JPH0780410B2 - 車両用サスペンシヨン - Google Patents
車両用サスペンシヨンInfo
- Publication number
- JPH0780410B2 JPH0780410B2 JP13787586A JP13787586A JPH0780410B2 JP H0780410 B2 JPH0780410 B2 JP H0780410B2 JP 13787586 A JP13787586 A JP 13787586A JP 13787586 A JP13787586 A JP 13787586A JP H0780410 B2 JPH0780410 B2 JP H0780410B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- pressure
- fluid pressure
- lateral acceleration
- vehicle
- port
- Prior art date
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- Expired - Lifetime
Links
Classifications
-
- 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
- B60G17/016—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 characterised by their responsiveness, when the vehicle is travelling, to specific motion, a specific condition, or driver input
Landscapes
- 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〕 この発明は、車両のロール剛性又はピーチ剛性を連続的
に変化可能な車両用サスペンションに関する。
に変化可能な車両用サスペンションに関する。
従来のロール剛性を変化可能な車両用サスペンションと
しては、例えば特開昭60−252013号公報に記載されてい
るものがある。
しては、例えば特開昭60−252013号公報に記載されてい
るものがある。
この従来例は、スタビライザの一部に断続装置を設け、
これを運転席の近傍に設けた操作杆で断続操作を行うよ
うにして、機械的に車両のロール剛性を変化可能として
いる。
これを運転席の近傍に設けた操作杆で断続操作を行うよ
うにして、機械的に車両のロール剛性を変化可能として
いる。
しかしながら、上記従来の車両用サスペンションにあっ
ては、運転席近傍に設けた操作杆を操作することによ
り、スタビライザを断続させてロール剛性を２段階に機
械的に制御する構造となっていたため、走行状態に応じ
たきめこまかなロール剛性の調整を行うことができず、
操縦安定性を向上させるための効果には、一定の限度が
あるという問題点があった。
ては、運転席近傍に設けた操作杆を操作することによ
り、スタビライザを断続させてロール剛性を２段階に機
械的に制御する構造となっていたため、走行状態に応じ
たきめこまかなロール剛性の調整を行うことができず、
操縦安定性を向上させるための効果には、一定の限度が
あるという問題点があった。
上記問題点を解決するため、従来車体及び車輪間に油圧
シリンダを介装し、この油圧シリンダの油圧を、車体及
び車輪間の相対変位をストロークセンサで検出し、その
検出値に基づき方向切換弁を切換えて制御する能動型サ
スペンションが提案されている（特開昭58−79438号公
報参照）。
シリンダを介装し、この油圧シリンダの油圧を、車体及
び車輪間の相対変位をストロークセンサで検出し、その
検出値に基づき方向切換弁を切換えて制御する能動型サ
スペンションが提案されている（特開昭58−79438号公
報参照）。
しかしながら、上記能動型サスペンションの場合には、
油圧シリンダに給排する油圧を方向切換弁によって切換
えるようにしているので、応答遅れを生じると共に、方
向切換弁の切換時にショックを生じたり、ロール、ピッ
チ等の車体の姿勢変化の抑制動作を円滑に行うことがで
きないという問題点があった。
油圧シリンダに給排する油圧を方向切換弁によって切換
えるようにしているので、応答遅れを生じると共に、方
向切換弁の切換時にショックを生じたり、ロール、ピッ
チ等の車体の姿勢変化の抑制動作を円滑に行うことがで
きないという問題点があった。
そこで、この発明は、上記従来例の問題点に着目してな
されたものであり、車両の横加速度又は前後加速度を検
出するか推定し、その検出値又は推定値に応じた値の指
令値を油圧シリンダの圧力を制御する圧力制御弁に供給
することにより、車体の姿勢変化に対する応答性及び制
御性を向上させるようにした車両用サスペンションを提
供することを目的としている。
されたものであり、車両の横加速度又は前後加速度を検
出するか推定し、その検出値又は推定値に応じた値の指
令値を油圧シリンダの圧力を制御する圧力制御弁に供給
することにより、車体の姿勢変化に対する応答性及び制
御性を向上させるようにした車両用サスペンションを提
供することを目的としている。
上記目的を達成するために、この発明は、車体と各車輪
との間に介挿された流体圧シリンダと、該流体圧シリン
ダに流体圧を供給する流体圧源と、前記流体圧シリンダ
と前記流体圧源との間に介挿された当該流体圧シリンダ
の圧力を調整する圧力制御弁と、前記車体の横加速度又
は前後加速度を検出又は推定する加速度検知手段と、該
加速度検知手段からの信号により前記流体圧シリンダで
車体の姿勢変化を抑制する推力を発生するように前記圧
力制御弁を制御する制御信号を発する制御手段とを備
え、前記圧力制御弁は、ハウジングと、該ハウジング内
に形成された挿通孔と、前記流体圧源の供給側と前記挿
通孔とを連通する第１のポートと、前記流体圧源のドレ
ン側と前記挿通孔とを連通する第２のポートと、前記流
体圧シリンダと前記挿通孔とを連通する第３ポートと、
前記挿通孔内に配置され、前記第３ポートと第１ポート
又は第２ポートとの連通切換を行うスプールと、該スプ
ールに前記制御信号に応じた制御力を与える駆動装置
と、前記スプールに対して前記駆動装置の制御力に対抗
する推力を発生する圧力制御室と、該圧力制御室と前記
流体圧シリンダとを連結するパイロット通路とを有する
ことを特徴としている。
との間に介挿された流体圧シリンダと、該流体圧シリン
ダに流体圧を供給する流体圧源と、前記流体圧シリンダ
と前記流体圧源との間に介挿された当該流体圧シリンダ
の圧力を調整する圧力制御弁と、前記車体の横加速度又
は前後加速度を検出又は推定する加速度検知手段と、該
加速度検知手段からの信号により前記流体圧シリンダで
車体の姿勢変化を抑制する推力を発生するように前記圧
力制御弁を制御する制御信号を発する制御手段とを備
え、前記圧力制御弁は、ハウジングと、該ハウジング内
に形成された挿通孔と、前記流体圧源の供給側と前記挿
通孔とを連通する第１のポートと、前記流体圧源のドレ
ン側と前記挿通孔とを連通する第２のポートと、前記流
体圧シリンダと前記挿通孔とを連通する第３ポートと、
前記挿通孔内に配置され、前記第３ポートと第１ポート
又は第２ポートとの連通切換を行うスプールと、該スプ
ールに前記制御信号に応じた制御力を与える駆動装置
と、前記スプールに対して前記駆動装置の制御力に対抗
する推力を発生する圧力制御室と、該圧力制御室と前記
流体圧シリンダとを連結するパイロット通路とを有する
ことを特徴としている。
この発明においては、制御手段で加速度検知手段で検出
された車両に生じた横加速度又は前後加速度に基づいて
車体の姿勢変化を検出し、この車体の姿勢変化を抑制す
る制御信号を圧力制御弁に供給することにより、この圧
力制御弁で車体と車輪との間に介挿した流体圧シリンダ
に供給する流体圧力を制御して、流体圧シリンダで車体
の姿勢変化を抑制する推力を発生して、車体の姿勢変化
を抑制する。このとき、圧力制御弁は制御手段からの制
御信号によって、駆動装置によりスプールに制御力を作
用させ、この制御力に抗して圧力制御室で発生される流
体圧シリンダのパイロット圧力による推力とがバランス
するように、第３のポートと第１のポート又は第２のポ
ートとの連通状態が制御される。この制御状態で、車輪
が路面の凹凸を通過することにより、流体圧シリンダに
振動入力が伝達されて、流体圧シリンダの内圧が変動し
た場合には、この変動分がパイロット通路を介して圧力
制御室に伝達されて、この圧力制御室で発生される推力
が変動して、スプールが流体シリンダの内圧変動を解消
する方向に第３のポートと第１のポート又は第２のポー
トを切換える。このため、流体圧シリンダの内圧が常に
姿勢変化を抑制するために必要な制御圧に維持され、車
体の姿勢変化に対する応答性及び制御性を向上させる。
された車両に生じた横加速度又は前後加速度に基づいて
車体の姿勢変化を検出し、この車体の姿勢変化を抑制す
る制御信号を圧力制御弁に供給することにより、この圧
力制御弁で車体と車輪との間に介挿した流体圧シリンダ
に供給する流体圧力を制御して、流体圧シリンダで車体
の姿勢変化を抑制する推力を発生して、車体の姿勢変化
を抑制する。このとき、圧力制御弁は制御手段からの制
御信号によって、駆動装置によりスプールに制御力を作
用させ、この制御力に抗して圧力制御室で発生される流
体圧シリンダのパイロット圧力による推力とがバランス
するように、第３のポートと第１のポート又は第２のポ
ートとの連通状態が制御される。この制御状態で、車輪
が路面の凹凸を通過することにより、流体圧シリンダに
振動入力が伝達されて、流体圧シリンダの内圧が変動し
た場合には、この変動分がパイロット通路を介して圧力
制御室に伝達されて、この圧力制御室で発生される推力
が変動して、スプールが流体シリンダの内圧変動を解消
する方向に第３のポートと第１のポート又は第２のポー
トを切換える。このため、流体圧シリンダの内圧が常に
姿勢変化を抑制するために必要な制御圧に維持され、車
体の姿勢変化に対する応答性及び制御性を向上させる。
以下、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。
第１図〜第５図はこの発明の一実施例を示す図である。
第１図において、11FL,11FR,11RL,11RRは、それぞれ車
体側部材12と各車輪13FL,13FR,13RL,13RRを個別に支持
する車輪側部材14との間に介装された能動型サスペンシ
ョンであって、それぞれアクチュエータとしての油圧シ
リンダ15FL〜15RR、コイルスプリング16FL〜16RR及び油
圧シリンダ15FL〜15RRに対する作動油圧を、後述する制
御装置30からの指令値のみに応動して制御する圧力制御
弁17FL〜17RRとを備えている。
体側部材12と各車輪13FL,13FR,13RL,13RRを個別に支持
する車輪側部材14との間に介装された能動型サスペンシ
ョンであって、それぞれアクチュエータとしての油圧シ
リンダ15FL〜15RR、コイルスプリング16FL〜16RR及び油
圧シリンダ15FL〜15RRに対する作動油圧を、後述する制
御装置30からの指令値のみに応動して制御する圧力制御
弁17FL〜17RRとを備えている。
ここで、油圧シリンダ15FL〜15RRのそれぞれは、そのシ
リンダチューブ15aが車体側部材12に取付けられ、ピス
トンロッド15bが車輪側部材14に取付られ、ピストン15c
によって閉塞された上側圧力室Ｂ内の作動油圧が圧力制
御弁17FL〜17RRによって制御される。また、コイルスプ
リング16FL〜16RRのそれぞれは、車体側部材12と車輪側
部材14との間に油圧シリンダ15FL〜15RRと並列に装着さ
れて車体の静荷重を支持している。なお、コイルスプリ
ング16FL〜16RRは、車体の静荷重を支えるのみの低バネ
定数のものでよい。
リンダチューブ15aが車体側部材12に取付けられ、ピス
トンロッド15bが車輪側部材14に取付られ、ピストン15c
によって閉塞された上側圧力室Ｂ内の作動油圧が圧力制
御弁17FL〜17RRによって制御される。また、コイルスプ
リング16FL〜16RRのそれぞれは、車体側部材12と車輪側
部材14との間に油圧シリンダ15FL〜15RRと並列に装着さ
れて車体の静荷重を支持している。なお、コイルスプリ
ング16FL〜16RRは、車体の静荷重を支えるのみの低バネ
定数のものでよい。
また、圧力制御弁17FL〜17RRのそれぞれは、第２図に示
すように、円筒状の弁ハウジング18と、この弁ハウジン
グ18に設けた挿通孔18aに摺動可能に配設されたスプー
ル19及びロッド20と、このスプール19及びロッド20間に
介在されたスプリング21と、ロッド20を介してスプリン
グ21の押圧力を制御してスプール19をオフセット位置と
その両端側の作動位置との間に移動制御する比例ソレノ
イド22とを有する。ここで、弁ハウジング18には、それ
ぞれ一端が前記挿通孔18aに連通され、他端が油圧源24
の作動油供給側に油圧配管25を介して接続された入力ポ
ート18bと、油圧源24のドレン側に油圧配管26を介して
接続された出力ポート18cと、油圧配管27を介して油圧
シリンダ15FL〜15RRの上油圧室Ｂと連通する入出力ポー
ト18dとが設けられている。そして、出力ポート18cに
は、これとスプール19の上端及び下端との間に連通する
ドレン通路18e,18fが連通されている。
すように、円筒状の弁ハウジング18と、この弁ハウジン
グ18に設けた挿通孔18aに摺動可能に配設されたスプー
ル19及びロッド20と、このスプール19及びロッド20間に
介在されたスプリング21と、ロッド20を介してスプリン
グ21の押圧力を制御してスプール19をオフセット位置と
その両端側の作動位置との間に移動制御する比例ソレノ
イド22とを有する。ここで、弁ハウジング18には、それ
ぞれ一端が前記挿通孔18aに連通され、他端が油圧源24
の作動油供給側に油圧配管25を介して接続された入力ポ
ート18bと、油圧源24のドレン側に油圧配管26を介して
接続された出力ポート18cと、油圧配管27を介して油圧
シリンダ15FL〜15RRの上油圧室Ｂと連通する入出力ポー
ト18dとが設けられている。そして、出力ポート18cに
は、これとスプール19の上端及び下端との間に連通する
ドレン通路18e,18fが連通されている。
また、スプール19には、入力ポート18bに対向するラン
ド19a及び出力ポート18cに対向するランド19bが形成さ
れていると共に、両ランド19a,19bよりも小径のランド1
9cが下端部に形成され、ランド19aとランド19cとの間に
圧力制御室Ｃが形成されている。この圧力制御室Ｃは、
パイロット通路18gを介して入出力ポート18dに接続され
ている。
ド19a及び出力ポート18cに対向するランド19bが形成さ
れていると共に、両ランド19a,19bよりも小径のランド1
9cが下端部に形成され、ランド19aとランド19cとの間に
圧力制御室Ｃが形成されている。この圧力制御室Ｃは、
パイロット通路18gを介して入出力ポート18dに接続され
ている。
さらに、比例ソレノイド22は、軸方向に摺動自在の作動
子22aと、これを駆動する励磁コイル22bとからなり、後
述する制御装置30から出力される駆動電流でなる指令値
Ｖ（Vf,Vr）によって駆動制御される。ここで、指令値
Ｖと出力ポート18dから出力される作動油圧Ｐとの関係
は、第３図に示すように、指令値Ｖが零であるときに、
所定のオフセット圧力P0を出力し、この状態から指令値
Ｖが正方向に増加するとこれに所定の比例ゲインK1をも
って作動圧力Ｐが増加して油圧源24の圧力P2に達すると
飽和し、指令値Ｖが負方向に増加するとこれに比例して
作動圧力Ｐが減少する。
子22aと、これを駆動する励磁コイル22bとからなり、後
述する制御装置30から出力される駆動電流でなる指令値
Ｖ（Vf,Vr）によって駆動制御される。ここで、指令値
Ｖと出力ポート18dから出力される作動油圧Ｐとの関係
は、第３図に示すように、指令値Ｖが零であるときに、
所定のオフセット圧力P0を出力し、この状態から指令値
Ｖが正方向に増加するとこれに所定の比例ゲインK1をも
って作動圧力Ｐが増加して油圧源24の圧力P2に達すると
飽和し、指令値Ｖが負方向に増加するとこれに比例して
作動圧力Ｐが減少する。
そして、圧力制御弁17FL〜17RRは、比例ソレノイド22に
よる押圧力がスプリング21を介してスプール19に加えら
れており、且つスプリング21の押圧力と圧力制御室Ｃの
圧力とが釣り合っている状態で、車輪に、例えば路面の
凸部通過による上向きのバネ上共振周波数に対応する比
較的低周波数の振動入力（又は凹部通過による下向きの
振動入力）が伝達されると、これにより油圧シリンダ15
FL〜15RRのピストンロッド15bが上方（又は下方）に移
動しようとし、上側油圧室Ｂの圧力が上昇（又は減少）
する。このように、上側油圧室Ｂの圧力が上昇する（又
は減少）すると、これに応じて圧力室Ｂと油圧配管27、
入出力ポート18d及びパイロット通路18gを介して連通さ
れた圧力制御室Ｃの圧力が上昇（又は下降）し、スプリ
ング21の押圧力との均衡が崩れるので、スプール19が上
方（又は下方）に移動し、入力ポート18bと入出力ポー
ト18dとの間が閉じられる方向（又は開かれる方向）
に、且つ出力ポート18cと入出力ポート18dとの間が開か
れる方向（又は閉じられる方向）に変化するので、上側
油圧室Ｂの圧力の一部が入出力ポート18dから出力ポー
ト18c及び油圧配管26を介して油圧源24に排出され（又
は油圧源24から入力ポート18b、入出力ポート18d及び油
圧配管27を介して上側油圧室Ｂに油圧が供給され）る。
その結果、油圧シリンダ15FL〜15RRの上側油圧室Ｂの圧
力が減圧（又は昇圧）され、上向きの振動入力による上
側圧力室Ｂの圧力上昇（又は下向きの振動入力による上
側圧力室Ｂの圧力減少）が抑制されることになり、車体
側部材14に伝達される振動入力を低減することができ
る。このとき、圧力制御弁17FL〜17RRの出力ポート18c
と油圧源24との間の油圧配管26に絞りが設けられていな
いので、上向きの振動入力を抑制する際に、減衰力を発
生することがない。なお、第１図において、28Hは圧力
制御弁17FL〜17RRと油圧源24との間の油圧配管25の途中
に接続した高圧側アキュムレータ、28Lは圧力制御弁17F
L〜17RRと油圧シリンダ15FL〜15RRとの間の油圧配管27
に絞り弁28Vを介して連通された低圧側アキュムレータ
である。
よる押圧力がスプリング21を介してスプール19に加えら
れており、且つスプリング21の押圧力と圧力制御室Ｃの
圧力とが釣り合っている状態で、車輪に、例えば路面の
凸部通過による上向きのバネ上共振周波数に対応する比
較的低周波数の振動入力（又は凹部通過による下向きの
振動入力）が伝達されると、これにより油圧シリンダ15
FL〜15RRのピストンロッド15bが上方（又は下方）に移
動しようとし、上側油圧室Ｂの圧力が上昇（又は減少）
する。このように、上側油圧室Ｂの圧力が上昇する（又
は減少）すると、これに応じて圧力室Ｂと油圧配管27、
入出力ポート18d及びパイロット通路18gを介して連通さ
れた圧力制御室Ｃの圧力が上昇（又は下降）し、スプリ
ング21の押圧力との均衡が崩れるので、スプール19が上
方（又は下方）に移動し、入力ポート18bと入出力ポー
ト18dとの間が閉じられる方向（又は開かれる方向）
に、且つ出力ポート18cと入出力ポート18dとの間が開か
れる方向（又は閉じられる方向）に変化するので、上側
油圧室Ｂの圧力の一部が入出力ポート18dから出力ポー
ト18c及び油圧配管26を介して油圧源24に排出され（又
は油圧源24から入力ポート18b、入出力ポート18d及び油
圧配管27を介して上側油圧室Ｂに油圧が供給され）る。
その結果、油圧シリンダ15FL〜15RRの上側油圧室Ｂの圧
力が減圧（又は昇圧）され、上向きの振動入力による上
側圧力室Ｂの圧力上昇（又は下向きの振動入力による上
側圧力室Ｂの圧力減少）が抑制されることになり、車体
側部材14に伝達される振動入力を低減することができ
る。このとき、圧力制御弁17FL〜17RRの出力ポート18c
と油圧源24との間の油圧配管26に絞りが設けられていな
いので、上向きの振動入力を抑制する際に、減衰力を発
生することがない。なお、第１図において、28Hは圧力
制御弁17FL〜17RRと油圧源24との間の油圧配管25の途中
に接続した高圧側アキュムレータ、28Lは圧力制御弁17F
L〜17RRと油圧シリンダ15FL〜15RRとの間の油圧配管27
に絞り弁28Vを介して連通された低圧側アキュムレータ
である。
一方、車体には、横加速度を検出する横加速度検出器29
が設けられ、この横加速度検出器29から車両の横加速度
に応じた電圧出力でなる横加速度検出信号が出力さ
れ、この横加速度検出信号が制御装置30に入力され
る。
が設けられ、この横加速度検出器29から車両の横加速度
に応じた電圧出力でなる横加速度検出信号が出力さ
れ、この横加速度検出信号が制御装置30に入力され
る。
制御装置30は、第４図に示すように、横加速度検出器29
からの横加速度検出信号が供給されるゲイン（増幅
度）Kyf及びKyrを任意に変更可能な増幅度可変増幅器で
構成される前輪側ゲイン調整器31f及び後輪側ゲイン調
整器31rと、前輪側及び後輪側ゲイン調整器31f及び31r
にロール剛性制御信号としてのゲイン設定信号Zyf,Zyr
を供給するロール剛性配分調整回路32と、このロール剛
性配分調整回路32にトータルロール剛性指令値Z0を供給
する運転席近傍に配設されたトータルロール剛性設定器
33及び前後配分指令値αを供給する同様に運転席近傍に
配設された前後配分設定回路34とを備えている。
からの横加速度検出信号が供給されるゲイン（増幅
度）Kyf及びKyrを任意に変更可能な増幅度可変増幅器で
構成される前輪側ゲイン調整器31f及び後輪側ゲイン調
整器31rと、前輪側及び後輪側ゲイン調整器31f及び31r
にロール剛性制御信号としてのゲイン設定信号Zyf,Zyr
を供給するロール剛性配分調整回路32と、このロール剛
性配分調整回路32にトータルロール剛性指令値Z0を供給
する運転席近傍に配設されたトータルロール剛性設定器
33及び前後配分指令値αを供給する同様に運転席近傍に
配設された前後配分設定回路34とを備えている。
ここで、ゲイン調整器31f,31rのそれぞれは、ロール剛
性配分調整回路32から供給されるゲイン設定信号Zyf,Zy
rによって、第６図に示すように、ゲインKyf,Kyrが設定
される。また、ロール剛性配分調整回路32は、トータル
ロール剛性指令値Z0と、前後配分指令値αに基づき下記
の（１）式及び（２）式の演算を行って第５図に示すよ
うにトータルロール剛性Z0を一定に維持するゲイン設定
信号Zyf,Zyrを算出する。
性配分調整回路32から供給されるゲイン設定信号Zyf,Zy
rによって、第６図に示すように、ゲインKyf,Kyrが設定
される。また、ロール剛性配分調整回路32は、トータル
ロール剛性指令値Z0と、前後配分指令値αに基づき下記
の（１）式及び（２）式の演算を行って第５図に示すよ
うにトータルロール剛性Z0を一定に維持するゲイン設定
信号Zyf,Zyrを算出する。
Zyf＝α・Z0 …………（１） Zyf＝Z0−Zyf …………（２） また、前後配分設定回路34は、例えばオート・マニュア
ル選択器34aと、マニュアル設定器34bとを有し、オート
・マニュアル選択器34aでオートを選択したときには、
例えばステアリングホイール（図示せず）の操舵角を操
舵角検出器35で検出し、その操舵角検出信号の加速度を
算出し、この加速度に応じて車両の旋回開始状態及び旋
回終了状態を検出し、旋回開始状態では前後配分指令値
αを０〜0.5の小さな値として後輪側のロール剛性配分
を前輪側のそれに比較して大きく設定し、旋回終了状態
では、その逆に前後配分指令値αを0.5〜１の大きな値
に設定し、また直進走行状態では、前後配分指令値αを
0.5以上の所定設定値に設定してそれぞれ出力し、オー
ト・マニュアル選択器34aでマニュアルを選択したとき
には、マニュアル設定器34bで設定した０〜１の範囲の
前後配分指令値αを出力する。
ル選択器34aと、マニュアル設定器34bとを有し、オート
・マニュアル選択器34aでオートを選択したときには、
例えばステアリングホイール（図示せず）の操舵角を操
舵角検出器35で検出し、その操舵角検出信号の加速度を
算出し、この加速度に応じて車両の旋回開始状態及び旋
回終了状態を検出し、旋回開始状態では前後配分指令値
αを０〜0.5の小さな値として後輪側のロール剛性配分
を前輪側のそれに比較して大きく設定し、旋回終了状態
では、その逆に前後配分指令値αを0.5〜１の大きな値
に設定し、また直進走行状態では、前後配分指令値αを
0.5以上の所定設定値に設定してそれぞれ出力し、オー
ト・マニュアル選択器34aでマニュアルを選択したとき
には、マニュアル設定器34bで設定した０〜１の範囲の
前後配分指令値αを出力する。
そして、前輪側ゲイン調整器31fの出力がロール剛性指
令値Vfとして前左側の圧力制御弁17FLにそのまま供給さ
れると共に、前右側の圧力制御弁17FRには、マイナル１
を乗算する符号反転器36fを介して供給される。
令値Vfとして前左側の圧力制御弁17FLにそのまま供給さ
れると共に、前右側の圧力制御弁17FRには、マイナル１
を乗算する符号反転器36fを介して供給される。
同様に、後輪側ゲイン調整器33rの出力がロール剛性指
令値Vrとして後左側の圧力制御弁17RLにそのまま供給さ
れると共に、後右側の圧力制御弁17RRには、マイナス１
を乗算する符号反転器36rを介して供給される。
令値Vrとして後左側の圧力制御弁17RLにそのまま供給さ
れると共に、後右側の圧力制御弁17RRには、マイナス１
を乗算する符号反転器36rを介して供給される。
ここで、車両の前後における車輪の輪荷重及び能動型サ
スペンション11FL〜11RRの油圧シリンダ15FL〜15RR、油
圧制御系ループゲイン、コイルスプリング16FL〜16RR等
の特性が等しいものとして、ゲイン調整器31f,31rから
出力されるロール剛性指令値Vf,Vrによって前輪側及び
後輪側の油圧シリンダ15FL,15FR及び15RL,15RRの作動油
圧を制御することにより、前輪側及び後輪側のロール剛
性の分担率を制御することができる。
スペンション11FL〜11RRの油圧シリンダ15FL〜15RR、油
圧制御系ループゲイン、コイルスプリング16FL〜16RR等
の特性が等しいものとして、ゲイン調整器31f,31rから
出力されるロール剛性指令値Vf,Vrによって前輪側及び
後輪側の油圧シリンダ15FL,15FR及び15RL,15RRの作動油
圧を制御することにより、前輪側及び後輪側のロール剛
性の分担率を制御することができる。
すなわち、指令値Vf,VrがVf＞Vrの関係となるときに
は、前輪側のロール剛性分担率が高くなって輪荷重移動
量が大きくなり、タイヤのコーナリングパワーの左右合
計値が後輪側のそれに比較して低減し、これによってス
タビリティファクタKsが増加して車両のステア特性がア
ンダーステア特性となる。同様にして、Vf＜Vrの関係と
なると前記とは逆に後輪側のロール剛性分担率が高くな
って、輪荷重移動量が大きくなり、タイヤのコーナリン
グパワーの左右合計値が前輪側のそれに比較して低減
し、これによってスタビリティファクタKsが減少して車
両のステア特性がオーバーステア特性となり、さらに、
Vf＝Vrとなると、ニュートラルステア特性とすることが
できる。
は、前輪側のロール剛性分担率が高くなって輪荷重移動
量が大きくなり、タイヤのコーナリングパワーの左右合
計値が後輪側のそれに比較して低減し、これによってス
タビリティファクタKsが増加して車両のステア特性がア
ンダーステア特性となる。同様にして、Vf＜Vrの関係と
なると前記とは逆に後輪側のロール剛性分担率が高くな
って、輪荷重移動量が大きくなり、タイヤのコーナリン
グパワーの左右合計値が前輪側のそれに比較して低減
し、これによってスタビリティファクタKsが減少して車
両のステア特性がオーバーステア特性となり、さらに、
Vf＝Vrとなると、ニュートラルステア特性とすることが
できる。
次に、上記実施例の動作を説明する。今、車両が路面に
凹凸がなく平坦な良路を直進走行しているものとし、前
後配分設定回路34のオート・マニュアル選択器34aでオ
ートが選択されているものとすると、この状態では、車
体にロールが生じていないので、横加速度検出器29の横
加速度検出信号の値は略零となる。このため、制御装
置30のゲイン調整器31f,31rから出力される指令値Vf,Vr
も略零となり、各圧力制御弁17FL〜17RRの比例ソレノイ
ド22の励磁コイル22bが非励磁状態にあるので、これら
圧力制御弁17FL〜17RRから所定のオフセット圧力P0が各
油圧シリンダ15FL〜15RRの圧力室Ｂに出力されている。
凹凸がなく平坦な良路を直進走行しているものとし、前
後配分設定回路34のオート・マニュアル選択器34aでオ
ートが選択されているものとすると、この状態では、車
体にロールが生じていないので、横加速度検出器29の横
加速度検出信号の値は略零となる。このため、制御装
置30のゲイン調整器31f,31rから出力される指令値Vf,Vr
も略零となり、各圧力制御弁17FL〜17RRの比例ソレノイ
ド22の励磁コイル22bが非励磁状態にあるので、これら
圧力制御弁17FL〜17RRから所定のオフセット圧力P0が各
油圧シリンダ15FL〜15RRの圧力室Ｂに出力されている。
したがって、この状態では、前述したように、路面から
車輪13FL〜13RRを介して入力される比較的低周波数の振
動入力に対しては、圧力制御弁17FL〜17RRの圧力制御室
Ｃの圧力変動によるスプール19の移動によって吸収し、
路面の細かな凹凸によるバネ下共振周波数に対応する比
較的高周波数の振動入力に対しては、絞り弁28Vによっ
て吸収され、車体への振動伝達率を低減させて良好な乗
心地を確保することができる。
車輪13FL〜13RRを介して入力される比較的低周波数の振
動入力に対しては、圧力制御弁17FL〜17RRの圧力制御室
Ｃの圧力変動によるスプール19の移動によって吸収し、
路面の細かな凹凸によるバネ下共振周波数に対応する比
較的高周波数の振動入力に対しては、絞り弁28Vによっ
て吸収され、車体への振動伝達率を低減させて良好な乗
心地を確保することができる。
この直進走行状態から、ステアリングホイールを右切り
して右旋回状態に移行すると、第７図に示す如く、車体
が前側からみて右下がりにロール角θをもって傾斜する
ロールが生じる。このとき第８図に示すように、車両の
一輪について説明する。ここで、車両の質量をM,油圧シ
リンダ15FLの有効面積をＡとする。
して右旋回状態に移行すると、第７図に示す如く、車体
が前側からみて右下がりにロール角θをもって傾斜する
ロールが生じる。このとき第８図に示すように、車両の
一輪について説明する。ここで、車両の質量をM,油圧シ
リンダ15FLの有効面積をＡとする。
そして、圧力制御弁17の第３図に示す特性の線形範囲を
考慮すると、 Ｐ−P0＝K1・Ｖ …………（３） で表される。
考慮すると、 Ｐ−P0＝K1・Ｖ …………（３） で表される。
ここで、Ｐ＊＝Ｐ−P0とおくと、 Ｐ＊＝K1・Ｖ …………（４） となる。
一方、第８図より、 Ｍ２＝Ｐ＊・Ａ＋Ｋ（x1−x2） ……（５） となり、指令値Ｖは、 Ｖ＝Ky・ …………（６） となる。
したがって、（５）式に（４）式を代入して整理する
と、 Ｍ２＋Ｋ（x2−x1）＝K1・Ｖ・Ａ ……（７） となる。
と、 Ｍ２＋Ｋ（x2−x1）＝K1・Ｖ・Ａ ……（７） となる。
ここで、バネ下変位x1を零（x1＝０）として指令値Ｖに
対するバネ上変位x2の応答の形の伝達関数で表わすと、 となり、横加速度に対する応答の形の伝達関数で表せ
ば、 となる。
対するバネ上変位x2の応答の形の伝達関数で表わすと、 となり、横加速度に対する応答の形の伝達関数で表せ
ば、 となる。
一方、アンチロール制御を行わない車両において第９図
に示すように、横加速度が作用したときの車体のロー
ル運動は、ロール慣性モーメントをJ,ロール角をθ，重
心及びロールセンタ間の距離をＨ、バネ定数をＫ、トレ
ッドをＬとすると、次式で表すことができる。
に示すように、横加速度が作用したときの車体のロー
ル運動は、ロール慣性モーメントをJ,ロール角をθ，重
心及びロールセンタ間の距離をＨ、バネ定数をＫ、トレ
ッドをＬとすると、次式で表すことができる。
この（10）式において横加速度に対する応答の形の伝
達関数で表すと、 さらに、x2＝Ｌθ/2であるので、これを前記（10）式に
代入し、これを横加速度に対する応答の形の伝達関数
で表すと、 となる。
達関数で表すと、 さらに、x2＝Ｌθ/2であるので、これを前記（10）式に
代入し、これを横加速度に対する応答の形の伝達関数
で表すと、 となる。
したがって、前記（９）式はこの発明の油圧系の応答を
表し、前記（12）式は、横加速度に対するロール運動
を表し、両者を比較すると分母は共に２次で等価とな
る。
表し、前記（12）式は、横加速度に対するロール運動
を表し、両者を比較すると分母は共に２次で等価とな
る。
したがって、前記（９）式のゲインKyを適切に設定する
ことにより、ロール運動はこの発明の油圧系で動的に抑
制することができることが理解できる。
ことにより、ロール運動はこの発明の油圧系で動的に抑
制することができることが理解できる。
したがって、第７図に示すように車両が前側からみて右
下がりにロールしている状態では、横加速度検出器29の
横加速度検出値が正の値となるので、これがそれぞれ
ゲイン調整器31f,31rに供給される。
下がりにロールしている状態では、横加速度検出器29の
横加速度検出値が正の値となるので、これがそれぞれ
ゲイン調整器31f,31rに供給される。
一方、ゲイン調整器31f,31rには、前後配分設定回路36
のオート・マニュアル選択器34aでオートが選択されて
いるので、ステアリングホイールの右切りによる右旋回
開始状態で、１に近い前後配分指令値αがロール剛性配
分調整回路32に出力され、このロール剛性配分調整回路
32には、トータルロール剛性設定回路33からのトータル
ロール剛性指令値Z0が供給されているので、このロール
剛性配分調整回路32で前記（１）式及び（２）式の演算
を行って、ゲイン調整器31f,31rに、それらのゲインKy
f,KyrをKyf＜Kyrに設定するゲイン制御信号Zyf,Zyrを出
力する。
のオート・マニュアル選択器34aでオートが選択されて
いるので、ステアリングホイールの右切りによる右旋回
開始状態で、１に近い前後配分指令値αがロール剛性配
分調整回路32に出力され、このロール剛性配分調整回路
32には、トータルロール剛性設定回路33からのトータル
ロール剛性指令値Z0が供給されているので、このロール
剛性配分調整回路32で前記（１）式及び（２）式の演算
を行って、ゲイン調整器31f,31rに、それらのゲインKy
f,KyrをKyf＜Kyrに設定するゲイン制御信号Zyf,Zyrを出
力する。
したがって、ゲイン調整器31fの指令値Vfとゲイン調整
器31rの指令値Vrとは、Vf＜Vrとなる。
器31rの指令値Vrとは、Vf＜Vrとなる。
そして、ゲイン調整器31fからの正の指令値＋Vfがその
まま前左側の圧力制御弁17FLに供給されるので、この圧
力制御弁17FLの出力圧力Ｐがオフセット圧力P0より増加
することになり、油圧シリンダ15FLの上側油圧室Ｂの圧
力が増加する。この状態で、油圧シリンダ15FLはロール
により収縮する方向となっているが、その収縮力に抗す
るシリンダ付勢力を発生するので、アンチロール効果を
発揮することができる。
まま前左側の圧力制御弁17FLに供給されるので、この圧
力制御弁17FLの出力圧力Ｐがオフセット圧力P0より増加
することになり、油圧シリンダ15FLの上側油圧室Ｂの圧
力が増加する。この状態で、油圧シリンダ15FLはロール
により収縮する方向となっているが、その収縮力に抗す
るシリンダ付勢力を発生するので、アンチロール効果を
発揮することができる。
一方、前右側の圧力制御弁17FRには、指令値＋Vfの符号
反転された負の値−Vfが供給されるので、この圧力制御
弁17LRの出力圧力Ｐがオフセット圧力P0より低下し、油
圧シリンダ15FLの上側油圧室Ｂの圧力が低下する。この
状態で、油圧シリンダ15FLは、ロールにより伸長する方
向となっているが、その伸長力を助長しないような付勢
力に制御される。
反転された負の値−Vfが供給されるので、この圧力制御
弁17LRの出力圧力Ｐがオフセット圧力P0より低下し、油
圧シリンダ15FLの上側油圧室Ｂの圧力が低下する。この
状態で、油圧シリンダ15FLは、ロールにより伸長する方
向となっているが、その伸長力を助長しないような付勢
力に制御される。
同様に、後輪側についても、後左側の圧力制御弁17RLに
出力圧力Ｐが下降し、後右側の圧力制御弁17FRの出力圧
力Ｐが上昇するので、アンチロール効果を発揮すること
ができる。
出力圧力Ｐが下降し、後右側の圧力制御弁17FRの出力圧
力Ｐが上昇するので、アンチロール効果を発揮すること
ができる。
この場合、前述したように、前輪側の指令値Vfと後輪側
の指令値VrとがVf＜Vrの関係となっているので、車両の
ステア特性がオーバーステア特性となり、旋回性能を向
上させることができる。
の指令値VrとがVf＜Vrの関係となっているので、車両の
ステア特性がオーバーステア特性となり、旋回性能を向
上させることができる。
その後、右旋回を終了すべくステアリングホイールを直
進走行時の中立位置側に戻す状態となると、前後配分設
定回路34から１に近い側の前後配分指令値αが出力され
ることになるので、車両のステア特性がアンダーステア
特性となり、旋回終了時の収束性を高めることができ、
結局トータルロール剛性Z0を一定に保った状態で、前後
ロール剛性配分を変更することができるので、旋回を安
定したロール姿勢で機敏に行うことができ、操縦安定性
を向上させることができる。
進走行時の中立位置側に戻す状態となると、前後配分設
定回路34から１に近い側の前後配分指令値αが出力され
ることになるので、車両のステア特性がアンダーステア
特性となり、旋回終了時の収束性を高めることができ、
結局トータルロール剛性Z0を一定に保った状態で、前後
ロール剛性配分を変更することができるので、旋回を安
定したロール姿勢で機敏に行うことができ、操縦安定性
を向上させることができる。
また、車両が左旋回して車両が右側にロールする場合に
は、横加速度検出器29から負の横加速度検出信号が出
力されるので、右側油圧シリンダ15FR,15RRの作動圧力
が上昇し、左側油圧シリンダ15FL,15RLの作動圧力が減
少して上記と同様にアンチロール効果を発揮することが
できる。
は、横加速度検出器29から負の横加速度検出信号が出
力されるので、右側油圧シリンダ15FR,15RRの作動圧力
が上昇し、左側油圧シリンダ15FL,15RLの作動圧力が減
少して上記と同様にアンチロール効果を発揮することが
できる。
さらに、前後配分設定回路34のオート・マニュアル選択
器34aでマニュアルを選択したときには、そのマニュア
ル設定器34bで設定した前後配分指令値αに応じて、ト
ータルロール剛性を一定に維持した状態で、ロール剛性
の前後配分を変更することができ、運転者の好みに応じ
たロール剛性を選択することが可能となり、良路走行及
び悪路走行等に応じてロール剛性を任意に選択すること
ができ、またトータルロール剛性設定回路33のトータル
ロール剛性指令値Z0を変更することによって、車両のト
ータルロール剛性も任意に変更することができる。
器34aでマニュアルを選択したときには、そのマニュア
ル設定器34bで設定した前後配分指令値αに応じて、ト
ータルロール剛性を一定に維持した状態で、ロール剛性
の前後配分を変更することができ、運転者の好みに応じ
たロール剛性を選択することが可能となり、良路走行及
び悪路走行等に応じてロール剛性を任意に選択すること
ができ、またトータルロール剛性設定回路33のトータル
ロール剛性指令値Z0を変更することによって、車両のト
ータルロール剛性も任意に変更することができる。
なお、車両の旋回時には、実際には、キャンバー変化や
ロールステアの影響を受けるので、車両のステア特性を
調整するため、車両の緒元によってはVf＞Vr又はVf＜Vr
の関係を保ったままで、Vf,Vrの大小関係を調整するこ
とにより、所望のステア特性が得られるようにしてもよ
い。
ロールステアの影響を受けるので、車両のステア特性を
調整するため、車両の緒元によってはVf＞Vr又はVf＜Vr
の関係を保ったままで、Vf,Vrの大小関係を調整するこ
とにより、所望のステア特性が得られるようにしてもよ
い。
次に、この発明の第２実施例を第10図について説明す
る。
る。
この第２実施例においては、横加速度検出器29に代えて
横加速度を演算によって算出する横加速度推定装置を適
用して、車両のロールにより生じる横加速度の影響を除
去して車両の旋回による真の横加速度のみに基づく正確
なアンチロール効果を発揮させるようにすると共に、前
記第１実施例における横加速度検出器29の感度を増加さ
せたときに生じる自励振動を生じないようにしたもので
ある。
横加速度を演算によって算出する横加速度推定装置を適
用して、車両のロールにより生じる横加速度の影響を除
去して車両の旋回による真の横加速度のみに基づく正確
なアンチロール効果を発揮させるようにすると共に、前
記第１実施例における横加速度検出器29の感度を増加さ
せたときに生じる自励振動を生じないようにしたもので
ある。
すなわち、横加速度推定装置40は、第10図に示すよう
に、車速を検出する車速検出器41と、車両の操舵状態を
検出する操舵状態検出器42と、車速検出器41の車速検出
値Ｖと操舵状態検出器42の実舵角検出値δとが供給され
る横加速度演算回路43とを備えている。
に、車速を検出する車速検出器41と、車両の操舵状態を
検出する操舵状態検出器42と、車速検出器41の車速検出
値Ｖと操舵状態検出器42の実舵角検出値δとが供給され
る横加速度演算回路43とを備えている。
車速検出器41は、例えば変速機の出力側の回転数を検出
して、車速に応じたパルス信号を得、これを単位時間計
数するか又はパルス間隔を算出して車速に対応した車速
検出値Ｖを出力する。
して、車速に応じたパルス信号を得、これを単位時間計
数するか又はパルス間隔を算出して車速に対応した車速
検出値Ｖを出力する。
操舵状態検出器42は、車両のステアリングホイールの回
転角を検出するポテンショメータ等で構成される操舵角
検出器42aと、この操舵角検出器42aの操舵角検出値θを
オーバーオールギヤ比Ｎで除算して実舵角δを算出する
実舵角算出回路42bとから構成されている。
転角を検出するポテンショメータ等で構成される操舵角
検出器42aと、この操舵角検出器42aの操舵角検出値θを
オーバーオールギヤ比Ｎで除算して実舵角δを算出する
実舵角算出回路42bとから構成されている。
横加速度演算回路43は、車速検出値Ｖ及び実舵角検出値
δとに基づき下記（13）式の演算を行って横加速度検出
値Ｇを算出する。
δとに基づき下記（13）式の演算を行って横加速度検出
値Ｇを算出する。
但し、 C1:前輪コーナリングパワー C2:後輪コーリリングパワー l:ホイールベース l1:前輪及び重心点間距離 l2:後輪及び重心点間距離 M:車両質量 I:車両ヨー慣性モーメント Ks:スタビリティファクタ S:ラプラス演算子 ζ1,ζ2:減衰率 ω1,ω2:固有振動数 この（13）式によると、横加速度Ｇと実舵角δとの比G/
δの対数値と車速Ｖとの関係を第11図で実線図示の曲線
L1で示すように、点線図示の曲線L2で示す旋回時に実際
に車両に生じる横加速度に近似したものとなり、且つ周
波数に対する前記比G/δ及び位相の関係がそれぞれ第12
図（ａ）及び（ｂ）で実線図示の曲線L3で示すように、
点線図示の曲線L4で示す旋回時に実際に車両に生じる横
加速度に近似させることができ、周波数応答性を考慮し
た最適な横加速度推定値Geを得ることができる。
δの対数値と車速Ｖとの関係を第11図で実線図示の曲線
L1で示すように、点線図示の曲線L2で示す旋回時に実際
に車両に生じる横加速度に近似したものとなり、且つ周
波数に対する前記比G/δ及び位相の関係がそれぞれ第12
図（ａ）及び（ｂ）で実線図示の曲線L3で示すように、
点線図示の曲線L4で示す旋回時に実際に車両に生じる横
加速度に近似させることができ、周波数応答性を考慮し
た最適な横加速度推定値Geを得ることができる。
したがって、この横加速度演算回路43から出力される横
加速度推定値Geを前記制御装置30に入力することによ
り、前記第１実施例と同様の作用を得ることができ、し
かもこの場合には、横加速度検出器29を省略することが
できるので、製造コストを低減することができると共
に、車両にロールが発生したときのロールによる横加速
度の影響を全く受けることがなく、真の横加速度検出値
を得ることができ、そのうえ制御系が実質的にオープン
ループ系となるので、自励振動を生じるおそれも全くな
い。
加速度推定値Geを前記制御装置30に入力することによ
り、前記第１実施例と同様の作用を得ることができ、し
かもこの場合には、横加速度検出器29を省略することが
できるので、製造コストを低減することができると共
に、車両にロールが発生したときのロールによる横加速
度の影響を全く受けることがなく、真の横加速度検出値
を得ることができ、そのうえ制御系が実質的にオープン
ループ系となるので、自励振動を生じるおそれも全くな
い。
因に、前記第１実施例の場合には、車体に取付けた横加
速度検出器29による場合には、実際に車両に横加速度Ｇ
が生じた時点で横加速度検出値が出力されることになる
ので、車両の旋回によって横力Ｆが発生し、これによっ
てロールが発生してロール角が生じ、これにより、横加
速度検出器の取付位置に回転運動を生じその回転によっ
て生じる横加速度変化を加速度検出器29が検出すること
になり、第13図に示すフィードバックループ系となる。
したがって、より良好な制御を行うために、横加速度検
出器29の感度KGを増加させると、フィードバック系が不
安定となり、自励振動が生じることになる。すなわち、
横加速度検出器29には、検出遅れを伴うので、旋回によ
る横加速度Ｇ＊による横力が発生し、これにより車両に
ロールが生じてロール角φが発生する。このロール角φ
により、横加速度検出器29に第14図に示すように、ロー
ル角による横加速度GRがかかることになるので、実際に
横加速度検出器29で検出する横加速度検出値Geは、旋回
による横加速度Ｇ＊からロールにより発生する横加速度
GRを減算した値となる。したがって、横加速度検出値に
よって圧力制御弁17及び油圧シリンダ15を制御すると、
制御不足となるので、横加速度検出器29の感度KGを上げ
てこれを補償する必要がある。しかし、横加速度検出器
29の感度KGを大きくして行くと、ロール角φによる横加
速度の旋回による横加速度Ｇ＊と逆方向の成分（−GR）
が大きくなり、これが旋回による横加速度Ｇ＊に加算さ
れることになるので、自励振動を生じることになる。
速度検出器29による場合には、実際に車両に横加速度Ｇ
が生じた時点で横加速度検出値が出力されることになる
ので、車両の旋回によって横力Ｆが発生し、これによっ
てロールが発生してロール角が生じ、これにより、横加
速度検出器の取付位置に回転運動を生じその回転によっ
て生じる横加速度変化を加速度検出器29が検出すること
になり、第13図に示すフィードバックループ系となる。
したがって、より良好な制御を行うために、横加速度検
出器29の感度KGを増加させると、フィードバック系が不
安定となり、自励振動が生じることになる。すなわち、
横加速度検出器29には、検出遅れを伴うので、旋回によ
る横加速度Ｇ＊による横力が発生し、これにより車両に
ロールが生じてロール角φが発生する。このロール角φ
により、横加速度検出器29に第14図に示すように、ロー
ル角による横加速度GRがかかることになるので、実際に
横加速度検出器29で検出する横加速度検出値Geは、旋回
による横加速度Ｇ＊からロールにより発生する横加速度
GRを減算した値となる。したがって、横加速度検出値に
よって圧力制御弁17及び油圧シリンダ15を制御すると、
制御不足となるので、横加速度検出器29の感度KGを上げ
てこれを補償する必要がある。しかし、横加速度検出器
29の感度KGを大きくして行くと、ロール角φによる横加
速度の旋回による横加速度Ｇ＊と逆方向の成分（−GR）
が大きくなり、これが旋回による横加速度Ｇ＊に加算さ
れることになるので、自励振動を生じることになる。
しかしながら、この発明の第２実施例によると、横加速
度を演算によって算出するようにしているので、第13図
のようにフィードバックループが形成されることがな
く、オープンループとなるので、自励振動は全く生じる
ことがなく、安定したアンチロール制御を行うことがで
きる。
度を演算によって算出するようにしているので、第13図
のようにフィードバックループが形成されることがな
く、オープンループとなるので、自励振動は全く生じる
ことがなく、安定したアンチロール制御を行うことがで
きる。
なお、上記第２実施例においては、車両が横滑りしたと
きに、横加速度演算回路43から出力される横加速度推定
値Geが実際に車両に生じる横加速度より大きくなること
になり、この点を解決するには、別途車体に横加速度検
出器を搭載し、その横加速度実測値Ｇと横加速度推定値
Geとの比G/Geの絶対値を算出し、この絶対値が“1"近傍
であるときには、横滑りなしと判断して、横加速度演算
回路43の横加速度推定値Geを横加速度検出値GDとして採
用し、|G/Ge|が“1"より小さい値のときには、横滑りを
生じているものと判断して、そのときの|G/Ge|に応じて
横加速度演算回路43の前記（13）式における減衰率ζ1,
ζ2,固有振動数ω1,ω２を補正して、その補正値に基づ
き（13）式の演算を行うことにより、車両の横滑り分を
補正した真の横加速度推定値Geを得ることができる。
きに、横加速度演算回路43から出力される横加速度推定
値Geが実際に車両に生じる横加速度より大きくなること
になり、この点を解決するには、別途車体に横加速度検
出器を搭載し、その横加速度実測値Ｇと横加速度推定値
Geとの比G/Geの絶対値を算出し、この絶対値が“1"近傍
であるときには、横滑りなしと判断して、横加速度演算
回路43の横加速度推定値Geを横加速度検出値GDとして採
用し、|G/Ge|が“1"より小さい値のときには、横滑りを
生じているものと判断して、そのときの|G/Ge|に応じて
横加速度演算回路43の前記（13）式における減衰率ζ1,
ζ2,固有振動数ω1,ω２を補正して、その補正値に基づ
き（13）式の演算を行うことにより、車両の横滑り分を
補正した真の横加速度推定値Geを得ることができる。
次に、この発明の第３実施例を第15図について説明す
る。
る。
この第３実施例においては、第１実施例における横加速
度検出器29及び第２実施例における横加速度推定装置40
に代えて、前後加速度検出器50を適用することにより、
車両の前後方向の揺動即ちピッチを抑制する制御を行う
ようにしたものである。
度検出器29及び第２実施例における横加速度推定装置40
に代えて、前後加速度検出器50を適用することにより、
車両の前後方向の揺動即ちピッチを抑制する制御を行う
ようにしたものである。
すなわち、前後加速度検出器50で検出される車体の前後
方向の加速度検出値がゲイン（増幅度）Kxを任意に変
更可能なピッチゲイン調整器51に供給され、このゲイン
調整器51の加速度検出値に比例した出力がピッチ剛性
指令値Vx（＝Kx・）として前輪側の圧力制御弁17FL,1
7FRにそのまま供給されると共に、後輪側の圧力制御弁1
7RL,17RRには、マイナス１を乗算する符号反転器52を介
して供給される。
方向の加速度検出値がゲイン（増幅度）Kxを任意に変
更可能なピッチゲイン調整器51に供給され、このゲイン
調整器51の加速度検出値に比例した出力がピッチ剛性
指令値Vx（＝Kx・）として前輪側の圧力制御弁17FL,1
7FRにそのまま供給されると共に、後輪側の圧力制御弁1
7RL,17RRには、マイナス１を乗算する符号反転器52を介
して供給される。
そして、ゲイン調整器51に運転席近傍に配設されたピッ
チ剛性設定回路53からのゲイン設定信号Zxが供給され、
このゲイン設定信号Zxに応じてゲイン調整器51のゲイン
が調整される。
チ剛性設定回路53からのゲイン設定信号Zxが供給され、
このゲイン設定信号Zxに応じてゲイン調整器51のゲイン
が調整される。
次に上記第３実施例の動作について説明する。今、車両
が良路を定速度で走行しているものと、するとこの状態
では、ピッチを生じないので、前後加速度検出器50の前
後加速度検出値は略零であり、前述したように、各圧
力制御弁17FL〜17RRはその出力圧力Ｐがオフセット圧P0
に設定され、これによって車体を支持している。
が良路を定速度で走行しているものと、するとこの状態
では、ピッチを生じないので、前後加速度検出器50の前
後加速度検出値は略零であり、前述したように、各圧
力制御弁17FL〜17RRはその出力圧力Ｐがオフセット圧P0
に設定され、これによって車体を支持している。
この状態で、例えばブレーキペダルを踏み込んで、急制
動状態に移行すると、ブレーキペダルの踏み込みに応じ
て車体にノーズダイブを生じ、前輪側の油圧シリンダ15
FL,15FRが収縮し、後輪側の油圧シリンダ15RL,15RRが伸
長することになる。
動状態に移行すると、ブレーキペダルの踏み込みに応じ
て車体にノーズダイブを生じ、前輪側の油圧シリンダ15
FL,15FRが収縮し、後輪側の油圧シリンダ15RL,15RRが伸
長することになる。
そして、この状態で、前後加速度検出器50から正の値を
とる前後加速度検出信号が出力され、これが、ゲイン調
整器51で所定のゲンインKx倍され、その出力が指令値Ｖ
としてそのまま前輪側の圧力制御弁17FL,17FRに供給さ
れるので、これら圧力制御弁17FL,17FRの出力圧力Ｐが
オフセット圧力P0から指令値Ｖ（＝Kx・）に応じて増
加し、油圧シリンダ15FL,15FRの圧力室Ｂの圧力が増加
する。このため、油圧シリンダ15FL,15FRで車体のノー
ズダイブに抗する付勢力が発生され、車体の沈み込みが
抑制される。
とる前後加速度検出信号が出力され、これが、ゲイン調
整器51で所定のゲンインKx倍され、その出力が指令値Ｖ
としてそのまま前輪側の圧力制御弁17FL,17FRに供給さ
れるので、これら圧力制御弁17FL,17FRの出力圧力Ｐが
オフセット圧力P0から指令値Ｖ（＝Kx・）に応じて増
加し、油圧シリンダ15FL,15FRの圧力室Ｂの圧力が増加
する。このため、油圧シリンダ15FL,15FRで車体のノー
ズダイブに抗する付勢力が発生され、車体の沈み込みが
抑制される。
また、後輪側については、ゲイン調整器51からの指令値
Ｖが符号反転器53を介して圧力制御弁17RL,17RRに供給
されるので、これら圧力制御弁17RL,17RRの出力圧力Ｐ
がオフセット圧力P0より減少し、これに応じて油圧シリ
ンダ15RL,15RRの圧力室Ｂの圧力が低下するので、油圧
シリンダ15RL,15RRの付勢力が減少し、車体の浮き上が
りを助長することはない。
Ｖが符号反転器53を介して圧力制御弁17RL,17RRに供給
されるので、これら圧力制御弁17RL,17RRの出力圧力Ｐ
がオフセット圧力P0より減少し、これに応じて油圧シリ
ンダ15RL,15RRの圧力室Ｂの圧力が低下するので、油圧
シリンダ15RL,15RRの付勢力が減少し、車体の浮き上が
りを助長することはない。
したがって、ノーズダイブによる車体の姿勢変化を抑制
することができ、その揺り戻しが生じた場合に、前記と
逆に前輪側の油圧シリンダ15FL,15FRの付勢力が減少
し、後輪側の油圧シリンダ15RL,15RRの付勢力が増加し
て同様に揺り戻しを抑制することができる。そして、ゲ
イン調整器51のゲインを運転席に設けたピッチ剛性設定
器52で任意に設定することにより、ピッチ剛性を任意に
設定することができる。
することができ、その揺り戻しが生じた場合に、前記と
逆に前輪側の油圧シリンダ15FL,15FRの付勢力が減少
し、後輪側の油圧シリンダ15RL,15RRの付勢力が増加し
て同様に揺り戻しを抑制することができる。そして、ゲ
イン調整器51のゲインを運転席に設けたピッチ剛性設定
器52で任意に設定することにより、ピッチ剛性を任意に
設定することができる。
なお、上記第３の実施例においても、車体に取付けた前
後加速度検出器50で前後加速度を検出する場合に代え
て、車体と車輪との間の相対変位を検出する車高検出器
の出力差の２回微分値を算出して前後加速度を推定する
ようにしてもよい。
後加速度検出器50で前後加速度を検出する場合に代え
て、車体と車輪との間の相対変位を検出する車高検出器
の出力差の２回微分値を算出して前後加速度を推定する
ようにしてもよい。
また、上記各実施例においては、流体圧シリンダとして
油圧シリンダを適用した場合について説明したが、これ
に限定されるものではなく、空気圧シリンダ等の他の流
体圧シリンダを適用し得ることは言うまでもない。
油圧シリンダを適用した場合について説明したが、これ
に限定されるものではなく、空気圧シリンダ等の他の流
体圧シリンダを適用し得ることは言うまでもない。
以上説明したように、この発明によれば、能動型サスペ
ンションを構成する流体圧シリンダの圧力を圧力制御弁
で制御し、この圧力制御弁を、車両の横加速度又は前後
加速度を実測するか推定し、その実測値又は推定値に応
じた値の制御信号で制御すると共に、圧力制御弁の構造
を制御信号によってスプールに制御力を与える駆動装置
と、この駆動装置の制御力に対応して、流体圧シリンダ
の圧力がパイロット通路を介して供給され、この圧力に
よってスプールに駆動装置の制御力に対抗する推力を発
生する圧力制御室とを設けるようにしたので、ロール剛
性又はピッチ剛性を連続的に変化させることができ、そ
の比例定数を任意に設定することにより、ロール剛性又
はピッチ剛性をきめ細かく制御することが可能となると
いう効果が得られる。
ンションを構成する流体圧シリンダの圧力を圧力制御弁
で制御し、この圧力制御弁を、車両の横加速度又は前後
加速度を実測するか推定し、その実測値又は推定値に応
じた値の制御信号で制御すると共に、圧力制御弁の構造
を制御信号によってスプールに制御力を与える駆動装置
と、この駆動装置の制御力に対応して、流体圧シリンダ
の圧力がパイロット通路を介して供給され、この圧力に
よってスプールに駆動装置の制御力に対抗する推力を発
生する圧力制御室とを設けるようにしたので、ロール剛
性又はピッチ剛性を連続的に変化させることができ、そ
の比例定数を任意に設定することにより、ロール剛性又
はピッチ剛性をきめ細かく制御することが可能となると
いう効果が得られる。
しかも、この発明によれば、横加速度又は前後加速度に
対するバネ上変位の応答特性を理論的応答特性と等価に
設定することができるので、制御装置の比例定数の静的
な状態で設定したときに、これが動的状態で車体姿勢変
化の度合にかかわらずバランスすることになり、零ロー
ル又は零ピッチ或いは逆ロール又は逆ピッチまで広範囲
に亘る姿勢制御を行うことができるという効果も得られ
る。
対するバネ上変位の応答特性を理論的応答特性と等価に
設定することができるので、制御装置の比例定数の静的
な状態で設定したときに、これが動的状態で車体姿勢変
化の度合にかかわらずバランスすることになり、零ロー
ル又は零ピッチ或いは逆ロール又は逆ピッチまで広範囲
に亘る姿勢制御を行うことができるという効果も得られ
る。
さらに、この発明によれば、姿勢制御の設定が容易とな
り、且つ車輪を介して路面凹凸による振動入力が流体圧
シリンダに伝達され、これによって流体圧シリンダの内
圧に変動を生じる場合でも、この変動分がパイロット通
路を介して圧力制御弁の圧力制御室に伝達され、これに
よってスプールを摺動させて圧力変動を高応答性をもっ
て直ちに解消することができ、車両にロール又はピッチ
を生じる状態でロール角又はピッチ角が変動して車体姿
勢が不安定となることを確実に防止することができ、車
両を安定した姿勢で走行させることができ、その走行フ
ィーリングを向上させることができるという効果も得ら
れる。
り、且つ車輪を介して路面凹凸による振動入力が流体圧
シリンダに伝達され、これによって流体圧シリンダの内
圧に変動を生じる場合でも、この変動分がパイロット通
路を介して圧力制御弁の圧力制御室に伝達され、これに
よってスプールを摺動させて圧力変動を高応答性をもっ
て直ちに解消することができ、車両にロール又はピッチ
を生じる状態でロール角又はピッチ角が変動して車体姿
勢が不安定となることを確実に防止することができ、車
両を安定した姿勢で走行させることができ、その走行フ
ィーリングを向上させることができるという効果も得ら
れる。
第１図はこの発明の第１実施例を示す概略構成図、第２
図はこの発明に適用し得る圧力制御弁の一例を示す断面
図、第３図は第２図の圧力制御弁の指令値と出力圧力と
の関係を示すグラフ、第４図はこの発明に適用し得る制
御装置の一例を示すブロック図、第５図はロール剛性配
分設定回路のゲイン制御信号の配分関係を示すグラフ、
第６図はゲイン調整器のゲイン設定信号とゲインとの関
係を示すグラフ、第７図〜第９図はそれぞれ第１実施例
の動作の説明に供する説明図、第10図はこの発明の第２
実施例を示すブロック図、第11図は横加速度推定値Ｇと
実舵角δの比G/δと車速との関係を示す特性曲線図、第
12図（ａ）及び（ｂ）は周波数に対する上記比G/δ及び
位相との関係を示す周波数応答特性曲線図、第13図は第
１実施例における横加速度フィードバック系を示すブロ
ック図、第14図はその動作の説明に供する説明図、第15
図はこの発明の第３実施例を示すブロック図である。 図中、11FL〜11RRは、能動型サスペンション、13FL〜13
RRは車輪、15FL〜15RRは油圧シリンダ、16FL〜16RRはコ
イルスプリング、17FL〜17RRは圧力制御弁、19はスプー
ル、Ｃは圧力制御室、22は比例ソレノイド、29FL〜29RR
は相対変位検出器、30は制御装置、31はゲイン調整器、
32はロール剛性配分調整回路、33はトータルロール剛性
設定回路、34は前後配分設定回路、36f,36rは符号反転
器、40は横加速度推定装置、41は車速検出器、42は操舵
状態検出器、43は横加速度演算回路、50は前後加速度検
出器、51はゲイン調整器、52は符号反転器である。
図はこの発明に適用し得る圧力制御弁の一例を示す断面
図、第３図は第２図の圧力制御弁の指令値と出力圧力と
の関係を示すグラフ、第４図はこの発明に適用し得る制
御装置の一例を示すブロック図、第５図はロール剛性配
分設定回路のゲイン制御信号の配分関係を示すグラフ、
第６図はゲイン調整器のゲイン設定信号とゲインとの関
係を示すグラフ、第７図〜第９図はそれぞれ第１実施例
の動作の説明に供する説明図、第10図はこの発明の第２
実施例を示すブロック図、第11図は横加速度推定値Ｇと
実舵角δの比G/δと車速との関係を示す特性曲線図、第
12図（ａ）及び（ｂ）は周波数に対する上記比G/δ及び
位相との関係を示す周波数応答特性曲線図、第13図は第
１実施例における横加速度フィードバック系を示すブロ
ック図、第14図はその動作の説明に供する説明図、第15
図はこの発明の第３実施例を示すブロック図である。 図中、11FL〜11RRは、能動型サスペンション、13FL〜13
RRは車輪、15FL〜15RRは油圧シリンダ、16FL〜16RRはコ
イルスプリング、17FL〜17RRは圧力制御弁、19はスプー
ル、Ｃは圧力制御室、22は比例ソレノイド、29FL〜29RR
は相対変位検出器、30は制御装置、31はゲイン調整器、
32はロール剛性配分調整回路、33はトータルロール剛性
設定回路、34は前後配分設定回路、36f,36rは符号反転
器、40は横加速度推定装置、41は車速検出器、42は操舵
状態検出器、43は横加速度演算回路、50は前後加速度検
出器、51はゲイン調整器、52は符号反転器である。
フロントページの続き (72)発明者 波野 淳 神奈川県横浜市神奈川区宝町２番地 日産 自動車株式会社内 (56)参考文献 特開 昭60−500662（ＪＰ，Ａ) 特開 昭60−64014（ＪＰ，Ａ) 実開 昭61−163709（ＪＰ，Ｕ)
Claims (3)
- 【請求項１】車体と各車輪との間に介挿された流体圧シ
リンダと、該流体圧シリンダに流体圧を供給する流体圧
源と、前記流体圧シリンダと前記流体圧源との間に介挿
された当該流体圧シリンダの圧力を調整する圧力制御弁
と、前記車体の横加速度又は前後加速度を検出又は推定
する加速度検知手段と、該加速度検知手段からの信号に
より前記流体圧シリンダで車体の姿勢変化を抑制する推
力を発生するように前記圧力制御弁を制御する制御信号
を発する制御手段とを備え、前記圧力制御弁、ハウジン
グと、該ハウジング内に形成された挿通孔と、前記流体
圧源の供給側と前記挿通孔とを連通する第１のポート
と、前記流体圧源のドレン側と前記挿通孔とを連通する
第２のポートと、前記流体圧シリンダと前記挿通孔とを
連通する第３ポートと、前記挿通孔内に配置され、前記
第３ポートと第１ポート又は第２ポートとの連通切換を
行うスプールと、該スプールに前記制御信号に応じた制
御力を与える駆動装置と、前記スプールに対して前記駆
動装置の制御力に対抗する推力を発生する圧力制御室
と、該圧力制御室と前記流体圧シリンダとを連結するパ
イロット通路とを有することを特徴とする車両用サスペ
ンション。 - 【請求項２】前記制御手段は、加速度検知手段からの信
号を増幅する外部からの設定信号によって増幅度を変化
可能な増幅器で構成されている特許請求の範囲第１項記
載の車両用サスペンション。 - 【請求項３】前記制御手段は、前記増幅器の増幅度を運
転席に設けた操作器で調整するように構成されている特
許請求の範囲第２項記載の車両用サスペンション。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13787586A JPH0780410B2 (ja) | 1986-06-13 | 1986-06-13 | 車両用サスペンシヨン |
| EP19870108615 EP0249246B1 (en) | 1986-06-13 | 1987-06-15 | Actively controlled automotive suspension system with adjustable rolling stability |
| DE19873788594 DE3788594T2 (de) | 1986-06-13 | 1987-06-15 | Aktiv geregeltes Fahrzeugaufhängungssystem mit regelbarer Rollstabilität. |
| US07/657,946 US5144558A (en) | 1986-06-13 | 1991-02-21 | Actively controlled automotive suspension system with adjustable rolling-stability and/or pitching-stability |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13787586A JPH0780410B2 (ja) | 1986-06-13 | 1986-06-13 | 車両用サスペンシヨン |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS62295714A JPS62295714A (ja) | 1987-12-23 |
| JPH0780410B2 true JPH0780410B2 (ja) | 1995-08-30 |
Family
ID=15208738
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP13787586A Expired - Lifetime JPH0780410B2 (ja) | 1986-06-13 | 1986-06-13 | 車両用サスペンシヨン |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| EP (1) | EP0249246B1 (ja) |
| JP (1) | JPH0780410B2 (ja) |
| DE (1) | DE3788594T2 (ja) |
Families Citing this family (39)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS62299418A (ja) * | 1986-06-20 | 1987-12-26 | Tokico Ltd | 車両用サスペンシヨンの制御装置 |
| DE3821610A1 (de) * | 1988-06-27 | 1989-12-28 | Bayerische Motoren Werke Ag | Regelungseinrichtung zur wankstabilisierung eines fahrzeugs |
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| JPH0725245B2 (ja) * | 1987-09-04 | 1995-03-22 | 三菱自動車工業株式会社 | 車両用サスペンション装置 |
| JP2594127B2 (ja) * | 1987-09-04 | 1997-03-26 | トヨタ自動車株式会社 | 電子制御サスペンション装置 |
| JPH0635242B2 (ja) * | 1987-09-04 | 1994-05-11 | 三菱自動車工業株式会社 | 車両用サスペンション装置 |
| JP2625445B2 (ja) * | 1987-10-09 | 1997-07-02 | 日産自動車株式会社 | 能動型サスペンション |
| US4909535A (en) * | 1988-01-20 | 1990-03-20 | Clark Daniel C | Vehicle suspension system, and method of operating same |
| DE68909257T2 (de) * | 1988-01-29 | 1994-04-28 | Nissan Motor | Aktiv geregeltes Aufhängungssystem mit Ausgleich für Phasenverzögerung im Regelungssystem. |
| JPH069927B2 (ja) * | 1988-03-30 | 1994-02-09 | 日産自動車株式会社 | 能動型サスペンション |
| DE3818188A1 (de) * | 1988-05-28 | 1989-12-07 | Daimler Benz Ag | Aktives federungssystem |
| JP2509298B2 (ja) * | 1988-06-10 | 1996-06-19 | 日産自動車株式会社 | 能動型サスペンション及び横加速度センサの配設位置決定方法 |
| JPH0829650B2 (ja) * | 1988-06-10 | 1996-03-27 | 日産自動車株式会社 | 能動型サスペンション |
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| JP2623861B2 (ja) * | 1989-09-29 | 1997-06-25 | 日産自動車株式会社 | 能動型サスペンション |
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| JPH04126621A (ja) * | 1990-09-18 | 1992-04-27 | Mitsubishi Motors Corp | 車両用アクティブサスペンション装置 |
| JP2699648B2 (ja) * | 1990-11-09 | 1998-01-19 | 日産自動車株式会社 | 車両用能動型サスペンション |
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| JPH04231206A (ja) * | 1990-12-27 | 1992-08-20 | Toyota Motor Corp | 流体圧式アクティブサスペンション |
| JP2852565B2 (ja) * | 1991-01-14 | 1999-02-03 | トヨタ自動車株式会社 | 流体圧式アクティブサスペンション |
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