JPH0671847B2 - Active suspension for vehicles - Google Patents

Active suspension for vehicles

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JPH0671847B2
JPH0671847B2 JP63305690A JP30569088A JPH0671847B2 JP H0671847 B2 JPH0671847 B2 JP H0671847B2 JP 63305690 A JP63305690 A JP 63305690A JP 30569088 A JP30569088 A JP 30569088A JP H0671847 B2 JPH0671847 B2 JP H0671847B2
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JP
Japan
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roll
control
lateral
vehicle
vehicle body
Prior art date
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Application number
JP63305690A
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Japanese (ja)
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忠夫 田中
邦夫 中川
隆夫 森田
光彦 原良
健一 亀井
實 竪本
尚浩 岸本
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Mitsubishi Motors Corp
Original Assignee
Mitsubishi Motors Corp
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Publication date
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G17/00—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load
    • B60G17/015—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G2400/00—Indexing codes relating to detected, measured or calculated conditions or factors
    • B60G2400/10—Acceleration; Deceleration
    • B60G2400/104—Acceleration; Deceleration lateral or transversal with regard to vehicle
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G2400/00—Indexing codes relating to detected, measured or calculated conditions or factors
    • B60G2400/25—Stroke; Height; Displacement
    • B60G2400/252—Stroke; Height; Displacement vertical
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G2500/00—Indexing codes relating to the regulated action or device
    • B60G2500/10—Damping action or damper

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Vehicle Body Suspensions (AREA)

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、車両用アクティブサスペンションの改良に関
する。TECHNICAL FIELD The present invention relates to improvement of an active suspension for a vehicle.

（従来の技術） 従来、車体に生じるロールをアクティブ制御するサスペ
ンションとして、例えば特開昭61−181713号公報に示さ
れるものがある。(Prior Art) Conventionally, as a suspension for actively controlling a roll generated in a vehicle body, there is one disclosed in, for example, JP-A-61-181713.

そして、この従来例では車体に作用する横Ｇに応じて各
車輪毎に設けられるアクチュエータに作用する油圧を制
御することにより、車体に生じるロールを低減するもの
となっている。Then, in this conventional example, by controlling the hydraulic pressure acting on the actuator provided for each wheel according to the lateral G acting on the vehicle body, the roll generated on the vehicle body is reduced.

（発明が解決しようとする課題） しかしながら、上記従来装置は、単に車体に生じるロー
ルを低減することを目的としたものであるため、車両旋
回中に車体に作用する横Ｇがそのまま乗員に作用し、乗
員の受ける横Ｇがかえって大きくなる問題がある。通常
の車両でも車体に作用する横Ｇが大きい場合は、乗員は
大きな横Ｇを体感するものであるが、上記従来装置で
は、通常の車両では乗員が横Ｇを体感することが少ない
横Ｇ領域でも、乗員が横Ｇを体感し易くなり、特に助手
席や後席の増員にとっては乗心地が悪くなってしまう問
題があった。(Problems to be Solved by the Invention) However, since the above-described conventional device is merely intended to reduce the roll generated in the vehicle body, the lateral G acting on the vehicle body directly affects the occupant during turning of the vehicle. However, there is a problem that the lateral G received by the passenger becomes rather large. Even in a normal vehicle, when the lateral G acting on the vehicle body is large, the occupant experiences a large lateral G. However, in the conventional device described above, the lateral G region in which the occupant rarely experiences a lateral G in an ordinary vehicle is large. However, there is a problem that it becomes easier for the occupant to experience the lateral G, and the riding comfort becomes poor, especially for passengers in the front passenger seat and rear seats.

（課題を解決するための手段） 本発明は、上記の課題を解決するために創案されたもの
で、流体圧源と、同流体圧源から供給される流体圧を受
けて作動し車高を調整するよう各車輪と車体との間にそ
れぞれ設けられたアクチュエータと、同各アクチュエー
タと上記流体圧源との間にそれぞれ介装され上記アクチ
ュエータへの流体圧の給排を行うよう各アクチュエータ
毎に設けられた制御弁と、旋回時に車体に作用する横Ｇ
を検出するよう設けられた横Ｇ検出手段と、上記横Ｇ検
出手段の検出値に応じて横Ｇにより生じる車体のロール
モーメントと反対方向のロールモーメントを車体に与え
るように上記各制御弁の作動を独立に制御するコントロ
ーラとを備えた車両用アクティブサスペンションにおい
て、上記コントローラは、検出される横Ｇが設定値より
大きい領域では車体を旋回外方に傾斜する正ロール側か
ら路面に対して水平をなすゼロロールの範囲内で制御す
るロール制御出力を出力し、同横Ｇが上記設定値以下の
領域では車体を上記ゼロロールよりも旋回内方に傾斜す
る逆ロール側で制御するロール制御出力を出力し、この
ロール制御出力に応じて上記各制御弁を独立に作動させ
て上記各アクチュエータへの流体圧の給排を制御するよ
うに構成されていることを特徴とする車両用アクティブ
サスペンションである。(Means for Solving the Problems) The present invention was devised to solve the above problems, and operates by receiving a fluid pressure source and a fluid pressure supplied from the fluid pressure source to increase the vehicle height. An actuator provided between each wheel and the vehicle body for adjustment, and an actuator provided between each actuator and the fluid pressure source so as to supply and discharge the fluid pressure to and from the actuator. Control valve provided and lateral G that acts on the vehicle body when turning
And a lateral G detecting means provided to detect the lateral G, and actuation of each of the control valves so as to give a roll moment to the vehicle body in a direction opposite to the roll moment of the vehicle body generated by the lateral G according to the detection value of the lateral G detecting means. In a vehicle active suspension including a controller for independently controlling the vehicle, in the region where the detected lateral G is larger than a set value, the controller controls the vehicle body to be horizontal to the road surface from the side of the normal roll inclining outwardly. It outputs a roll control output that controls within the range of zero rolls, and outputs a roll control output that controls the vehicle body on the reverse roll side that leans inwardly from the zero roll in the range where the lateral G is equal to or less than the set value. The control valves are independently operated according to the roll control output to control the supply and discharge of fluid pressure to and from the actuators. It is a vehicle for active suspension, wherein.

（作用） 本発明によれば、各制御弁の作動を独立に制御するコン
トローラが、検出される横Ｇが設定値より大きい領域で
は車体を旋回外方に傾斜する正ロール側から路面に対し
て水平をなすゼロロールの範囲内で制御するロール制御
出力を出力し、同横Ｇが設定値以下の領域では車体を上
記ゼロロールよりも旋回内方に傾斜する逆ロール側で制
御するロール制御出力を出力し、このロール制御出力に
応じて上記各制御弁を独立に作動させて上記各アクチュ
エータへの流体圧の給排を制御するように構成されてい
るので、横Ｇが比較的小さい領域では車体が逆ロールし
て乗員に作用する横Ｇの一部が乗員にとって上下方向Ｇ
として体感され、乗員の横Ｇ感度が低下することになる
ので、体感上の乗心地が向上する。また、逆ロールする
ことにより、車両旋回時のフィーリングが向上し、ステ
ア特性もオーバステア傾向を示すようになるので車両旋
回時の運転が容易になる。加えて逆ロール制御は検出さ
れる横Ｇが設定値以下の比較的小さい領域でのみ行わ
れ、同横Ｇが上記設定値より大きい領域では、すなわち
車体に作用する横Ｇが大きくなる急操舵時や限界コーナ
リング時に車体は正ロールからゼロロールの範囲内で制
御されるので、車両の安定性および安全性を確保するこ
とができる。(Operation) According to the present invention, the controller that independently controls the operation of each control valve is arranged such that, in a region where the detected lateral G is larger than a set value, the vehicle body is inclined outward from the normal roll side with respect to the road surface. Outputs a roll control output that controls within the range of a horizontal zero roll, and outputs a roll control output that controls the vehicle body on the reverse roll side that leans inward toward the inside of the turning with respect to the zero roll in the region where the lateral G is less than or equal to the set value. However, since the control valves are independently operated according to the roll control output to control the supply and discharge of the fluid pressure to and from the actuators, the vehicle body can be operated in a region where the lateral G is relatively small. A part of the lateral G that rolls reversely and acts on the occupant is vertically G
As a result, the lateral G sensitivity of the occupant is reduced, so that the occupant's riding comfort is improved. Further, by performing the reverse roll, the feeling at the time of turning the vehicle is improved, and the steer characteristics also show an oversteering tendency, so that the driving at the time of turning the vehicle becomes easy. In addition, the reverse roll control is performed only in a relatively small region where the detected lateral G is equal to or less than the set value, and in the region where the lateral G is larger than the set value, that is, when the lateral G acting on the vehicle body becomes large, the steering wheel is steered. Since the vehicle body is controlled within the range from the normal roll to the zero roll during the limit cornering, the stability and safety of the vehicle can be ensured.

（実施例） 以下、本発明の一実施例を添付図面に基づいて詳細に説
明する。(Example) Hereinafter, one example of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.

第１図は、本実施例のシステム構成図である。第１図に
おいて、オイルポンプ１は油路２を介してリザーブタン
ク３内に貯溜されるオイルを吸入して供給油路４にオイ
ルを吐出するよう設けられている。供給油路４のオイル
ポンプ１近傍には、オイルポンプ１による供給油圧の脈
動を吸収するアキュムレータ５が接続され、アキュムレ
ータ５の下流側には、オイルクーラ21が介装されてリザ
ーブタンク３に連通された排出油路６と、供給油路４と
を連通するリリーフ油路７が設けられている。このリリ
ーフ油路７には、リリーフバルブ８が介装されており、
リリーフバルブ８の上流油圧が所定値以上になるとオイ
ルポンプ１から吐出されるオイルがリザーブタンク３側
へ排出されるものとなっている。供給油路４には、リリ
ーフ油路７との接続部より下流側でオイルフィルタ９お
よびチェック弁10が介装されており、チェック弁10は下
流側から上流側へのオイルの流れを禁止するものとなっ
ている。供給油路４は、チェック弁10下流で前輪側油路
4Fと後輪側油路4Rとに分岐しており、各油路4F,4Rには
それぞれライン圧保持用のアキュムレータ11F,11Rが接
続されている。各油路4F,4Rはそれぞれアキュムレータ1
1F,11Rの下流側で各車輪毎の油路4FL及び4FR,4RL及び4R
Rに分岐されており、各油路4FL,4FR,4RL,4RRには、それ
ぞれ各車輪毎に設けられるサスペンションユニット12F
L,12FR,12RL,12RRが接続されており、この各サスペンシ
ョンユニットには排出油路６も接続されている。各サス
ペンションユニットは、同一構造を有するものであるた
め、左前輪のサスペンションユニット12FLについて説明
すると、車体と車輪との間にはサスペンションスプリン
グ13と単動型の油圧アクチュエータ14とが設けられ、油
圧アクチュエータ14の油圧室に連通する油路15と供給油
路4FL及び排出油路６との間に介装された制御弁16によ
り油圧アクチュエータ14の油圧室への油圧の給排が制御
されるものとなっている。制御弁16としては、比例電磁
弁が使用されている。すなわち、この制御弁16は、供給
油路4FL側からパイロット油路17を介して作用する油圧
をパイロット圧として導入するもので、パイロット圧室
から油路18を介して排出油路６側に流出するオイル流量
をデューティ制御される電磁弁により制御することによ
りパイロット圧を制御して、弁開度をコントロールする
ものとなっている。このため、この制御弁16は指令され
るデューティ率に比例して油圧アクチュエータ14内の圧
力を制御できるものとなっている。また、油圧アクチュ
エータ14の油圧室に連通する油路15には絞り19を介して
アキュムレータ20が接続されており、絞り19により振動
減衰効果が発揮されると共に、アキュムレータ20内には
ガスが封入されてガスばね作用を発揮するものとなって
いる。各制御弁16の作動は、マイクロコンピュータによ
り構成されるコントローラ30により制御されるものとな
っている。このコントローラ30には、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22〜25の検
出出力、ステアリングホイールの操舵角速度を検出する
操舵センサ26の検出出力、車体に作用する前後左右方向
の加速度を検出するＧセンサ27の検出出力、及び車両の
走行速度を検出する車速センサ28の検出出力が入力され
るものとなっており、コントローラ30は、これらのセン
サの検出出力に基づいて各制御弁16の作動状態を各車輪
毎に制御することにより各油圧アクチュエータ14への油
圧の給排を独立にアクティブ制御するものとなってい
る。FIG. 1 is a system configuration diagram of this embodiment. In FIG. 1, an oil pump 1 is provided so as to suck oil stored in a reserve tank 3 through an oil passage 2 and discharge the oil to a supply oil passage 4. An accumulator 5 that absorbs the pulsation of the oil pressure supplied by the oil pump 1 is connected near the oil pump 1 in the oil supply passage 4, and an oil cooler 21 is provided downstream of the accumulator 5 to communicate with the reserve tank 3. A relief oil passage 7 that connects the discharged oil passage 6 and the supply oil passage 4 is provided. A relief valve 8 is interposed in the relief oil passage 7,
When the upstream hydraulic pressure of the relief valve 8 becomes equal to or higher than a predetermined value, the oil discharged from the oil pump 1 is discharged to the reserve tank 3 side. An oil filter 9 and a check valve 10 are provided in the supply oil passage 4 on the downstream side of the connection with the relief oil passage 7, and the check valve 10 prohibits the flow of oil from the downstream side to the upstream side. It has become a thing. Supply oil passage 4 is a front wheel oil passage downstream of check valve 10.
It is branched into 4F and the rear wheel side oil passage 4R, and line pressure holding accumulators 11F and 11R are connected to the oil passages 4F and 4R, respectively. Accumulator 1 for each oil passage 4F, 4R
Oil paths 4FL and 4FR, 4RL and 4R for each wheel on the downstream side of 1F and 11R
Suspension unit 12F is provided for each wheel in each oil passage 4FL, 4FR, 4RL, 4RR.
L, 12FR, 12RL, 12RR are connected, and an oil discharge passage 6 is also connected to each suspension unit. Since each suspension unit has the same structure, the suspension unit 12FL for the left front wheel will be described. A suspension spring 13 and a single-acting hydraulic actuator 14 are provided between the vehicle body and the wheels. The control valve 16 interposed between the oil passage 15 communicating with the hydraulic chamber 14 and the supply oil passage 4FL and the discharge oil passage 6 controls the supply and discharge of the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 14 to the hydraulic chamber. Has become. A proportional solenoid valve is used as the control valve 16. That is, the control valve 16 introduces the hydraulic pressure acting from the supply oil passage 4FL side via the pilot oil passage 17 as the pilot pressure, and flows out from the pilot pressure chamber to the discharge oil passage 6 side via the oil passage 18. By controlling the oil flow rate by a duty-controlled solenoid valve, the pilot pressure is controlled to control the valve opening. Therefore, the control valve 16 can control the pressure in the hydraulic actuator 14 in proportion to the commanded duty ratio. An accumulator 20 is connected to an oil passage 15 communicating with the hydraulic chamber of the hydraulic actuator 14 via a throttle 19. The throttle 19 exerts a vibration damping effect, and gas is enclosed in the accumulator 20. And exerts a gas spring action. The operation of each control valve 16 is controlled by a controller 30 configured by a microcomputer. The controller 30 includes detection outputs of vehicle height sensors 22 to 25 provided for each wheel for detecting a stroke amount of the wheels, a detection output of a steering sensor 26 for detecting a steering angular velocity of a steering wheel, front, rear, left and right acting on a vehicle body. The detection output of the G sensor 27 that detects the acceleration in the direction and the detection output of the vehicle speed sensor 28 that detects the traveling speed of the vehicle are input, and the controller 30 is based on the detection outputs of these sensors. By controlling the operating state of each control valve 16 for each wheel, the supply and discharge of hydraulic pressure to and from each hydraulic actuator 14 are independently and actively controlled.

第２図は、コントローラ30内で行われる各車輪毎の制御
動作を示すものである。FIG. 2 shows the control operation performed for each wheel in the controller 30.

第２図において、イグニッションキーのオン信号と共に
制御が開始され、ステップS1において車速センサ28から
検出される車速Ｖが読み込まれた後、ステップS2で車高
センサの出力からサスペンションストロークｘが読み込
まれるが、ステップS3におけるストロークｘは基準車高
に対する偏差として読み込まれるものとなっている。そ
の後ステップS3では車速Ｖが3km/h以下であるか否かが
判別され、3km/h以下である場合はステップS4に進んで
姿勢制御力指令値FFSおよび乗心地制御力指令値FFUをそ
れぞれ０にリセットするものとなっているが、これらFF
SおよびFFUについては後述する。In FIG. 2, the control is started together with the ON signal of the ignition key, the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 28 is read in step S1, and the suspension stroke x is read from the output of the vehicle height sensor in step S2. The stroke x in step S3 is read as a deviation from the reference vehicle height. After that, in step S3, it is determined whether or not the vehicle speed V is 3 km / h or less. If it is 3 km / h or less, the process proceeds to step S4, and the attitude control force command value FFS and the ride comfort control force command value FFU are set to 0, respectively. It is supposed to be reset to, but these FF
The S and FFU will be described later.

そして、ステップS5でサスペンションストロークｘを積
分して平均車高（基準車高に対する偏差の平均値）xiを
算出した後、ステップS6では車高調整力指令値FFH＝kI
・xiが算出される。ここでステップS5の積分処理は車高
制御の出力が変動を繰り返すことを防止するため比較的
時定数を大きく設定しており、またステップS6における
FFHは車高を基準車高に保持するための油圧アクチュエ
ータ14内油圧の補正量に相当するもので、平均車高xiが
０（既に基準車高に保たれている場合）にはFFH＝０と
なり、平均車高xiの正負に応じて増圧指令あるいは減圧
指令となるものである。なお、ここでkIはサスペンショ
ンユニット12のばね定数および減衰力の特性を等価的に
制御に組み込んだ定数である。特にこのステップS6にお
ける処理は乗員や積載物の変動による車両の積載条件の
変化に対して車高を一定に保つためのものである。Then, in step S5, the suspension stroke x is integrated to calculate the average vehicle height (average value of deviations from the reference vehicle height) xi, and then in step S6, the vehicle height adjustment force command value FFH = k I
-Xi is calculated. Here, in the integration process of step S5, a relatively large time constant is set in order to prevent the output of the vehicle height control from repeating fluctuations.
FFH corresponds to the correction amount of the hydraulic pressure in the hydraulic actuator 14 for maintaining the vehicle height at the reference vehicle height, and FFH = 0 when the average vehicle height xi is 0 (when the vehicle height is already kept at the reference vehicle height). Therefore, the pressure increase command or the pressure decrease command is issued depending on whether the average vehicle height xi is positive or negative. Here, k I is a constant that equivalently incorporates the characteristics of the spring constant and the damping force of the suspension unit 12 into the control. In particular, the process in step S6 is for keeping the vehicle height constant against changes in the vehicle loading conditions due to changes in occupants and loads.

その後ステップS7では、第３図に示したマップに基づき
ステップS6で算出したFFHに対応した車重補正係数kINT
を読み込んで記憶する。この車重補正係数kINTはロール
制御のための補正係数で前後輪間の荷重配分が変化して
もステア特性を一定に保つためのものである。なお、前
輪と後輪とでは分担荷重が異なるため、補正係数kINTを
求める際には前輪と後輪とで異なるマップが使用されて
いるが、同一マップを使用して読み込まれる値を前輪お
よび後輪に固有の係数により補正することにより求めて
も良い。ステップS8では、液圧指令値CF＝FFH＋kINT・F
FS＋FFUが算出されるが、停車中はFFSおよびFFUが共に
０であるので、液圧指令値CFは車高調整力指令値FFHと
なり、液圧指令値CFに応じた駆動デューティで制御弁16
が作動して、各サスペンションユニットが基準車高に保
たれる。なお、制御弁16の作動制御において、液圧指令
値CFが０である場合は、50％の駆動デューティが出力さ
れ、CFの正負の大きさに応じて出力される駆動デューテ
ィが増減されるものとなっている。Then, in step S7, the vehicle weight correction coefficient k INT corresponding to the FFH calculated in step S6 based on the map shown in FIG.
Read and memorize. The vehicle weight correction coefficient k INT is a correction coefficient for roll control and is for keeping the steer characteristic constant even if the load distribution between the front and rear wheels changes. Since the front wheels and the rear wheels have different shared loads, different maps are used for the front wheels and the rear wheels when calculating the correction coefficient k INT , but the values read using the same map are used for the front wheels and the rear wheels. It may be obtained by correcting with a coefficient unique to the rear wheel. In step S8, the hydraulic pressure command value CF = FFH + k INT · F
FS + FFU is calculated, but since FFS and FFU are both 0 while the vehicle is stopped, the hydraulic pressure command value CF becomes the vehicle height adjustment force command value FFH, and the control valve 16 is driven with a drive duty corresponding to the hydraulic pressure command value CF.
Is activated and each suspension unit is maintained at the standard vehicle height. In the operation control of the control valve 16, when the hydraulic pressure command value CF is 0, a drive duty of 50% is output, and the drive duty output is increased or decreased according to the positive or negative magnitude of CF. Has become.

一方、ステップS3において車速Ｖが3km/h以下でないと
判別された場合には、ステップS9に進みＧセンサから検
出される横Ｇを読み込むと共に、第４図に示したマップ
に基づいて検出される横Ｇに対応したロール制御用の制
御ゲインGGを求める。本実施例では、第４図から明らか
なように、極低Ｇ域の不感帯域以上でまず正方向のロー
ルが設定され、検出される横Ｇの増加と共に、正方向の
ロールが減少しやがて逆方向のロールに反転して逆方向
のロールが増大してゆくが、横Ｇが所定の値に達した後
は逆方向のロールが減少して再び正方向のロールに反転
し正方向のロールが増大してゆくような制御マップが使
用されている。すなわち、比較的横Ｇが低い領域では逆
ロールを発生させて車両の旋回フィーリングを向上する
と共に、横Ｇが高い領域では正ロールを発生させて運転
者がコーナリング限界を体感し易いものとする設定にな
っている。なお、このロール制御用のゲインGGは旋回内
輪側の車輪と旋回外輪側の車輪とによりその正負が当然
逆転するものとなっている。その後ステップS10で操舵
センサ26の検出値からステアリングホイールの操舵角速
度Ｈが読み込まれてステップS11へ進み、第５図に示
すマップに基づいて操舵角速度Ｈに対応する操舵角速
度補正係数ｋが求められる。この補正係数ｋはステ
ップS9で求めたロール制御用のゲインGGを補正するもの
で、操舵角速度Ｈが速い時にロール制御用のゲインGG
を低減させて発生ロール量を正方向側に補正するものと
なっている。さらに、ステップS12に進むと第６図に示
すマップに基づいて車速Ｖに対応する車速補正係数kVが
求められる。この補正係数kVはステップS9で求めたロー
ル制御用のゲインGGを補正するもので、車速Ｖが速い時
にロール制御用のゲインGGを低減させて発生ロール量を
正方向側に補正するものとなっている。そして、ステッ
プS13では、各ステップS9,S11,S12で求められたGG,k,
kVに基づいてロール制御のための姿勢制御力指令値FFS
＝GG・ｋ,kVが求められる。この姿勢制御力指令値FFS
は、ばね上系に作用する姿勢変化入力に対抗する力の制
御値であり、すなわちロール制御のための油圧アクチュ
エータ14内油圧の補正量に相当するもので、車体に作用
する横G,操舵角速度Ｈ及び車速Ｖに応じたロール制御
が指令されるものである。On the other hand, if it is determined in step S3 that the vehicle speed V is not 3 km / h or less, the process proceeds to step S9, in which the lateral G detected by the G sensor is read and is detected based on the map shown in FIG. The control gain GG for roll control corresponding to the lateral G is calculated. In the present embodiment, as is clear from FIG. 4, the roll in the positive direction is first set above the dead band in the extremely low G region, and the roll in the positive direction decreases with the increase in the lateral G detected, and then the reverse roll occurs. The roll in the reverse direction increases and the roll in the reverse direction increases. However, after the lateral G reaches a predetermined value, the roll in the reverse direction decreases and then reverses to the roll in the forward direction and the roll in the positive direction increases. An increasing control map is used. That is, the reverse roll is generated in a region where the lateral G is relatively low to improve the turning feeling of the vehicle, and the normal roll is generated in a region where the lateral G is high so that the driver can easily experience the cornering limit. It is set. The roll control gain GG naturally has its positive and negative polarities reversed by the wheel on the inside wheel side of the turning and the wheel on the outside wheel side of the turning. Thereafter, in step S10, the steering angular velocity H of the steering wheel is read from the detected value of the steering sensor 26, and the process proceeds to step S11, and the steering angular velocity correction coefficient k corresponding to the steering angular velocity H is obtained based on the map shown in FIG. This correction coefficient k is for correcting the roll control gain GG obtained in step S9, and when the steering angular velocity H is high, the roll control gain GG is obtained.
Is reduced to correct the generated roll amount in the positive direction. Further, when the process proceeds to step S12, the vehicle speed correction coefficient kV corresponding to the vehicle speed V is obtained based on the map shown in FIG. This correction coefficient k V is for correcting the roll control gain GG obtained in step S9. When the vehicle speed V is high, the roll control gain GG is reduced to correct the generated roll amount in the forward direction. Has become. Then, in step S13, GG, k, obtained in each step S9, S11, S12
Attitude control force command value FFS for roll control based on k V
= GG · k, k V is required. This attitude control force command value FFS
Is a control value of the force acting on the attitude change input acting on the sprung system, that is, corresponding to the correction amount of the hydraulic pressure in the hydraulic actuator 14 for roll control, and the lateral G acting on the vehicle body and the steering angular velocity. The roll control is instructed according to H and the vehicle speed V.

その後ステップS14に進むと、車高センサにより検出さ
れるサスペンションストロークｘに基づいてストローク
変化速度が演算され、ステップS15では、サスペンシ
ョンストロークｘ及びストローク変化速度に基づいて
乗心地制御力指令値FFU＝kD・ｘ＋kDD・が算出され
る。ここで、kD及びkDDは定数で、kDはサスペンション
ユニット12のばね定数より若干少ないゲインであり、k
DDはサスペンションユニット12の減衰率及び抵抗より若
干少ないゲインである。この乗心地制御力指令値FFU
は、ばね下系に入力される振動を吸収する力の制御値で
あり、すなわち路面入力により発生する車輪のストロー
ク変化を抑制するための油圧アクチュエータ14内油圧の
補正量に相当するもので、車体振動を防止する作用を発
揮するためのものである。After that, in step S14, the stroke change speed is calculated based on the suspension stroke x detected by the vehicle height sensor, and in step S15, the ride comfort control force command value FFU = k is calculated based on the suspension stroke x and the stroke change speed. D · x + k DD · is calculated. Where k D and k DD are constants, k D is a gain that is slightly less than the spring constant of the suspension unit 12, and k D
DD is a gain slightly lower than the damping ratio and resistance of the suspension unit 12. This ride comfort control force command value FFU
Is a control value of a force that absorbs vibrations input to the unsprung system, that is, a value corresponding to a correction amount of the hydraulic pressure in the hydraulic actuator 14 for suppressing a stroke change of a wheel generated by a road surface input. This is for exhibiting the function of preventing vibration.

ステップS15の処理が終了すると、前述したステップS5
〜７の処理が行われるが、走行中に行われるこれらの処
理は、車両走行時に車体に作用する空気抵抗により発生
するリフト力や坂路走行により生じる分担荷重の変化に
対抗して車高を一定に保つための車高調整力指令値FFH
およびFFHに対応したkINTを算出するものとなってお
り、もちろん状況変化がなければ停車時に求められたFF
HおよびkINTと同じ値が得られる。When the process of step S15 ends, the above-described step S5
The processes of 7 to 7 are performed, and these processes performed while the vehicle is traveling keeps the vehicle height constant against the change in the lift force generated by the air resistance acting on the vehicle body during traveling of the vehicle and the change in the shared load caused by traveling on the slope. Vehicle height adjustment force command value FFH
And k INT corresponding to FFH are calculated, and of course, if there is no change in the situation, the FF calculated when the vehicle is stopped
The same values as H and k INT are obtained.

そして、車両走行中にステップS8に進むと前述したよう
に液圧指令値CF＝FFH＋kINT・FFS＋FFUが算出される
が、この場合はFFSおよびFFUが０ではないので、油圧ア
クチュエータ内圧を調整する制御弁の駆動デューティを
指令する液圧指令値CFは、基準車高を維持するための指
令値FFHに、ロール制御を実行するため指令値kINT・FFS
と、路面入力により発生する車輪のストローク変化を抑
制して車体振動を抑制する指令値FFUとが加算されたも
のとなり、各サスペンションユニット12の動作が各輪毎
に求められた液圧指令値CFに基づいてそれぞれ独立に制
御されることにより、良好な乗心地を確保しながら車体
のロール姿勢が積極的に制御されるものとなる。特にロ
ール制御を実行するための指令値kINT・FFSは、姿勢制
御力指令値FFSに対して各車輪の分担荷重の変化に対応
する補正係数kINTによる補正がなされているため、各車
輪の分担荷重が変化に関わらず安定したロール制御が得
られ、ロール制御の指令値に対して一定のステア特性が
得られるものとなっている。Then, when the process proceeds to step S8 while the vehicle is traveling, the hydraulic pressure command value CF = FFH + k INT · FFS + FFU is calculated as described above. In this case, since FFS and FFU are not 0, control for adjusting the hydraulic actuator internal pressure is performed. The hydraulic pressure command value CF that commands the valve drive duty is the command value FFH for maintaining the reference vehicle height, and the command value k INT・ FFS for executing roll control.
And the command value FFU that suppresses the vehicle body vibration by suppressing the stroke change of the wheels generated by the road surface input are added, and the operation of each suspension unit 12 becomes the hydraulic pressure command value CF obtained for each wheel. By independently controlling the roll attitude of the vehicle body, the roll attitude of the vehicle body is positively controlled while ensuring a good riding comfort. In particular, the command value k INTFFS for executing the roll control is corrected by the correction coefficient k INT corresponding to the change in the shared load of each wheel with respect to the attitude control force command value FFS. Stable roll control can be obtained regardless of changes in the shared load, and a constant steer characteristic can be obtained with respect to the command value of the roll control.

なお、ステップS8を経過した後はステップS1に戻り、前
述の処理が繰り返される。After step S8, the process returns to step S1 and the above process is repeated.

上記実施例によれば、横G,操舵角速度および車速に応じ
たロール制御指令値FFSに、サスペンションのストロー
クおよびストローク変化速度に応じた乗心地制御指令値
FFUが加味されて、油圧アクチュエータ14内の油圧が制
御されるので、良好な乗心地を確保しながら積極的なロ
ール制御を行うことができ、姿勢制御と乗心地制御を高
次元でバランスさせた制御を実現することができるもの
で、特に悪路走行中の姿勢制御時における乗心地が格段
に向上する。According to the above-described embodiment, the lateral G, the steering angular velocity, and the roll control command value FFS according to the vehicle speed, and the ride comfort control command value according to the stroke of the suspension and the stroke change speed.
Since the hydraulic pressure inside the hydraulic actuator 14 is controlled by adding FFU, it is possible to perform positive roll control while ensuring good ride comfort, and balance posture control and ride comfort control at a high level. Since the control can be realized, the riding comfort is remarkably improved during the posture control during traveling on a rough road.

また、ロール制御のための指令値FFSは、横Ｇに対応す
る第４図のマップ，操舵角速度に対応する第５図のマッ
プ，および車速に対応する第６図のマップを参照して決
定されるものであるため、比較的低い横Ｇ領域でしかも
車速が中低速域にあり定常旋回に近い状態（通常のカー
ブ走行）では、逆ロール制御が実行されることになり、
旋回性が向上する。すなわち、逆ロールが実行されるこ
とにより、乗員に作用する横Ｇの一部が乗員にとって上
下方向に体感されるようになり、体感上の乗心地（フィ
ーリング）が向上すると共に、ステア特性もオーバステ
ア特性を示すようになり（一般的な独立サスペンション
では、そのキャンバ変化特性により逆ロールが発生する
と車輪が旋回内方に倒れることになり、オーバステア気
味となる）、車両旋回時の運転が容易になって操縦性が
向上する。しかもこの逆ロールは比較的小さい領域での
み行われるので、限界コーナリング時に車体が逆ロール
することはなく、車両の安定性および安全性に優れる。The command value FFS for roll control is determined with reference to the map of FIG. 4 corresponding to the lateral G, the map of FIG. 5 corresponding to the steering angular velocity, and the map of FIG. 6 corresponding to the vehicle speed. Therefore, the reverse roll control is executed in a relatively low lateral G region, the vehicle speed is in the medium to low speed region, and is close to a steady turn (normal curve running).
Turnability is improved. That is, by performing the reverse roll, a part of the lateral G acting on the occupant can be felt by the occupant in the up-down direction, so that the occupant feels more comfortable and the steering characteristic is improved. It shows oversteer characteristics (in a general independent suspension, if reverse roll occurs due to its camber change characteristics, the wheels fall to the inside of turning, causing oversteering), and driving during turning of the vehicle becomes easy. The maneuverability is improved. Moreover, since this reverse roll is performed only in a relatively small area, the vehicle body does not reverse roll at the time of limit cornering, and the stability and safety of the vehicle are excellent.

また、逆ロール側への制御ゲインが出力される横Ｇ領域
であっても、操舵角速度が速い場合（急操舵時）および
高速走行時は、逆ロール側への制御ゲインが低下する
（車体に生じるロールは正ロール方向に補正される）こ
とになり、ステア特性がアンダステア側に補正されて
（上記したキャンバ変化特性による）安全性および安定
性が確保される。Further, even in the lateral G region where the control gain to the reverse roll side is output, the control gain to the reverse roll side is reduced when the steering angular velocity is fast (during steer steering) and at high speed (in the vehicle body). The resulting roll is corrected in the forward roll direction, and the steer characteristic is corrected to the understeer side, so that safety and stability are ensured (due to the camber change characteristic described above).

更に、検出される横Ｇが高い領域では逆ロール側への制
御ゲインを低下させて正ロールを発生させるものとなっ
ているため、車両の安定性が確保されると共に運転者に
コーナリング限界を体感させることができ、この点でも
安全性にも優れる。Further, in a region where the detected lateral G is high, the control gain to the reverse roll side is reduced to generate the normal roll, so that the stability of the vehicle is ensured and the driver experiences the cornering limit. It is possible to do this, and also in this respect, it is excellent in safety.

特に、操舵角速度が速い場合には逆ロール側への制御ゲ
インが低下する（横Ｇ入力に対抗するロール制御力を低
減する）ので、スラローム走行時（一般的に操舵角速度
が速い）のロール制御が発散する（制御動作の遅れによ
り車体が加振される）惧れもなく、制御エネルギの浪費
を防ぐことができ、制御安定性に優れ制御エネルギを効
率良く利用できる利点がある。In particular, when the steering angular velocity is high, the control gain to the reverse roll side decreases (the roll control force that opposes the lateral G input is reduced), so roll control during slalom traveling (generally, the steering angular velocity is high) Is not likely to be diverged (the vehicle body is vibrated due to delay in control operation), waste of control energy can be prevented, control stability is excellent, and control energy can be efficiently used.

また、ロール制御のための指令値FFSは、車高調整力指
令値FFH（分担荷重の変化に対応している）に対応して
変化する補正係数kINTにより補正されるものであるた
め、積載荷重の変化（前後輪間の荷重配分の変化）等に
対してロール制御時のステア特性（US/OS特性）を一定
に保つことができ、操安性に優れる利点がある。In addition, the command value FFS for roll control is corrected by the correction coefficient k INT that changes corresponding to the vehicle height adjustment force command value FFH (corresponding to the change in the shared load), so the loading value The steer characteristic (US / OS characteristic) during roll control can be kept constant against changes in load (change in load distribution between the front and rear wheels), which is advantageous in terms of maneuverability.

加えて、前記従来例の如く各車輪に荷重センサを設ける
ものとはなっておらず、また各車輪毎に上下Ｇセンサを
設けるものともなっていないので、システムの構成が簡
素で安価である利点もある。なお、本発明は上記実施例
に何ら限定されるものではなく、各車輪に上下Ｇセンサ
を設けてこの上下Ｇセンサによりサスペンションのスト
ローク変化速度（車高変化速度）を直接検出するものと
しても良いし、また横Ｇに対する制御ゲインマップとし
て、第７図や第８図に示した制御ゲインマップを使用し
ても良い。更に各車輪のストローク（車高）を絶対値と
して検出して基準車高と比較するものとしても良く、操
舵角を検出するセンサを設けて検出される操舵角から操
舵角速度を算出するものとしても良い。このほか、本発
明の要旨を変えない範囲内で種々の変形実施が可能であ
ることは言うまでもない。In addition, the load sensor is not provided on each wheel as in the conventional example, and the up / down G sensor is not provided for each wheel, so that the system configuration is simple and inexpensive. is there. The present invention is not limited to the above-described embodiment, and each wheel may be provided with an up / down G sensor, and the up / down G sensor may directly detect the stroke change speed (vehicle height change speed) of the suspension. However, as the control gain map for the lateral G, the control gain map shown in FIGS. 7 and 8 may be used. Further, the stroke (vehicle height) of each wheel may be detected as an absolute value and compared with the reference vehicle height, or a sensor for detecting the steering angle may be provided to calculate the steering angular velocity from the detected steering angle. good. Needless to say, various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention.

（発明の効果） 以上、実施例とともに具体的に説明したように、本発明
によれば、限界走行時の車両の安定性および安全性を確
保しながら、通常旋回時の乗心地および操縦性を向上す
る車両用アクティブサスペンションを提供する効果を奏
する。(Effects of the Invention) As described above in detail with reference to the embodiments, according to the present invention, the riding comfort and maneuverability during normal turning are ensured while ensuring the stability and safety of the vehicle during limit travel. An effect of providing an improved active suspension for a vehicle is exhibited.

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

第１図は本発明の一実施例を示すシステム構成図、第２
図はコントローラ30内の制御動作を示すフローチャート
図、第３図は車高調整力指令値FFHに対する車重補正係
数kINTのマップ図、第４図は横Ｇに対する制御係数GGの
マップ図、第５図は操舵角速度θＨに対する操舵角速度
補正係数ｋθのマップ図、第６図は車速Ｖに対する車速
補正係数kVのマップ図、第７図はその他の実施例を示す
第４図対応図、第８図は更にその他の実施例を示す第４
図対応図である。 １……オイルポンプ,14……アクチュエータ， 16……制御弁,22〜25……車高センサ， 27……Ｇセンサ,30……コントローラFIG. 1 is a system configuration diagram showing an embodiment of the present invention, and FIG.
FIG. 4 is a flowchart showing the control operation in the controller 30, FIG. 3 is a map diagram of the vehicle weight correction coefficient k INT with respect to the vehicle height adjustment force command value FFH, and FIG. 4 is a map diagram of the control coefficient GG with respect to the lateral G. FIG. 5 is a map diagram of the steering angular velocity correction coefficient kθ with respect to the steering angular velocity θ H, FIG. 6 is a map diagram of the vehicle speed correction factor k V with respect to the vehicle speed V , and FIG. 7 is a corresponding diagram of FIG. FIG. 8 is a fourth embodiment showing still another embodiment.
FIG. 1 …… Oil pump, 14 …… Actuator, 16 …… Control valve, 22-25 …… Vehicle height sensor, 27 …… G sensor, 30 …… Controller

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 亀井 健一 東京都港区芝５丁目33番８号 三菱自動車 工業株式会社内 (72)発明者 竪本 實 東京都港区芝５丁目33番８号 三菱自動車 工業株式会社内 (72)発明者 岸本 尚浩 東京都港区芝５丁目33番８号 三菱自動車 工業株式会社内 審査官 大島 祥吾 (56)参考文献 特開 昭60−64014（ＪＰ，Ａ) 特開 平２−109712（ＪＰ，Ａ) ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Kenichi Kamei 5-33-8 Shiba, Minato-ku, Tokyo Within Mitsubishi Motors Corporation (72) Inventor Minoru Tadamoto 5-33-8 Shiba, Minato-ku, Tokyo Mitsubishi Motors Corporation (72) Inventor Naohiro Kishimoto 5-3-8 Shiba, Minato-ku, Tokyo Mitsubishi Motors Corporation Ltd. Examiner Shogo Oshima (56) References JP-A-60-64014 (JP, A) JP-A-2-109712 (JP, A)

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】流体圧源と、同流体圧源から供給される流
体圧を受けて作動し車高を調整するよう各車輪と車体と
の間にそれぞれ設けられたアクチュエータと、同各アク
チュエータと上記流体圧源との間にそれぞれ介装され上
記アクチュエータへの流体圧の給排を行うよう各アクチ
ュエータ毎に設けられた制御弁と、旋回時に車体に作用
する横Ｇを検出するよう設けられた横Ｇ検出手段と、上
記横Ｇ検出手段の検出値に応じて横Ｇにより生じる車体
のロールモーメントと反対方向のロールモーメントを車
体に与えるように上記各制御弁の作動を独立に制御する
コントローラとを備えた車両用アクティブサスペンショ
ンにおいて、上記コントローラは、検出される横Ｇが設
定値より大きい領域では車体を旋回外方に傾斜する正ロ
ール側から路面に対して水平をなすゼロロールの範囲内
で制御するロール制御出力を出力し、同横Ｇが上記設定
値以下の領域では車体を上記ゼロロールよりも旋回内方
に傾斜する逆ロール側で制御するロール制御出力を出力
し、このロール制御出力に応じて上記各制御弁を独立に
作動させて上記各アクチュエータへの流体圧の給排を制
御するように構成されていることを特徴とする車両用ア
クティブサスペンション1. A fluid pressure source, an actuator provided between each wheel and a vehicle body so as to adjust a vehicle height by receiving a fluid pressure supplied from the fluid pressure source, and each actuator. A control valve is provided between each of the fluid pressure sources and is provided for each actuator so as to supply and discharge the fluid pressure to and from the actuator, and is provided so as to detect the lateral G acting on the vehicle body during turning. A lateral G detecting means, and a controller for independently controlling the operation of each of the control valves so as to give a roll moment to the vehicle body in a direction opposite to the roll moment of the vehicle body generated by the lateral G according to the detection value of the lateral G detecting means. In the vehicle active suspension including the above, in the region where the detected lateral G is larger than the set value, the controller changes the vehicle body from the positive roll side inclining outward to the road surface. Then, the roll control output for controlling within the range of the horizontal zero roll is output, and in the region where the lateral G is equal to or less than the above set value, the roll control for controlling the vehicle body on the side of the reverse roll inclined inwardly of the turning of the zero roll. An active suspension for a vehicle, which is configured to output an output and independently operate each of the control valves according to the roll control output to control supply and discharge of fluid pressure to each of the actuators.
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