the hydraulic support means based on the load movement detection means that detects the amount of left and right load movement, and the amount of load movement. The active suspension system for a vehicle further comprises: a steering wheel steering detecting means for detecting a steering state of a steering wheel of the vehicle; and a vehicle speed detecting means for detecting a running speed of the vehicle; When a predetermined turning condition is satisfied based on the steering condition of the steering wheel and the vehicle speed, the predicted amount of load movement expected at the start of the turn is added to the above load movement amount to supply and discharge hydraulic pressure to the hydraulic support means. An active suspension device for a vehicle characterized by controlling.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP16064490A JPH0450016A (en) | 1990-06-19 | 1990-06-19 | Active suspension device for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP16064490A JPH0450016A (en) | 1990-06-19 | 1990-06-19 | Active suspension device for vehicle |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH0450016A true JPH0450016A (en) | 1992-02-19 |
Family
ID=15719394
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP16064490A Pending JPH0450016A (en) | 1990-06-19 | 1990-06-19 | Active suspension device for vehicle |
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Country | Link |
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JP (1) | JPH0450016A (en) |
Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS63315313A (en) * | 1987-06-17 | 1988-12-23 | Toyota Motor Corp | Active suspension for vehicle |
JPS6416410A (en) * | 1987-07-09 | 1989-01-19 | Tokico Ltd | Suspension control device |
JPH01103528A (en) * | 1987-10-15 | 1989-04-20 | Mitsubishi Motors Corp | Suspension system for vehicle |
JPH03284407A (en) * | 1990-03-30 | 1991-12-16 | Mazda Motor Corp | Suspension device for vehicle |
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1990
- 1990-06-19 JP JP16064490A patent/JPH0450016A/en active Pending
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