JPH0478706A - 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、車体のロールを低減すると同時に
、操縦性及び安定性を向上させる上で好適した車両用ア
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 device for a vehicle that is suitable for reducing roll of a vehicle body when turning, and at the same time improving maneuverability and stability.
（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からなる油圧アクチュエ
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していれば、車両の旋
回時、車体に作用する横加速度の大きさに応じて、油圧
アクチュエータの制御圧を算出し、この制御圧に基づい
て各油圧アクチュエータの油圧を制御すれば、上記制御
圧でもって、車体のロールを打ち消すことができる。具
体的には、車両の旋回時、その旋回外輪側の油圧アクチ
ュエータの油圧に制御圧を加えて、その油圧を増圧する
一方、旋回内輪側の油圧アクチュエータの油圧に関して
は、制御圧の分だけ減圧することにより、車体のロール
を低減して、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 has a hydraulic actuator consisting of a hydraulic cylinder installed between the vehicle body and each wheel, and supports the vehicle body via these hydraulic actuators, that is, with hydraulic pressure. That's what I do. Therefore, if the vehicle body is supported hydraulically in this way, the control pressure of the hydraulic actuator is calculated according to the magnitude of the lateral acceleration acting on the vehicle body when the vehicle turns, and each hydraulic pressure is adjusted based on this control pressure. By controlling the hydraulic pressure of the actuator, the roll of the vehicle body can be canceled using the control pressure. Specifically, when the vehicle turns, control pressure is applied to the hydraulic pressure of the hydraulic actuator on the outer wheel of the turn to increase the oil pressure, while the oil pressure of the hydraulic actuator of the inner wheel of the turn is reduced by the amount of control pressure. By doing so, it becomes possible to reduce the roll of the vehicle body and maintain a constant posture of the vehicle body.
また、車両の旋回時、車体前後の油圧アクチュエータの
油圧を均等に増圧又は減圧するのではなく、その増圧又
は減圧の割合、即ち、制御圧の配分を車体前後の油圧ア
クチュエータで異ならせれば、車体のロール剛性が車体
前後で変化することから、車体の操舵特性を制御できる
ことが知られている。例えば、前部のロール剛性を後部
よりも高くすると、その操舵特性はアンダステアとなり
、これに対し、後部のロール剛性を前部よりも高めれば
、操舵特性はオーバステアとなる。Also, when the vehicle turns, instead of increasing or decreasing the hydraulic pressure of the hydraulic actuators on the front and rear of the vehicle body equally, it is possible to vary the rate of pressure increase or decrease, that is, the distribution of control pressure between the hydraulic actuators on the front and rear of the vehicle body. It is known that the steering characteristics of the vehicle body can be controlled because the roll stiffness of the vehicle body changes between the front and rear of the vehicle body. For example, if the roll rigidity of the front part is made higher than that of the rear part, the steering characteristic will become understeer, whereas if the roll stiffness of the rear part is made higher than that of the front part, the steering characteristic will become oversteer.
（発明が解決しようとする課題）
ところで、車体前後の油圧アクチュエータに対し、上述
した制御圧を配分するにあたっては、車体の前後に夫々
横Ｇセンサを配置し、これら横Ｇセンサで検出した車体
前後の横加速度に基づき、その制御圧の配分を設定した
り、また、１個の横Ｇセンサで検出した車体の横加速度
とステアリングハンドルの舵角に応じて、制御圧の配分
を設定するようにしたものも知られているが、これら従
来のものでは、車体のロール制御、つまり、姿勢制御と
操舵特性制御との適合性が悪く、その改善が望まれてい
る。(Problem to be Solved by the Invention) By the way, in distributing the above-mentioned control pressure to the hydraulic actuators at the front and rear of the vehicle body, lateral G sensors are placed at the front and rear of the vehicle body, respectively, and the front and rear of the vehicle body detected by these lateral G sensors are The control pressure distribution can be set based on the lateral acceleration of the vehicle, or the control pressure distribution can be set based on the lateral acceleration of the vehicle body detected by one lateral G sensor and the steering angle of the steering wheel. However, in these conventional methods, the compatibility between vehicle body roll control, that is, attitude control, and steering characteristic control is poor, and an improvement is desired.
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、車体のロール制御と操舵特性
制御との適合性を改善して、車両の旋回性及び姿勢の安
定性を確保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 system for a vehicle that can improve the compatibility between vehicle body roll control and steering characteristic control to ensure vehicle turning performance and stability of the vehicle's attitude. .
（課題を解決するための手段）
この発明は、車体と各車輪との間に夫々介挿され、車体
を支持する油圧支持手段と、車体に作用する横加速度を
検出する横加速度検出手段と、横加速度に基づき、車体
のロールを打ち消すのに要する車体左右での油圧支持手
段の制御圧を算出する制御圧算出手段と、制御圧に基づ
き各油圧支持手段に対する油圧の給排を制御する油圧制
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舵角速度を検
出する舵角速度検出手段と、舵角速度とステアリングハ
ンドルの切り込み及び切り戻し状態に応じて、前記制御
圧を車体前後の油圧支持手段に配分するための配分率を
設定する配分率設定手段とを備えて構成されている。(Means for Solving the Problems) The present invention includes hydraulic support means that are inserted between the vehicle body and each wheel to support the vehicle body, lateral acceleration detection means that detects lateral acceleration acting on the vehicle body, A control pressure calculation means that calculates the control pressure of the hydraulic support means on the left and right sides of the vehicle body required to cancel the roll of the vehicle body based on the lateral acceleration, and a hydraulic control that controls the supply and discharge of hydraulic pressure to each hydraulic support means based on the control pressure. In the active suspension device for a vehicle, the control pressure is applied to the vehicle body according to the steering angular speed and the turning and turning states of the steering wheel. and distribution rate setting means for setting a distribution rate for distribution to the front and rear hydraulic support means.
（作用）
この発明のアクティブサスペンション装置によれば、制
御圧の配分率をステアリングハンドルの舵角速度と、こ
のステアリングハンドルの切り込み又は切り戻しの状態
に応じて設定するようにしたから、ステアリングハンド
ルの切り込み時、つまり、旋回初期にあっては、その舵
角速度に応じ後輪側の油圧支持手段の制御圧配分を高め
て、車両の操舵特性をオーバステアにでき、車両のロー
ルを低減すると同時に、車両の曲がり易さを確保できる
。これに対し、ステアリングハンドルが切り戻し状態に
あるときには、前輪側の油圧支持手段の制御圧配分を高
くすることで、車体の揺り戻しを低減すると同時に、車
両の操舵特性をアンダステアとして、その操向安定性が
確保されることとなる。(Function) According to the active suspension device of the present invention, the distribution rate of control pressure is set according to the steering angle speed of the steering wheel and the state of turning or turning back of the steering wheel. In other words, at the beginning of a turn, the control pressure distribution of the hydraulic support means on the rear wheel side is increased in accordance with the steering angular velocity, making it possible to oversteer the vehicle's steering characteristics, reducing vehicle roll, and at the same time Ensures ease of bending. On the other hand, when the steering wheel is turned back, the control pressure distribution of the hydraulic support means on the front wheels is increased to reduce the rolling back of the vehicle body, and at the same time change the steering characteristics of the vehicle to understeer, thereby changing the steering direction. This will ensure stability.
（実施例）
第１図は、車両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１４
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 a vehicle. 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. A hydraulic actuator 14 consisting of
are interposed between the vehicle body 7 and the wheels 8. Furthermore, the first
In the figure, a suspension unit combined with one wheel is representatively illustrated.
サスペンションユニット１２の制御ハルツ１７は、油圧
アクチュエータ１４の油圧室１５に連通する油路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１６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 interposed 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 16, 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１９に比べ、そのオリフィス
径が大である。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 aperture 21 has a larger orifice diameter than the first aperture 19. 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ｌの吐出側
に接続されており、オイルポンプｌ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ｌ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ｌ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ｌｌ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 described above is connected to the discharge side of the oil pump l, and the suction side of the oil pump l communicates with the inside of the reserve tank 3 via the oil passage 2. Therefore, when the oil pump l 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 l side toward the suspension unit 12 side, and allows high-pressure hydraulic oil to be stored in the accumulator l.
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、前述したリザーバタンク３に戻
される。The control valve 17 is of a type that changes its valve opening degree in proportion to the supplied current value, and depending on this valve opening degree, the control valve 17 changes the valve opening degree between the supply oil passage 4 side and the discharge oil passage 6 side. It is possible to control the supply and discharge of the amount of oil, that is, the supply and discharge of oil pressure to and from the hydraulic actuator 14. 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 by the hydraulic actuator 14. The hydraulic oil discharged from the control valve 17 to the discharge oil path 6 side is returned to the reservoir tank 3 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
する横加速度ｃｙを検出する横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、車両のステアリングハンドル（図示しない）の舵
角θＨを検出するハンドル角センサ３３、車両の車速Ｖ
を検出する車速センサ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 G sensor 31 that is attached to the vehicle body 7 and detects the lateral acceleration cy acting on the vehicle body 7, a vehicle height sensor 32 that is provided for each wheel and detects the stroke amount of the wheel, and a steering wheel of the vehicle. A steering wheel angle sensor 33 that detects the steering angle θH (not shown), and a vehicle speed V of the vehicle.
There is a vehicle speed sensor 34 etc. that detects 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Ｉ５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 I5 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のロール制御及
び操舵特性制御に関し、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 and steering characteristic control of the vehicle body 7, will be explained with reference to the block diagram shown in FIG.
先ず、車両が旋回することにより、コントローラ３０に
横Ｇセンサ３１で得た横加速度Ｇｙが供給されると、コ
ントローラ３０内では、その演算部４１にて、横加速度
Ｇｙに基づき、ロール制御の制御圧ΔＰが演算される。First, when the vehicle turns, the lateral acceleration Gy obtained by the lateral G sensor 31 is supplied to the controller 30. In the controller 30, the calculation unit 41 performs roll control based on the lateral acceleration Gy. Pressure ΔP is calculated.
ここで、制御圧ΔＰは、横加速度Ｇｙに基づき次式から
算出することができる。Here, the control pressure ΔP can be calculated from the following equation based on the lateral acceleration Gy.
ΔＰ＝ＫＲ−Ｇｙ
ここで、制御ゲインＫＲは、車両の旋回時、車体７の横
加速度Ｇｙ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べく、左右輪に於ける油圧アクチ
ュエータ１４内の制御圧ΔＰを横加速度ＧＹに基づき算
出するためのゲインである。従って、制御ゲインＫＲ自
体は、次式から予め算出しておくことができる。ΔP=KR−Gy Here, the control gain KR is determined by the hydraulic actuator 14 on the left and right wheels in order to cancel the load movement on the left and right sides of the vehicle body, that is, the moment force, caused by the lateral acceleration Gy of the vehicle body 7 when the vehicle turns. This is a gain for calculating the control pressure ΔP based on the lateral acceleration GY. Therefore, the control gain KR itself can be calculated in advance from the following equation.
ＫＲ＝Ｍ−Ｈ／ （Ｌ−Ａ）
ここで、第３図を参照すれば明らかなように、Ｍは車体
７の質量、Ｈは車体７の重心高、Ｌはトレッド、そして
、Ａは油圧アクチュエータ１４の有効受圧面積を示して
いる。KR=M-H/ (L-A) Here, as is clear from FIG. 3, M is the mass of the vehicle body 7, H is the height of the center of gravity of the vehicle body 7, L is the tread, and A is the oil pressure. The effective pressure receiving area of the actuator 14 is shown.
従って、車両が左旋回する場合、右車輪側の油圧アクチ
ュエータ１４の制御圧がΔＰ１であるとすると、第４図
に示しであるように、左車輪側に於ける油圧アクチュエ
ータ１４の制御圧は、−ΔＰ１となる。Therefore, when the vehicle turns left, assuming that the control pressure of the hydraulic actuator 14 on the right wheel side is ΔP1, the control pressure of the hydraulic actuator 14 on the left wheel side is as shown in FIG. -ΔP1.
制御ゲインＫＲと横加速度Ｇｙとから制御圧ΔＰを算出
するにあたり、この実施例では、制御ゲインＫＲが横加
速度Ｇｙの大きさに基づいて補正されるようになってい
る。具体的には、制御ゲインＫＲは、その値に補正係数
Ｃを乗算することで補正される。つまり、制御ゲインＫ
Ｒは、次の代入式から算出することができる。In calculating the control pressure ΔP from the control gain KR and the lateral acceleration Gy, in this embodiment, the control gain KR is corrected based on the magnitude of the lateral acceleration Gy. Specifically, the control gain KR is corrected by multiplying its value by a correction coefficient C. In other words, the control gain K
R can be calculated from the following substitution formula.
ＫＲ＝ＫＲ−Ｃ
そして、補正係数Ｃは、第５図のマツプから横加速度Ｇ
ｙに基づき求められるようになっており、ここで、第５
図から明らかなように、補正係数Ｃは、横加速度ＧＶが
所定値Ｇ１に達するまでは徐々に増加し、そして、所定
値Ｇ１から０．５まではその値が１に維持され、この後
に於いては、横加速度Ｇ／の増加に伴って減少する特性
を有している。補正係数Ｃが第５図のマツプに示される
特性を有していれば、横加速度ＧＶが０．５以上になる
と、補正係数Ｃが１よりも小さくなるから、この場合、
制御ゲインＫＲの値も小さ（なるように補正される。即
ち、横加速度ＧＶが大きな領域では、制御ゲインＫＲの
大きさを低減することで、車体７にある程度のロールを
発生させることができる。KR=KR-C Then, the correction coefficient C is determined by calculating the lateral acceleration G from the map in Figure 5.
It is calculated based on y, and here, the fifth
As is clear from the figure, the correction coefficient C gradually increases until the lateral acceleration GV reaches a predetermined value G1, and the value is maintained at 1 from the predetermined value G1 to 0.5. It has a characteristic that it decreases as the lateral acceleration G/ increases. If the correction coefficient C has the characteristics shown in the map of FIG. 5, the correction coefficient C will become smaller than 1 when the lateral acceleration GV becomes 0.5 or more, so in this case,
The value of the control gain KR is also corrected to be small. That is, in a region where the lateral acceleration GV is large, by reducing the magnitude of the control gain KR, it is possible to cause the vehicle body 7 to roll to some extent.
一方、ハンドル角センサ３３で得た舵角θＨは、第２図
に示されているように、コントローラ３０内の微分器４
２に供給され、この微分器４２にて、舵角θＨからステ
アリングハンドルの舵角速度δＨが算出される。On the other hand, as shown in FIG. 2, the steering angle θH obtained by the steering wheel angle sensor 33
The differentiator 42 calculates the steering angular velocity δH of the steering wheel from the steering angle θH.
また、舵角θＨは、ステアリングハンドルの切り込み及
び切り戻しの判別部４３にも供給されるとともに、この
判別部４３には、舵角速度δＨもまた供給されるように
なっている。判別部４３では、例えば、ステアリングハ
ンドルが中立位置にある場合を０°として舵角θＨを検
出することで、この舵角θＨと舵角速度δＨとの積の符
号から、ステアリングハンドルが切り込まれているか、
又は、切り戻されているかを判別する。即ち、θＨ・δ
Ｈが正の値をとれば、ステアリングハンドルが切り込ま
れていると判別することができ、これに対し、θＨ・δ
Ｈが負の値をとれば、ステアリングハンドルが切り戻さ
れていると判別することができる。Further, the steering angle θH is also supplied to a determining unit 43 for determining whether the steering wheel is turned or turned back, and this determining unit 43 is also supplied with the steering angular velocity δH. For example, the determination unit 43 detects the steering angle θH by assuming that the steering wheel is in the neutral position as 0°, and determines whether the steering wheel is turned from the sign of the product of the steering angle θH and the steering angular velocity δH. Is there?
Or, determine whether it has been cut back. That is, θH・δ
If H takes a positive value, it can be determined that the steering wheel is turned, and on the other hand, θH・δ
If H takes a negative value, it can be determined that the steering wheel is turned back.
そして、判別部４３からのステアリングハンドルの操舵
方向を示す判別信号Ｓ及び前述した微分器４２で求めた
舵角速度δＨは、次に算出部４４に供給され、この算出
部４４にて、前述した制御圧ΔＰの前後配分、ここでは
、前輪側油圧アクチュエータ１４でみた制御圧ΔＰの配
分率α（０≦α≦１）が設定される。従って、この場合
、後輪側油圧アクチュエータ１４の制御圧ΔＰの配分率
は、（ｌ−α）となる。The discrimination signal S indicating the steering direction of the steering wheel from the discrimination section 43 and the steering angular velocity δH obtained by the above-mentioned differentiator 42 are then supplied to the calculation section 44, where the above-mentioned control The front-rear distribution of the pressure ΔP, here, the distribution ratio α (0≦α≦1) of the control pressure ΔP as seen from the front wheel side hydraulic actuator 14 is set. Therefore, in this case, the distribution ratio of the control pressure ΔP of the rear wheel hydraulic actuator 14 is (l−α).
配分率αは、具体的には、第６図のマツプから、舵角速
度δＨに基づき求められるようになっている。ここで、
第６図から明らかなように、舵角速度δＨが０を中心と
して所定の不感帯領域Ｆ内にあるとき、配分率αは、車
両前後の重量配分に相当するような、例えば、０．７程
度の初期値に設定されている。そして、上記不感帯領域
Ｆを越えて、舵角速度δＨがステアリングハンドルの切
り込み方向に大きくなると、配分率αは、その舵角速度
δＨの増加に伴って減少し、舵角速度δＨが所定値δ１
以上では一定値に維持されるようになっている。Specifically, the distribution ratio α is determined from the map shown in FIG. 6 based on the steering angular velocity δH. here,
As is clear from FIG. 6, when the steering angular velocity δH is within a predetermined dead zone F centered on 0, the distribution ratio α is approximately 0.7, which corresponds to the weight distribution between the front and rear of the vehicle. It is set to the initial value. Then, when the steering angular velocity δH increases in the steering direction of the steering wheel beyond the dead zone region F, the distribution ratio α decreases as the steering angular velocity δH increases, and the steering angular velocity δH reaches a predetermined value δ1.
Above, it is maintained at a constant value.
これに対し、舵角速度δＨがステアリングハンドルの切
り戻し方向に不感帯領域Ｆを越えて大きくなると、配分
率αは、その舵角速度δＨの増加に伴って増大し、舵角
速度δＨが所定値６２以上では一定値に維持されている
。On the other hand, when the steering angular velocity δH increases beyond the dead band region F in the direction of turning the steering wheel back, the distribution ratio α increases as the steering angular velocity δH increases, and when the steering angular velocity δH exceeds the predetermined value 62, the distribution ratio α increases. maintained at a constant value.
ステアリングハンドルが切り込み状態にあるか、又は、
切り戻し状態にあるかは、前述した第２図の判別部４３
から出力される判別信号Ｓに基づいて判別でき、具体的
には、ステアリングハンドルが切り込み状態にある場合
には、第６図の右側領域から、その舵角速度δＨに基づ
いて、配分率αが設定される。これに対し、ステアリン
グハンドルが切り戻し状態にある場合には、第６図の左
側領域から、その舵角速度δＨに基づいて配分率αが設
定される。The steering wheel is in the cut position, or
Whether it is in the cut-back state is determined by the determination unit 43 in FIG.
Specifically, when the steering wheel is in the turning state, the distribution ratio α is set based on the steering angular velocity δH from the right side area in FIG. be done. On the other hand, when the steering wheel is turned back, the distribution ratio α is set from the left side area in FIG. 6 based on the steering angular velocity δH.
そして、車速センサ３４で得た車速Ｖは、コントローラ
３０内に於いて、算出部４５に供給され、この算出部４
５にて、車速Ｖに応じた配分率αの補正係数Ｋｖが算出
される。ここで、補正係数Ｋｖは、第７図のマツプに基
づき、車速■から算出されることになる。第７図のマツ
プから明らかなように、補正係数Ｋｖは、車速Ｖが中速
域にあるとき、１を中心とした近傍の値をとり、車速Ｖ
が低速又は高速になる程、小さな値をとるような特性を
有している。The vehicle speed V obtained by the vehicle speed sensor 34 is supplied to a calculation section 45 in the controller 30.
In step 5, a correction coefficient Kv of the distribution ratio α according to the vehicle speed V is calculated. Here, the correction coefficient Kv is calculated from the vehicle speed ■ based on the map shown in FIG. As is clear from the map in FIG. 7, when the vehicle speed V is in the medium speed range, the correction coefficient Kv takes a value close to 1, and
It has a characteristic that the slower or faster the speed, the smaller the value.
算出部４５で算出した補正係数Ｋｖは、次に演算部４６
に供給され、また、この演算部４６には、算出部４４で
算出した配分率αもた供給される。The correction coefficient Kv calculated by the calculation unit 45 is then calculated by the calculation unit 46.
The calculation unit 46 is also supplied with the allocation rate α calculated by the calculation unit 44 .
そして、演算部４６に於いて、配分率αは、補正係数Ｋ
ｖに基づいて補正される。つまり、配分率αは、次の代
入式に基づいて補正されることになる。Then, in the calculation unit 46, the distribution ratio α is calculated by the correction coefficient K
It is corrected based on v. In other words, the allocation ratio α is corrected based on the following substitution formula.
α＝Ｋｖ ・α
そして、補正された配分率α、また、前述した算出部４
１から制御圧ΔＰは、演算部４７に夫々供給され、この
演算部４７では、前輪側油圧アクチュエータ１４の制御
圧配分ΔＰＦ及び後輪側アクチュエータ１４の制御圧配
分ΔＰＲが夫々次式により算出される。α=Kv・α Then, the corrected allocation ratio α and the above-mentioned calculation unit 4
The control pressures ΔP from 1 are respectively supplied to a calculation unit 47, and the calculation unit 47 calculates the control pressure distribution ΔPF of the front wheel side hydraulic actuator 14 and the control pressure distribution ΔPR of the rear wheel side actuator 14, respectively, using the following equations. .
ΔＰＦ＝ΔＰ・α
ΔＰＲ＝ΔＰ・ （１−α）
前述したようにして、演算部４７にて制御圧配分ΔＰＦ
、ΔＰＲが夫々算出されると、この後、コントローラ３
０からは、制御圧配分ΔＰＦ、ΔＰＲに対応した制御信
号が制御バルブ１７に向けて出力され、これにより、各
油圧アクチュエータ１４内の油圧がその制御圧配分に基
づき制御されるこ噂
とになる。この点に関して更に具体的に説明すれば、第
３図に示されているように、車両が左旋回するような場
合、旋回外輪となる右側の油圧アクチュエータ１４内の
油圧は制御圧ΔＰに基づき増圧され、これに対し、旋回
内輪となる左側の油圧アクチュエータ１４内の油圧は制
御圧−ΔＰに基づき減圧されることになる。このように
各油圧アクチュエータ１４内の油圧が制御されれば、車
両の旋回に起因した荷重移動によるモーメント力を打ち
消すことができ、これにより、車体７のロールを低減し
て、その姿勢を一定に維持することが可能となる。ΔPF=ΔP・α ΔPR=ΔP・(1−α) As described above, the control pressure distribution ΔPF is calculated by the calculation unit 47.
, ΔPR are calculated, then the controller 3
From 0, a control signal corresponding to the control pressure distributions ΔPF and ΔPR is output to the control valve 17, whereby the hydraulic pressure in each hydraulic actuator 14 is controlled based on the control pressure distribution. . To explain this point more specifically, when the vehicle turns to the left as shown in FIG. In contrast, the hydraulic pressure in the left hydraulic actuator 14, which is the inner wheel of the turning, is reduced based on the control pressure -ΔP. If the hydraulic pressure in each hydraulic actuator 14 is controlled in this way, it is possible to cancel out the moment force due to the load shift caused by the turning of the vehicle, thereby reducing the roll of the vehicle body 7 and keeping its posture constant. It becomes possible to maintain
また、この発明のアクティブサスペンション装置では、
車両の旋回時、ステアリングハンドルの舵角速度δＨと
、その切り込み又は切り戻しの操舵状態とに応じて、車
体前後の油圧アクチュエータ１４の制御圧配分、即ち、
配分率αを設定するようにしたので、車両の操舵特性を
も適切に制御することができる。Further, in the active suspension device of the present invention,
When the vehicle is turning, the control pressure distribution of the hydraulic actuator 14 at the front and rear of the vehicle body is controlled depending on the steering angular velocity δH of the steering wheel and the steering state of turning or returning.
Since the distribution ratio α is set, the steering characteristics of the vehicle can also be appropriately controlled.
即ち、第６図に示されるように、ステアリングハンドル
が切り込み状態にあるとき、つまり、その舵角θＨと舵
角速度δＨとの作用方向即ちその符号が同じであるとき
には、配分率αが減少されて、後輪側油圧アクチュエー
タ１４の制御圧配分ΔＰＲが増加されることから、この
場合、第８図中右下がりの斜線を施して示すように、車
両の操舵特性はオーバステア（Ｏ８）となる。これに対
し、ステアリングハンドルが切り戻し状態にあるとき、
つまり、その舵角θＨと舵角速度δＨとの符号が異なる
場合には、配分率αが増加されて、前輪側油圧アクチュ
エータ１４の制御配分ΔＰＦが増加されることから、第
８図中左下がりの斜線を施して示すように、車両の操舵
特性はアンダステア（ＵＳ）となる。That is, as shown in FIG. 6, when the steering wheel is in the turning state, that is, when the steering angle θH and the steering angular velocity δH have the same direction of action, that is, the sign thereof, the distribution ratio α is decreased. Since the control pressure distribution ΔPR of the rear wheel hydraulic actuator 14 is increased, in this case, the steering characteristic of the vehicle becomes oversteer (O8), as shown by the diagonal line downward to the right in FIG. On the other hand, when the steering wheel is turned back,
In other words, when the steering angle θH and the steering angular velocity δH have different signs, the distribution ratio α is increased and the control distribution ΔPF of the front wheel hydraulic actuator 14 is increased. As indicated by diagonal lines, the steering characteristic of the vehicle is understeer (US).
従って、ステアリングハンドルが操舵されて、第９図に
示されるように、舵角θが変化した場合、つまり、ステ
アリングハンドルが切り込まれた後に直ちに切り戻され
た場合には、舵角速度δＨは、切り込みとほぼ同時に立
上がってから、切り込みが完了されるに従って減少する
。そして、この後の切り戻しでは、舵角速度δＨは逆向
きに一旦立ち上がってから減少されることになる。この
ため、舵角θＨと舵角速度δＨとの符号から明らかなよ
うに、ステアリングハンドルの切り込み時には、後輪側
の配分率（ｌ−α）が増加して、オーバステア領域とな
り、これに対し、ステアリングハンドルの切り戻し時に
は、後輪側配分率（ｌ−α）が減少してアンダステア領
域となる。Therefore, when the steering wheel is turned and the steering angle θ changes as shown in FIG. 9, that is, when the steering wheel is turned and then immediately turned back, the steering angular velocity δH is It rises almost simultaneously with the incision, and then decreases as the incision is completed. Then, in the subsequent turning back, the steering angular velocity δH increases once in the opposite direction and then decreases. Therefore, as is clear from the signs of the steering angle θH and the steering angular velocity δH, when the steering wheel is turned, the distribution ratio (l-α) on the rear wheel side increases, resulting in an oversteer region. When the steering wheel is turned back, the rear wheel side distribution ratio (l-α) decreases, resulting in an understeer region.
このように、この発明のアクティブサスペンション装置
では、車両の旋回時、車体に作用する横加速度ＧＶに応
じて、各油圧アクチュエータ１４の制御圧ΔＰを算出す
る一方、この制御圧ΔＰの配分率αをステアリングハン
ドルの舵角速度δ１１とその切り込み又は切り戻しに応
じて設定するようにしであるので、旋回時に於ける車体
のロールを低減できるのは勿論のこと、第９図中に車両
の操向を示しであるように、ステアリングハンドルの切
り込み時、即ち、旋回初期にはその操舵特性をオーバス
テアとして、車両を曲がり易くでき、これに対し、ステ
アリングハンドルの切り戻し時、即ち、旋回終了時には
、その操舵特性をアンダステアとして、車両の操向安定
性を確保することができる。As described above, in the active suspension device of the present invention, the control pressure ΔP of each hydraulic actuator 14 is calculated according to the lateral acceleration GV acting on the vehicle body when the vehicle turns, and the distribution ratio α of this control pressure ΔP is Since the setting is made according to the steering angular velocity δ11 of the steering wheel and its turning or turning, it is possible to reduce the roll of the vehicle body when turning. As shown in FIG. The steering stability of the vehicle can be ensured by understeering.
また、この実施例の場合、配分率αは、ステアリングハ
ンドルの舵角速度δＨの大きさや車速Ｖに応じても補正
されるようになっているので、車両の旋回時、その操舵
特性を適切に制御できることになる。In addition, in the case of this embodiment, the distribution ratio α is also corrected according to the magnitude of the steering angular velocity δH of the steering wheel and the vehicle speed V, so that the steering characteristics can be appropriately controlled when the vehicle turns. It will be possible.
また、第１θ図及び第１１図は、ステアリングハンドル
の他の操舵態様による舵角速度δＨの変化特性及び車両
の操向を夫々示している。Further, FIG. 1θ and FIG. 11 respectively show the change characteristics of the steering angular velocity δH and the steering of the vehicle due to other steering modes of the steering wheel.
最後に、第１２図は、ロール制御を実施する際、制御圧
ΔＰの前輪側配分率αを算出するためのフローチャート
を示している。このフローチャートに従う配分率αの算
出手順は、第２図に関して説明したものと実質的に同一
であるから、ここでは簡単に説明する。Finally, FIG. 12 shows a flowchart for calculating the front wheel side distribution ratio α of the control pressure ΔP when performing roll control. The procedure for calculating the allocation ratio α according to this flowchart is substantially the same as that explained with reference to FIG. 2, so a brief explanation will be given here.
先ず、ステップＳｌでは、横Ｇセンサ３１．ハンドル角
センサ３３及び車速センサ３４から横加速度Ｇｙ、舵角
θＨ及び車速Ｖが夫々読み込まれる。そして、次には、
車速Ｖが所定車速Ｖ１以上か否か（ステップＳ２）、ま
た、舵角θＨが所定角０１以上か否か（ステップＳ３）
が順次判別され、ステップＳ２．Ｓ３での判別が否（Ｎ
ｏ ）の場合には、ステップＳ１に戻り、これらステッ
プＳ２．Ｓ３での判別がともに正（Ｙ ｅｓ）の場合の
み、次のステップＳ４が実施される。First, in step Sl, the lateral G sensor 31. Lateral acceleration Gy, steering angle θH, and vehicle speed V are read from the steering wheel angle sensor 33 and vehicle speed sensor 34, respectively. And then,
Whether the vehicle speed V is greater than or equal to the predetermined vehicle speed V1 (step S2), and whether the steering angle θH is greater than or equal to the predetermined angle 01 (step S3)
are sequentially determined, and step S2. Discrimination in S3 is negative (N
o), the process returns to step S1 and these steps S2. Only when both determinations in S3 are positive (Yes), the next step S4 is executed.
このステップでは、舵角θＨに基づいて舵角速度δＨが
演算され、そして、次には、横加速度ＧＶに基づき、第
５図のマツプから制御ゲインＫＲの補正係数Ｃが読み込
まれる（ステップＳ５）。そして、次には、舵角θと舵
角速度δＨとの関係からステアリングハンドルの操舵が
切り込みであるか、又は、切り戻しであるかが判別され
（ステップＳ６）、そして、その判別結果に基づき、第
６図のマツプから配分率αが読み込まれる（ステップＳ
７）。この後、次のステップＳ８では、第７図のマツプ
から得られる補正係数Ｋｖに基づいて、配分率αが補正
された後、補正後の配分率αが出力されることになる（
ステップＳ９）。In this step, the steering angular velocity δH is calculated based on the steering angle θH, and then, based on the lateral acceleration GV, the correction coefficient C of the control gain KR is read from the map shown in FIG. 5 (step S5). Next, it is determined from the relationship between the steering angle θ and the steering angular velocity δH whether the steering wheel is turned in or out (step S6), and based on the determination result, The allocation ratio α is read from the map shown in Figure 6 (step S
7). After this, in the next step S8, the allocation ratio α is corrected based on the correction coefficient Kv obtained from the map shown in FIG. 7, and then the corrected allocation ratio α is output (
Step S9).
この後、算出された配分率αに基づき、前述したように
して制御圧配分ΔＰＦ、ΔＰＲが求められ、そして、こ
れら制御圧配分に従い、各油圧アクチュエータ１４内の
油圧が制御されることになる。Thereafter, the control pressure distributions ΔPF and ΔPR are determined as described above based on the calculated distribution ratio α, and the hydraulic pressure in each hydraulic actuator 14 is controlled according to these control pressure distributions.
この発明は、上述した一実施例に制約されるものではな
い。例えば、アクティブサスペンション装置の構成は、
第１図に示したものに限らず、種々の変形が可能であり
、また、コントローラ３゜に関しては、実際上、マイク
ロコンピュータを含む回路で構成することができる。This invention is not limited to the one embodiment described above. For example, the configuration of an active suspension device is
Various modifications are possible without being limited to the one shown in FIG. 1, and the controller 3° can actually be constructed from a circuit including a microcomputer.
（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ン
ペンション装置によれば、車両の旋回時、４゜
車体に作用する横加速度に応じて、油圧支持手段の制御
圧を求め、そして、この制御圧に基づき、各油圧支持手
段の油圧を制御することで、車体のロールを低減する一
方、ステアリングハンドルの舵角速度と、その切り込み
又は切り戻し状態とに応じて、車体前後の油圧支持手段
に対する制御圧の配分率を設定するようにしたから、切
り込み時には車両の操舵特性をオーバステアとし、これ
に対し、切り戻しの際にはその操舵特性をアンダステア
とすることで、車両の曲がり易さと操舵後の安定性を同
時に確保でき、この結果、車体の姿勢制御と操舵特性制
御との適合性を改善できる等の優れた効果を奏する。(Effects of the Invention) As explained above, according to the active suspension system for a vehicle of the present invention, when the vehicle turns, the control pressure of the hydraulic support means is determined according to the lateral acceleration acting on the vehicle body by 4 degrees, and Then, by controlling the hydraulic pressure of each hydraulic support means based on this control pressure, the roll of the vehicle body is reduced, and the hydraulic pressure at the front and rear of the vehicle body is Since the distribution ratio of the control pressure to the support means is set, the steering characteristics of the vehicle are set to oversteer when turning into a turn, and the steering characteristics are set to understeer when turning back, thereby making it easier for the vehicle to turn. As a result, excellent effects such as improved compatibility between vehicle attitude control and steering characteristic control can be achieved.
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ためのブロック線図、第３図
は、旋回時、車体に作用するモーメント力を打ち消す制
御圧を説明するための図、第４図は、横加速度の大きさ
及び作用方向に対応した制御圧を示すグラフ、第５図は
、横加速度に対する制御ゲインの補正係数を示すグラフ
、第６図は、舵角速度に対する配分率を示すグラフ、第
７図は、車速に対する配分率の補正係数を示すグラフ、
第８図は、舵角及び舵角速度の方向に対する操舵特性を
示すグラフ、第９図は、時間に対する舵角、舵角速度及
び後輪配分率の変化を、車両の操向変化とともに示すグ
ラフ、第１０図及び第１１図は、時間に対する舵角及び
舵角速度の変化を、車両の操向変化とともに夫々示すグ
ラフ、第１２図は、前輪配分率の算出ルーチンを示すフ
ローチャートである。
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、３３・・・ハンドル角セン
サ、３４・・・車速センサ。
出願人 三菱自動車工業株式会社
代理人 弁理士 長 門 侃 二
第１図
第３図
第４図
第５図
狽加虐−度
第６図
ｖｉＲ医
第７
図
車定
第８図
第１２図The drawings show an embodiment of the present invention; FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an active suspension device, FIG. 2 is a block diagram for explaining the operation of the controller, and FIG. Figure 4 is a graph to explain the control pressure that cancels the moment force acting on the vehicle body. Figure 4 is a graph showing the control pressure corresponding to the magnitude and direction of lateral acceleration. Figure 5 is a graph showing the control pressure for lateral acceleration. A graph showing correction coefficients, FIG. 6 is a graph showing distribution ratios with respect to steering angular speed, and FIG. 7 is a graph showing correction coefficients of distribution ratios with respect to vehicle speed.
FIG. 8 is a graph showing the steering characteristics with respect to the direction of the steering angle and steering angular speed, and FIG. 10 and 11 are graphs showing changes in the steering angle and steering angular velocity with respect to time, respectively, along with changes in steering of the vehicle, and FIG. 12 is a flowchart showing a calculation routine for the front wheel distribution ratio. 7... Vehicle body, 8... Wheel, 14... Hydraulic actuator, 17... Control valve, 30... Controller, 31... Lateral G sensor, 33... Handle angle sensor, 34... ...Vehicle speed sensor. Applicant Mitsubishi Motors Corporation Agent Patent Attorney Kanji Nagato Figure 1 Figure 3 Figure 4 Figure 5 ViR Doctor Figure 7 Figure 8 Figure 12
Claims (1)
圧支持手段と、車体に作用する横加速度を検出する横加
速度検出手段と、横加速度に基づき、車体のロールを打
ち消すのに要する油圧支持手段の制御圧を算出する制御
圧算出手段と、制御圧に基づき各油圧支持手段に対する
油圧の給排を制御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舵角速度を検出する舵角
速度検出手段と、舵角速度とステアリングハンドルの切
り込み及び切り戻し状態に応じて、前記制御圧を車体前
後の油圧支持手段に配分するための配分率を設定する配
分率設定手段とを具備した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。[Claims] Hydraulic support means are inserted between the vehicle body and each wheel to support the vehicle body; lateral acceleration detection means detect lateral acceleration acting on the vehicle body; An active suspension device for a vehicle, comprising a control pressure calculation means for calculating the control pressure of the hydraulic support means required to cancel roll, and a hydraulic control means for controlling the supply and discharge of hydraulic pressure to each hydraulic support means based on the control pressure. A steering angular speed detection means for detecting a steering angular speed of a steering wheel of the vehicle; and a distribution means for distributing the control pressure to hydraulic support means at the front and rear of the vehicle body according to the steering angular speed and the turning and turning states of the steering wheel. 1. An active suspension device for a vehicle, comprising: distribution rate setting means for setting a distribution rate.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP19123890A JPH0478706A (en) | 1990-07-19 | 1990-07-19 | Active suspension device for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP19123890A JPH0478706A (en) | 1990-07-19 | 1990-07-19 | Active suspension device for vehicle |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0478706A true JPH0478706A (en) | 1992-03-12 |
Family
ID=16271200
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP19123890A Pending JPH0478706A (en) | 1990-07-19 | 1990-07-19 | Active suspension device for vehicle |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0478706A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100478927B1 (en) * | 2001-07-26 | 2005-03-28 | 주식회사 만도 | Apparatus for controlling anti roll in car |
-
1990
- 1990-07-19 JP JP19123890A patent/JPH0478706A/en active Pending
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100478927B1 (en) * | 2001-07-26 | 2005-03-28 | 주식회사 만도 | Apparatus for controlling anti roll in car |
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