JPH0781363A - Foresight controller of active suspension - Google Patents
Foresight controller of active suspensionInfo
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- JPH0781363A JPH0781363A JP22895493A JP22895493A JPH0781363A JP H0781363 A JPH0781363 A JP H0781363A JP 22895493 A JP22895493 A JP 22895493A JP 22895493 A JP22895493 A JP 22895493A JP H0781363 A JPH0781363 A JP H0781363A
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- road surface
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- input
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、制御の対象となる制御
車輪よりも予見距離だけ前方の路面情報を得、この路面
情報に基づいて，制御車輪と車体との間に介装された流
体圧シリンダ等のアクチュエータを含むサスペンション
を予見制御する能動型サスペンションの予見制御装置に
関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention obtains road surface information ahead of a control wheel to be controlled by a preview distance, and based on the road surface information, a fluid interposed between the control wheel and the vehicle body. The present invention relates to a preview control device for an active suspension that preview-controls a suspension including an actuator such as a pressure cylinder.
【０００２】[0002]
【従来の技術】このように制御車輪よりも前方位置にお
ける路面入力を検出してこれに基づいてサスペンション
の予見制御を行う能動型サスペンションの予見制御装置
としては、例えば特開平４−３３９０１０号公報や特開
平４−３３９０１１号公報に記載されるものがある。ま
た、本出願人は先に特願平４−１４８７１５号を出願し
た。この能動型サスペンションの予見制御装置では、例
えば図１５，図１６に示すように車両の前輪上部に設け
られた上下加速度センサによって当該前輪上部における
車体の上下加速度ｘ2f" を検出し、フロントサスペンシ
ョンに設けられたストロークセンサによって車体の中立
状態からの前輪のストローク（ｘ1f−ｘ2f）を検出し、
図示されない車速センサ等により車速Ｖを検出する。そ
して、前記車体の上下加速度の積分値ｘ2f' をストロー
クの微分値（ｘ1f' −ｘ2f' ）に加えることによってバ
ネ下振動速度ｘ1f' を算出し、このバネ下振動速度
ｘ1f' 及びその積分値ｘ1fに基づいて，路面から車輪を
介して車体に伝達される路面入力を推定する。このよう
にして得られた路面入力推定値に対して当該路面入力推
定値を打ち消すような制御力を，前後輪が路面を通過す
る時間差（ホイルベースＬ／車速Ｖ，及び応答遅れ）遅
延した後にリアサスペンションに発生させることによっ
て、後輪を経由して路面から車体へ伝達される路面入力
を抑制して乗心地を向上させるようにしたものである。
なお、路面入力推定値からそれを打ち消すような制御力
をリアサスペンションに発生させるための制御指令値を
出力する際には、当該制御指令値を算出するために適当
な制御ゲインを前記路面入力推定値に乗ずる等している
が、この制御ゲインは一定値としている。2. Description of the Related Art As a predictive control device for an active suspension, which detects a road surface input at a position in front of a control wheel and performs a predictive control of a suspension based on the detected input, for example, JP-A-4-339010 and There is one described in JP-A-4-339011. Further, the present applicant previously applied for Japanese Patent Application No. 4-148715. In this preview control device for an active suspension, for example, as shown in FIGS. 15 and 16, the vertical acceleration sensor provided on the upper part of the front wheel of the vehicle detects the vertical acceleration x 2f "of the vehicle body at the upper part of the front wheel, and the front suspension is detected. The stroke sensor provided detects the stroke (x 1f −x 2f ) of the front wheel from the neutral state of the vehicle body,
The vehicle speed V is detected by a vehicle speed sensor (not shown). Then, the unsprung vibration velocity x 1f 'is calculated by adding the integral value x 2f ' of the vertical acceleration of the vehicle body to the differential value (x 1f '-x 2f ') of the stroke, and the unsprung vibration velocity x 1f ' The road surface input transmitted from the road surface to the vehicle body via the wheels is estimated based on the integral value x 1f . The control force that cancels the road surface input estimated value obtained in this way is delayed by the time difference (wheel base L / vehicle speed V and response delay) when the front and rear wheels pass the road surface, and then the rear By generating the suspension, the road surface input transmitted from the road surface to the vehicle body via the rear wheels is suppressed to improve the riding comfort.
When outputting a control command value for causing the rear suspension to generate a control force that cancels the estimated road surface input value, an appropriate control gain for calculating the control command value is set to the road surface input estimation value. Although it is multiplied by the value, this control gain is a constant value.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、このよ
うな従来の能動型サスペンションの予見制御装置にあっ
ては、バネ下の共振振動が大きい場合やチェーン装着
時，シミー現象が発生した場合等に、路面入力とは無関
係なサスペンションの振動が直接的又は間接的に路面入
力情報として誤って検出され、この路面入力情報，即ち
制御車輪を介して車体に入力されると推定される路面か
らの振動入力の推定値に基づいてサスペンションの予見
制御を行うと，車両が逆に加振されてしまって乗心地が
低下するという問題がある。また、このような状況では
振動入力の高周波成分が多いことを意味するが、このよ
うに高周波成分の多い振動入力を相殺するような制御力
は，やはり高周波成分の多いものとなるから、エネルギ
の消費が大きくなるという問題が同時に発生することに
なる。However, in such a conventional preview control device for the active suspension, when the unsprung resonance vibration is large, when the chain is attached, or when the shimmy phenomenon occurs, Suspension vibrations unrelated to road surface input are erroneously detected as road surface input information directly or indirectly, and this road surface input information, that is, vibration input from the road surface estimated to be input to the vehicle body via control wheels If the predictive control of the suspension is performed based on the estimated value of, there is a problem that the vehicle is vibrated in the opposite direction and the riding comfort deteriorates. Further, in such a situation, it means that there are many high frequency components of the vibration input. However, since the control force for canceling the vibration input having many high frequency components also has many high frequency components, the energy of The problem of increased consumption will occur at the same time.
【０００４】本発明はこれらの諸問題に鑑みて開発され
たものであり、バネ下の共振振動が大きい場合やチェー
ン装着時，シミー現象が発生した場合等のように路面か
らの振動入力又はその推定値のうちに高周波成分が多い
場合には予見制御を中止するか、予見制御の比率を減少
するか、当該推定値の高周波成分を除去するなどして乗
心地の低下を抑止し得る能動型サスペンションの予見制
御装置を提供することを目的とするものである。The present invention has been developed in view of these problems, and the vibration input from the road surface or the vibration input from the road surface such as when the resonance vibration under the spring is large, when the chain is attached, or when the shimmy phenomenon occurs. If there are many high-frequency components in the estimated value, the preview control is stopped, the ratio of the preview control is reduced, or the high-frequency component of the estimated value is removed to prevent a reduction in riding comfort. An object of the present invention is to provide a preview control device for a suspension.
【０００５】[0005]
【課題を解決するための手段】本件発明者等は前記諸問
題を解決すべく鋭意検討を重ねた結果、以下の知見を得
て本発明を開発した。即ち、前記のような制御を行うた
めには，いずれにしても路面からの振動入力の推定値の
うちの高周波成分の大小を判定しなければならないが、
これは例えば通常の予見制御の対象となる低周波域（例
えば〜１０Ｈｚ程度），及び予見制御をしない若しくは
その成分を低減又は除去すべき高周波域（例えば１０〜
２０Ｈｚ程度）の夫々における当該路面入力推定値のエ
ネルギをパワスペクトル密度のオーバオールパワや振動
入力の二乗積分値等から得て、それらを比較するなどす
ればよい。そして、前述のように路面からの振動入力推
定値にゲインを乗じた値を用いて制御車輪用サスペンシ
ョンのアクチュエータに制御指令値を出力する場合に
は、前記高周波成分の大きいことが判定された時点で，
当該ゲインを零とするか或いは数値的に小さくすれば予
見制御が中止されるか或いはその比率が小さくなる。一
方、前記高周波成分の大きいことが判定されたときには
当該路面入力推定値のうち，誤情報として得られている
高周波成分を除去することで少なくとも車体への加振力
を低減することができる。逆に言えば前記高周波成分が
小さければ、高周波成分を除去しない推定値そのものの
制御に係る配分比を大きくすることによって，こうした
加振力を高周波域で低減できることにもなる。Means for Solving the Problems The inventors of the present invention have made extensive studies to solve the above-mentioned problems, and as a result, have obtained the following findings and developed the present invention. That is, in order to perform the control as described above, the magnitude of the high frequency component in the estimated value of the vibration input from the road surface must be determined in any case.
This is, for example, a low frequency range (for example, about 10 Hz) that is a target of normal preview control, and a high frequency range (for example, 10 to 10 Hz) for which preview control is not performed or its component is to be reduced or removed.
The energy of the road surface input estimated value at each of about 20 Hz) may be obtained from the overall power of the power spectral density, the square integral value of the vibration input, and the like, and compared. Then, as described above, when the control command value is output to the actuator of the suspension for the control wheel using the value obtained by multiplying the estimated value of the vibration input from the road surface by the gain, the time when it is determined that the high frequency component is large. so,
If the gain is set to zero or numerically reduced, the preview control is stopped or the ratio becomes smaller. On the other hand, when it is determined that the high frequency component is large, at least the vibration force on the vehicle body can be reduced by removing the high frequency component obtained as the false information from the road surface input estimated value. Conversely speaking, if the high-frequency component is small, such an exciting force can be reduced in the high-frequency region by increasing the distribution ratio for controlling the estimated value itself without removing the high-frequency component.
【０００６】而して、本発明のうち請求項１に係る能動
型サスペンションの予見制御装置は図１ａの基本構成図
に示すように、車体と制御車輪との間に介装されて制御
指令値に応じた制御力を発生するアクチュエータと、前
記制御車輪より予見距離だけ前方に装着されて路面の凹
凸を検出する路面検出手段と、前記路面検出手段からの
路面検出値に応じて制御車輪に入力される振動入力を推
定する制御車輪入力推定手段と、前記路面の凹凸の検出
時から所定時間遅延後に，前記制御車輪入力推定手段か
らの制御車輪振動入力推定値にゲインを乗じた値から得
た制御指令値を前記制御車輪のアクチュエータに出力す
る予見制御手段とを備えた能動型サスペンションの予見
制御装置において、前記制御車輪入力推定手段からの制
御車輪振動入力推定値のうちの高周波振動成分の大小を
判定する入力レベル判定手段と、前記入力レベル判定手
段により制御車輪振動入力推定値の高周波振動成分が大
であると判定されたときに，前記後輪振動入力推定値に
乗じられるゲインを小さくするか又は零に設定するゲイ
ン変更手段とを備えたことを特徴とするものである。Therefore, the preview control device for an active suspension according to claim 1 of the present invention is installed between a vehicle body and control wheels as shown in the basic configuration diagram of FIG. An actuator that generates a control force according to the above, a road surface detection unit that is mounted ahead of the control wheel by a foreseeable distance to detect unevenness of the road surface, and input to the control wheel according to a road surface detection value from the road surface detection unit. And a control wheel input estimating means for estimating the vibration input, and a value obtained by multiplying the control wheel vibration input estimated value from the control wheel input estimating means by a gain after a predetermined time delay from the detection of the unevenness of the road surface. In a preview control device for an active suspension, comprising a preview control means for outputting a control command value to an actuator of the control wheel, a control wheel vibration input estimation from the control wheel input estimation means. Input level determination means for determining the magnitude of the high frequency vibration component of the value, and the rear wheel vibration input when the high frequency vibration component of the control wheel vibration input estimated value is determined to be large by the input level determination means. The present invention is characterized by comprising a gain changing means for reducing the gain by which the estimated value is multiplied or setting it to zero.
【０００７】本発明のうち請求項２に係る能動型サスペ
ンションの予見制御装置は図１ｂの基本構成図に示すよ
うに、車体と制御車輪との間に介装されて制御指令値に
応じた制御力を発生するアクチュエータと、前記制御車
輪より予見距離だけ前方に装着されて路面の凹凸を検出
する路面検出手段と、前記路面検出手段からの路面検出
値に応じて制御車輪に入力される振動入力を推定する制
御車輪入力推定手段と、前記路面の凹凸の検出時から所
定時間遅延後に，前記制御車輪入力推定手段からの制御
車輪振動入力推定値にゲインを乗じた値から得た制御指
令値を前記制御車輪のアクチュエータに出力する予見制
御手段とを備えた能動型サスペンションの予見制御装置
において、前記制御車輪入力推定手段からの制御車輪振
動入力推定値のうちの高周波振動成分の大小を判定する
入力レベル判定手段と、前記制御車輪入力推定手段から
の制御車輪振動入力推定値から高周波振動成分を除去す
る高周波成分除去手段と、前記入力レベル判定手段の判
定結果に基づいて，制御車輪振動入力推定値の高周波振
動成分が大であるほど前記高周波成分除去手段からの出
力値の比率を大きく又は制御車輪振動入力推定値の高周
波振動成分が小であるほど当該制御車輪振動入力推定値
そのものの比率を大きくするように配分比を変更して，
前記予見制御手段で制御指令値の算出に必要な値を与え
る制御配分比変更手段とを備えたことを特徴とするもの
である。The preview control device for an active suspension according to claim 2 of the present invention is, as shown in the basic configuration diagram of FIG. An actuator that generates a force, a road surface detection unit that is mounted ahead of the control wheel by a foreseeable distance to detect road surface irregularities, and a vibration input that is input to the control wheel according to a road surface detection value from the road surface detection unit. And a control command value obtained from a value obtained by multiplying the control wheel vibration input estimation value from the control wheel input estimation means by a gain after a predetermined time delay from the time of detecting the unevenness of the road surface. In a preview control device for an active suspension, which comprises preview control means for outputting to an actuator of the control wheel, a control wheel vibration input estimated value from the control wheel input estimation means is calculated. Input level determination means for determining the magnitude of the high frequency vibration component, high frequency component removal means for removing the high frequency vibration component from the control wheel vibration input estimation value from the control wheel input estimation means, and the determination result of the input level determination means Based on the above, the larger the high-frequency vibration component of the control wheel vibration input estimated value, the larger the ratio of the output values from the high-frequency component removing means, or the smaller the high-frequency vibration component of the control wheel vibration input estimated value, the more the control. Change the distribution ratio to increase the ratio of the estimated wheel vibration input,
The preview control means is provided with a control distribution ratio changing means for giving a value necessary for calculating the control command value.
【０００８】本発明のうち請求項３に係る能動型サスペ
ンションの予見制御装置は図１ａ，ｂの基本構成図に示
すように、前記路面検出手段は、路面から前輪を経由し
て車体へ入力される振動入力を検出するものであり、前
記制御車輪が後輪であることを特徴とするものである。In the preview control device for an active suspension according to claim 3 of the present invention, as shown in the basic configuration diagrams of FIGS. 1a and 1b, the road surface detecting means is input to the vehicle body from the road surface through front wheels. The control wheel is a rear wheel.
【０００９】[0009]
【作用】本発明のうち請求項１に係る能動型サスペンシ
ョンの予見制御装置では図１ａの基本構成図に示すよう
に、路面検出手段が路面の凹凸を検出し、その検出値に
応じて制御車輪入力推定手段が，例えば前記バネ下振動
速度等として制御車輪に入力される振動入力を推定す
る。そして、この制御車輪振動入力推定値に対して入力
レベル判定手段が、例えば前記通常予見制御の対象とな
る低周波数域（〜１０Ｈｚ程度）及び予見制御をしない
若しくはその成分を低減又は除去すべき高周波域（１０
〜２０Ｈｚ程度）の夫々の振動入力エネルギを例えばパ
ワスペクトル密度のオーバオールパワや振動入力の二乗
積分値等から算出し、例えば両者の比をもって当該制御
車輪振動入力推定値の高周波振動成分の大小を判定し、
その判定結果から制御車輪振動入力推定値の高周波振動
成分が，例えば或るレベルよりも大であると判定された
場合には、ゲイン変更手段がゲインを零又は所定の割合
で小さく設定し、予見制御手段では、このゲインを前記
制御車輪振動入力推定値に乗じた値から制御指令値を得
て、これを路面の凹凸の検出時から所定時間，即ち予見
距離の路面通過時間差だけ遅延した後にアクチュエータ
に出力し、当該アクチュエータがその制御指令値に応じ
た制御力を発生する。従って本発明の能動型サスペンシ
ョンの予見制御装置では、バネ下の共振振動が大きい場
合やチェーン装着時，シミー現象が発生した場合等のよ
うに路面からの振動入力の推定値のうち高周波成分が多
い場合には、ゲインを零とすることによって予見制御が
中止され、或いはゲインを小さな値とすることによって
予見制御の比率が小さくなり、従って誤情報として得ら
れた路面振動入力推定値に従って車体を加振する制御力
を発生させない若しくは小さくすることができ、このよ
うな場合での乗心地の低下を抑制することができる。In the preview control device for an active suspension according to claim 1 of the present invention, as shown in the basic configuration diagram of FIG. 1a, the road surface detecting means detects the unevenness of the road surface, and the control wheel is detected according to the detected value. The input estimation means estimates a vibration input that is input to the control wheel as, for example, the unsprung vibration velocity. Then, with respect to the estimated input value of the control wheel vibration, the input level determination means, for example, the low frequency range (about 10 Hz) that is the target of the normal preview control and the high frequency at which the preview control is not performed or its component is to be reduced or removed. Area (10
Each of the vibration input energies of about 20 Hz) is calculated from, for example, the overall power of the power spectral density, the square integral value of the vibration input, etc. Judge,
If it is determined from the determination result that the high-frequency vibration component of the control wheel vibration input estimated value is larger than a certain level, the gain changing means sets the gain to zero or a small value at a predetermined ratio, and The control means obtains a control command value from a value obtained by multiplying the gain of the control wheel vibration input by the gain, and delays the control command value for a predetermined time from the detection of the unevenness of the road surface, that is, a road surface passing time difference of the foreseeing distance. And the actuator generates a control force according to the control command value. Therefore, in the preview control device for the active suspension of the present invention, there are many high-frequency components in the estimated value of the vibration input from the road surface, such as when the unsprung resonance vibration is large, when the chain is attached, and when the shimmy phenomenon occurs. In this case, the prediction control is stopped by setting the gain to zero, or the ratio of the prediction control is decreased by setting the gain to a small value, and therefore the vehicle body is added according to the road surface vibration input estimated value obtained as false information. It is possible to prevent or reduce the control force for shaking, and it is possible to suppress deterioration of riding comfort in such a case.
【００１０】本発明のうち請求項２に係る能動型サスペ
ンションの予見制御装置では図１ｂの基本構成図に示す
ように、路面検出手段が路面の凹凸を，例えば前記と同
様にして検出し、その検出値に応じて制御車輪入力推定
手段が，例えば前記と同様にして制御車輪に入力される
振動入力を推定する。このようにして得られた制御車輪
振動入力推定値に対して，前記高周波成分除去手段が，
例えばローパスフィルタ処理等によってその高周波成分
を除去する。一方、入力レベル判定手段では例えば前記
と同様にして当該制御車輪振動入力推定値の高周波振動
成分の大小を判定する。そして、この判定結果に基づい
て，制御配分比変更手段では、制御車輪振動入力推定値
の高周波振動成分が大であるほど前記高周波成分除去手
段からの出力値の比率を大きく又は制御車輪振動入力推
定値の高周波振動成分が小であるほど当該制御車輪振動
入力推定値そのものの比率を大きくするように配分比を
変更して制御指令値の算出に必要な値を得、予見制御手
段が、この値に基づいて制御指令値を得て、これを路面
の凹凸の検出時から所定時間，即ち予見距離の路面通過
時間差だけ遅延した後にアクチュエータに出力し、当該
アクチュエータがその制御指令値に応じた制御力を発生
する。従って本発明の能動型サスペンションの予見制御
装置では、前記バネ下の共振振動が大きい場合やチェー
ン装着時，シミー現象が発生した場合等のように路面か
らの振動入力の推定値のうち高周波成分が多い場合に
は、誤情報として得られている路面入力の高周波成分が
除去されて通常の予見制御の対象となる低周波成分にの
み予見制御が実行され、このような場合でも路面入力推
定値の低周波成分に対する振動特性が改善されながら、
車体を加振するような制御力を抑制して乗心地の低下を
抑止することができる。In the preview control device for an active suspension according to claim 2 of the present invention, as shown in the basic configuration diagram of FIG. 1b, the road surface detecting means detects the unevenness of the road surface, for example, in the same manner as described above, and Based on the detected value, the control wheel input estimation means estimates the vibration input input to the control wheel in the same manner as described above, for example. For the control wheel vibration input estimated value thus obtained, the high frequency component removing means
For example, the high frequency component is removed by low pass filter processing or the like. On the other hand, the input level determination means determines the magnitude of the high frequency vibration component of the control wheel vibration input estimated value in the same manner as described above, for example. Then, based on this determination result, in the control distribution ratio changing means, the larger the high frequency vibration component of the control wheel vibration input estimated value is, the larger the ratio of the output value from the high frequency component removing means or the control wheel vibration input estimation is. The smaller the high frequency vibration component of the value is, the larger the ratio of the control wheel vibration input estimated value itself is changed to obtain a value required for calculation of the control command value by changing the distribution ratio. Based on the control command value, the control command value is output to the actuator after a predetermined time from the detection of the unevenness of the road surface, that is, after a delay of the road surface passing time difference of the predicted distance, and the actuator outputs the control force corresponding to the control command value. To occur. Therefore, in the preview control device for the active suspension of the present invention, the high frequency component of the estimated value of the vibration input from the road surface, such as when the unsprung resonance vibration is large, when the chain is attached, and when the shimmy phenomenon occurs, If there is a large amount, the high frequency component of the road surface input that is obtained as false information is removed, and the preview control is executed only for the low frequency component that is the target of the normal preview control. While improving the vibration characteristics for low frequency components,
It is possible to suppress a reduction in riding comfort by suppressing a control force that vibrates the vehicle body.
【００１１】本発明のうち請求項３に係る能動型サスペ
ンションの予見制御装置では図１ａ，ｂの基本構成図に
示すように、路面の凹凸を，前記特願平４−１４８７１
５号と同様に、前輪のストロークや前輪上部の上下加速
度をして検出し、その検出値に応じて後輪に入力される
振動入力を推定する。従って、本発明の能動型サスペン
ションの予見制御装置では、バネ下の共振振動が大きい
場合やチェーン装着時，シミー現象が発生した場合の振
動発生状況をより正確に検出することができる。In the preview control device for an active suspension according to claim 3 of the present invention, as shown in the basic configuration diagrams of FIGS.
Similar to No. 5, the stroke of the front wheel and the vertical acceleration of the upper part of the front wheel are detected and detected, and the vibration input inputted to the rear wheel is estimated according to the detected value. Therefore, the preview control device for the active suspension of the present invention can more accurately detect the vibration occurrence situation when the unsprung resonance vibration is large or when the chain is attached and the shimmy phenomenon occurs.
【００１２】[0012]
【実施例】以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明
する。図２は、本発明の第１実施例を示す概略構成図で
あり、図中、１０は車体側部材を、１１ＦＬ〜１１ＲＲ
は前左〜後右車輪を、１２は能動型サスペンションを夫
々示す。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing a first embodiment of the present invention, in which 10 is a vehicle body side member, and 11FL to 11RR.
Represents front left to rear right wheels, and 12 represents active suspension.
【００１３】能動型サスペンション１２は、車体側部材
１０と車輪１１ＦＬ〜１１ＲＲの各車輪側部材１４との
間に各々介装されたアクチュエータとしての油圧シリン
ダ１８ＦＬ〜１８ＲＲと、これら油圧シリンダ１８ＦＬ
〜１８ＲＲの作動圧を個別に調整する圧力制御弁２０Ｆ
Ｌ〜２０ＲＲと、これら圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲ
に所定圧力の作動油を供給側配管２１Ｓを介して供給す
ると共に、圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲからの戻り油
を戻り側配管２１Ｒを通じて回収する油圧源２２と、こ
の油圧源２２及び圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲ間の供
給圧側配管２１Ｓに介挿された蓄圧用のアキュムレータ
２４Ｆ，２４Ｒと、車速を検出してこれに応じたパルス
信号を出力する車速センサ２６と、各車輪１１ＦＬ〜１
１ＲＲに夫々対応する位置における車体の上下方向加速
度を夫々個別に検出する上下方向加速度センサ２８ＦＬ
〜２８ＲＲと、前輪側油圧シリンダ１８ＦＬ及び１８Ｆ
Ｒと並列に配設されて前輪１１ＦＬ及び１１ＦＲと車体
側部材１０との間の相対変位を検出するストロークセン
サ２７ＦＬ及び２７ＦＲと、各上下方向加速度センサ２
８ＦＬ〜２８ＲＲの上下方向加速度検出値ＺGFL 〜Ｚ
GRR に基づく各圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲに対する
能動制御と、各センサ２６，２７ＦＬ，２７ＦＲ及び２
８ＦＬ〜２８ＦＲの検出値に基づき前輪の運動状態に応
じて後輪側の圧力制御弁２０ＲＬ及び２０ＲＲに対する
予見制御とを選択的に行うコントローラ３０とを備えて
いる。The active suspension 12 includes hydraulic cylinders 18FL to 18RR as actuators respectively interposed between the vehicle body side member 10 and the wheel side members 14 of the wheels 11FL to 11RR, and these hydraulic cylinders 18FL.
Pressure control valve 20F for individually adjusting the working pressure of -18RR
L to 20RR and these pressure control valves 20FL to 20RR
To the hydraulic pressure source 22 for recovering the return oil from the pressure control valves 20FL to 20RR through the return side pipe 21R and the hydraulic pressure source 22 and the pressure control valve 20FL. To 20RR, the accumulators 24F and 24R for accumulating pressure, which are inserted in the supply pressure side pipe 21S, a vehicle speed sensor 26 that detects a vehicle speed and outputs a pulse signal corresponding to the vehicle speed, and each wheel 11FL to 1FL.
Vertical acceleration sensor 28FL for individually detecting vertical accelerations of the vehicle body at positions corresponding to 1RR, respectively.
~ 28RR and front wheel side hydraulic cylinders 18FL and 18F
Stroke sensors 27FL and 27FR, which are arranged in parallel with R to detect relative displacement between the front wheels 11FL and 11FR and the vehicle body-side member 10, and the vertical acceleration sensors 2
Vertical acceleration detection value of 8 FL to 28 RR Z GFL to Z
Active control for each pressure control valve 20FL to 20RR based on GRR and each sensor 26, 27FL, 27FR and 2
A controller 30 is provided for selectively performing preview control for the rear wheel pressure control valves 20RL and 20RR according to the motion state of the front wheels based on the detected values of 8FL to 28FR.
【００１４】油圧シリンダ１８ＦＬ〜１８ＲＲの夫々
は、シリンダチューブ１８ａを有し、このシリンダチュ
ーブ１８ａには、軸方向に貫通孔を有するピストン１８
ｃにより隔設された下側の圧力室Ｌが形成され、ピスト
ン１８ｃの上下面の受圧面積差と内圧とに応じた推力を
発生する。そして、シリンダチューブ１８ａの下端が車
輪側部材１４に取付けられ、ピストンロッド１８ｂの上
端が車体側部材１０に取付けられている。また、圧力室
Ｌの各々は、油圧配管３８を介して圧力制御弁２０ＦＬ
〜２０ＲＲの出力ポートに接続されている。また、油圧
シリンダ１８ＦＬ〜１８ＲＲの圧力室Ｌの各々は、絞り
弁３２を介してバネ下振動吸収用のアキュムレータ３４
に接続されている。また、油圧シリンダ１８ＦＬ〜１８
ＲＲの各々のバネ上，バネ下相当間には、比較的低いバ
ネ定数であって車体の静荷重を支持するコイルスプリン
グ３６が配設されている。Each of the hydraulic cylinders 18FL to 18RR has a cylinder tube 18a, and the cylinder tube 18a has a piston 18 having a through hole in the axial direction.
A lower pressure chamber L separated by c is formed, and a thrust force corresponding to the pressure difference between the upper and lower surfaces of the piston 18c and the internal pressure is generated. The lower end of the cylinder tube 18a is attached to the wheel side member 14, and the upper end of the piston rod 18b is attached to the vehicle body side member 10. Further, each of the pressure chambers L has a pressure control valve 20FL via a hydraulic pipe 38.
It is connected to the output port of ~ 20RR. Further, each of the pressure chambers L of the hydraulic cylinders 18FL to 18RR has an accumulator 34 for absorbing unsprung vibration via a throttle valve 32.
It is connected to the. Further, the hydraulic cylinders 18FL to 18
A coil spring 36 having a relatively low spring constant and supporting a static load of the vehicle body is disposed between the upper and lower springs of each RR.
【００１５】圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲの夫々は、
スプールを摺動自在に内装した円筒状の弁ハウジングと
これに一体的に設けられた比例ソレノイドとを有する、
従来周知の３ポート比例電磁減圧弁（例えば特開昭６４
−７４１１１号参照）で構成されている。そして、比例
ソレノイドの励磁コイルに供給する指令電流ｉ（指令
値）を調整することにより、弁ハウジング内に収容され
たポペットの移動距離、即ちスプールの位置を制御し、
供給ポート及び出力ポート又は出力ポート及び戻りポー
トを介して油圧源２２と油圧シリンダ１８ＦＬ〜１８Ｒ
Ｒとの間で流通する作動油を制御できるようになってい
る。Each of the pressure control valves 20FL to 20RR is
A cylindrical valve housing in which a spool is slidably mounted and a proportional solenoid integrally provided with the valve housing,
A conventionally known 3-port proportional electromagnetic pressure reducing valve (for example, Japanese Patent Laid-Open No. 64
-74111)). Then, by adjusting the command current i (command value) supplied to the exciting coil of the proportional solenoid, the movement distance of the poppet housed in the valve housing, that is, the position of the spool is controlled,
The hydraulic power source 22 and the hydraulic cylinders 18FL to 18R through the supply port and the output port or the output port and the return port.
It is possible to control the hydraulic oil that flows between the R and R.
【００１６】ここで、励磁コイルに加えられる指令電流
ｉ（：ｉFL〜ｉRR）と圧力制御弁２０ＦＬ（〜２０Ｒ
Ｒ）の出力ポートから出力される制御圧Ｐとの関係は、
図３に示すように、ノイズを考慮した最小電流値ｉMIN
のときには最低制御圧ＰMIN となり、この状態から電流
値ｉを増加させると、電流値ｉに比例して直線的に制御
圧Ｐが増加し、最大電流値ｉMAX のときには油圧源２２
の設定ライン圧に相当する最高制御圧ＰMAX となる。こ
の図３で、ｉN は中立指令電流，ＰCNは中立制御圧であ
る。Here, the command current i (: i FL to i RR ) applied to the exciting coil and the pressure control valve 20FL (to 20R).
The relationship with the control pressure P output from the (R) output port is
As shown in FIG. 3, the minimum current value i MIN considering noise
Minimum control pressure P MIN next when the, increasing the current value i from the condition, linearly control pressure P increases in proportion to the current value i, the hydraulic pressure source when the maximum current value i MAX 22
The maximum control pressure P MAX corresponding to the set line pressure is set. In FIG. 3, i N is the neutral command current and P CN is the neutral control pressure.
【００１７】前記上下方向加速度センサ２８ＦＬ〜２８
ＲＬの夫々は、図４に示すように、上下方向加速度ＧFL
〜ＧRRが零であるときに零の電圧、上方向の加速度ＧFL
〜Ｇ RRを検出したときにその加速度値に応じた正のアナ
ログ電圧、下方向の加速度Ｇ FL〜ＧRRを検出したとき
に、その加速度値に応じた負のアナログ電圧でなる車体
上下方向加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR を出力するように
構成されている。ここでは、上下方向加速度ＧFL〜ＧRR
に対して上下方向加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR は何らの
係数も介さない（即ち係数が“１”である）リニアな関
数であるとして，この上下方向加速度検出値ＺGFL 〜Ｚ
GRR を上下方向加速度ＧFL〜ＧRRと同等のものとして採
用するものとする。The vertical acceleration sensors 28FL to 28FL
Each of the RLs has a vertical acceleration G, as shown in FIG.FL
~ GRRWhen the voltage is zero, the zero voltage and the upward acceleration GFL
~ G RRWhen a positive angle is detected, a positive
Log voltage, downward acceleration G FL~ GRRWhen is detected
The vehicle body with a negative analog voltage according to the acceleration value
Vertical acceleration detection value ZGFL~ ZGRRTo output
It is configured. Here, the vertical acceleration GFL~ GRR
Vertical acceleration detection value ZGFL~ ZGRRWhat is
A linear function without a coefficient (that is, the coefficient is "1")
This vertical acceleration detection value ZGFL~ Z
GRRVertical acceleration GFL~ GRRTaken as equivalent to
Shall be used.
【００１８】また、前記ストロークセンサ２７ＦＬ２７
ＦＲの夫々は、図５に示すように、前記前輪１１ＦＬ及
び１１ＦＲと車体側部材１０との間の相対変位ＳＴFL,
ＳＴ FRを検出するために、これらストロークセンサ２７
ＦＬ及び２７ＦＲから車高が予め設定された目標車高に
一致するときに零の中立電圧ＶS 、車高が目標車高より
高くなるとその偏差，即ち前記相対変位ＳＴFL, ＳＴFR
に応じた正の電圧、車高が目標車高より低くなるとその
偏差，即ち前記相対変位ＳＴFL, ＳＴFRに応じた負の電
圧でなるストローク検出値ＳFL及びＳFRを出力する。こ
こでは、前記相対変位ＳＴFL, ＳＴFRに対してストロー
ク検出値ＳFL及びＳFRは何らの係数も介さない（即ち係
数が“１”である）リニアな関数であるとして，このス
トローク検出値ＳFL及びＳFRを当該相対変位ＳＴFL, Ｓ
ＴFRと同等のものとして採用するものとする。Further, the stroke sensor 27FL27
As shown in FIG. 5, each of the FRs has front wheels 11FL and
And the relative displacement ST between the vehicle body side member 10 and the vehicle body side member 11FRFL,
ST FRStroke sensor 27 for detecting
From FL and 27FR, the vehicle height is set to the preset target vehicle height.
Neutral voltage V of zero when they matchS, Vehicle height is higher than target vehicle height
When it becomes higher, its deviation, that is, the relative displacement STFL,STFR
Depending on the positive voltage, the vehicle height becomes lower than the target vehicle height,
Deviation, that is, the relative displacement STFL,STFRNegative electricity depending on
Stroke detection value S consisting of pressureFLAnd SFRIs output. This
Here, the relative displacement STFL,STFRAgainst straw
Detected value SFLAnd SFRDoes not go through any coefficient (ie
Assuming it is a linear function (the number is "1"),
Trooke detection value SFLAnd SFRIs the relative displacement STFL,S
TFRShall be adopted as the equivalent of
【００１９】コントローラ３０は、図６に示すように、
上下方向加速度センサ２８ＦＬ〜２８ＦＲから出力され
る上下方向加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR ，車速センサ２
６から出力される車速検出値Ｖ，ストロークセンサ２７
ＦＬ，２７ＦＲから出力されるストローク検出値ＳFL及
びＳFRが入力されるマイクロコンピュータ４４と、この
マイクロコンピュータ４４からＤ／Ａ変換されて出力さ
れる圧力指令値ＵFL〜ＵRRが供給されてこれらを圧力制
御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲに対する駆動電流ｉFL〜ｉFRに
変換する例えばフローティング形定電圧回路で構成され
る駆動回路４６ＦＬ〜４６ＦＲとを備えている。The controller 30, as shown in FIG.
Vertical acceleration detection values Z GFL to Z GRR output from the vertical acceleration sensors 28FL to 28FR, and the vehicle speed sensor 2
Vehicle speed detection value V output from 6 and stroke sensor 27
The microcomputer 44 to which the stroke detection values S FL and S FR output from the FL and 27 FR are input, and the pressure command values U FL to U RR that are D / A converted and output from the microcomputer 44 are supplied. It is provided with drive circuits 46FL to 46FR configured by, for example, floating constant voltage circuits that convert these into drive currents i FL to i FR for the pressure control valves 20FL to 20RR.
【００２０】ここで、マイクロコンピュータ４４は、少
なくともＡ／Ｄ変換機能を備えた入力側インタフェース
回路４４ａ、Ｄ／Ａ変換機能を備えた出力側インタフェ
ース回路４４ｂ、演算処理装置４４ｃ及び記憶装置４４
ｄを有する。入力インタフェース回路４４ａには、各セ
ンサ２６，２７ＦＬ，２７ＦＲ，２８ＦＬ〜２８ＲＲか
らの検出値Ｖ，ＳFL，ＳFR，ＺGFL 〜ＺGRR が入力さ
れ、出力側インタフェース回路４４ｂからは各圧力制御
弁２０ＦＬ〜２０ＲＲに対する制御指令値ＵFL〜ＵRRが
出力される。Here, the microcomputer 44 has an input side interface circuit 44a having at least an A / D conversion function, an output side interface circuit 44b having a D / A conversion function, an arithmetic processing unit 44c and a storage unit 44.
have d. The detection values V, S FL , S FR , and Z GFL to Z GRR from the sensors 26, 27FL, 27FR, and 28FL to 28RR are input to the input interface circuit 44a, and the pressure control valves from the output side interface circuit 44b. Control command values U FL to U RR for 20 FL to 20 RR are output.
【００２１】また、演算処理装置４４ｃは、後述する図
９の処理を実行して、所定サンプリング時間ＴS （例え
ば２０msec）毎に、車速検出値Ｖ，ストローク検出値Ｓ
FL，ＳFR及び上下方向加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR を読
込み、ストローク検出値ＳFL，ＳFR及び上下方向加速度
検出値ＺGFL 〜ＺGRR から後輪１１ＲＬ，１１ＲＲに入
力されるであろう後輪振動入力推定値として路面変位の
微分値ｘOFL ' 及びｘ OFR ' を算出し、この路面変位の
微分値ｘOFL ' 及びｘOFR ' に対して高速フーリエ変
換，所謂ＦＦＴ処理を行って得られる所定の高低周波数
域のパワスペクトル密度分布のオーバオールパワＯ
Ｐ2 ，ＯＰ1 を求め、これらのオーバオールパワＯ
Ｐ2 ，ＯＰ1 で代表される両周波数域のエネルギの比
（ＯＰ2 ／ＯＰ1 ）から当該路面変位の微分値ｘOFL '
及びｘOFR ' として得られた後輪振動入力推定値のうち
の高周波成分の存在比を求め、この後輪振動入力推定値
の高周波成分が少ない，即ち前記存在比が予め設定され
た係数比を越えない場合には、前記路面変位の微分値ｘ
OFL ' 及びｘOFR ' に基づいて予見制御力ＵpRL 及びＵ
pRR を算出すると共に車速検出値Ｖに基づいて前後輪間
の遅延時間τR を算出し、この遅延時間τR が零となっ
た予見制御力ＵpRL 及びＵpRR に基づいて後輪側圧力制
御弁２０ＲＬ及び２０ＲＲを制御する通常の後輪予見制
御を行い、この後輪振動入力推定値の高周波成分が多
い，即ち前記存在比が予め設定された係数比を越えるよ
うな場合には、前記前輪のバネ下共振振動が大きいと
か，チェーンの装着時であるとか，シミー現象が発生し
ているなどの路面入力とは無関係な誤情報が検出されて
いるものとして当該後輪予見制御を中止し、前記上下方
向加速度検出値Ｚ GRL 及びＺGRR の積分値から得られる
バネ上振動速度ｘRL’及びｘRR’に基づいて能動制御力
ＵBRL 及びＵBRR を算出し、この能動制御力ＵBRL 及び
ＵBRR に基づいて後輪側圧力制御弁２０ＲＬ及び２０Ｒ
Ｒを制御する通常の後輪能動制御を選択的に行う。な
お、前左右輪１１ＦＬ，１１ＦＲについては随時通常の
能動制御が，前記後輪１１ＲＬ，１１ＲＲの選択制御と
並行して実行されるようにした。The arithmetic processing unit 44c will be described later.
9 is executed, and the predetermined sampling time TS(example
Every 20 msec), vehicle speed detection value V and stroke detection value S
FL, SFRAnd vertical acceleration detection value ZGFL~ ZGRRRead
Including stroke detection value SFL, SFRAnd vertical acceleration
Detection value ZGFL~ ZGRRTo the rear wheels 11RL and 11RR
Of road surface displacement as an estimated value of rear wheel vibration that will be applied.
Differential value xOFL'And x OFR'Is calculated and this road surface displacement
Differential value xOFL'And xOFR'To the fast Fourier transform
In other words, predetermined high and low frequencies obtained by performing so-called FFT processing
Overall power O of the power spectral density distribution in the region
P2, OP1Seeking these overall power O
P2, OP1The ratio of energy in both frequency ranges represented by
(OP2/ OP1) From the differential value x of the road displacementOFL'
And xOFROf the rear wheel vibration input estimates obtained as
The abundance ratio of the high frequency components of
Has less high-frequency components, that is, the abundance ratio is preset
When the coefficient ratio is not exceeded, the differential value x of the road surface displacement
OFL'And xOFRPredictive control force U based onpRLAnd U
pRRAnd between the front and rear wheels based on the detected vehicle speed V
Delay time τRAnd calculate the delay time τRBecomes zero
Preview control power UpRLAnd UpRRBased on rear wheel pressure control
Ordinary rear wheel preview system that controls the control valve 20RL and 20RR
Of the rear wheel vibration input value
I.e., the existence ratio exceeds the preset coefficient ratio
In such a case, if the unsprung resonance vibration of the front wheel is large
Or when the chain is attached, shimmy phenomenon occurs
Incorrect information that is unrelated to the road surface input is detected.
As a result, the rear wheel preview control is stopped and the above
Directional acceleration detection value Z GRLAnd ZGRRObtained from the integral value of
Vibration speed on the spring xRL'And xRR'Based active control force
UBRLAnd UBRRAnd the active control force UBRLas well as
UBRRRear wheel side pressure control valves 20RL and 20R based on
Normal rear wheel active control for controlling R is selectively performed. Na
The front left and right wheels 11FL and 11FR are normally
Active control is the selection control of the rear wheels 11RL and 11RR.
Made to run in parallel.
【００２２】更に、記憶装置４４ｄは、予め演算処理装
置４４ｃの演算処理に必要なプログラムが記憶されてい
ると共に、所定サンプリング時間ＴS 毎に算出される予
見制御力ＵpRL ，ＵpRR を遅延時間τR と共に順次シフ
トさせながら所定数格納するシフトレジスタ領域が形成
されていると共に、演算処理装置４４ｃの演算過程で必
要な演算結果を逐次記憶する。Further, the storage device 44d stores a program necessary for the arithmetic processing of the arithmetic processing device 44c in advance, and delays the preview control forces U pRL and U pRR calculated for each predetermined sampling time T S to the delay time. A shift register area for storing a predetermined number while sequentially shifting together with τ R is formed, and the calculation result required in the calculation process of the calculation processing device 44c is sequentially stored.
【００２３】次に本実施例で前記後輪の予見制御と能動
制御とを選択するための原理について説明する。まず、
後輪に入力される振動入力の推定方法について説明す
る。前記ストロークセンサ２７ＦＬ及び２７ＦＲの夫々
から出力されるストローク検出値ＳFL及びＳFRは、下記
１式及び２式で表されるように、バネ下及びバネ上間の
相対変位を表すので、前輪１１ＦＬ及び１１ＦＲのバネ
下変位ｘ0FL 及びｘ0FR から車体のばね上変位ｘFL及び
ｘFRを減算した値となる。Next, the principle for selecting the preview control and the active control of the rear wheels in this embodiment will be described. First,
A method for estimating the vibration input to the rear wheel will be described. Since the stroke detection values S FL and S FR output from the stroke sensors 27FL and 27FR respectively represent the relative displacement between the unsprung portion and the sprung portion as represented by the following equations 1 and 2, the front wheel 11FL is used. And 11FR, which are the unsprung displacements x 0FL and x 0FR, minus the sprung body displacements x FL and x FR .
【００２４】 ＳFL＝ｘ0FL −ｘFL ………… (1) ＳFR＝ｘ0FR −ｘFR ………… (2) 従って、前記ストロークセンサ２７ＦＬ，２７ＦＲから
のストローク検出値Ｓ FL及びＳFRを，例えばディジタル
ハイパスフィルタ等で構築される微分回路で微分すれば
ストローク速度ＳVFL 及びＳVFR が得られる。これらの
ストローク速度ＳVFL 及びＳVFR は前記１式及び２式よ
り，夫々バネ下変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’から
バネ上変位の微分値（即ちバネ上振動速度である）
ｘFL’及びｘ FR’を減算した値となっていることが分か
る。なお、前記ディジタルハイパスフィルタは前記マイ
クロコンピュータで実行されるプログラムで構築するこ
とができ、そのカットオフ周波数は当該プログラムに使
用される一時変数で設定可能であるが、ここではこのカ
ットオフ周波数を例えばバネ下共振周波数の２倍値近傍
（約２０Ｈｚ）程度に設定した。SFL= X0FL-XFL ………… (1) SFR= X0FR-XFR (2) Therefore, from the stroke sensors 27FL and 27FR,
Stroke detection value S FLAnd SFR, For example, digital
If differentiating with a differentiating circuit constructed with a high-pass filter, etc.
Stroke speed SVFLAnd SVFRIs obtained. these
Stroke speed SVFLAnd SVFRIs 1 and 2 above
And the differential value of the unsprung displacement xOFL'And xOFRFrom
Differential value of sprung displacement (that is, sprung mass oscillation speed)
xFL'And x FRIt is clear that it is the value obtained by subtracting ’
It The digital high-pass filter is
It can be built with a program that runs on a
The cutoff frequency is used for the program.
It can be set by a temporary variable used, but here
The cutoff frequency is, for example, near the double value of the unsprung resonance frequency.
(About 20 Hz) is set.
【００２５】一方、前記バネ上振動速度ｘFL’及び
ｘFR’は、前記前輪の上下方向加速度センサ２８ＦＬ及
び２８ＦＲからの上下方向加速度検出値ＺGFL 及びＺ
GFR を，例えばディジタルローパスフィルタ等で構築さ
れる積分回路で積分することで得られる。従ってこれら
上下加速度検出値ＺGFL 及びＺGFR を積分したバネ上振
動速度ｘFL’及びｘFR’と、前記ストローク速度ＳVFL
及びＳVFR とを加算することにより、ばね上変位の微分
値ｘFL’及びｘFR’を相殺して路面変位に追従した真の
路面変位の微分値ｘ0FL ’及びｘ0FR ’を得ることがで
きる。なお、前記ディジタルローパスフィルタは前記マ
イクロコンピュータで実行されるプログラムで構築する
ことができ、そのカットオフ周波数は当該プログラムに
使用される一時変数で設定可能であるが、ここではこの
カットオフ周波数を例えばバネ上共振周波数の１／６近
傍（約０．０２Hz）に設定した。On the other hand, the sprung vibration speeds x FL 'and x FR ' are the vertical acceleration detection values Z GFL and Z from the front wheel vertical acceleration sensors 28FL and 28FR.
It can be obtained by integrating GFR with an integrating circuit constructed by, for example, a digital low-pass filter. Therefore, the sprung mass vibration speeds x FL 'and x FR ' integrating the vertical acceleration detection values Z GFL and Z GFR and the stroke speed S VFL
, And S VFR , the differential values x FL 'and x FR ' of the sprung displacement can be canceled to obtain the true differential values x 0FL 'and x 0FR ' of the road surface following the road surface displacement. it can. The digital low-pass filter can be constructed by a program executed by the microcomputer, and its cutoff frequency can be set by a temporary variable used for the program. It was set to about 1/6 of the sprung resonance frequency (about 0.02 Hz).
【００２６】このようにして前輪１１ＦＬ，１１ＦＲの
バネ下変位の微分値から得られた路面変位の微分値ｘ
OFL ’及びｘOFR ’は、後輪１１ＲＬ，１１ＲＲに対し
ても同様のバネ下変位の微分値として入力されるはずで
あるから、これをもって後輪振動入力推定値とする。こ
の路面変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’に対して、後
輪の圧力制御弁２０ＲＬ及び２０ＲＲに対する予見制御
力ＵpRL 及びＵpRR は下記３式及び４式を用いて算出す
る。In this way, the differential value x of the road surface displacement obtained from the differential value of the unsprung displacement of the front wheels 11FL and 11FR.
OFL 'and x OFR ' should be input to the rear wheels 11RL and 11RR as similar differential values of the unsprung displacement, and thus they are used as rear wheel vibration input estimated values. For the differential values x OFL ′ and x OFR ′ of the road surface displacement, the preview control forces U pRL and U pRR for the rear wheel pressure control valves 20RL and 20RR are calculated using the following equations 3 and 4.
【００２７】 ＵpRL ＝−〔Ｃp ＋｛１／（ω1 ＋ｓ）｝Ｋp 〕ｘ0FL ’ ………… (3) ＵpRR ＝−〔Ｃp ＋｛１／（ω1 ＋ｓ）｝Ｋp 〕ｘ0FR ’ ………… (4) 但し、Ｃp は減衰力制御ゲイン、Ｋp はばね力制御ゲイ
ン、ω1 は制御上のカットオフ周波数ｆC に２πを乗じ
た値であって、実際のサスペンションの減衰定数Ｃ及び
ばね定数Ｋに対してＣp ≦Ｃ，Ｋp ≦Ｋに設定され、且
つω1 ≧０に設定される。また、ｓはラプラス演算子
（ラプラシアン）である。U pRL =-[C p + {1 / (ω 1 + s)} K p ] x 0FL '... (3) U pRR =-[C p + {1 / (ω 1 + s)} K p ] x 0FR '(4) where C p is the damping force control gain, K p is the spring force control gain, and ω 1 is the control cutoff frequency f C multiplied by 2π. Then, C p ≦ C and K p ≦ K are set for the damping constant C and the spring constant K of the actual suspension, and ω 1 ≧ 0 is set. Further, s is a Laplace operator (Laplacian).
【００２８】ここで、予見制御力ＵpRL 及びＵpRR を上
記３式及び４式に従って算出する理由は、通常の能動型
サスペンションのように、バネ下共振周波数領域に対し
ては能動制御を行わず、５Hz以下の主にバネ上共振周波
数領域の振動抑制を図る場合には、１輪の運動モデルは
図７に示すように、路面にばね要素Ｋ、減衰要素Ｃ及び
制御要素Ｕとが並列に配置され、これらの上方にばね上
質量Ｍが配置され、このばね上質量Ｍに外力Ｆが作用す
る１自由度モデルとして考えることができる。なお、図
７において、Ｘ0 は路面変位、Ｘはばね上変位である。Here, the reason why the preview control forces U pRL and U pRR are calculated according to the above equations 3 and 4 is that active control is not performed in the unsprung resonance frequency region as in the usual active suspension. In the case of suppressing vibration mainly in the sprung resonance frequency region of 5 Hz or less, the motion model of one wheel has a spring element K, a damping element C, and a control element U in parallel on the road surface as shown in FIG. It can be considered as a one-degree-of-freedom model in which the sprung mass M is arranged above them, and the external force F acts on the sprung mass M. In FIG. 7, X 0 is road surface displacement and X is sprung displacement.
【００２９】この１輪１自由度モデルの運動方程式は、
下記５式で表すことができる。 Ｍ″Ｘ0 ＝Ｃ（Ｘ0 ’−Ｘ’）＋Ｋ（Ｘ0 −Ｘ）−Ｆ＋Ｕ ………… (5) この５式をばね上変位Ｘについて解くと、 となる。The equation of motion of this one-wheel one-degree-of-freedom model is
It can be expressed by the following formula (5). M ″ X 0 = C (X 0 '−X ′) + K (X 0 −X) −F + U (5) Solving these 5 expressions for the sprung displacement X, Becomes
【００３０】例えば前記３式において、ｘ0FL ’＝ｓｘ
0FL であるので、この３式をω1 ＝０，Ｃp ＝Ｃ、Ｋp
＝Ｋとして上記６式に代入すると、６式は、 となる。For example, in the above equation 3, x 0FL '= sx
Since it is 0FL , these three equations are expressed by ω 1 = 0, C p = C, K p
Substituting into the above equation 6 as = K, equation 6 becomes Becomes
【００３１】路面変位の推定精度は前述したように充分
高いので、前記７式において（Ｘ0−ｘ0FL ）≒０とな
り、７式は下記８式に書換えできる。 従って、この８式から路面凹凸による影響が車体に殆ど
伝達されず、良好な乗心地を得ることができることが証
明される。Since the estimation accuracy of the road surface displacement is sufficiently high as described above, (X 0 −x 0FL ) ≈0 in the above equation 7, and equation 7 can be rewritten as the following equation 8. Therefore, it is proved from this formula 8 that the influence of the road surface unevenness is hardly transmitted to the vehicle body and a good riding comfort can be obtained.
【００３２】さて、前述のようにして路面変位の微分値
ｘOFL ’及びｘOFR ’として算出された後輪路面振動入
力推定値は、あくまでも前輪１１ＦＬ，１１ＲＲが路面
を通過したときのものであるから、前記３式及び４式で
算出された予見制御力ＵpRL及びＵpRR を後輪１１Ｒ
Ｌ，１１ＲＲに対して有効に発生させるためには、両者
が路面を通過する時間差を算出し、その時間差分だけ制
御力ＵpRL 及びＵpRR の発生を遅延させなければならな
い。この遅延時間τR は下記９式によって与えられる。The rear wheel road surface vibration input estimated value calculated as the differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement as described above is only when the front wheels 11FL, 11RR have passed the road surface. From the above, the preview control forces U pRL and U pRR calculated by the equations 3 and 4 are applied to the rear wheel 11R.
In order to effectively generate L and 11RR, it is necessary to calculate the time difference between the two passing the road surface and delay the generation of the control forces U pRL and U pRR by the time difference. This delay time τ R is given by the following equation 9.
【００３３】 τR ＝（Ｌ／Ｖ）−τS ………… (9) 但し、Ｌはホイールベース、τS は制御系の応答遅れ時
間であって、予め油圧系の応答遅れ時間、コントローラ
の演算むだ時間及びフィルタの応答遅れ時間の和として
設定されている。従って、前輪１１ＦＬ及び１１が通過
した路面をこの遅延時間τR 後に後輪１１ＲＬ及び１１
ＲＲが通過するわけであるから、前記予見制御力ＵpRL
及びＵpR R の算出後、前記遅延時間τR 経過後に当該制
御力ＵpRL 及びＵpRR を後輪１１ＲＬ及び１１ＲＲのア
クチュエータ，即ち油圧シリンダ１８ＲＬ及び１８ＲＲ
によって発生させることで、当該通過路面からの入力が
後輪１１ＲＬ及び１１ＲＲを介して車体側に伝達される
のを有効に抑制することができる。Τ R = (L / V) −τ S (9) where L is the wheel base, τ S is the response delay time of the control system, and the response delay time of the hydraulic system, controller Is set as the sum of the calculation dead time and the response delay time of the filter. Accordingly, after the delay time τ R , the rear wheels 11RL and 11 will pass through the road surface on which the front wheels 11FL and 11 have passed.
Since the RR passes through, the preview control force U pRL
And U pR R , and after the delay time τ R has elapsed, the control forces U pRL and U pRR are applied to the actuators of the rear wheels 11RL and 11RR, that is, the hydraulic cylinders 18RL and 18RR.
It is possible to effectively prevent the input from the passing road surface from being transmitted to the vehicle body side via the rear wheels 11RL and 11RR.
【００３４】ところで、前述したようにバネ下共振振動
が大きい場合や，チェーン装着時或いはシミー現象発生
時等の場合には高周波振動が発生し、この高周波振動を
伴うフロントサスペンションの不要な振動が路面入力と
して誤情報として検出された場合に、この路面入力情報
に従って後輪の予見制御を行うと逆に車体に加振力が作
用してしまう。従って、本発明では、路面入力情報，即
ち前記路面変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’で与えら
れる後輪路面振動入力推定値のうち、高周波成分が大き
いか否かを判定しなければならないが、この路面変位の
微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’に関しては興味深い発見が
ある。By the way, as described above, when the unsprung resonance vibration is large, when the chain is attached or when the shimmy phenomenon occurs, high frequency vibration is generated, and unnecessary vibration of the front suspension accompanying this high frequency vibration occurs on the road surface. If the rear wheel preview control is performed according to the road surface input information when the information is detected as erroneous information as an input, an exciting force acts on the vehicle body. Therefore, in the present invention, it is necessary to determine whether or not the high frequency component is large in the road surface input information, that is, the rear wheel road surface vibration input estimated value given by the differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement. However, there are interesting findings regarding the differential values x OFL 'and x OFR ' of this road displacement.
【００３５】このようにして得られた通常走行時の路面
変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’に対して、その振動
入力エネルギを得るために例えば高速フーリエ変換（以
下、単にＦＦＴとも記す）を行ってパワスペクトル密度
の分布を示したのが図８である。この特性線図からも分
かるように、バネ下共振周波数（約１２Ｈｚ）を越える
あたりから徐々に振動エネルギが減少している。従っ
て、例えば通常の後輪予見制御を行ってよいとされる低
周波数域（例えば前記〜１０Ｈｚ程度）の振動エネルギ
和として得られるオーバオールパワＯＰ1 は、少なくと
も通常の走行状態において，前記誤情報による乗心地の
低下を抑制するために後輪予見制御を行わない若しくは
その配分比を小さくすべきであるとされる高周波数域
（例えば前記１０〜２０Ｈｚ程度）の振動エネルギ和と
して得られるオーバオールパワＯＰ2と同程度かやや大
きい程度である。しかしながら、前記バネ下共振発生
時，チェーン装着時，シミー現象発生時等ではフロント
サスペンションに発生する高周波振動から、前記パワス
ペクトル密度の高周波数域のオーバオールパワＯＰ2 が
大きくなる。For the differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement during normal running obtained in this way, for example, a fast Fourier transform (hereinafter also simply referred to as FFT) in order to obtain the vibration input energy FIG. 8 shows the distribution of the power spectral density by performing the above. As can be seen from this characteristic diagram, the vibration energy gradually decreases from around the unsprung resonance frequency (about 12 Hz). Therefore, for example, the overall power OP 1 obtained as the sum of vibration energy in the low frequency range (for example, about 10 Hz) in which the normal rear wheel preview control may be performed is the error information at least in the normal running state. The overall obtained as the sum of vibration energy in the high frequency range (for example, about 10 to 20 Hz) in which the rear wheel preview control is not performed or the distribution ratio thereof should be reduced in order to suppress the deterioration of riding comfort due to It is about the same as or slightly larger than the power OP 2 . However, when the unsprung resonance occurs, the chain is attached, the shimmy phenomenon occurs, etc., the overall power OP 2 in the high frequency region of the power spectrum density becomes large due to the high frequency vibration generated in the front suspension.
【００３６】この性質を用いれば、両周波数域のオーバ
オールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が、所定の係数比ａ（例
えばａ＝１）よりも大きくなった時点で，前記諸原因に
よって高周波振動が発生していると判断できるから、本
発明では後輪予見制御を中止するか、或いは後輪予見制
御の比率を小さくするか、前記後輪振動入力推定値の高
周波成分を除去するなどの制御を行うことによって、当
該高周波振動として得られた誤情報によって車体を加振
するような制御力の発生を回避或いは抑制することがで
きる。なお、本実施例では前記低周波数域を〜１０Ｈｚ
程度域に，高周波数域を１０〜２０Ｈｚ程度域に設定す
ることとしたが、これらの周波数域は各車両におけるバ
ネ下共振周波数，サスペンション系の前後共振周波数，
ステアリング系の共振周波数，タイヤサイズを含む各タ
イヤ諸元，駆動系減速比等に応じて適宜選定されるべき
ものであることは言うまでもない。また、前記係数比ａ
もこれらに起因する各車両の振動特性に応じて設定され
るべきである。If this characteristic is used, when the ratio OP 2 / OP 1 of the overall power in both frequency regions becomes larger than a predetermined coefficient ratio a (for example, a = 1), the high frequency vibration is caused by the various causes. Therefore, in the present invention, the control such as stopping the rear wheel preview control, reducing the ratio of the rear wheel preview control, or removing the high frequency component of the rear wheel vibration input estimated value is performed. By performing the above, it is possible to avoid or suppress the generation of a control force that vibrates the vehicle body due to erroneous information obtained as the high frequency vibration. In this embodiment, the low frequency range is 10 Hz.
It was decided to set the high frequency range to about 10 to 20 Hz in the range, but these frequency ranges are the unsprung resonance frequency of each vehicle, the front and rear resonance frequencies of the suspension system,
It goes without saying that it should be appropriately selected in accordance with the resonance frequency of the steering system, the tire specifications including the tire size, the drive system reduction ratio, and the like. Further, the coefficient ratio a
Should also be set according to the vibration characteristics of each vehicle resulting from these.
【００３７】次に、前記発明原理に基づいて前輪には通
常の能動制御を，後輪には予見制御と能動制御とを選択
制御して、車両の振動特性を改善し得る本実施例の制御
手順を，前記コントローラ３０のマイクロコンピュータ
４４における演算処理装置４４ｃで実行される図９のフ
ローチャートに従って説明する。なお、この処理におい
て，制御フラグＦは後輪側予見制御から通常能動制御に
移行中であることを意味し、フラグＦ＝１で通常能動制
御，Ｆ＝０で予見制御を夫々実行する。Next, based on the above-mentioned principle of the invention, the normal active control is applied to the front wheels, and the preview control and the active control are selectively applied to the rear wheels, so that the vibration characteristic of the vehicle can be improved. The procedure will be described with reference to the flowchart of FIG. 9 executed by the arithmetic processing unit 44c in the microcomputer 44 of the controller 30. In this process, the control flag F means that the rear wheel side preview control is in transition to the normal active control, and the flag F = 1 executes the normal active control, and the flag F = 0 executes the preview control.
【００３８】即ち、図９の処理は所定サンプリング時間
ＴS （例えば２０msec）毎のタイマ割込処理として実行
され、先ず、ステップＳ１で、現在の車速センサ２６の
車速検出値Ｖを読込み、次いでステップＳ２に移行して
上下方向加速度センサ２８ＦＬ〜２８ＲＲからの上下方
向加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR を読込み、次いでステッ
プＳ３に移行してストロークセンサ２７ＦＬ，２７ＦＲ
からのストローク検出値ＳFL，ＳFRを読込む。That is, the process of FIG. 9 is executed as a timer interrupt process at every predetermined sampling time T S (for example, 20 msec). First, in step S1, the current vehicle speed detection value V of the vehicle speed sensor 26 is read, and then in step After shifting to S2, the vertical acceleration detection values Z GFL to Z GRR from the vertical acceleration sensors 28FL to 28RR are read, and then to step S3, the stroke sensors 27FL and 27FR are read.
Read the stroke detection values S FL and S FR from.
【００３９】次にステップＳ４に移行して、前記ストロ
ーク検出値ＳFL，ＳFRを前記ディジタルハイパスフィル
タ処理等により微分して得たストローク速度ＳVFL ，Ｓ
VFRと、前輪側の上下方向加速度検出値ＺGFL ，ＺGFR
を前記ディジタルローパスフィルタ処理等により積分し
て得た前輪側のバネ上振動速度ｘFL’，ｘFR’とから、
路面からの後輪振動入力推定値として路面変位の微分値
ｘOFL ’，ｘOFR ’を算出する。Next, in step S4, the stroke speeds S VFL , S obtained by differentiating the stroke detection values S FL , S FR by the digital high pass filter processing or the like.
VFR and vertical acceleration detection values Z GFL , Z GFR on the front wheel side
From the sprung vibration speeds x FL 'and x FR ' on the front wheel side obtained by integrating
The differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement are calculated as the estimated values of the rear wheel vibrations from the road surface.
【００４０】次にステップＳ５に移行して、前記ステッ
プＳ４で算出された後輪振動入力推定値としての路面変
位の微分値ｘOFL ’，ｘOFR ’に対して，前記高速フー
リエ変換ＦＦＴを行ってパワスペクトル密度分布を求め
る。なお、高速フーリエ変換ＦＦＴをマイクロコンピュ
ータで実行するためには既知のアルゴリズムを適用可能
である。Next, in step S5, the fast Fourier transform FFT is performed on the differential values x OFL ', x OFR ' of the road surface displacement as the rear wheel vibration input estimated value calculated in step S4. To obtain the power spectral density distribution. A known algorithm can be applied to execute the fast Fourier transform FFT by the microcomputer.
【００４１】次にステップＳ６に移行して、前記ステッ
プＳ５で求めた振動入力のパワスペクトル密度分布か
ら、前記〜１０Ｈｚ程度までの低周波数域のオーバオー
ルパワＯＰ1 及び前記１０〜２０Ｈｚ程度の高周波数域
のオーバオールパワＯＰ2 を算出する。次にステップＳ
７に移行して、前記ステップＳ６で算出した高周波数域
のオーバオールパワＯＰ2 が、低周波数域のオーバオー
ルパワＯＰ1 に前記係数比ａを乗じた値以上であるか否
かを判定し、当該高周波数域のオーバオールパワＯＰ2
が低周波数域のオーバオールパワＯＰ1 に前記係数比ａ
を乗じた値以上である場合にはステップＳ８に移行し、
そうでない場合にはステップＳ９に移行する。[0041] Next, the process proceeds to step S6, wherein a power spectrum density distribution of the vibration input obtained in step S5, the high over-all power OP about 1 and the 10~20Hz the low frequency range of up to about the ~10Hz Calculate the overall power OP 2 in the frequency range. Then step S
7, it is determined whether or not the overall power OP 2 in the high frequency range calculated in step S6 is equal to or more than the product of the overall power OP 1 in the low frequency range and the coefficient ratio a. , Overall power OP 2 in the high frequency range
Is the above-mentioned coefficient ratio a in the overall power OP 1 in the low frequency range.
If it is greater than or equal to the value multiplied by, the process proceeds to step S8,
If not, the process proceeds to step S9.
【００４２】前記ステップＳ９では、前記路面変位の微
分値ｘOFL ’及びｘOFR ’を用い，前記３式及び４式に
従って後輪側の予見制御力ＵpRL 及びＵpRR を算出し
て、ステップＳ１０に移行する。前記ステップＳ１０で
は、前記車速検出値Ｖを用い，前記９式に従って遅延時
間τR を算出して、ステップＳ１１に移行する。At step S9, the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR are calculated using the differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement according to the equations 3 and 4, and step S10 Move to. In step S10, the vehicle speed detection value V is used to calculate the delay time τ R according to the equation 9, and the process proceeds to step S11.
【００４３】前記ステップＳ１１では、前記ステップＳ
９で算出した後輪側の予見制御力Ｕ pRL 及びＵpRR と上
記ステップＳ１０で算出した遅延時間τR とを記憶装置
４４ｄに形成したシフトレジスタ領域の先頭位置に格納
すると共に、前回までに格納されている後輪側の予見制
御力ＵpRL ，ＵpRR 及び遅延時間τR とを順次シフトし
て、ステップＳ１２に移行する。このとき、遅延時間τ
R についてはシフトする際に、各シフト位置の遅延時間
τR からサンプリング時間ＴS を夫々減算した値を新た
な遅延時間τR として更新して格納する。In the step S11, the step S
Rear wheel side preview control force U calculated in 9 pRLAnd UpRRAnd above
The delay time τ calculated in step S10RAnd the storage device
Stored at the beginning position of the shift register area formed in 44d
And the preview system on the rear wheel side that has been stored up to the previous time
Power UpRL, UpRRAnd delay time τRAnd sequentially shift
Then, the process proceeds to step S12. At this time, the delay time τ
RAbout the delay time at each shift position when shifting
τRTo sampling time TSNew subtracted values
Delay time τRAnd update and store.
【００４４】前記ステップＳ１２では、制御フラグＦが
“１”であるか否かを判定し、制御フラグＦが“１”で
ある場合にはステップＳ１３に移行し、そうでない場合
にはステップＳ１４に移行する。前記ステップＳ１４で
は、シフトレジスタ領域に格納されている最古すなわち
遅延時間τR が零となった後輪側の予見制御力ＵpRL 及
びＵpRR を読出し、且つ読出した最古の予見制御力Ｕ
pRL ，ＵpRR 及びこれに対する遅延時間τR をシフトレ
ジスタ領域から消去して、ステップＳ１５に移行する。In step S12, it is determined whether the control flag F is "1". If the control flag F is "1", the process proceeds to step S13. If not, the process proceeds to step S14. Transition. In step S14, the earliest preview control forces U pRL and U pRR stored in the shift register area, that is, the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR at which the delay time τ R becomes zero are read out and read out.
The pRL , U pRR and the delay time τ R corresponding thereto are deleted from the shift register area, and the process proceeds to step S15.
【００４５】前記ステップＳ１５では、前記ステップＳ
４で路面変位の微分値を演算するときに導出した前輪側
のバネ上振動速度ｘFL’及びｘFR’，前記ステップＳ１
４で読出された後輪側の予見制御力ＵpRL 及びＵpRR を
用い、下記１０式〜１３式に従って、圧力制御弁２０Ｆ
Ｌ〜２０ＲＲに対する総合制御力ＵFL〜ＵRRを算出し
て、ステップＳ１６に移行する。In the step S15, the step S
4, when the differential value of the road surface displacement is calculated, the sprung mass vibration speeds x FL 'and x FR ' on the front wheel side are calculated, and the step S1 is performed.
Using the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR read in step 4, the pressure control valve 20F is calculated in accordance with the following equations 10 to 13.
Comprehensive control forces U FL to U RR for L to 20 RR are calculated, and the process proceeds to step S16.
【００４６】 ＵFL＝ＵN −ＫB ・ｘFL’ …………(10) ＵFR＝ＵN −ＫB ・ｘFR’ …………(11) ＵRL＝ＵN ＋Ｋp ・ＵpRL …………(12) ＵRR＝ＵN ＋Ｋp ・ＵpRR …………(13) ここで、ＵN は車高を目標車高に維持するために必要な
制御力、ＫB は能動制御ゲイン、Ｋp は予見制御ゲイン
である。[0046] U FL = U N -K B · x FL '............ (10) U FR = U N -K B · x FR' ............ (11) U RL = U N + K p · U pRL ............ (12) U RR = U N + K p · U pRR ............ (13) wherein, U N control force necessary to maintain the vehicle height to the target vehicle height, K B is Active control gain, K p, is the preview control gain.
【００４７】一方、前記ステップＳ１３では、記憶され
ている遅延時間τR から本処理のサンプリング時間ΔＴ
を減じた値（τR −ΔＴ）が零でないか否かを判定し、
この値（τR −ΔＴ）が零でない場合は前記ステップＳ
８に移行し、そうでない場合にはステップＳ１７に移行
する。前記ステップＳ１７では、制御フラグＦを“０”
にリセットしてから前記ステップＳ１４に移行する。On the other hand, in step S13, the sampling time ΔT of this process is calculated from the stored delay time τ R.
It is determined whether the value obtained by subtracting (τ R −ΔT) is not zero,
If this value (τ R −ΔT) is not zero, the above step S
No. 8, otherwise, to step S17. In step S17, the control flag F is set to "0".
After resetting to step S14, the process proceeds to step S14.
【００４８】また、前記ステップＳ８では、前記後輪側
の上下方向加速度検出値ＺGRL ，Ｚ GRR を前記ディジタ
ルローパスフィルタ処理等により積分して後輪側のバネ
上振動速度ｘRL’，ｘRR’を算出して、ステップＳ１８
に移行する。前記ステップＳ１８では、前記ステップＳ
４で路面変位の微分値を演算するときに導出した前輪側
のバネ上振動速度ｘFL’及びｘFR’を用いて前記１０
式，１１式に従って前輪側の圧力制御弁２０ＦＬ，２０
ＦＲに対する総合制御力ＵFL，ＵFRを算出すると共に、
前記ステップＳ８で算出された後輪側のバネ上振動速度
ｘRL’，ｘRR’を用いて下記１４式，１５式に従って後
輪側の圧力制御弁２０ＲＬ，２０ＲＲに対する総合制御
力ＵRL，ＵRRを算出して前記ステップＳ１９に移行す
る。Further, in the step S8, the rear wheel side
Vertical acceleration detection value ZGRL, Z GRRThe digit
The spring on the rear wheel side is integrated by the low-pass filter processing, etc.
Upper vibration speed xRL’, XRR'Is calculated and step S18
Move to. In the step S18, the step S
Front wheel side derived when calculating differential value of road surface displacement in 4
On-spring vibration speed xFL'And xFR'In the above 10
The pressure control valves 20FL, 20
Total control power U for FRFL, UFRAnd calculate
The sprung vibration speed on the rear wheel side calculated in step S8
xRL’, XRRAccording to the following equations 14 and 15 using
Comprehensive control for wheel side pressure control valves 20RL, 20RR
Force URL, URRAnd shifts to the step S19.
It
【００４９】 ＵRL＝ＵN −ＫB ・ｘRL’ …………(14) ＵRR＝ＵN −ＫB ・ｘRR’ …………(15) 前記ステップＳ１９では、制御フラグＦを“１”にセッ
トして前記ステップＳ１６に移行する。前記ステップＳ
１６では、前記ステップＳ１５又は前記ステップＳ１８
で算出した各圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲに対する制
御力ＵFL〜ＵRRを圧力指令値として夫々Ｄ／Ａ変換器４
５ＦＬ〜４５ＲＲに出力してからタイマ割込処理を終了
して所定のメインプログラムに復帰する。[0049] In U RL = U N -K B · x RL '............ (14) U RR = U N -K B · x RR' ............ (15) Step S19, the control flag F It is set to "1" and the process shifts to step S16. Step S
In step 16, the step S15 or the step S18 is performed.
The control forces U FL to U RR for each of the pressure control valves 20FL to 20RR calculated in step 1 are used as pressure command values, and the D / A converter 4 is used.
After outputting to 5FL to 45RR, the timer interrupt process is terminated and the process returns to the predetermined main program.
【００５０】次に本実施例の能動型サスペンションの予
見制御装置の作用について説明する。今、車両が平坦な
良路を目標車高を維持して定速直進走行しているものと
すると、この状態では、車両が平坦な良路で目標車高を
維持していることから、フロントサスペンション及び前
輪側でバネ下共振振動やシミー現象等が発生しておらず
又同時にチェーンも装着していないとされるために車体
側部材１０に揺動を生じないので、各上下方向加速度セ
ンサ２８ＦＬ〜２８ＦＲの加速度検出値ＺGFL〜ＺGRR
及びストロークセンサ２７ＦＬ，２７ＦＲのストローク
検出値ＳFL，Ｓ FRは略零となっており、これらが入力イ
ンターフェース回路４４ａでディジタル値に変換されて
マイクロコンピュータ４４に入力される。Next, the preparation of the active suspension of this embodiment will be described.
The operation of the viewing control device will be described. Now the vehicle is flat
Assuming that the target vehicle height is maintained on a good road and the vehicle is traveling straight at a constant speed
Then, in this state, the target vehicle height is
The front suspension and the front
There is no unsprung resonance vibration or shimmy phenomenon on the wheel side.
At the same time, it is said that the chain is not attached, so the vehicle body
Since the side member 10 does not swing, each vertical acceleration
Acceleration detection value Z of sensors 28FL to 28FRGFL~ ZGRR
And stroke of stroke sensor 27FL, 27FR
Detection value SFL, S FRAre almost zero, and these are input
Is converted to a digital value by the interface circuit 44a
It is input to the microcomputer 44.
【００５１】またこのように車両が平坦な良路を定速直
進走行している状態で、且つフロントサスペンション及
び前輪側でバネ下共振振動やシミー現象等が発生してお
らず又同時にチェーンも装着していない状態では、マイ
クロコンピュータ４４で、所定サンプリング時間ＴS 毎
に実行される図９の処理において、前記ステップＳ４〜
Ｓ６で算出される高周波数域のオーバオールパワＯＰ2
は，同じく低周波数域のオーバオールパワＯＰ1 に係数
比ａを乗じた値よりも小さいはずであるから、前記ステ
ップＳ７からステップＳ９，Ｓ１０に移行して後輪側の
予見制御力ＵpR L ，ＵpRR 及び遅延時間τR が算出さ
れ、更にステップＳ１２で制御フラグＦは後輪側予見制
御を示す“０”であり、従ってステップＳ１４〜Ｓ１５
で算出出力された各総合制御力ＵFL〜ＵRRに従って，前
輪側の圧力制御弁２０ＦＬ及び２０ＦＲに対しては通常
の能動制御を、後輪側の圧力制御弁２０ＲＬ及び２０Ｒ
Ｒに対しては前記遅延時間τR 後に予見制御が実行され
る。In addition, in the state where the vehicle is running straight on a good road at a constant speed as described above, no unsprung resonance vibration or shimmy phenomenon occurs on the front suspension and the front wheels, and at the same time, the chain is attached. In the state of not performing, in the process of FIG. 9 executed by the microcomputer 44 at every predetermined sampling time T S , the steps S4 to
Overall power OP 2 in the high frequency range calculated in S6
Should be smaller than the value obtained by multiplying the overall power OP 1 in the low frequency range by the coefficient ratio a, so that the preview control force U pR L on the rear wheel side is transferred from step S7 to steps S9 and S10. , U pRR and delay time τ R are calculated, and the control flag F is “0” indicating the rear wheel side preview control in step S12, and therefore steps S14 to S15 are performed.
According to the total control forces U FL to U RR calculated and output in step S1, normal active control is applied to the front wheel side pressure control valves 20FL and 20FR, and rear wheel side pressure control valves 20RL and 20R.
For R, preview control is executed after the delay time τ R.
【００５２】即ち、このように目標車高を維持しながら
平坦な良路定速直進走行を継続している状態では、上下
加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR 及び前輪側ストローク検出
値Ｓ FL，ＳFRが略零となることにより、ステップＳ４で
導出される前輪側のバネ上振動速度ｘFL’及びｘFR’が
零となり、一方，ステップＳ９で算出される後輪側の予
見制御力ＵpRL ，ＵpRR も零となり、このうち零の後輪
側の予見制御力ＵpRL，ＵpRR が順次記憶装置４４ｄの
シフトレジスタ領域にステップＳ１０で算出される前後
輪間の遅延時間τR と共にステップＳ１１で格納され、
これらがシフトする毎に遅延時間τR からサンプリング
時間ＴS を減算した値が新たな遅延時間τR として更新
される。このため、ステップＳ１２で制御フラグＦ＝０
であるからステップＳ１４で読出される予見制御力Ｕ
pRL ，ＵpRR も零となっており、前記ステップＳ１５の
処理において、前記１０式〜１３式の右辺第２項が全て
零となることにより、各総合制御力ＵFL〜ＵRRは目標車
高値にのみ対応した中立圧制御力ＵN となり、これらが
圧力指令値として出力側インタフェース回路４４ｂでＤ
／Ａ変換されて駆動回路４６ＦＬ〜４６ＲＲに出力され
る。That is, while maintaining the target vehicle height in this way
When driving straight on a smooth, straight road at a constant speed,
Acceleration detection value ZGFL~ ZGRRAnd front wheel side stroke detection
Value S FL, SFRBecomes almost zero, so that in step S4
Vibration speed x on the front wheel side derivedFL'And xFR'But
0, while the rear wheel side prediction calculated in step S9
Look control force UpRL, UpRRAlso becomes zero, of which the rear wheel of zero
Side preview control force UpRL, UpRROf the storage device 44d
Before and after calculated in step S10 in the shift register area
Delay time between rings τRStored in step S11 with
Each time these shift, the delay time τRSampling from
Time TSIs the new delay time τRUpdated as
To be done. Therefore, in step S12, the control flag F = 0
Therefore, the preview control force U read in step S14
pRL, UpRRIs also zero, and the value in step S15
In the processing, all the second terms on the right side of the expressions 10 to 13 are all
By becoming zero, the total control force UFL~ URRIs the target car
Neutral pressure control force U corresponding only to high valuesNAnd these are
D as a pressure command value at the output side interface circuit 44b
/ A converted and output to the drive circuits 46FL to 46RR
It
【００５３】このため、駆動回路４６ＦＬ〜４６ＲＲで
制御力ＵFL〜ＵRRに対応した指令電流ｉFL〜ｉRRに変換
されて各圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲに供給される。
この結果、圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲから目標車高
を維持するために必要な中立圧ＰCNが各油圧シリンダ１
８ＦＬ〜１８ＲＲに出力され、これら油圧シリンダ１８
ＦＬ〜１８ＲＲで車体側部材１０及び車輪側部材１４間
のストロークを目標車高に維持する推力を発生する。Therefore, the drive circuits 46FL to 46RR convert the command currents i FL to i RR corresponding to the control forces U FL to U RR and supply the command currents i FL to i RR to the pressure control valves 20FL to 20RR.
As a result, the neutral pressure P CN required to maintain the target vehicle height from the pressure control valves 20FL to 20RR is the hydraulic cylinder 1.
8FL to 18RR and these hydraulic cylinders 18
A thrust force for maintaining the stroke between the vehicle body side member 10 and the wheel side member 14 at the target vehicle height is generated at FL to 18RR.
【００５４】この良路を定速走行している状態で、例え
ば前左右輪１１ＦＬ及び１１ＦＲが同時に一過性の例え
ば凸部を通過する状態となると、前左右輪の凸部乗り上
げによるバウンドによって車体側部材１０に上方向の加
速度が発生し、これが前左右輪の上下方向加速度センサ
２８ＦＬ及び２８ＦＲで検出され、同時に前左右輪のバ
ウンドに伴うストロークがストロークセンサ２７ＦＬ，
２７ＦＲで検出される。When the front left and right wheels 11FL and 11FR simultaneously pass through, for example, a convex portion while traveling at a constant speed on this good road, the vehicle body is bound by the convex portion of the front left and right wheels riding up. An upward acceleration is generated in the side member 10, and this is detected by the vertical acceleration sensors 28FL and 28FR of the front left and right wheels, and at the same time, the stroke due to the bounding of the front left and right wheels is the stroke sensor 27FL.
Detected at 27 FR.
【００５５】このため、マイクロコンピュータ４４で図
９の処理が実行されるサンプリング時間ＴS 毎に、ステ
ップＳ４では前記上下方向加速度センサ２８ＦＬ，２８
ＦＲからの上下方向加速度検出値ＺGFL ，ＺGFR 及びス
トロークセンサ２７ＦＬ，２７ＦＲからのストローク検
出値ＳFL，ＳFRに応じた路面変位の微分値ｘOFL ’及び
ｘOFR ’が算出される。このとき、路面変位の微分値ｘ
OFL ’及びｘOFR ’は平坦な良路上の一過性の凸部乗り
上げによるものであるから、未だフロントサスペンショ
ン及び前左右輪には，前記諸原因による高周波振動は発
生していないものとして、ステップＳ５〜Ｓ７で高周波
数域のオーバオールパワＯＰ2 は，同じく低周波数域の
オーバオールパワＯＰ1 に係数比ａを乗じた値よりも小
さいと判断され、ステップＳ９では前記路面変位の微分
値ｘOFL ’及びｘOFR ’に応じた予見制御力ＵpRL ，Ｕ
pRR が算出され、ステップＳ１０では車速に応じた遅延
時間τR が算出され、これらがステップＳ１１で順次シ
フトされながら記憶装置４４ｄのシフトレジスタ領域に
格納される。Therefore, at each sampling time T S at which the microcomputer 44 executes the processing of FIG. 9, the vertical acceleration sensors 28FL and 28FL are operated at step S4.
The differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement according to the vertical acceleration detection values Z GFL and Z GFR from FR and the stroke detection values S FL and S FR from the stroke sensors 27FL and 27FR are calculated. At this time, the differential value x of the road surface displacement
OFL 'and x OFR ' because of transient riding on a convex road on a flat and smooth road, so it is assumed that the front suspension and the front left and right wheels have not yet generated high-frequency vibration due to the above-mentioned causes. In S5 to S7, it is determined that the overall power OP 2 in the high frequency range is smaller than the value obtained by multiplying the overall power OP 1 in the low frequency range by the coefficient ratio a, and in step S9, the differential value x of the road surface displacement. Preview control force U pRL , U according to OFL 'and x OFR '
pRR is calculated, the delay time τ R corresponding to the vehicle speed is calculated in step S10, and these are stored in the shift register area of the storage device 44d while being sequentially shifted in step S11.
【００５６】ここで、前輪側については凸部乗り上げに
よって上方に作用する加速度によって前記上下方向加速
度センサ２８ＦＬ，２８ＦＲから出力される上下方向加
速度検出値ＺGFL ，ＺGFR は正方向に増加するから、ス
テップＳ４で導出されるバネ上振動速度ｘFL’，ｘFR’
も正方向に増加し、従ってステップＳ１５で算出される
前輪側総合制御力ＵFL, ＵFRは中立圧制御力ＵN より減
少することになり、これに応じて駆動回路４６ＦＬ及び
４６ＦＲから出力される指令電流ｉFL, ｉFRが減少し、
これによって圧力制御弁２０ＦＬ，２０ＦＲから出力さ
れる制御圧ＰCが中立圧ＰCNより低下して油圧シリンダ
１８ＦＬ，１８ＦＲの推力が低下され、結果的に前輪側
のストロークを減少させることを可能とすることによ
り、前輪１１ＦＬ，１１ＦＲの凸部乗り上げによる車体
側部材１０の揺動を抑制する，所謂通常の能動制御が可
能となる。一方、後輪側については前輪が凸部に乗り上
げた時点では遅延時間τR が零となった後輪側予見制御
力ＵpRL ，ＵpRR は零の状態を維持するので、後輪側油
圧シリンダ１８ＲＬ，１８ＲＲでは目標車高を維持する
推力を発生させる状態が継続される。On the front wheel side, the vertical acceleration detection values Z GFL and Z GFR output from the vertical acceleration sensors 28FL and 28FR are increased in the positive direction by the acceleration acting upward due to the riding on the convex portion. On-spring vibration velocities x FL 'and x FR ' derived in step S4
Also increases in the positive direction, and therefore the front wheel side total control force U FL, U FR calculated in step S15 becomes less than the neutral pressure control force U N , and correspondingly is output from the drive circuits 46FL and 46FR. Command current i FL, i FR
As a result, the control pressure P C output from the pressure control valves 20FL, 20FR is lower than the neutral pressure P CN , the thrust of the hydraulic cylinders 18FL, 18FR is reduced, and as a result, the stroke on the front wheel side can be reduced. By doing so, so-called normal active control that suppresses the swinging of the vehicle body side member 10 due to the riding of the convex portions of the front wheels 11FL and 11FR becomes possible. On the other hand, on the rear wheel side, the delay time τ R becomes zero when the front wheel rides on the convex portion, and the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR maintain the state of zero. In 18RL and 18RR, the state of generating thrust for maintaining the target vehicle height is continued.
【００５７】その後、前輪１１ＦＬ及び１１ＦＲが路面
凸部の頂部を通過し終わると、リバウンド状態となって
車体側部材１０に下方向の加速度を生じることになり、
マイクロコンピュータ４４で図９の処理が実行されるサ
ンプリング時間ＴS 毎に、上記とは逆に前輪側の下降速
度の変化を抑制する前輪側能動総合制御力ＵFL, ＵFRが
前記と逆符号をもって算出されると共に、当該前輪側の
下降速度の変化を抑制する後輪側予見制御力ＵpRL ，Ｕ
pRR も算出されて、この後輪側予見制御力ＵpR L ，Ｕ
pRR が順次シフトされながら記憶装置４４ｄのシフトレ
ジスタ領域に格納される。したがって、ステップＳ１５
で算出される前輪側総合制御力ＵFL及びＵ FRは凸部通過
後の車体下降速度に応じて中立圧制御力ＵN より増加さ
れ、これに応じて駆動回路４６ＦＬ及び４６ＦＲから出
力される指令電流ｉFLが増加し、これによって圧力制御
弁２０ＦＬ及び２０ＦＲから出力される制御圧ＰC が中
立圧ＰCNより増加して、油圧シリンダ１８ＦＬ及び１８
ＦＲの推力が増加され、結果的にリバウンド状態にある
前輪側のストロークを増加させることにより、前輪１１
ＦＬ及び１１ＦＲの凸部乗り上げ後の車体側部材１０の
揺動を抑制する，通常能動制御が可能となる。一方、こ
の状態でも遅延時間τR が零となった後輪側予見制御力
ＵpRL ，ＵpRR は零の状態を維持するので、後輪側油圧
シリンダ１８ＲＬ，１８ＲＲでは目標車高を維持する推
力を発生させる状態が継続される。After that, the front wheels 11FL and 11FR are on the road surface.
After passing the top of the convex part, it becomes a rebound state
A downward acceleration is generated in the vehicle body member 10,
The microcomputer 44 executes the processing shown in FIG.
Sampling time TSContrary to the above, descending speed on the front wheel side
Front side active total control force U that suppresses changes in degreeFL,UFRBut
It is calculated with the opposite sign to the above and the front wheel side
Rear wheel side preview control force U that suppresses changes in the descending speedpRL, U
pRRIs also calculated, and this rear wheel side preview control force UpR L, U
pRRAre sequentially shifted while the storage device 44d shifts
It is stored in the register area. Therefore, step S15
Front wheel side total control force U calculated byFLAnd U FRPasses through the convex part
Neutral pressure control force U according to the rear body descending speedNMore increased
And the drive circuits 46FL and 46FR output accordingly.
Forced command current iFLIncreases, which results in pressure control
Control pressure P output from valves 20FL and 20FRCIn
Standing pressure PCNMore, hydraulic cylinders 18FL and 18
FR thrust is increased, resulting in rebound
By increasing the stroke on the front wheel side, the front wheel 11
Of the vehicle body side member 10 after riding on the convex portion of FL and 11FR
Normally active control that suppresses oscillation is possible. On the other hand, this
Delay time τRPredictive control force on the rear wheel side when
UpRL, UpRRIs maintained at zero, the rear wheel side hydraulic pressure
The cylinders 18RL and 18RR are designed to maintain the target vehicle height.
The force-generating state continues.
【００５８】しかしながら、後輪側については、図９の
ステップＳ１０で算出される遅延時間τR が経過した時
点から順次、遅延時間τR だけ前，即ち前述した前左右
輪１１ＦＬ，１１ＦＲが凸部を通過した時点の後輪側予
見制御力ＵpRL ，ＵpRR を読出し、これらに基づいてス
テップＳ１５で後輪側総合制御力ＵRL, ＵRRを算出し、
これらを後輪側圧力指令値として圧力制御弁２０ＲＬ，
２０ＲＲに出力する。この結果、前輪１１ＦＬ，１１Ｆ
Ｒが凸部乗り上げ開始時点から遅延時間τR 分遅れた後
輪１１ＲＬ，１１ＲＲが凸部に乗り上げる時点から後輪
側制御力ＵRL,ＵRRが中立圧制御力ＵN から減少するこ
とにより、駆動回路４６ＲＬ及び４６ＲＲから出力され
る指令電流ｉRLが中立電流ｉN より低下し、これによっ
て圧力制御弁２０ＲＬ及び２０ＲＲから出力される制御
圧ＰC が中立圧ＰCNより低下して、油圧シリンダ１８Ｒ
Ｌ及び１８ＲＲの推力が低下され、結果的に後左右輪側
のストロークを減少させることを可能とすることによ
り、後左右輪１１ＲＬ及び１１ＲＲの凸部乗り上げによ
って車体側部材１０に生じる揺動を抑制する，所謂後輪
予見制御を可能とする。However, on the rear wheel side, sequentially from the time when the delay time τ R calculated in step S10 of FIG. 9 has elapsed, the front side is delayed by the delay time τ R , that is, the above-mentioned front left and right wheels 11FL and 11FR have convex portions. The rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR at the time when the vehicle passes through are read out, and the rear wheel side total control force U RL, U RR is calculated in step S15 based on them.
These are used as rear wheel side pressure command values, and the pressure control valve 20RL,
Output to 20RR. As a result, the front wheels 11FL, 11F
Rear wheel R has a delay time tau R delayed from the start ride protrusion 11RL, rear-wheel side control force from the time the 11RR rides on the convex portion U RL, by U RR is decreased from the neutral pressure control force U N, The command current i RL output from the drive circuits 46RL and 46RR is lower than the neutral current i N , whereby the control pressure P C output from the pressure control valves 20RL and 20RR is lower than the neutral pressure P CN , and the hydraulic cylinder 18R
The thrusts of L and 18RR are reduced, and as a result, the strokes on the left and right rear wheels can be reduced, so that the vehicle body-side member 10 is prevented from swinging due to the protrusion of the rear left and right wheels 11RL and 11RR. This enables the so-called rear wheel preview control.
【００５９】このとき、前記３式及び４式で設定される
後輪側予見制御力ＵpRL ，ＵpRR は、前記８式で示すよ
うに後輪側から車体に伝達される振動入力を十分に相殺
或いは抑制することができるので、良好な乗心地が維持
される。一方、前輪１１ＦＬ，１１ＦＲの何れか一方例
えば前左輪１１ＦＬのみが一過性の凸部に乗り上げた場
合には、左輪側の油圧シリンダ１８ＦＬ及び１８ＲＬに
ついてのみ上記揺動抑制制御が行われ、凸部乗り上げを
生じない右輪側の油圧シリンダ１８ＦＲ及び１８ＲＲに
ついては、中立圧を維持する制御が行われる。At this time, the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR set by the above equations 3 and 4 are sufficient for the vibration input transmitted from the rear wheel side to the vehicle body as shown in the above equation 8. Since they can be offset or suppressed, good riding comfort is maintained. On the other hand, when either one of the front wheels 11FL and 11FR, for example, only the front left wheel 11FL rides on the transient convex portion, the swing suppression control is performed only for the left wheel hydraulic cylinders 18FL and 18RL, and the convex portion For the right-side hydraulic cylinders 18FR and 18RR that do not ride up, control for maintaining the neutral pressure is performed.
【００６０】また、前輪１１ＦＬ、１１ＦＲが一過性の
凹部に落ち込んだときには、上記と逆の制御を行って車
体の揺動を抑制することができ、さらに一過性の凹凸に
限らず不整路面等の連続的な凹凸路面を走行する場合で
も前輪の挙動に応じて後輪を予見制御することができ
る。ところで、前記のような平坦な良路走行中であって
も，フロントサスペンション及び前左右輪でバネ下共振
振動が発生するとか、シミー現象が発生するとかした場
合には、前記上下方向加速度検出値ＺGFL ，ＺGFR 及び
ストローク検出値Ｓ FL，ＳFRの高周波成分が増大する。
また、チェーンを装着した走行中にあってもこの傾向が
発生する。このような状況では路面入力とは無関係なフ
ロントサスペンション系の振動を路面入力の誤情報とし
て得てしまう。従って、上記高周波成分が増大した上下
方向加速度検出値ＺGFL ，ＺGFR 及びストローク検出値
ＳFL，ＳFRから得られる路面変位の微分値ｘOFL ’及び
ｘOFR ’の高周波成分も増大している。従って、前記ス
テップＳ５，Ｓ６で得られた高周波数域のオーバオール
パワＯＰ2 は低周波数域のオーバオールパワＯＰ1 に係
数比ａを乗じた値以上となり、従ってステップＳ８で算
出された後輪側バネ上振動速度ｘRL’，ｘRR’に対して
ステップＳ１８では能動制御ゲインＫB を乗じた値から
後輪側総合制御力ＵRL，ＵRRが算出され、同時に前記と
同様に前輪側総合制御力ＵFL，ＵFRが算出される。これ
らの総合制御力ＵFL〜ＵRRが圧力指令値として圧力制御
弁２０ＦＬ〜２０ＲＲに出力されると、各油圧シリンダ
１８ＦＬ〜１８ＲＲが通常のスカイフックダンパ効果を
発揮する能動型サスペンションとして動作し、少なくと
も前記誤情報として得られた路面振動入力推定値である
路面変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’に基づいて行わ
れる予見制御の車体への不要な加振力の発生を回避する
ことができ、同時に通常の能動制御によって車体の上下
動を効果的に抑制して良好な乗心地を確保することがで
きる。なお、この後輪側通常能動制御時には前記ステッ
プＳ１９において制御フラグＦは，それを示す“１”に
セットされている。Further, the front wheels 11FL and 11FR are transient.
If it falls into the recess, perform the reverse control to the above
It is possible to suppress body swings and to create temporary irregularities
Not only when traveling on a continuous uneven road surface such as an irregular road surface
Can also predict the rear wheels according to the behavior of the front wheels.
It By the way
Also the front suspension and front left and right wheels unsprung resonance
If vibration occurs or shimmy phenomenon occurs,
In the case of the above, the vertical acceleration detection value ZGFL, ZGFRas well as
Stroke detection value S FL, SFRThe high-frequency component of is increased.
In addition, even when running with a chain attached, this tendency
Occur. In such a situation, a field unrelated to road surface input
The vibration of the front suspension system is treated as the error information of the road surface input.
I will get it. Therefore, the above and above
Directional acceleration detection value ZGFL, ZGFRAnd stroke detection value
SFL, SFRDifferential value x of road displacement obtained fromOFL'as well as
xOFRThe high frequency component of 'is also increasing. Therefore, the
High frequency overall obtained in steps S5 and S6
Power OP2Is overall power OP in the low frequency range1In charge
The value is equal to or greater than the value obtained by multiplying the numerical ratio a, and therefore is calculated in step S8
The sprung vibration speed on the rear wheel side issued xRL’, XRRAgainst
In step S18, the active control gain KBFrom the value multiplied by
Rear wheel side total control force URL, URRIs calculated and at the same time
Similarly, front wheel side total control force UFL, UFRIs calculated. this
Total control power UFL~ URRIs pressure control as pressure command value
When output to the valves 20FL to 20RR, each hydraulic cylinder
18FL-18RR has the usual skyhook damper effect
It works as an active suspension, and at least
Is also the road surface vibration input estimated value obtained as the above-mentioned false information.
Differential value of road displacement xOFL'And xOFR'Based on
Avoiding unnecessary vibration force on the vehicle body for preview control
And at the same time up and down the body by normal active control
It is possible to effectively control the movement and secure a good ride comfort.
Wear. During normal active control on the rear wheel side,
In step S19, the control flag F is set to "1" indicating that.
It is set.
【００６１】ところで、前記シミー現象やバネ下共振振
動は永続的なものではなく，やがて収束して発生しなく
なる。このとき、前記ステップＳ５，Ｓ６で得られた高
周波数域のオーバオールパワＯＰ2 は低周波数域のオー
バオールパワＯＰ1 に係数比ａを乗じた値未満となるか
ら、ステップＳ９及びＳ１０では再び予見制御力
ＵpR L ，ＵpRR 及び遅延時間τR を算出してそれらをス
テップＳ１１で前記シフトレジスタ領域に格納更新す
る。しかしながら、この時点で，前回の後輪側予見制御
から通常能動制御に移行している間、新たな予見制御力
ＵpRL ，ＵpRR 及び遅延時間τR が算出・格納・更新さ
れていないから，所謂古いデータが温存されていること
になる。従って、本処理のサンプリング時間ΔＴをｎ回
繰り返して最新の遅延時間が経過しないと、前記ステッ
プＳ１４では後輪側予見制御に適した予見制御力
ＵpRL ，ＵpRR も遅延時間τR も読出せないことにな
る。そこで、前記ステップＳ１２では、前記ステップＳ
１９で立てた制御フラグＦ＝１に基づいてステップＳ１
３に移行し、更新記憶されている最新の遅延時間τR か
らサンプリング時間ΔＴを減じた値（τR −ΔＴ）が零
であるか否かを判定するが，少なくともこの時点でこの
値（τR −ΔＴ）が零でないとすると前記ステップＳ８
からステップＳ１８に移行して後輪側通常能動制御を継
続する。なお、前記ステップＳ１３で算出される値（τ
R −ΔＴ）は記憶装置４４ｄに一時的に記憶しておき、
次に行われる処理でこの値を読出して更にサンプリング
時間ΔＴを減じて前記判定を行う。By the way, the shimmy phenomenon and the unsprung resonance vibration are not permanent, and eventually converge and do not occur. At this time, the overall power OP 2 in the high frequency range obtained in steps S5 and S6 becomes less than the value obtained by multiplying the overall power OP 1 in the low frequency range by the coefficient ratio a, so that steps S9 and S10 are performed again. The preview control forces U pR L , U pRR and the delay time τ R are calculated and stored in the shift register area and updated in step S11. However, at this point, new preview control forces U pRL , U pRR and delay time τ R have not been calculated, stored, or updated during the transition from the previous rear wheel side preview control to the normal active control. So-called old data is preserved. Therefore, unless the latest delay time elapses after repeating the sampling time ΔT of this processing n times, the preview control forces U pRL and U pRR suitable for the rear wheel side preview control and the delay time τ R can be read in step S14. There will be no. Therefore, in the step S12, the step S
Step S1 based on the control flag F = 1 set in 19
Then, it is determined whether or not the value (τ R −ΔT) obtained by subtracting the sampling time ΔT from the latest delay time τ R that has been updated and stored is zero, but this value (τ If R− ΔT) is not zero, the above step S8
To S18, the rear wheel side normal active control is continued. The value calculated in step S13 (τ
R− ΔT) is temporarily stored in the storage device 44d,
In the next process, this value is read and the sampling time ΔT is further reduced to make the determination.
【００６２】やがて前記経過時間の比較判定対象となる
遅延時間τR が経過すると、前記ステップＳ１３で値
（τR −ΔＴ）は零となってステップＳ１７に移行し、
ここで制御フラグＦを後輪側予見制御を示す“０”にリ
セットして，始めてステップＳ１４，Ｓ１５に移行して
再度後輪側予見制御を実行する。以上の制御において、
後輪路面振動入力推定値である路面変位の微分値
ｘOFL’及びｘOFR ’の高周波数域のオーバオールパワ
ＯＰ2 が同じく低周波数域のオーバオールパワＯＰ1 の
係数比ａ倍値以上である場合に、後輪側の予見制御を中
止して通常の能動制御に切換えることは、例えば前記１
４式，１５式に，制御ゲインＫp を乗じた後輪側予見制
御力ＵpRL 及びＵpRR を加えて後輪側総合制御力ＵRL及
びＵRRを算出すると考えたときに、この制御ゲインＫp
を零とすることと同等である（詳しくは後述する第３実
施例を参照されたい）。従って、本実施例は請求項３に
係る発明を請求項１に係る発明に適用したものと見なさ
れ、制御の対象となる制御車輪は後輪１１ＲＬ，１１Ｒ
Ｒであり、路面検出手段は前輪１１ＦＬ，１１ＦＲを経
由して車体に入力される振動入力を，ストローク並びに
上下方向加速度として検出するから、前記図９の処理の
うち，ステップＳ２，Ｓ３が請求項１に係る本発明の路
面検出手段に相当し、以下同様にステップＳ４が制御車
輪入力推定手段に相当し、ステップＳ５〜Ｓ７が入力レ
ベル判定手段に相当し、ステップＳ９〜Ｓ１６が予見制
御手段に相当し、ステップＳ８及びＳ１８がゲイン変更
手段に相当する。また、路面の凹凸の検出時は前輪への
振動入力時に相当し、予見距離は前後輪間のホイルベー
スに相当する。When the delay time τ R to be compared and judged with the elapsed time elapses, the value (τ R -ΔT) becomes zero in step S13, and the process proceeds to step S17.
Here, the control flag F is reset to "0" indicating the rear wheel side preview control, and the process first proceeds to steps S14 and S15 to execute the rear wheel side preview control again. In the above control,
If the overall power OP 2 in the high frequency range of the differential value x OFL 'and x OFR ', which is the estimated input value of the rear wheel road vibration, is equal to or greater than the coefficient ratio a of the overall power OP 1 in the low frequency range. In some cases, the preview control on the rear wheel side is stopped and the normal active control is switched to, for example, the above-mentioned 1
When the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR multiplied by the control gain K p are added to the equations 4 and 15, the rear wheel side total control forces U RL and U RR are considered to be calculated. K p
Is equal to zero (for details, refer to the third embodiment described later). Therefore, it is considered that the present embodiment applies the invention of claim 3 to the invention of claim 1, and the control wheels to be controlled are the rear wheels 11RL and 11R.
R, the road surface detecting means detects the vibration input inputted to the vehicle body via the front wheels 11FL and 11FR as the stroke and the vertical acceleration, so that steps S2 and S3 in the processing of FIG. 9 are claimed. 1 corresponds to the road surface detection means of the present invention, hereinafter step S4 corresponds to the control wheel input estimation means, steps S5 to S7 correspond to the input level determination means, and steps S9 to S16 correspond to the preview control means. Correspondingly, steps S8 and S18 correspond to gain changing means. Further, the detection of the unevenness of the road surface corresponds to the vibration input to the front wheels, and the preview distance corresponds to the wheel base between the front and rear wheels.
【００６３】なお、この第１実施例において，後輪側の
予見制御から能動制御への移行にあたっては、特にシミ
ー現象やバネ下共振振動がフロントサスペンション系に
のみ発生した場合に，これらの諸要因によって路面振動
入力の誤情報としての高周波成分が増加し、その結果，
高周波域のオーバオールパワＯＰ2 が低周波数域のオー
バオールパワＯＰ1 の係数比ａ倍値以上となった時点に
おいても、この時点までの後輪側予見制御力ＵpRL ，Ｕ
pRR 及び遅延時間τR は後輪側予見制御にとって適正な
ものであるから、この時点から前記遅延時間τR が経過
するまでの間は後輪側予見制御を継続できるようにすれ
ば、車体の揺動は更に安定する。In the first embodiment, when shifting from the preview control on the rear wheel side to the active control, especially when a shimmy phenomenon or unsprung resonance vibration occurs only in the front suspension system, these factors As a result, the high frequency component as false information of road surface vibration input increases, and as a result,
Even when the overall power OP 2 in the high frequency range becomes equal to or more than the coefficient ratio a times the overall power OP 1 in the low frequency range, the rear wheel side preview control force U pRL , U up to this point
Since the pRR and the delay time τ R are appropriate for the rear wheel side preview control, if the rear wheel side preview control can be continued from this point until the delay time τ R elapses, the vehicle body The swing is more stable.
【００６４】次に、本発明の能動型サスペンションの予
見制御装置の第２実施例を図１０に従って説明する。こ
の第２実施例は、前記ＦＦＴで掛かるマイクロコンピュ
ータへの負担を軽減してより高速処理を可能としたもの
である。本実施例で適用される車両の構成並びに能動型
サスペンション１２の構成は前記図２に示す第１実施例
とほぼ同様である。また、能動型サスペンション１２を
制御するコントローラ３０の構造的な構成も前記図６に
示す第１実施例とほぼ同様である。Next, a second embodiment of the preview control device for the active suspension of the present invention will be described with reference to FIG. In the second embodiment, the load on the microcomputer, which is required by the FFT, is reduced to enable higher speed processing. The structure of the vehicle and the structure of the active suspension 12 applied in this embodiment are substantially the same as those in the first embodiment shown in FIG. Further, the structural configuration of the controller 30 for controlling the active suspension 12 is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG.
【００６５】そして、コントローラ３０内のマイクロコ
ンピュータ４４で行われる処理の内容が異なる。ここ
で、前記後輪路面入力として算出される路面変位の微分
値ｘOF L ’及びｘOFR ’や後輪側予見制御力ＵpRL 及び
ＵpRR ，遅延時間τR ，総合制御力ＵFL〜ＵRR等の演算
処理についても第１実施例と同様に行われるが、前記高
周波数域の振動入力のエネルギ及び低周波数域の振動エ
ネルギの算出方法が異なる。具体的に、前記ＦＦＴから
両周波数域のオーバオールパワを算出する負担を軽減す
るために、対応する各周波数域の後輪路面入力推定値を
取出し、これらの二乗積分値から各周波数域のエネルギ
を代替え算出する。The contents of the processing performed by the microcomputer 44 in the controller 30 are different. Here, the rear wheel differential value of the road surface displacement which is calculated as the road surface input x OF L 'and x OFR' and the rear wheel side predictive control force U pRL and U pRR, the delay time tau R, comprehensive control force U FL ~U The calculation process of RR and the like is performed in the same manner as in the first embodiment, but the calculation method of the vibration input energy in the high frequency range and the vibration energy in the low frequency range is different. Specifically, in order to reduce the burden of calculating the overall power of both frequency ranges from the FFT, the rear wheel road surface input estimated values of the corresponding frequency ranges are extracted, and the energy of each frequency range is calculated from the square integral value of these values. Is calculated instead.
【００６６】従って、マイクロコンピュータ４４で前記
図９に示す処理に代えて図１０に示す処理を実行する。
ここでは前記図９のステップＳ５が図１０のステップＳ
２５に，以下同様にステップＳ６がステップＳ２６に，
ステップＳ７がステップＳ２７に変更されているのみで
あるが、理解を容易にするためにその他のステップにつ
いても同様にステップＳ１をステップＳ２１で，ステッ
プＳ２をステップＳ２２で，…，ステップＳ１９をステ
ップＳ３９で表しており、それらの具体的な所定内容に
ついては前記第１実施例と同様である。これらの同一な
ステップについては簡略ながらも，全体的な処理の内容
について説明すると、先ず、ステップＳ２１で現在の車
速検出値Ｖを読込み、次いでステップＳ２２で上下方向
加速度検出値ＺGFL 〜ＺGR R を読込み、次いでステップ
Ｓ２３でストローク検出値ＳFL，ＳFRを読込む。Therefore, the microcomputer 44 executes the process shown in FIG. 10 instead of the process shown in FIG.
Here, the step S5 in FIG. 9 is the step S5 in FIG.
25, and the likewise step S6 to step S26,
Only step S7 is changed to step S27, but for ease of understanding, similarly, for other steps, step S1 is step S21, step S2 is step S22, ..., Step S19 is step S39. The specific predetermined contents are the same as those in the first embodiment. To explain the contents of the overall process, although these same steps are simplified, the current vehicle speed detection value V is read in step S21, and then the vertical acceleration detection values Z GFL to Z GR R are read in step S22. Is read, and then the stroke detection values S FL and S FR are read in step S23.
【００６７】次のステップＳ２４では、前記図９のステ
ップＳ４と同様にして路面変位の微分値ｘOFL ’，ｘ
OFR ’を算出する。次にステップＳ２５に移行して、前
記ステップＳ４で算出された後輪路面振動入力推定値と
しての路面変位の微分値ｘOFL ’，ｘOFR ’に対してカ
ットオフ周波数の重複しない例えばディジタルバンドパ
スフィルタ処理によって高低周波数域の路面変位の微分
値成分ｘBP1OFL’〜ｘBP2OFR’を算出する。具体的には
例えば前記〜１０Ｈｚの低周波数域が通過周波数帯域で
あるディジタルバンドパスフィルタ処理によって、路面
変位の微分値ｘOFL ’，ｘOFR ’のうちの当該低周波数
域成分ｘBP1OFL’，ｘBP1OFR’を求め、同様にして前記
１０〜２０Ｈｚが通過周波数帯域であるディジタルバン
ドパスフィルタ処理によって、路面変位の微分値
ｘOFL ’，ｘOFR ’のうちの当該高周波数域成分ｘBP
2OFL’，ｘBP2OFR’を求める。なお、各ディジタルバン
ドパスフィルタは既知のようにマイクロコンピュータで
実行されるプログラムで構築され、各フィルタのカット
オフ周波数は当該プログラム中で使用される一時変数で
設定される。In the next step S24, the differential value x OFL ', x of the road surface displacement is obtained in the same manner as in step S4 of FIG.
Calculate OFR '. Next, in step S25, the cutoff frequencies do not overlap with the differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement as the rear wheel road surface vibration input estimated value calculated in step S4. The differential value components xBP 1OFL 'to xBP 2OFR ' of the road surface displacement in the high and low frequency regions are calculated by the filter processing. Specifically, for example, by the digital band pass filter processing in which the low frequency range of -10 Hz is the pass frequency band, the low frequency range component xBP 1OFL ', xBP of the differential value x OFL ', x OFR 'of the road surface displacement is obtained. 1OFR ', and similarly, the high frequency component xBP of the differential value x OFL ', x OFR 'of the road surface displacement is obtained by the digital band pass filter processing in which the pass frequency band is 10 to 20 Hz.
Calculate 2OFL 'and xBP 2OFR '. Each digital bandpass filter is constructed by a program executed by a microcomputer as is known, and the cutoff frequency of each filter is set by a temporary variable used in the program.
【００６８】次にステップＳ２６に移行して、前記ステ
ップＳ２５で算出された高低周波数域の路面変位の微分
値成分ｘBP1OFL’〜ｘBP2OFR’の各周波数域ごとの周波
数ｆに対する二乗積分値ＳＩ1 ，ＳＩ2 を下記１６式，
１７式から算出する。 ＳＩ1 ＝∫（ｘBP1OFL’）2 ｄｆ＋∫（ｘBP1OFR’）2 ｄｆ …………(16) ＳＩ2 ＝∫（ｘBP2OFL’）2 ｄｆ＋∫（ｘBP2OFR’）2 ｄｆ …………(17) 次にステップＳ２７に移行して、前記ステップＳ２６で
算出した高周波数域の路面変位の微分値の二乗積分値Ｓ
Ｉ2 が、低周波数域の路面変位の微分値の二乗積分値Ｓ
Ｉ1 に前記係数比ａを乗じた値以上であるか否かを判定
し、当該高周波数域の二乗積分値ＳＩ2 が低周波数域の
二乗積分値ＳＩ1 に前記係数比ａを乗じた値以上である
場合にはステップＳ２８に移行し、そうでない場合には
ステップＳ２９に移行する。[0068] Next, the process proceeds to step S26, the square integration value SI 1 for the frequency f for each frequency band of the differential value components xBP 1OFL '~xBP 2OFR' road displacement high and low frequency ranges calculated in the step S25 , SI 2 is the following 16 equations,
It is calculated from Equation 17. SI 1 = ∫ (xBP 1OFL ') 2 df + ∫ (xBP 1OFR ') 2 df ………… (16) SI 2 = ∫ (xBP 2OFL ') 2 df + ∫ (xBP 2OFR ') 2 df ………… ( 17) Next, in step S27, the square integral value S of the differential value of the road surface displacement in the high frequency range calculated in step S26.
I 2 is the square integral value S of the differential value of the road surface displacement in the low frequency range
It is determined whether or not I 1 is greater than or equal to a value obtained by multiplying the coefficient ratio a, and the square integration value SI 2 in the high frequency range is a value obtained by multiplying the square integration value SI 1 in the low frequency range by the coefficient ratio a. When it is above, it moves to step S28, and when that is not right, it moves to step S29.
【００６９】前記ステップＳ２９では、前記３式及び４
式に従って後輪側の予見制御力ＵpR L 及びＵpRR を算出
し、次いでステップＳ３０に移行して、前記９式に従っ
て遅延時間τR を算出し、次いでステップＳ３１に移行
して、前記ステップＳ２９で算出した後輪側の予見制御
力ＵpRL 及びＵpRR と上記ステップＳ３０で算出した遅
延時間τR とを記憶装置４４ｄに形成したシフトレジス
タ領域の先頭位置に格納すると共に、前回までに格納さ
れている後輪側の予見制御力ＵpRL ，ＵpRR 及び遅延時
間τR とを順次シフトして、ステップＳ３２に移行す
る。このとき、遅延時間τR についてはシフトする際に
は前記第１実施例と同様に、各シフト位置の遅延時間τ
R からサンプリング時間ＴS を夫々減算した値を新たな
遅延時間τ R として更新して格納する。In step S29, the equations 3 and 4 are
Prediction control force U on the rear wheel side according to the formulapR LAnd UpRRCalculate
And then move to step S30
Delay time τRIs calculated, and then the process proceeds to step S31.
Then, the preview control on the rear wheel side calculated in step S29 is performed.
Force UpRLAnd UpRRAnd the delay calculated in step S30 above
Total time τRShift register with and formed in storage device 44d
Data is stored at the beginning of the
Preview control force U on the rear wheel sidepRL, UpRRAnd at the time of delay
ΤRAnd are sequentially shifted, and the process proceeds to step S32.
It At this time, the delay time τRAbout when shifting
Is the delay time τ at each shift position, as in the first embodiment.
RTo sampling time TSThe values obtained by subtracting
Delay time τ RAnd update and store.
【００７０】前記ステップＳ３２では、制御フラグＦ＝
１を判定して当該制御フラグＦ＝１の場合にはステップ
Ｓ３３に移行し、そうでない場合にはステップＳ３４に
移行する。前記ステップＳ３４では、シフトレジスタ領
域に格納されている遅延時間τRが零となった後輪側の
予見制御力ＵpRL 及びＵpRR を読出し、且つ読出した最
古の予見制御力ＵpRL ，ＵpRR 及びこれに対する遅延時
間τR をシフトレジスタ領域から消去し、次いでステッ
プＳ３５に移行して、前記１０式〜１３式に従って圧力
制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲに対する総合制御力ＵFL〜Ｕ
RRを算出して、ステップＳ３６に移行する。In step S32, the control flag F =
If 1 is determined and the control flag F = 1, the process proceeds to step S33, and if not, the process proceeds to step S34. At step S34, preview control force of the wheel side after the delay time stored in the shift register region tau R becomes zero U pRL and reads the U pRR, and read out the oldest predictive control force U pRL, U The pRR and the delay time τ R corresponding thereto are deleted from the shift register area, and then the process proceeds to step S35, and the total control force U FL to U for the pressure control valves 20FL to 20RR is calculated according to the expressions 10 to 13 above.
After calculating RR , the process proceeds to step S36.
【００７１】一方、前記ステップＳ３３では、記憶され
ている遅延時間τR から本処理のサンプリング時間ΔＴ
を減じた値（τR −ΔＴ）が零でないか否かを判定し
て，この値（τR −ΔＴ）が零でない場合には前記ステ
ップＳ２８に移行し、そうでない場合にはステップＳ３
７に項する。前記ステップＳ３７では制御フラグＦを
“０”にリセットしてから前記ステップＳ３４に移行す
る。On the other hand, in step S33, the sampling time ΔT of this process is calculated from the stored delay time τ R.
It is determined whether the value (τ R −ΔT) obtained by subtracting is not zero, and if this value (τ R −ΔT) is not zero, the process proceeds to step S28, and if not, step S3.
Item 7. In step S37, the control flag F is reset to "0" and then the process proceeds to step S34.
【００７２】また、前記ステップＳ２８では、前記後輪
側の上下方向加速度検出値ＺGRL ，ＺGRR を前記ディジ
タルローパスフィルタ処理等により積分して後輪側のバ
ネ上振動速度ｘRL’，ｘRR’を算出し、次いでステップ
Ｓ３８に移行して、前記１０式，１１式に従って前輪側
の圧力制御弁２０ＦＬ，２０ＦＲに対する総合制御力Ｕ
FL，ＵFRを算出すると共に、前記１４式，１５式に従っ
て後輪側の圧力制御弁２０ＲＬ，２０ＲＲに対する総合
制御力ＵRL，ＵRRを算出して前記ステップＳ３９に移行
して、制御フラグＦを“１”にセットしてから前記ステ
ップＳ３４に移行する。Further, in step S28, the vertical acceleration detection values Z GRL , Z GRR on the rear wheel side are integrated by the digital low-pass filter processing or the like, and the sprung vibration speeds x RL ', x RR on the rear wheel side are integrated. ′ Is calculated, and then the process proceeds to step S38, and the total control force U for the pressure control valves 20FL and 20FR on the front wheels is calculated according to the equations 10 and 11.
FL and U FR are calculated, and total control forces U RL and U RR for the rear wheel side pressure control valves 20RL and 20RR are calculated according to the expressions 14 and 15, and the process proceeds to step S39 and the control flag F is calculated. Is set to "1" and the process proceeds to step S34.
【００７３】前記ステップＳ３４では、前記ステップＳ
３５又は前記ステップＳ３８で算出した各圧力制御弁２
０ＦＬ〜２０ＲＲに対する制御力ＵFL〜ＵRRを圧力指令
値として夫々Ｄ／Ａ変換器４５ＦＬ〜４５ＲＲに出力し
てからタイマ割込処理を終了して所定のメインプログラ
ムに復帰する。この実施例における前記演算処理による
車両のサスペンション制御の作用については前記第１実
施例とほぼ同様である。また、後輪側の予見制御から通
常能動制御への移行並びにその逆方向への移行について
も，第１実施例と同様に行われる。但し、前記第１実施
例で行われた高速フーリエ変換は、一般のフーリエ変換
又は離散フーリエ変換よりも乗算回数が少ない分だけ演
算負担が小さく、また昨今のマイクロコンピュータがこ
うした高次繰返し演算の処理能力に長けるとしても、そ
の演算処理時間は相当のものであり、従って演算への負
担も大きい。一方、前記のようにディジタルバンドパス
フィルタ処理で必要な周波数域の成分を取出し、その二
乗積分値を算出することは、前記高速フーリエ変換より
も遙かに演算負担が小さく、また演算処理時間も短縮す
ることができる。ここで、振動波形の二乗積分値が，Ｆ
ＦＴによるオーバオールパワと同様にエネルギを表すも
のは周知であることから、ステップＳ２７では前記高低
両周波数域のエネルギの比，即ち入力レベルを判定し
て、高周波数域のエネルギが低周波数域のエネルギの係
数比倍よりも大きいときに予見制御の制御ゲインを零に
して当該予見制御を中止していることが分かる。従っ
て、本実施例は請求項３に係る発明を請求項１に係る発
明に適用したものと見なされ、制御の対象となる制御車
輪は後輪１１ＲＬ，１１ＲＲであり、路面検出手段は前
輪１１ＦＬ，１１ＦＲを経由して車体に入力される振動
入力を，ストローク並びに上下方向加速度として検出す
るから、前記図１０の処理のうち，ステップＳ２２，Ｓ
２３が請求項１に係る本発明の路面検出手段に相当し、
以下同様にステップＳ２４が制御車輪入力推定手段に相
当し、ステップＳ２５〜Ｓ２７が入力レベル判定手段に
相当し、ステップＳ２９〜Ｓ３４が予見制御手段に相当
し、ステップＳ２８及びＳ３５がゲイン変更手段に相当
する。また、路面の凹凸の検出時は前輪への振動入力時
に相当し、予見距離は前後輪間のホイルベースに相当す
る。In the step S34, the step S
35 or each pressure control valve 2 calculated in step S38
The control forces U FL to U RR for 0 FL to 20 RR are output as pressure command values to the D / A converters 45 FL to 45 RR , respectively, and then the timer interrupt processing is ended and the predetermined main program is restored. The operation of the vehicle suspension control by the arithmetic processing in this embodiment is almost the same as that of the first embodiment. Further, the transition from the preview control on the rear wheel side to the normal active control and the transition in the opposite direction are performed in the same manner as in the first embodiment. However, the fast Fourier transform performed in the first embodiment has a smaller calculation load than the general Fourier transform or the discrete Fourier transform because the number of multiplications is smaller, and the recent microcomputers are capable of processing such high-order iterative calculations. Even if it has a high ability, the calculation processing time is considerable, and therefore the calculation load is large. On the other hand, as described above, taking out the components in the necessary frequency range by the digital band pass filter processing and calculating the square integral value thereof has a much smaller calculation burden than the fast Fourier transform, and also the calculation processing time. It can be shortened. Here, the square integral value of the vibration waveform is F
Since it is well known that energy is expressed similarly to the overall power by FT, in step S27, the ratio of energy in both the high and low frequency regions, that is, the input level is determined, and the energy in the high frequency region falls within the low frequency region. It can be seen that the control gain of the preview control is set to zero and the preview control is stopped when the energy is larger than the coefficient ratio times the energy. Therefore, it is considered that the present embodiment applies the invention according to claim 3 to the invention according to claim 1, the control wheels to be controlled are the rear wheels 11RL and 11RR, and the road surface detecting means is the front wheels 11FL and 11FL. Since the vibration input input to the vehicle body via 11FR is detected as the stroke and the vertical acceleration, steps S22 and S in the processing of FIG.
23 corresponds to the road surface detecting means of the present invention according to claim 1,
Similarly, step S24 corresponds to control wheel input estimating means, steps S25 to S27 correspond to input level determining means, steps S29 to S34 correspond to preview control means, and steps S28 and S35 correspond to gain changing means. To do. Further, the detection of the unevenness of the road surface corresponds to the vibration input to the front wheels, and the preview distance corresponds to the wheel base between the front and rear wheels.
【００７４】なお、この第２実施例において，後輪側の
予見制御から能動制御への移行にあたっては、特にシミ
ー現象やバネ下共振振動がフロントサスペンション系に
のみ発生した場合に，これらの諸要因によって路面振動
入力の誤情報としての高周波成分が増加し、その結果，
前記高周波域の二乗積分値ＳＩ2 が低周波数域の二乗積
分値ＳＩ1 の係数比ａ倍値以上となった時点において
も、この時点までの後輪側予見制御力ＵpRL ，ＵpRR 及
び遅延時間τR は後輪側予見制御にとって適正なもので
あるから、この時点から前記遅延時間τR が経過するま
での間は後輪側予見制御を継続できるようにすれば、車
体の揺動は更に安定する。Incidentally, in the second embodiment, when the rear wheel side predictive control is switched to the active control, particularly when a shimmy phenomenon or unsprung resonance vibration occurs only in the front suspension system, these factors As a result, the high frequency component as false information of road vibration input increases, and as a result,
Even when the square integrated value SI 2 in the high frequency range is equal to or more than the coefficient ratio a times the square integrated value SI 1 in the low frequency range, the rear wheel side preview control forces U pRL , U pRR and the delay up to this point. Since the time τ R is appropriate for the rear wheel side preview control, if the rear wheel side preview control can be continued from this point until the delay time τ R elapses, the vehicle body will not swing. More stable.
【００７５】次に、本発明の能動型サスペンションの予
見制御装置の第３実施例を図１１，図１２に従って説明
する。この第３実施例は、前記第１実施例において算出
された高低周波数域のオーバオールパワの比ＯＰ2 ／Ｏ
Ｐ1 に応じて後輪予見制御に係る制御ゲインを次第に変
化させることによって、当該後輪予見制御から通常後輪
能動制御への移行又はその逆方向への移行を円滑に行っ
て制御の不連続性を回避しようとするものである。Next, a third embodiment of the preview control device for the active suspension according to the present invention will be described with reference to FIGS. In the third embodiment, the overall power ratio OP 2 / O in the high and low frequency regions calculated in the first embodiment is calculated.
By gradually changing the control gain related to the rear wheel preview control according to P 1 , the transition from the rear wheel preview control to the normal rear wheel active control or the reverse direction thereof is smoothly performed and the control is discontinuous. It tries to avoid sex.
【００７６】本実施例で適用される車両の構成並びに能
動型サスペンション１２の構成は前記図２に示す第１実
施例とほぼ同様である。また、能動型サスペンション１
２を制御するコントローラ３０の構造的な構成も前記図
６に示す第１実施例とほぼ同様である。そして、コント
ローラ３０内のマイクロコンピュータ４４で行われる処
理の内容が異なる。ここで、前記後輪路面入力として算
出される路面変位の微分値ｘOF L ’及びｘOFR ’や後輪
側予見制御力ＵpRL 及びＵpRR ，遅延時間τR ，前輪側
総合制御力ＵFL，ＵFR等の演算処理についても第１実施
例と同様に行われるが、後輪側総合制御力ＵRL，ＵRRの
算出方法が異なる。具体的に、後輪側総合制御力ＵRL，
ＵRRは、前記目標車高達成制御力ＵN に後輪側予見制御
力ＵpRL 及びＵpR R に予見制御ゲインＫp を乗じた値を
加算し、更に後輪側バネ上振動速度ｘRL’及びｘRR’に
能動制御ゲインＫB を乗じた値を減算して得られる。The structure of the vehicle and the structure of the active suspension 12 applied in this embodiment are substantially the same as those in the first embodiment shown in FIG. In addition, active suspension 1
The structural configuration of the controller 30 for controlling 2 is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. The contents of the processing performed by the microcomputer 44 in the controller 30 are different. Here, the rear wheel differential value of the road surface displacement which is calculated as the road surface input x OF L 'and x OFR' and the rear wheel side predictive control force U pRL and U pRR, the delay time tau R, front-wheel-side total control force U FL , U FR, etc. are also performed in the same manner as in the first embodiment, but the method of calculating the rear wheel side total control forces U RL , U RR is different. Specifically, the rear wheel side total control force U RL ,
U RR, the target vehicle height achieved control force U N rear-wheel-side preview control force U pRL and U pR R in adds a value obtained by multiplying the predictive control gain K p, further the rear wheel side sprung vibration velocity x RL It is obtained by subtracting the value obtained by multiplying 'and x RR ' by the active control gain K B.
【００７７】従って、前記演算処理装置４４ｃは、後述
する図１１の処理を実行して、所定サンプリング時間Ｔ
S （例えば２０msec）毎に、車速検出値Ｖ，ストローク
検出値ＳFL，ＳFR及び車体上下加速度検出値ＺGFL 〜Ｚ
GRR を読込み、ストローク検出値ＳFL，ＳFR及び車体上
下加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR から後輪１１ＲＬ，１１
ＲＲに入力されるであろう後輪入力推定値として路面変
位の微分値ｘOFL ' 及びｘOFR ' を算出し、この路面変
位の微分値ｘOFL ' 及びｘOFR ' に対して高速フーリエ
変換ＦＦＴ処理を行って得られる前記所定の高低周波数
域のパワスペクトル密度のオーバオールパワＯＰ2 ，Ｏ
Ｐ1 を求め、これらのオーバオールパワＯＰ2 ，ＯＰ1
で代表される両周波数域のエネルギの比（即ち、前記オ
ーバオールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 である）から当該路
面変位の微分値ｘOFL ' 及びｘOF R ' として得られた後
輪振動入力推定値の高周波成分の存在比を求め、この後
輪振動入力推定値の高周波成分が少ない，即ち前記存在
比が予め設定された係数比より小さいような場合には後
輪予見制御の比率が大きく、この後輪振動入力推定値の
高周波成分が多い，即ち前記存在比が予め設定された係
数比を越えるような場合には後輪能動制御の比率が大き
くなるように、前記制御指令値である総合制御力ＵFL〜
ＵRRの算出に用いられる前記ゲインＫp ，ＫB を後述す
る制御マップ又は算出式によって設定する。Therefore, the arithmetic processing unit 44c executes the processing of FIG.
The vehicle speed detection value V, the stroke detection values S FL , S FR, and the vehicle body vertical acceleration detection value Z GFL to Z for each S (for example, 20 msec).
The GRR is read, and the rear wheels 11RL and 11 are detected from the stroke detection values S FL and S FR and the vehicle body vertical acceleration detection values Z GFL to Z GRR.
The differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement are calculated as the rear wheel input estimated value that will be input to the RR, and the fast Fourier transform FFT is performed on the differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement. Overall power OP 2 , O of the power spectral density in the predetermined high and low frequency range obtained by performing the processing
P 1 is calculated, and these overall powers OP 2 and OP 1 are calculated.
The rear wheel vibration obtained as the differential values x OFL 'and x OF R ' of the road surface displacement from the energy ratio in both frequency regions (that is, the ratio of overall power OP 2 / OP 1 ) represented by The existence ratio of the high frequency component of the input estimated value is obtained, and when the high frequency component of the rear wheel vibration input estimated value is small, that is, when the existence ratio is smaller than the preset coefficient ratio, the ratio of the rear wheel preview control is If there are many high frequency components of this rear wheel vibration input estimation value, that is, if the existence ratio exceeds a preset coefficient ratio, the control command value is set so that the ratio of the rear wheel active control becomes large. Certain control power U FL
The gains K p and K B used for calculating U RR are set by a control map or a calculation formula described later.
【００７８】このとき、前記予見制御ゲインＫp は，マ
イクロコンピュータ４４の記憶装置４４ｄに記憶されて
いる図１２の制御マップに従って設定される。この制御
マップは前記高周波数域のオーバオールパワＯＰ2 の低
周波数域のオーバオールパワＯＰ1 に対する比ＯＰ2 ／
ＯＰ1 に関する予見制御ゲインＫp の特性線図からな
り、オーバオールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が“１”以下
の領域では，予見制御ゲインＫp は設定値ＫpOに維持さ
れ、オーバオールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が“１”を越
えると，オーバオールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が所定値
ｑで予見制御ゲインＫp が設定値の半分値ＫpO／２とな
るように，傾き−（ＫpO／２）／（１−ｑ）一定でリニ
アに減少し、この傾斜曲線に従って当該予見制御ゲイン
Ｋp が“０”となるオーバオールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ
1 以上の領域で，予見制御ゲインＫ p は“０”に維持さ
れる。なお、前記制御ゲインの減少曲線は下記１８式で
表される。At this time, the preview control gain KpIs
Stored in the memory device 44d of the micro computer 44
It is set according to the control map of FIG. This control
Map is the overall power OP in the high frequency range2Low
Overall power OP in the frequency range1To OP2/
OP1Prediction control gain K forpFrom the characteristic diagram of
And overall power ratio OP2/ OP1Is "1" or less
In the region of, the preview control gain KpIs the set value KpOMaintained in
The overall power ratio OP2/ OP1Exceeds “1”
Eru, overall power ratio OP2/ OP1Is a predetermined value
Preview control gain K with qpIs the half value K of the set valuepO/ 2
So that the slope − (KpO/ 2) / (1-q) constant
The preview control gain decreases according to this slope curve.
KpRatio OP of overall power that makes “0”2/ OP
1In the above range, the preview control gain K pIs maintained at "0"
Be done. The decrease curve of the control gain is expressed by the following 18 equation.
expressed.
【００７９】 Ｋp ＝−（ＫpO／２）／（ｑ−１）・（ＯＰ2 ／ＯＰ1 ） ＋（ｑ−１＋ＫpO／２）／（ｑ−１） …………(18) 一方、能動制御ゲインＫB は，設定値ＫBOに対して下記
１９式で設定する。 ＫB ＝（ＫpO−Ｋp ）／ＫpO・ＫBO …………(19) 従って、能動制御ゲインＫB はオーバオールパワの比Ｏ
Ｐ2 ／ＯＰ1 に対して図１２に一点鎖線で示すように変
化する。即ち、予見制御ゲインＫp が設定値Ｋ pOに維持
されるオーバオールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が“１”以
下の領域で能動制御ゲインＫB は“０”に維持され、予
見制御ゲインＫp が前記所定の傾き−（ＫpO／２）／
（１−ｑ）で減少するオーバオールパワの比ＯＰ2 ／Ｏ
Ｐ1 が“１”を越える領域では、オーバオールパワの比
ＯＰ2 ／ＯＰ1 の増大に伴って，予見制御ゲインＫp の
設定値ＫpOに対する減少率の正負反転値で増大し、予見
制御ゲインＫp が“０”に維持されるオーバオールパワ
の比ＯＰ2 ／ＯＰ1 の領域では、設定値ＫBOに維持され
る。Kp=-(KpO/ 2) / (q-1) ・ (OP2/ OP1) + (Q-1 + KpO/ 2) / (q-1) ............ (18) On the other hand, active control gain KBIs the set value KBOAgainst
Set with formula 19. KB= (KpO-Kp) / KpO・ KBO ………… (19) Therefore, active control gain KBIs the overall power ratio O
P2/ OP1However, as shown by the alternate long and short dash line in FIG.
Turn into. That is, the preview control gain KpIs the set value K pOMaintained in
Overall power ratio OP2/ OP1Is “1” or later
Active control gain K in the lower areaBIs maintained at "0",
Look control gain KpIs the predetermined slope − (KpO/ 2) /
Overall power ratio OP that decreases with (1-q)2/ O
P1Is more than “1”, the overall power ratio
OP2/ OP1The gain of the preview control gain Kpof
Set value KpOIncrease and decrease with the positive and negative reversal value of
Control gain KpOverall power that keeps "0"
Ratio OP2/ OP1In the area of, the set value KBOMaintained in
It
【００８０】ここで前記図１１の処理は所定サンプリン
グ時間ＴS （例えば２０msec）毎のタイマ割込処理とし
て実行され、先ず、ステップＳ４１で、現在の車速セン
サ２６の車速検出値Ｖを読込み、次いでステップＳ４２
に移行して上下方向加速度センサ２８ＦＬ〜２８ＲＲか
らの上下方向加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR を読込み、次
いでステップＳ４３に移行してストロークセンサ２７Ｆ
Ｌ，２７ＦＲからのストローク検出値ＳFL，ＳFRを読込
む。The process of FIG. 11 is executed as a timer interrupt process for each predetermined sampling time T S (for example, 20 msec). First, in step S41, the current vehicle speed detection value V of the vehicle speed sensor 26 is read, and then, Step S42
To read the vertical acceleration detection values Z GFL to Z GRR from the vertical acceleration sensors 28FL to 28RR, and then to step S43 to move to the stroke sensor 27F.
Read the stroke detection values S FL and S FR from L and 27 FR .
【００８１】次にステップＳ４４に移行して、前記スト
ローク検出値ＳFL，ＳFRを前記ディジタルハイパスフィ
ルタ処理等により微分して得たストローク速度ＳVFL ，
ＳVF R と、前輪側の上下方向加速度検出値ＺGFL ，Ｚ
GFR を前記ディジタルローパスフィルタ処理等により積
分して得た前輪側のバネ上振動速度ｘFL’，ｘFR’とか
ら、後輪路面振動入力推定値として路面変位の微分値ｘ
OFL ’，ｘOFR ’を算出する。Next, in step S44, the stroke speed S VFL , obtained by differentiating the stroke detection values S FL , S FR by the digital high-pass filtering process,
S VF R and the vertical acceleration detection value Z GFL , Z on the front wheel side
From the sprung vibration velocities x FL 'and x FR ' on the front wheel side obtained by integrating GFR by the digital low-pass filter processing or the like, the differential value x of the road surface displacement is estimated as the rear wheel road surface vibration input estimation value.
Calculate OFL 'and x OFR '.
【００８２】次にステップＳ４５に移行して、前記ステ
ップＳ４４で算出された後輪路面振動入力推定値として
の路面変位の微分値ｘOFL ’，ｘOFR ’に対して前記高
速フーリエ変換ＦＦＴを行ってパワスペクトル密度分布
を求める。なお、高速フーリエ変換ＦＦＴをマイクロコ
ンピュータで実行するためには既知のアルゴリズムを適
用可能である。Next, in step S45, the fast Fourier transform FFT is performed on the differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement as the rear wheel road surface vibration input estimated value calculated in step S44. To obtain the power spectral density distribution. A known algorithm can be applied to execute the fast Fourier transform FFT by the microcomputer.
【００８３】次にステップＳ４６に移行して、前記ステ
ップＳ４５で求めた振動入力のパワスペクトル密度分布
から、前記〜１０Ｈｚ程度までの低周波数域のオーバオ
ールパワＯＰ1 及び前記１０〜２０Ｈｚ程度の高周波数
域のオーバオールパワＯＰ2を算出する。次にステップ
Ｓ４７に移行して、前記ステップＳ４６で算出した高周
波数域のオーバオールパワＯＰ2 の，低周波数域のオー
バオールパワＯＰ1 に対する比ＯＰ2 ／ＯＰ1 を算出
し、前記図１２の制御マップに従って又は前記算出式１
８式に従って後輪側予見制御ゲインＫp を設定する。Next, the process proceeds to step S46, and from the power spectral density distribution of the vibration input obtained in step S45, the overall power OP 1 in the low frequency range up to about 10 Hz and the high power of about 10 to 20 Hz. Calculate the overall power OP 2 in the frequency range. Next, the routine proceeds to step S47, the over-all power OP 2 in the high frequency range calculated at step S46, and calculates the ratio OP 2 / OP 1 for over all power OP 1 in the low frequency range, the 12 According to the control map or the calculation formula 1
The rear wheel side preview control gain K p is set according to the equation (8).
【００８４】次にステップＳ４８に移行して、前記路面
変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’を用い，前記３式及
び４式に従って後輪側の予見制御力ＵpRL 及びＵpRR を
算出する。次にステップＳ４９に移行して、前記車速検
出値Ｖを用い，前記９式に従って遅延時間τR を算出す
る。Next, in step S48, the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR are calculated using the differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement according to the equations 3 and 4. . Next, in step S49, the vehicle speed detection value V is used to calculate the delay time τ R according to the equation (9).
【００８５】次にステップＳ５０に移行して、前記ステ
ップＳ４８で算出した後輪側の予見制御力ＵpRL 及びＵ
pRR と上記ステップＳ４９で算出した遅延時間τR とを
記憶装置４４ｄに形成したシフトレジスタ領域の先頭位
置に格納すると共に、前回までに格納されている後輪側
の予見制御力ＵpRL ，ＵpRR 及び遅延時間τR とを順次
シフトする。このとき、遅延時間τR についてはシフト
する際に、各シフト位置の遅延時間τR からサンプリン
グ時間ＴS を夫々減算した値を新たな遅延時間τR とし
て更新して格納する。Next, the routine proceeds to step S50, where the rear wheel side preview control forces U pRL and U calculated in step S48 are calculated.
pRR and the delay time τ R calculated in step S49 are stored in the head position of the shift register area formed in the storage device 44d, and the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR stored so far are stored. And the delay time τ R are sequentially shifted. At this time, when the delay time τ R is shifted, a value obtained by subtracting the sampling time T S from the delay time τ R at each shift position is updated and stored as a new delay time τ R.
【００８６】次にステップＳ５１に移行して、シフトレ
ジスタ領域に格納されている最古即ち遅延時間τR が零
となった後輪側の予見制御力ＵpRL 及びＵpRR を読出
し、且つ読出した最古の予見制御力ＵpRL ，ＵpRR 及び
これに対する遅延時間τR をシフトレジスタ領域から消
去する。次にステップＳ５２に移行して、前記後輪側の
上下方向加速度検出値ＺGRL ，ＺGRR を前記ディジタル
ローパスフィルタ処理等により積分して後輪側のバネ上
振動速度ｘRL’，ｘRR’を算出する。Next, in step S51, the preview control forces U pRL and U pRR on the rear wheel side stored in the shift register area, that is, the oldest, that is, the delay time τ R becomes zero, are read and read. The oldest preview control forces U pRL and U pRR and the delay time τ R corresponding thereto are deleted from the shift register area. Next, in step S52, the vertical acceleration detection values Z GRL , Z GRR on the rear wheel side are integrated by the digital low-pass filter processing or the like, and the sprung vibration velocities x RL ′, x RR ′ on the rear wheel side are integrated. To calculate.
【００８７】次にステップＳ５３に移行して、前記ステ
ップＳ４４で路面変位の微分値を演算するときに導出し
た前輪側のバネ上振動速度ｘFL’及びｘFR’，前記ステ
ップＳ４７で設定した後輪側予見制御ゲインＫp ，前記
ステップＳ５１で読出された後輪側の予見制御力ＵpRL
及びＵpRR ，前記ステップＳ５２で算出した後輪側のバ
ネ上振動速度ｘRL’，ｘRR’を用い、下記２０式〜２３
式に従って、圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲに対する総
合制御力ＵFL〜ＵRRを算出する。Next, in step S53, the sprung mass vibration speeds x FL 'and x FR ' on the front wheel side derived when the differential value of the road surface displacement is calculated in step S44 are set in step S47. Wheel side preview control gain K p , rear wheel side preview control force U pRL read in step S51.
And U pRR and the sprung mass vibration speeds x RL ′, x RR ′ on the rear wheel side calculated in step S52, the following equations 20 to 23 are used.
According to the formula, the total control forces U FL to U RR for the pressure control valves 20 FL to 20 RR are calculated.
【００８８】 ＵFL＝ＵN −ＫBO・ｘFL’ …………(20) ＵFR＝ＵN −ＫBO・ｘFR’ …………(21) ＵRL＝ＵN ＋Ｋp ・ＵpRL −（ＫpO−Ｋp ）／ＫpO・ＫBO・ｘRL’ ＝ＵN ＋Ｋp ・ＵpRL −ＫB ・ｘRL’ …………(22) ＵRR＝ＵN ＋Ｋp ・ＵpRR −（ＫpO−Ｋp ）／ＫpO・ＫBO・ｘRR’ ＝ＵN ＋Ｋp ・ＵpRR −ＫB ・ｘRR’ …………(23) 次にステップＳ５４に移行して、前記ステップＳ５３で
算出した各圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲに対する制御
力ＵFL〜ＵRRを圧力指令値として夫々Ｄ／Ａ変換器４５
ＦＬ〜４５ＲＲに出力してからタイマ割込処理を終了し
て所定のメインプログラムに復帰する。[0088] U FL = U N -K BO · x FL '............ (20) U FR = U N -K BO · x FR' ............ (21) U RL = U N + K p · U pRL - (K pO -K p) / K pO · K BO · x RL '= U N + K p · U pRL -K B · x RL' ............ (22) U RR = U N + K p · U pRR - goes to (K pO -K p) / K pO · K BO · x RR '= U N + K p · U pRR -K B · x RR' ............ (23) then step S54, The control forces U FL to U RR for the pressure control valves 20FL to 20RR calculated in step S53 are used as pressure command values, respectively, and the D / A converter 45 is used.
After outputting to FL to 45RR, the timer interrupt processing is ended and the predetermined main program is restored.
【００８９】次に本実施例の能動型サスペンションの予
見制御装置の作用について説明する。今、車両が平坦な
良路を目標車高を維持して定速直進走行しているものと
すると、この状態では、車両が平坦な良路で目標車高を
維持していることから、フロントサスペンション及び前
輪側でバネ下共振振動やシミー現象等が発生しておらず
又同時にチェーンも装着していないであろうために，車
体側部材１０に揺動を生じないので、各上下方向加速度
センサ２８ＦＬ〜２８ＦＲの加速度検出値ＺGF L 〜Ｚ
GRR 及びストロークセンサ２７ＦＬ，２７ＦＲのストロ
ーク検出値ＳFL，ＳFRは略零となっており、これらが入
力インターフェース回路４４ａでディジタル値に変換さ
れてマイクロコンピュータ４４に入力される。Next, the operation of the preview control device for the active suspension of this embodiment will be described. Now, assuming that the vehicle is traveling straight at a constant speed while maintaining the target vehicle height on a flat good road, in this state, the vehicle maintains the target vehicle height on a flat good road. Since unsprung resonance vibration, shimmy phenomenon, etc. are not generated on the suspension and the front wheel side and the chain is not mounted at the same time, the body side member 10 does not swing, so that each vertical acceleration sensor 28FL to 28FR acceleration detection value Z GF L to Z
The stroke detection values S FL and S FR of the GRR and the stroke sensors 27 FL and 27 FR are substantially zero, and these are converted into digital values by the input interface circuit 44 a and input to the microcomputer 44.
【００９０】またこのように車両が平坦な良路を定速直
進走行している状態で、且つフロントサスペンション及
び前輪側でバネ下共振振動やシミー現象等が発生してお
らず又同時にチェーンも装着していない状態では、マイ
クロコンピュータ４４で、所定サンプリング時間ＴS 毎
に実行される図１１の処理において、前記ステップＳ４
４〜Ｓ４６で算出される高周波数域のオーバオールパワ
ＯＰ2 の低周波数域のオーバオールパワＯＰ1 に対する
比ＯＰ2 ／ＯＰ1 は前記のように“１”よりも小さいは
ずであるから、前記ステップＳ４７で後輪側予見制御ゲ
インＫp は制御マップに従って設定値ＫpOに設定され
る。そして、ステップＳ４８，Ｓ４９では後輪側の予見
制御力ＵpRL ，ＵpRR 及び遅延時間τR が算出され、更
にステップＳ５１〜Ｓ５４で算出出力された各総合制御
力ＵFL〜ＵRRに従って，前輪側の圧力制御弁２０ＦＬ及
び２０ＦＲに対しては通常の能動制御を、後輪側の圧力
制御弁２０ＲＬ及び２０ＲＲに対しては後述する制御が
実行される。Further, in the state where the vehicle is running straight on a flat good road at a constant speed, no unsprung resonance vibration or shimmy phenomenon occurs on the front suspension and the front wheels, and at the same time, the chain is attached. If not, the microcomputer 44 executes the above-mentioned step S4 in the processing of FIG. 11 executed at every predetermined sampling time T S.
Since the ratio OP 2 / OP 1 for over all power OP 1 in the low frequency range of over-all power OP 2 in the high frequency range is calculated by 4~S46 should smaller than "1" as described above, the In step S47, the rear wheel side preview control gain K p is set to the set value K pO according to the control map. Then, in steps S48 and S49, the preview control forces U pRL and U pRR on the rear wheel side and the delay time τ R are calculated, and further according to the total control forces U FL to U RR calculated and output in steps S51 to S54, the front wheels are calculated. Normal active control is performed for the side pressure control valves 20FL and 20FR, and control described below is performed for the rear wheel side pressure control valves 20RL and 20RR.
【００９１】即ち、このように目標車高を維持しながら
平坦な良路定速直進走行を継続している状態では、上下
加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR 及び前輪側ストローク検出
値Ｓ FL，ＳFRが略零となることにより、ステップＳ４４
で導出される前輪側のバネ上振動速度ｘFL’及びｘFR’
が零となり、一方，ステップＳ４８で算出される後輪側
の予見制御力ＵpRL ，ＵpRR も零となり、このうち零の
後輪側の予見制御力Ｕ pRR ，ＵpRR が順次記憶装置４４
ｄのシフトレジスタ領域に，ステップＳ４９で算出され
る前後輪間の遅延時間τR と共にステップＳ５０で格納
され、これらがシフトする毎に遅延時間τR からサンプ
リング時間ＴS を減算した値が新たな遅延時間τR とし
て更新される。このため、ステップＳ５１で読出される
予見制御力ＵpRL ，ＵpRR も零となっている。一方、ス
テップＳ５２で算出される後輪側のバネ上振動速度
ｘRL’，ｘRR’も前記上下方向加速度検出値ＺGRL ，Ｚ
GRR が零であることから零となる。また、後輪側予見制
御ゲインＫp が設定値ＫpOに設定されていることから，
前記１９式で与えられる後輪側能動制御ゲインＫB も零
となる。以上より、前記ステップＳ５３において前記２
０式，２１式の右辺第２項が全て零となり，前記２２
式，２３式の右辺第２項及び第３項が全て零となること
から、各総合制御力ＵFL〜ＵRRは目標車高値にのみ対応
した中立圧制御力Ｕ N となり、これらが圧力指令値とし
て出力側インタフェース回路４４ｂでＤ／Ａ変換されて
駆動回路４６ＦＬ〜４６ＲＲに出力される。That is, while maintaining the target vehicle height in this way
When driving straight on a smooth, straight road at a constant speed,
Acceleration detection value ZGFL~ ZGRRAnd front wheel side stroke detection
Value S FL, SFRBecomes approximately zero, the step S44
Vibration speed x on the front wheel side derived fromFL'And xFR’
Becomes zero, while the rear wheel side calculated in step S48
Preview control power UpRL, UpRRAlso becomes zero, of which zero
Preview control force U on the rear wheel side pRR, UpRRIs a sequential storage device 44
calculated in step S49 in the shift register area of d.
Delay time between front and rear wheels τRStore with step S50
Delay time τRFrom thump
Ring time TSIs the new delay time τRage
Will be updated. Therefore, it is read in step S51.
Preview control force UpRL, UpRRIs also zero. On the other hand,
The sprung vibration speed on the rear wheel side calculated in step S52
xRL’, XRR′ Is also the vertical acceleration detection value ZGRL, Z
GRRIs zero because is zero. In addition, the rear wheel side preview system
Your gain KpIs the set value KpOSince it is set to
Rear wheel side active control gain K given by the above equation 19BMozero
Becomes From the above, in step S53, the
The second term on the right side of equations 0 and 21 is all zero,
The second and third terms on the right side of equations and 23 must all be zero.
From the total control force UFL~ URRCorresponds only to the target vehicle price
Neutral pressure control force U NAnd these are the pressure command values
D / A converted by the output side interface circuit 44b
It is output to the drive circuits 46FL to 46RR.
【００９２】このため、駆動回路４６ＦＬ〜４６ＲＲで
制御力ＵFL〜ＵRRに対応した指令電流ｉFL〜ｉRRに変換
されて各圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲに供給される。
この結果、圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲから目標車高
を維持するために必要な中立圧ＰCNが各油圧シリンダ１
８ＦＬ〜１８ＲＲに出力され、これら油圧シリンダ１８
ＦＬ〜１８ＲＲで車体側部材１０及び車輪側部材１４間
のストロークを目標車高に維持する推力を発生する。Therefore, the drive circuits 46FL to 46RR convert the command currents i FL to i RR corresponding to the control forces U FL to U RR and supply the command currents i FL to i RR to the pressure control valves 20FL to 20RR.
As a result, the neutral pressure P CN required to maintain the target vehicle height from the pressure control valves 20FL to 20RR is the hydraulic cylinder 1.
8FL to 18RR and these hydraulic cylinders 18
A thrust force for maintaining the stroke between the vehicle body side member 10 and the wheel side member 14 at the target vehicle height is generated at FL to 18RR.
【００９３】この良路を定速走行している状態で、例え
ば前左右輪１１ＦＬ及び１１ＦＲが同時に一過性の例え
ば凸部を通過する状態となると、前左右輪の凸部乗り上
げによるバウンドによって車体側部材１０に上方向の加
速度が発生し、これが前左右輪の上下方向加速度センサ
２８ＦＬ及び２８ＦＲで検出され、同時に前左右輪のバ
ウンドに伴うストロークがストロークセンサ２７ＦＬ，
２７ＦＲで検出される。When, for example, the front left and right wheels 11FL and 11FR simultaneously pass through a temporary convex portion, for example, while the vehicle is traveling on this good road at a constant speed, the vehicle body is bound by the convex portions of the front left and right wheels riding on the vehicle body. An upward acceleration is generated in the side member 10, and this is detected by the vertical acceleration sensors 28FL and 28FR of the front left and right wheels, and at the same time, the stroke due to the bounding of the front left and right wheels is the stroke sensor 27FL.
Detected at 27 FR.
【００９４】このため、マイクロコンピュータ４４で図
９の処理が実行されるサンプリング時間ＴS 毎に、ステ
ップＳ４４では前記上下方向加速度センサ２８ＦＬ，２
８ＦＲからの上下方向加速度検出値ＺGFL ，ＺGFR 及び
ストロークセンサ２７ＦＬ，２７ＦＲからのストローク
検出値ＳFL，ＳFRに応じた路面変位の微分値ｘOFL ’及
びｘOFR ’が算出される。このとき、路面変位の微分値
ｘOFL ’及びｘOFR ’は平坦な良路上の一過性の凸部乗
り上げによるものであるから、未だフロントサスペンシ
ョン及び前左右輪には，前記諸原因による高周波振動は
発生していないものとして、ステップＳ４５〜Ｓ４７で
未だ“１”より小さい値となるオーバオールパワの比Ｏ
Ｐ2 ／ＯＰ1 に応じて後輪側予見制御ゲインＫp は前記
設定値Ｋ pOに設定され続け、ステップＳ４８では前記路
面変位の微分値ｘOFL ’及びｘOF R ’に応じた予見制御
力ＵpRL ，ＵpRR が算出され、ステップＳ４９では車速
に応じた遅延時間τR が算出され、これらがステップＳ
５０で順次シフトされながら記憶装置４４ｄのシフトレ
ジスタ領域に格納される。Therefore, the microcomputer 44
Sampling time T at which the processing of 9 is executedSFor each
In step S44, the vertical acceleration sensor 28FL, 2
Vertical acceleration detection value Z from 8FRGFL, ZGFRas well as
Stroke from stroke sensor 27FL, 27FR
Detection value SFL, SFRDifferential value x of road surface displacement according toOFL’
XOFR'Is calculated. At this time, the differential value of the road displacement
xOFL'And xOFR’Is a temporary convex power on a flat road
Because it is due to lifting, front suspension is still
The high frequency vibrations due to the above causes are
Assuming that it has not occurred, in steps S45 to S47
Overall power ratio O that is still smaller than "1"
P2/ OP1Depending on the rear wheel side preview control gain KpIs the above
Set value K pOIs continuously set in step S48,
Differential value of surface displacement xOFL'And xOF RPrediction control according to
Force UpRL, UpRRIs calculated, and the vehicle speed is calculated in step S49.
Delay time τ according toRAre calculated, and these are the steps S
While shifting in sequence at 50, the shift level of the storage device 44d is changed.
It is stored in the register area.
【００９５】ここで、前輪側については凸部乗り上げに
よって上方に作用する加速度により、前記上下方向加速
度センサ２８ＦＬ，２８ＦＲから出力される上下方向加
速度検出値ＺGFL ，ＺGFR は正方向に増加するから、ス
テップＳ４４で導出されるバネ上振動速度ｘFL’，
ｘFR’も正方向に増加し、従ってステップＳ５３で算出
される前輪側総合制御力ＵFL, ＵFRは中立圧制御力ＵN
より減少することになり、これに応じて駆動回路４６Ｆ
Ｌ及び４６ＦＲから出力される指令電流ｉFL, ｉFRが減
少し、これによって圧力制御弁２０ＦＬ，２０ＦＲから
出力される制御圧Ｐ C が中立圧ＰCNより低下して油圧シ
リンダ１８ＦＬ，１８ＦＲの推力が低下され、結果的に
前輪側のストロークを減少させることを可能とすること
により、前輪１１ＦＬ，１１ＦＲの凸部乗り上げによる
車体側部材１０の揺動を抑制する，所謂通常の能動制御
が可能となる。一方、後輪側については前輪が凸部に乗
り上げた時点では遅延時間τR が零となった後輪側予見
制御力ＵpRL ，ＵpRR は零の状態を維持し、同時に前記
１９式で与えられる後輪側能動制御ゲインＫB は未だ零
に維持されているので、前記２２式，２３式の右辺第２
項及び第３項は未だ零となって後輪側総合制御力ＵRL，
ＵRRは未だ中立圧制御力ＵN となり、後輪側油圧シリン
ダ１８ＲＬ，１８ＲＲでは目標車高を維持する推力を発
生させる状態が継続される。Here, for the front wheel side
Therefore, due to the acceleration acting upward, the vertical acceleration
Vertical sensor output from the degree sensors 28FL and 28FR
Speed detection value ZGFL, ZGFRIncreases in the positive direction, so
On-spring vibration velocity x derived in step S44FL’,
xFR′ Also increases in the positive direction, and is therefore calculated in step S53.
Front wheel side total control force UFL,UFRIs the neutral pressure control force UN
The driving circuit 46F is accordingly reduced.
Command current i output from L and 46FRFL,iFRIs reduced
A little, this allows the pressure control valves 20FL, 20FR to
Output control pressure P CIs the neutral pressure PCNLower hydraulic pressure
The thrust of Linda 18FL and 18FR is reduced, and as a result
To be able to reduce the stroke on the front wheel side
Due to riding on the convex part of the front wheels 11FL and 11FR
So-called normal active control that suppresses swinging of the vehicle body side member 10
Is possible. On the other hand, on the rear wheel side, the front wheel rides on the convex
Delay time τRPrediction of the rear wheel side at which
Control force UpRL, UpRRKeeps zero and at the same time
Rear wheel side active control gain K given by equation 19BIs still zero
Since it is maintained at
The third and third terms are still zero and the rear wheel side total control force URL，
URRIs still the neutral pressure control force UNAnd the rear wheel side hydraulic cylinder
The da 18RL and 18RR generate thrust to maintain the target vehicle height.
The state of growing is continued.
【００９６】その後、前輪１１ＦＬ及び１１ＦＲが路面
凸部の頂部を通過し終わると、リバウンド状態となって
車体側部材１０に下方向の加速度を生じることになり、
マイクロコンピュータ４４で図１１の処理が実行される
サンプリング時間ＴS 毎に、上記とは逆に前輪側の下降
速度の変化を抑制する前輪側能動総合制御力ＵFL，Ｕ FR
が前記と逆符号をもって算出されると共に、当該前輪側
の下降速度の変化を抑制する後輪側予見制御力ＵpRL ，
ＵpRR も算出されて、この後輪側予見制御力Ｕ pRL ，Ｕ
pRR が順次シフトされながら記憶装置４４ｄのシフトレ
ジスタ領域に格納される。従って、ステップＳ５３で算
出される前輪側総合制御力ＵFL及びＵFRは凸部通過後の
車体下降速度に応じて中立圧制御力ＵN より増加され、
これに応じて駆動回路４６ＦＬ及び４６ＦＲから出力さ
れる指令電流ｉFLが増加し、これによって圧力制御弁２
０ＦＬ及び２０ＦＲから出力される制御圧ＰC が中立圧
Ｐ CNより増加して、油圧シリンダ１８ＦＬ及び１８ＦＲ
の推力が増加され、結果的にリバウンド状態にある前輪
側のストロークを増加させることにより、前輪１１ＦＬ
及び１１ＦＲの凸部乗り上げ後の車体側部材１０の揺動
を抑制する，通常能動制御が可能となる。一方、この状
態でも遅延時間τR が零となった後輪側予見制御力Ｕ
pRL ，ＵpRR は零の状態を維持し且つ後輪側能動制御ゲ
インＫB も零に維持されるので、後輪側油圧シリンダ１
８ＲＬ，１８ＲＲでは前記と同様に目標車高を維持する
推力を発生させる状態が継続される。After that, the front wheels 11FL and 11FR are on the road surface.
After passing the top of the convex part, it becomes a rebound state
A downward acceleration is generated in the vehicle body member 10,
The processing of FIG. 11 is executed by the microcomputer 44.
Sampling time TSEvery time, contrary to the above, descending on the front wheel side
Front wheel active total control force U that suppresses speed changesFL, U FR
Is calculated with the opposite sign to the above and the front wheel side
Rear wheel side preview control force U that suppresses changes in the descending speed ofpRL，
UpRRIs also calculated, and this rear wheel side preview control force U pRL, U
pRRAre sequentially shifted while the storage device 44d shifts
It is stored in the register area. Therefore, in step S53
Front wheel side total control force U issuedFLAnd UFRIs after passing through the convex part
Neutral pressure control force U according to the vehicle descending speedNMore increased,
In response to this, the output signals from the drive circuits 46FL and 46FR are output.
Command current iFLThe pressure control valve 2
Control pressure P output from 0FL and 20FRCIs neutral pressure
P CNMore increased hydraulic cylinders 18FL and 18FR
Front wheel is in rebound as a result of increased thrust
Front wheel 11FL by increasing the side stroke
And swinging of the body-side member 10 after riding on the convex portion of 11FR
Normally, active control that suppresses the noise becomes possible. On the other hand, this state
Delay time τRRear wheel side preview control force U when
pRL, UpRRMaintains zero and the rear wheel side active control
In KBIs also maintained at zero, the rear wheel side hydraulic cylinder 1
In 8RL and 18RR, the target vehicle height is maintained as above.
The state of generating thrust is continued.
【００９７】しかしながら、後輪側については、図１１
のステップＳ５０で算出される遅延時間τR が経過した
時点から順次、遅延時間τR だけ前，即ち前述した前左
右輪１１ＦＬ，１１ＦＲが凸部を通過した時点の後輪側
予見制御力ＵpRL ，ＵpRR を読出し、これらに基づいて
ステップＳ５３で後輪側総合制御力ＵRL, ＵRRを算出
し、これらを後輪側圧力指令値として圧力制御弁２０Ｒ
Ｌ，２０ＲＲに出力する。このとき、後輪側予見制御ゲ
インＫp は設定値ＫpOに維持され，同時に後輪側能動制
御ゲインＫB は未だ零に維持されているから、前記２２
式，２３式の右辺第３項は零となって，当該右辺第２項
の後輪側予見制御力ＵpRL ，ＵpRR 及び後輪側予見制御
ゲインＫp だけが作用する後輪側総合制御力ＵRL，ＵRR
によって、前輪１１ＦＬ，１１ＦＲが凸部乗り上げ開始
時点から遅延時間τR 分遅れた後輪１１ＲＬ，１１ＲＲ
が凸部に乗り上げる時点から後輪側制御力ＵRL, ＵRRが
中立圧制御力ＵN から減少することにより、駆動回路４
６ＲＬ及び４６ＲＲから出力される指令電流ｉRLが中立
電流ｉN より低下し、これによって圧力制御弁２０ＲＬ
及び２０ＲＲから出力される制御圧ＰC が中立圧ＰCNよ
り低下して、油圧シリンダ１８ＲＬ及び１８ＲＲの推力
が低下され、結果的に後左右輪側のストロークを減少さ
せることを可能とすることにより、後左右輪１１ＲＬ及
び１１ＲＲの凸部乗り上げによって車体側部材１０に生
じる揺動を抑制する，所謂後輪予見制御を可能とする。However, as for the rear wheel side, FIG.
From the time when the delay time τ R calculated in step S50 of the preceding step elapses, that is, the rear wheel side preview control force U pRL before the delay time τ R , that is, when the above-described front left and right wheels 11FL and 11FR pass the convex portion , U pRR are read out, and based on these, the rear wheel side total control forces U RL, U RR are calculated in step S53, and these are used as rear wheel side pressure command values to control the pressure control valve 20R.
Output to L, 20RR. At this time, the rear wheel side preview control gain K p is maintained at the set value K pO , and at the same time, the rear wheel side active control gain K B is still maintained at zero.
The third term on the right side of equations (23) and (23) becomes zero, and the rear wheel side comprehensive control in which only the rear wheel side preview control forces U pRL , U pRR and the rear wheel side preview control gain K p act on the second term on the right side. Force U RL , U RR
As a result, the rear wheels 11FL, 11FR are delayed by the delay time τ R from the start of riding on the convex portion.
Since the rear wheel side control forces U RL and U RR decrease from the neutral pressure control force U N from the time when the vehicle rides on the convex portion, the drive circuit 4
The command current i RL output from 6RL and 46RR becomes lower than the neutral current i N , which causes the pressure control valve 20RL.
And the control pressure P C output from 20 RR is lower than the neutral pressure P CN , the thrust of the hydraulic cylinders 18RL and 18RR is reduced, and as a result, it is possible to reduce the stroke on the left and right rear wheels. The so-called rear-wheel preview control that suppresses the rocking of the vehicle body-side member 10 caused by the riding of the rear left and right wheels 11RL and 11RR on the convex portions is enabled.
【００９８】そして、前記３式及び４式で設定される後
輪側予見制御力ＵpRL ，ＵpRR は、前記８式で示すよう
に後輪側から車体に伝達される振動入力を十分に相殺或
いは抑制することができるので、良好な乗心地が維持さ
れる。一方、前輪１１ＦＬ，１１ＦＲの何れか一方例え
ば前左輪１１ＦＬのみが一過性の凸部に乗り上げた場合
には、左輪側の油圧シリンダ１８ＦＬ及び１８ＲＬにつ
いてのみ上記揺動抑制制御が行われ、凸部乗り上げを生
じない右輪側の油圧シリンダ１８ＦＲ及び１８ＲＲにつ
いては、中立圧を維持する制御が行われる。The rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR set by the equations 3 and 4 sufficiently cancel the vibration input transmitted from the rear wheel side to the vehicle body as shown by the equation 8. Alternatively, since it can be suppressed, good riding comfort is maintained. On the other hand, when either one of the front wheels 11FL and 11FR, for example, only the front left wheel 11FL rides on the transient convex portion, the swing suppression control is performed only for the left wheel hydraulic cylinders 18FL and 18RL, and the convex portion For the right-side hydraulic cylinders 18FR and 18RR that do not ride up, control for maintaining the neutral pressure is performed.
【００９９】また、前輪１１ＦＬ、１１ＦＲが一過性の
凹部に落ち込んだときには、上記と逆の制御を行って車
体の揺動を抑制することができ、さらに一過性の凹凸に
限らず不整路面等の連続的な凹凸路面を走行する場合で
も前輪の挙動に応じて後輪を予見制御することができ
る。ところで、前記のような平坦な良路走行中であって
も，フロントサスペンション及び前左右輪でバネ下共振
振動が発生するとか、シミー現象が発生するとかした場
合には、前記上下方向加速度検出値ＺGFL ，ＺGFR 及び
ストローク検出値Ｓ FL，ＳFRの高周波成分が増大し、ま
た、チェーンを装着した走行中にあってもこの傾向が発
生する。このような状況では路面入力とは無関係なフロ
ントサスペンション系の振動を路面入力の誤情報として
得てしまう。従って、上記高周波成分が増大した上下方
向加速度検出値ＺGFL ，ＺGFR 及びストローク検出値Ｓ
FL，Ｓ FRから得られる路面変位の微分値ｘOFL ’及びｘ
OFR ’の高周波成分も増大している。従って、前記ステ
ップＳ４５，Ｓ４６で得られた高周波数域のオーバオー
ルパワＯＰ2 の低周波数域のオーバオールパワＯＰ1 に
対する比ＯＰ2 ／ＯＰ1は前記“１”を大きく越えてお
り、従ってステップＳ４７では後輪側予見制御ゲインＫ
p は零に設定され、合わせて後輪側能動制御ゲインＫB
は設定値ＫBOに設定されている。Also, the front wheels 11FL and 11FR are transient.
If it falls into the recess, perform the reverse control to the above
It is possible to suppress body swings and to create temporary irregularities
Not only when traveling on a continuous uneven road surface such as an irregular road surface
Can also predict the rear wheels according to the behavior of the front wheels.
It By the way
Also the front suspension and front left and right wheels unsprung resonance
If vibration occurs or shimmy phenomenon occurs,
In the case of the above, the vertical acceleration detection value ZGFL, ZGFRas well as
Stroke detection value S FL, SFRThe high frequency component of
Also, this tendency occurs even when running with a chain attached.
To live. In such a situation, the flow is unrelated to the road surface input.
The vibration of the suspension system is used as false information for the road surface input.
I will get it. Therefore, the above high frequency component increases
Directional acceleration detection value ZGFL, ZGFRAnd stroke detection value S
FL, S FRDifferential value x of road displacement obtained fromOFL'And x
OFRThe high frequency component of 'is also increasing. Therefore, the
Up in the high frequency range obtained in steps S45 and S46
Rupower OP2Low power overall power OP1To
Ratio to OP2/ OP1Greatly exceeds the above “1”
Therefore, in step S47, the rear wheel side preview control gain K
pIs set to zero and the rear wheel side active control gain KB
Is the set value KBOIs set to.
【０１００】従って、前記ステップＳ５１で読出される
予見制御力ＵpRL ，ＵpRR ’の大きさに関わらず，ステ
ップＳ５３で算出される２２式，２３式の右辺第２項が
零となり、当該２２式，２３式ではステップＳ５２で算
出された後輪側バネ上振動速度ｘRL’，ｘRR’に対して
能動制御ゲインＫB （＝設定値ＫBO）を乗じた値から後
輪側総合制御力ＵRL，ＵRRが算出され、同時に前記と同
様に前輪側総合制御力ＵFL，ＵFRが算出される。これら
の総合制御力ＵFL〜ＵRRが圧力指令値として圧力制御弁
２０ＦＬ〜２０ＲＲに出力されると、各油圧シリンダ１
８ＦＬ〜１８ＲＲが通常のスカイフックダンパ効果を発
揮する能動型サスペンションとして動作し、少なくとも
前記誤情報として得られた後輪振動入力推定値である路
面変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’に基づいて行われ
る予見制御の車体への不要な加振力の発生を回避するこ
とができ、同時に通常の能動制御によって車体の上下動
を効果的に抑制して良好な乗心地を確保することができ
る。Therefore, irrespective of the magnitudes of the preview control forces U pRL and U pRR ′ read in step S51, the second term on the right side of the expressions 22 and 23 calculated in step S53 becomes zero, and In equations (23) and (23), the rear wheel side total control is performed from the value obtained by multiplying the rear wheel side sprung vibration speeds x RL ′, x RR ′ calculated in step S52 by the active control gain K B (= set value K BO ). The forces U RL and U RR are calculated, and at the same time, the front wheel side total control forces U FL and U FR are calculated in the same manner as described above. When these total control forces U FL to U RR are output to the pressure control valves 20FL to 20RR as pressure command values, each hydraulic cylinder 1
8FL to 18RR operate as an active suspension that exhibits a normal skyhook damper effect, and are based on at least the differential value x OFL 'and x OFR ' of road surface displacement which is the rear wheel vibration input estimation value obtained as the above-mentioned misinformation. It is possible to avoid the generation of unnecessary vibration force on the vehicle body in the preview control performed by the vehicle, and at the same time, it is possible to effectively suppress the vertical movement of the vehicle body by normal active control and secure a good ride comfort. .
【０１０１】ところで前記シミー現象やバネ下共振振動
は或る瞬間に発生するものではなく、車速や操舵角等に
よってある程度経時的に発生する。従って、この発生開
始期間中にあっては前記路面変位の微分値ｘOFL ’，ｘ
OFR ’の高周波成分も次第に増大する。また、チェーン
装着時においても車速の増大に伴って前記路面変位の微
分値ｘOFL ’，ｘOFR ’の高周波成分が次第に増大す
る。従って、前記所定サンプリング時間ＴS 毎に行われ
る図１１の処理においてステップＳ４５〜Ｓ４７で得ら
れる高周波数域のオーバオールパワＯＰ2 の低周波数域
のオーバオールパワＯＰ1 に対する比ＯＰ2 ／ＯＰ1 も
次第に増大することになり、やがてこのオーバオールパ
ワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 は前記“１”を越えて更に増大す
る。この間、予見制御ゲインＫp は傾き−（ＫpO／２）
／（１−ｑ）一定でリニアに減少し，同時に能動制御ゲ
インＫB は、予見制御ゲインＫp の設定値ＫpOに対する
減少率の正負反転値で増大する。従って、この移行期に
は，タイマ割込処理される図１１の処理時点のステップ
Ｓ５１で読出される予見制御力ＵpRL ，ＵpRR 及びステ
ップＳ５２で算出される後輪側バネ上振動速度ｘRL’，
ｘRR’の両者を加味した後輪側総合制御力ＵRL，ＵRRが
算出され、これに従って後輪側圧力制御弁２０ＲＬ，２
０ＲＲ及び油圧シリンダ１８ＲＬ，１８ＲＲの制御がな
されるが、後輪側の予見制御の配分比が次第に小さくな
り同時に能動制御の配分比が次第に大きくなって，前記
予見制御ゲインＫp が零となった時点で完全に後輪側の
能動制御に移行するので、その過渡特性において制御の
不連続性が改善される。By the way, the shimmy phenomenon and the unsprung resonance vibration do not occur at a certain moment, but occur to some extent with time depending on the vehicle speed, the steering angle, and the like. Therefore, during this generation start period, the differential value x OFL ', x of the road surface displacement is generated.
The high frequency component of OFR 'will also increase gradually. Further, even when the chain is attached, the high frequency components of the differential values x OFL ′ and x OFR ′ of the road surface displacement gradually increase as the vehicle speed increases. Accordingly, the predetermined sampling time T over all power ratio OP 1 OP 2 / OP 1 in the low frequency range of over-all power OP 2 in the high frequency band obtained in step S45~S47 in the process of FIG. 11 is performed for each S As a result, the overall power ratio OP 2 / OP 1 further exceeds “1” and further increases. During this period, the preview control gain K p is the slope − (K pO / 2)
/ (1-q) is constant and linearly decreases, and at the same time, the active control gain K B increases at the positive / negative inversion value of the decrease rate of the preview control gain K p with respect to the set value K pO . Therefore, in this transition period, the preview control forces U pRL and U pRR read in step S51 at the time of the processing of FIG. 11 which is the timer interrupt processing and the rear wheel side sprung vibration speed x RL calculated in step S52. ',
x RR 'both rear wheel side total control forces U RL , U RR are calculated, and rear wheel side pressure control valves 20RL, 2 are calculated accordingly.
0RR and hydraulic cylinders 18RL, although control of the 18RR is performed, the distribution ratio of progressively smaller becomes simultaneously active control is the distribution ratio of the preview control for the rear wheels is gradually increased, the preview control gain K p becomes zero At this point, the control transitions completely to the active control on the rear wheel side, so that the control discontinuity is improved in the transient characteristic.
【０１０２】一方、前記オーバオールパワの比ＯＰ2 ／
ＯＰ1 が次第に減少する移行期にあっては、後輪側の能
動制御の配分比が次第に小さくなり同時に予見制御の配
分比が次第に大きくなって，前記能動制御ゲインＫB が
零となった時点で完全に後輪側の予見制御に移行するの
で、その過渡特性においても制御の不連続性が改善され
る。On the other hand, the overall power ratio OP 2 /
In the transition period in which OP 1 gradually decreases, the distribution ratio of the active control on the rear wheel side gradually decreases and at the same time the distribution ratio of the preview control gradually increases, and the active control gain K B becomes zero. Thus, the control shifts to the rear wheel side preview control completely, and therefore the control discontinuity is improved even in the transient characteristic.
【０１０３】なお、本実施例における後輪側予見制御か
ら通常能動制御への移行期並びにその逆方向への移行期
にあっては、前記記憶装置のシフトレジスタ領域に逐次
最新の予見制御力ＵpRL ，ＵpRR 及び遅延時間τR が更
新格納されているので、前記第１実施例及び第２実施例
のように，記憶されている遅延時間τR だけ夫々の制御
への移行を遅らせる必要はない。During the transition period from the rear wheel side preview control to the normal active control and the transition period in the opposite direction in this embodiment, the latest preview control force U is successively added to the shift register area of the storage device. pRL, since U pRR and the delay time tau R are updated stored, as described above in the first embodiment and the second embodiment, the delay time tau R stored need to delay the transition to control of the respective Absent.
【０１０４】以上の制御において、後輪路面振動入力推
定値である路面変位の微分値ｘOFL’及びｘOFR ’の高
周波数域のオーバオールパワＯＰ2 の低周波数域のオー
バオールパワＯＰ1 に対する比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が或る係
数比ａ（本実施例ではａ＝１）以上である場合に、後輪
側の予見制御の比率を次第に小さくするために制御ゲイ
ンＫp を次第に小さくする本実施例は、本実施例は請求
項３に係る発明を請求項１に係る発明に適用したものと
見なされ、制御の対象となる制御車輪は後輪１１ＲＬ，
１１ＲＲであり、路面検出手段は前輪１１ＦＬ，１１Ｆ
Ｒを経由して車体に入力される振動入力を，ストローク
並びに上下方向加速度として検出するから、前記図１１
の処理のうち，ステップＳ４２，Ｓ４３が請求項１に係
る本発明の路面検出手段に相当し、以下同様にステップ
Ｓ４４が制御車輪入力推定手段に相当し、ステップＳ４
５〜Ｓ４７が入力レベル判定手段に相当し、同時にステ
ップＳ４７がゲイン変更手段に相当し、ステップＳ４８
〜Ｓ５４が予見制御手段に相当する。また、路面の凹凸
の検出時は前輪への振動入力時に相当し、予見距離は前
後輪間のホイルベースに相当する。In the above control, the differential value x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement, which is the estimated value of the rear wheel road surface vibration input, with respect to the overall power OP 2 in the high frequency range and the overall power OP 1 in the low frequency range. When the ratio OP 2 / OP 1 is a certain coefficient ratio a (a = 1 in this embodiment) or more, the control gain K p is gradually reduced in order to gradually reduce the ratio of the rear wheel side preview control. The embodiment is considered to be an application of the invention according to claim 3 to the invention according to claim 1, and the control wheels to be controlled are the rear wheels 11RL,
11RR, the road surface detection means is front wheels 11FL, 11F
Since the vibration input inputted to the vehicle body via R is detected as the stroke and the vertical acceleration,
Steps S42 and S43 correspond to the road surface detecting means of the present invention according to claim 1, and similarly, step S44 corresponds to the control wheel input estimating means, and step S4.
5 to S47 correspond to the input level determining means, at the same time step S47 corresponds to the gain changing means, and step S48.
~ S54 corresponds to the preview control means. Further, the detection of the unevenness of the road surface corresponds to the vibration input to the front wheels, and the preview distance corresponds to the wheel base between the front and rear wheels.
【０１０５】次に、本発明の能動型サスペンションの予
見制御装置の第４実施例を図１３，図１４に従って説明
する。この第４実施例は、前記第３実施例においてフロ
ントサスペンション系や前輪の高周波振動が発生したと
きに，前記路面振動入力推定値に誤情報として含まれて
いる高周波成分を例えばディジタルローパスフィルタ処
理等の高周波成分除去手段によって除去し、後輪予見制
御の制御性を向上させる。その際に、前記第３実施例に
おいて算出された高低周波数域のオーバオールパワの比
ＯＰ2 ／ＯＰ1 に応じて、前記高周波成分除去された路
面振動入力推定値に対する重み係数と，当該路面振動入
力推定値をそのまま用いる重み係数とを設定するのであ
るが、前記第３実施例と同様に路面振動入力推定値をそ
のまま用いる通常の後輪側予見制御から前記高周波成分
の除去された路面振動入力推定値を用いる後輪側予見制
御への移行期若しくはその逆方向への移行期に、両重み
係数の和が変化しないようにしながら且つ各重み係数を
次第に変化させることによって当該制御の移行期におけ
る不連続性を回避しようとするものである。なお、前記
ディジタルローパスフィルタは，前記第１実施例と同様
にマイクロコンピュータで実行されるプログラムで構築
され、そのカットオフ周波数は当該プログラムで使用さ
れる一時変数で設定可能であるが、本実施例ではバネ下
共振周波数，サスペンション系の前後共振周波数，ステ
アリング系の共振周波数，タイヤサイズを含むタイヤ諸
元，駆動系減速比等に応じて５〜１５Ｈｚ程度に設定し
た。Next, a fourth embodiment of the preview control device for the active suspension according to the present invention will be described with reference to FIGS. In the fourth embodiment, when high frequency vibrations of the front suspension system and front wheels occur in the third embodiment, high frequency components included in the road surface vibration input estimated value as erroneous information are processed by, for example, digital low pass filtering. The high-frequency component removing means improves the controllability of the rear-wheel preview control. At that time, according to the overall power ratio OP 2 / OP 1 in the high and low frequency regions calculated in the third embodiment, the weighting coefficient for the road surface vibration input estimated value from which the high frequency component is removed, and the road surface vibration. The weighting coefficient that uses the input estimated value as it is is set, but as in the third embodiment, the road surface vibration input from which the high frequency component has been removed from the normal rear wheel side preview control that uses the road surface vibration input estimated value as it is. During the transition period to the rear wheel side preview control using the estimated value or the transition period in the opposite direction, while keeping the sum of both weighting factors unchanged and gradually changing each weighting factor, It seeks to avoid discontinuities. The digital low-pass filter is constructed by a program executed by a microcomputer as in the first embodiment, and its cutoff frequency can be set by a temporary variable used in the program. Then, the unsprung resonance frequency, the front and rear resonance frequency of the suspension system, the resonance frequency of the steering system, the tire specifications including the tire size, and the drive system reduction ratio are set to about 5 to 15 Hz.
【０１０６】本実施例で適用される車両の構成並びに能
動型サスペンション１２の構成は前記図２に示す第１実
施例とほぼ同様である。また、能動型サスペンション１
２を制御するコントローラ３０の構造的な構成も前記図
６に示す第１実施例とほぼ同様である。そして、コント
ローラ３０内のマイクロコンピュータ４４で行われる処
理の内容が異なる。ここで、前記後輪路面入力として算
出される路面変位の微分値ｘOF L ’及びｘOFR ’や遅延
時間τR ，前輪側総合制御力ＵFL〜ＵRR等の演算処理に
ついても第１実施例と同様に行われるが、後輪側予見制
御力ＵpRL 及びＵpRR の算出方法が異なる。具体的に、
後輪側予見制御力ＵpRL 及びＵpRR は、前記３式及び４
式で用いられる路面変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’
の項の代わりに、当該路面変位の微分値ｘOFL ’及びｘ
OFR ’に重み係数αを乗じた値と，前記ディジタルロー
パスフィルタ処理された路面変位の微分値の高周波除去
成分ｘLPOF L ’及びｘLPOFR ’に重み係数βを乗じた値
との和を用いる。具体的に後輪側予見制御力ＵpRL 及び
ＵpRR は下記２４式及び２５式を用いて算出する。The structure of the vehicle and the structure of the active suspension 12 applied in this embodiment are substantially the same as those in the first embodiment shown in FIG. In addition, active suspension 1
The structural configuration of the controller 30 for controlling 2 is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. The contents of the processing performed by the microcomputer 44 in the controller 30 are different. Here, the rear differential value of the road surface displacement which is calculated as wheel road surface input x OF L 'and x OFR' and delay time tau R, the first embodiment also processing such as the front wheel side comprehensive control force U FL ~U RR The procedure is similar to the example, but the calculation method of the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR is different. Specifically,
The rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR are the same as those in the above equation 3 and 4
Differential value of road displacement x OFL 'and x OFR ' used in the formula
Instead of the term, the differential value of the road surface displacement x OFL 'and x
The sum of the value obtained by multiplying OFR 'by the weighting factor α and the value obtained by multiplying the high frequency removal components xLP OF L ' and xLP OFR 'by the weighting factor β of the differential value of the road displacement subjected to the digital low-pass filtering is used. Specifically, the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR are calculated using the following equations 24 and 25.
【０１０７】 ＵpRL ＝−（Ｃp ＋｛１／（ω1 ＋ｓ）｝Ｋp )(αｘOFL ’＋βｘLPOFL ’） …………(24) ＵpRR ＝−〔Ｃp ＋｛１／（ω1 ＋ｓ）｝Ｋp )(αｘOFL ’＋βｘLPOFL ’） …………(25) 従って、前記演算処理装置４４ｃは、後述する図１３の
処理を実行して、所定サンプリング時間ＴS （例えば２
０msec）毎に、車速検出値Ｖ，ストローク検出値ＳFL，
ＳFR及び車体上下加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR を読込
み、ストローク検出値ＳFL，ＳFR及び車体上下加速度検
出値ＺGFL 〜ＺGRR から後輪１１ＲＬ，１１ＲＲに入力
されるであろう後輪入力推定値として路面変位の微分値
ｘOFL ' 及びｘOFR ' を算出し、この路面変位の微分値
ｘOFL ' 及びｘOFR ' に対して高速フーリエ変換ＦＦＴ
処理を行って得られる前記所定の高低周波数域のパワス
ペクトル密度のオーバオールパワＯＰ2 ，ＯＰ1 を求
め、これらのオーバオールパワＯＰ2 ，ＯＰ1 で代表さ
れる両周波数域のエネルギの比（即ち、前記オーバオー
ルパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 である）から当該路面変位の
微分値として得られた後輪振動入力推定値の高周波成分
の存在比を求め、合わせて各路面変位の微分値ｘ OFL '
及びｘOFR ' に対してローパスフィルタ処理を施して高
周波成分を除去した高周波除去成分ｘLPOFL ’及びｘLP
OFR ’を算出し、前記後輪振動入力推定値の高周波成分
が少ない，即ち前記存在比が予め設定された係数比より
小さいような場合には、前記諸原因による誤情報が少な
いとして後輪路面入力推定値である路面変位の微分値ｘ
OFL ' 及びｘOFR ' をそのまま用いる制御配分比が大き
く、この後輪振動入力推定値の高周波成分が多い，即ち
前記存在比が予め設定された係数比を越えるような場合
には、前記諸原因による誤情報が多いとして後輪路面入
力推定値からその高周波成分を除去した路面変位の微分
値の高周波除去成分ｘLPOFL ’及びｘLPOFR ’を用いる
制御配分比が大きくなるように、後輪予見制御力
ＵpRL ’及びＵpRR ’の算出に用いられる重み係数α，
βを後述する制御マップ又は算出式によって設定し、こ
れらの演算値及び検出値を用いて前記制御指令値である
総合制御力ＵFL〜ＵRRを算出する。UpRL=-(Cp+ {1 / (ω1+ S)} Kp) (αxOFL′ + Β × LPOFL’) ………… (24) UpRR=-[Cp+ {1 / (ω1+ S)} Kp) (αxOFL′ + Β × LPOFL′) (25) Therefore, the arithmetic processing unit 44c has a configuration shown in FIG.
The processing is executed and the predetermined sampling time TS(Eg 2
Vehicle speed detection value V and stroke detection value S every 0 msec)FL，
SFRAnd vehicle body vertical acceleration detection value ZGFL~ ZGRRRead
Only stroke detection value SFL, SFRAnd body vertical acceleration test
Outgoing price ZGFL~ ZGRRInput to rear wheels 11RL and 11RR
Differentiated value of road surface displacement as estimated value of rear wheel input
xOFL'And xOFR'Is calculated and the differential value of this road displacement
xOFL'And xOFR'To the fast Fourier transform FFT
Power of the predetermined high and low frequency range obtained by processing
Overall power OP of vector density2, OP1Seeking
Therefore, these overall power OP2, OP1Represented by
The ratio of energy in both frequency ranges (that is,
Rupawa's ratio OP2/ OP1Of the road surface displacement
High frequency component of rear wheel vibration input estimated value obtained as differential value
The abundance ratio of the OFL'
And xOFR'Is high-pass filtered by low-pass filtering.
High-frequency removal component xLP from which frequency components have been removedOFL'And xLP
OFR′ Is calculated, and the high-frequency component of the rear wheel vibration input estimated value is calculated.
Is small, that is, the abundance ratio is lower than the preset coefficient ratio.
If it is small, there is little false information due to the various causes above.
The differential value x of the road surface displacement, which is the rear wheel road surface input estimated value
OFL'And xOFR'Is used as it is
There are many high frequency components of this rear wheel vibration input estimation value, that is,
When the abundance ratio exceeds a preset coefficient ratio
Erroneous information due to the above-mentioned various causes,
Derivation of road displacement by removing the high frequency component from the force estimate
High frequency removal component xLPOFL'And xLPOFR'Is used
Rear wheel preview control force to increase the control distribution ratio
UpRL’And UpRR′ Used to calculate the weighting coefficient α,
Set β using the control map or calculation formula described later, and
It is the control command value using these calculated and detected values.
Total control force UFL~ URRTo calculate.
【０１０８】このとき、前記２４式及び２５式で各路面
変位の微分値ｘOFL ' 及びｘOFR 'に乗じられる一方の
重み係数αは，マイクロコンピュータ４４の記憶装置４
４ｄに記憶されている図１４の制御マップに従って設定
される。この制御マップは前記高周波数域のオーバオー
ルパワＯＰ2 の低周波数域のオーバオールパワＯＰ1に
対する比ＯＰ2 ／ＯＰ1 に関する当該重み係数αの特性
線図であり、オーバオールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が
“１”よりやや小さい所定値ｈ以下の領域では，当該重
み係数αは設定値である“１”に維持され、オーバオー
ルパワの比ＯＰ2／ＯＰ1 が前記所定値ｈを越えると，
オーバオールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が所定値ｉで重み
係数αが“０．５”となるように，傾き−０．５／（ｉ
−ｈ）一定でリニアに減少し、この傾斜曲線に従って当
該重み係数αが“０”となるオーバオールパワの比ＯＰ
2 ／ＯＰ1 が所定値ｊ以上の領域で，当該重み係数αは
“０”に維持される。従って、前記重み係数αの減少曲
線は，下記２６式で表される。At this time, one of the weighting factors α multiplied by the differential values x OFL ′ and x OFR ′ of the road surface displacements in the equations 24 and 25 is the storage device 4 of the microcomputer 44.
4d is set according to the control map of FIG. This control map is a characteristic diagram of the weighting factor α related to the ratio OP 2 / OP 1 of the overall power OP 2 in the high frequency range to the overall power OP 1 in the low frequency range, and the ratio OP 2 of the overall power is In a region where / OP 1 is a predetermined value h which is slightly smaller than “1”, the weighting coefficient α is maintained at the set value “1”, and the overall power ratio OP 2 / OP 1 is set to the predetermined value h. When it exceeds,
The slope is -0.5 / (i so that the weighting factor α is "0.5" when the overall power ratio OP 2 / OP 1 is a predetermined value i.
-H) A constant OP that decreases linearly and the weighting factor α becomes "0" according to this slope curve
In a region where 2 / OP 1 is a predetermined value j or more, the weighting coefficient α is maintained at “0”. Therefore, the decreasing curve of the weighting factor α is expressed by the following equation 26.
【０１０９】 α＝−０．５ｈ／（ｉ−ｈ）・（ＯＰ2 ／ＯＰ1 ） ＋（ｉ−１．５ｈ）／（ｉ−ｈ） …………(26) 一方、、前記２４式及び２５式で各路面変位の微分値の
高周波除去成分ｘLPOF L ’及びｘLPOFR ’に乗じられる
他方の重み係数βは，同じくマイクロコンピュータ４４
の記憶装置４４ｄに記憶されている図１４の制御マップ
に従って設定され、それは前記一方の重み係数αに対し
て下記２７式でも設定される。Α = −0.5h / (i−h) · (OP 2 / OP 1 ) + (i−1.5h) / (i−h) (26) On the other hand, the above formula 24 and the high frequency component removed XLP oF L 'and XLP OFR' other weight coefficient β to be multiplied to the differential value of the road surface displacement 25 formula, like the microcomputer 44
14 is stored according to the control map of FIG. 14 stored in the storage device 44d of FIG.
【０１１０】 β＝（１−α） …………(27) 従って、この他方の重み係数βはオーバオールパワの比
ＯＰ2 ／ＯＰ1 に対して図１４に示すように変化し、即
ち、一方の重み係数αが“１”に維持されるオーバオー
ルパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が所定値ｈ以下の領域で他方
の重み係数βは“０”に維持され、一方の重み係数αが
前記所定の傾き−０．５／（ｉ−ｈ）で減少するオーバ
オールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が所定値ｈを越える領域
では、オーバオールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 の増大に伴
って，当該重み係数αの減少率の正負反転値で増大し、
一方の重み係数αが“０”に維持されるオーバオールパ
ワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が所定値ｊ以上の領域では、
“０”に維持される。Β = (1−α) (27) Therefore, the other weighting factor β changes as shown in FIG. 14 with respect to the overall power ratio OP 2 / OP 1 , that is, In a region where the overall power ratio OP 2 / OP 1 in which one weight coefficient α is maintained at “1” is equal to or less than the predetermined value h, the other weight coefficient β is maintained at “0” and one weight coefficient α is the predetermined slope -0.5 / (i-h) ratio OP 2 / OP 1 over-all power that decreases in exceeds a predetermined value h region, with an increase in the over-all power of the ratio OP 2 / OP 1 Then, it increases with the positive / negative inversion value of the decreasing rate of the weighting coefficient α,
In a region where the overall power ratio OP 2 / OP 1 in which one weighting coefficient α is maintained at “0” is equal to or greater than the predetermined value j,
It is maintained at "0".
【０１１１】ここで前記図１３の処理は所定サンプリン
グ時間ＴS （例えば２０msec）毎のタイマ割込処理とし
て実行され、先ず、ステップＳ６１で、現在の車速セン
サ２６の車速検出値Ｖを読込み、次いでステップＳ６２
に移行して上下方向加速度センサ２８ＦＬ〜２８ＲＲか
らの上下方向加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR を読込み、次
いでステップＳ６３に移行してストロークセンサ２７Ｆ
Ｌ，２７ＦＲからのストローク検出値ＳFL，ＳFRを読込
む。The process of FIG. 13 is executed as a timer interrupt process for each predetermined sampling time T S (for example, 20 msec). First, in step S61, the current vehicle speed detection value V of the vehicle speed sensor 26 is read, and then, Step S62
To read the vertical acceleration detection values Z GFL to Z GRR from the vertical acceleration sensors 28FL to 28RR, and then to step S63 to move to the stroke sensor 27F.
Read the stroke detection values S FL and S FR from L and 27 FR .
【０１１２】次にステップＳ６４に移行して、前記スト
ローク検出値ＳFL，ＳFRを前記ディジタルハイパスフィ
ルタ処理等により微分して得たストローク速度ＳVFL ，
ＳVF R と、前輪側の上下方向加速度検出値ＺGFL ，Ｚ
GFR を前記ディジタルローパスフィルタ処理等により積
分して得た前輪側のバネ上振動速度ｘFL’，ｘFR’とか
ら、後輪路面振動入力推定値として路面変位の微分値ｘ
OFL ’，ｘOFR ’を算出する。Next, in step S64, the stroke speed S VFL , obtained by differentiating the stroke detection values S FL , S FR by the digital high-pass filtering process,
S VF R and the vertical acceleration detection value Z GFL , Z on the front wheel side
From the sprung vibration velocities x FL 'and x FR ' on the front wheel side obtained by integrating GFR by the digital low-pass filter processing or the like, the differential value x of the road surface displacement is estimated as the rear wheel road surface vibration input estimation value.
Calculate OFL 'and x OFR '.
【０１１３】次にステップＳ６５に移行して、前記ステ
ップＳ６４で算出された後輪路面振動入力推定値として
の路面変位の微分値ｘOFL ’，ｘOFR ’に対して前記高
速フーリエ変換ＦＦＴを行ってパワスペクトル密度分布
を求める。なお、高速フーリエ変換ＦＦＴをマイクロコ
ンピュータで実行するためには，前記と同様に既知のア
ルゴリズムを適用可能である。Next, in step S65, the fast Fourier transform FFT is performed on the differential values x OFL ', x OFR ' of the road surface displacement as the rear wheel road surface vibration input estimated value calculated in step S64. To obtain the power spectral density distribution. In order to execute the fast Fourier transform FFT with a microcomputer, a known algorithm can be applied as in the above.
【０１１４】次にステップＳ６６に移行して、前記ステ
ップＳ６５で求めた振動入力のパワスペクトル密度分布
から、前記〜１０Ｈｚ程度までの低周波数域のオーバオ
ールパワＯＰ1 及び前記１０〜２０Ｈｚ程度の高周波数
域のオーバオールパワＯＰ2を算出する。次にステップ
Ｓ６７に移行して、前記ステップＳ６６で算出した高周
波数域のオーバオールパワＯＰ2 の，低周波数域のオー
バオールパワＯＰ1 に対する比ＯＰ2 ／ＯＰ1 を算出
し、前記図１４の制御マップに従って又は前記算出式２
６式，２７式に従って各重み係数α，βを設定する。[0114] Next, the process proceeds to step S66, the said from power spectrum density distribution of the vibration input obtained in step S65, the high over-all power OP about 1 and the 10~20Hz the low frequency range of up to about the ~10Hz Calculate the overall power OP 2 in the frequency range. Next, the routine proceeds to step S67, the over-all power OP 2 in the high frequency range calculated at step S66, the calculated ratio OP 2 / OP 1 for over all power OP 1 in the low frequency range, the 14 According to the control map or the calculation formula 2
The weighting factors α and β are set in accordance with Equations 6 and 27.
【０１１５】次にステップＳ６８に移行して、前記ステ
ップＳ６４で得たｘOFL ’，ｘOFR’に対してディジタ
ルローパスフィルタ処理等の高周波成分除去手段によ
り、前記路面変位の微分値の高周波除去成分ｘLPOFL ’
及びｘLPOFR ’を算出する。次にステップＳ６９に移行
して、前記路面変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’，当
該路面変位の微分値の高周波除去成分ｘLPOFL ’及びｘ
LPOFR ’，各重み係数α及びβを用い，前記２４式及び
２５式に従って後輪側の予見制御力ＵpRL 及びＵpRR を
算出する。Next, in step S68, the high frequency component of the differential value of the road surface displacement component is removed from the x OFL 'and x OFR ' obtained in step S64 by high frequency component removing means such as digital low pass filter processing. xLP OFL '
And xLP OFR '. Next, in step S69, the differential values x OFL ′ and x OFR ′ of the road surface displacement, the high frequency removal components xLP OFL ′ and x of the differential value of the road surface displacement.
LP OFR 'and each weighting coefficient α and β are used to calculate the preview control forces U pRL and U pRR on the rear wheel side in accordance with the above equations 24 and 25.
【０１１６】次にステップＳ７０に移行して、前記車速
検出値Ｖを用い，前記９式に従って遅延時間τR を算出
する。次にステップＳ７１に移行して、前記ステップＳ
６９で算出した後輪側の予見制御力ＵpRL 及びＵpRR と
上記ステップＳ７０で算出した遅延時間τR とを記憶装
置４４ｄに形成したシフトレジスタ領域の先頭位置に格
納すると共に、前回までに格納されている後輪側の予見
制御力ＵpRL ，ＵpRR 及び遅延時間τR とを順次シフト
する。このとき、遅延時間τR についてはシフトする際
に、各シフト位置の遅延時間τR からサンプリング時間
ＴS を夫々減算した値を新たな遅延時間τR として更新
して格納する。Next, in step S70, the vehicle speed detection value V is used to calculate the delay time τ R according to the equation (9). Next, the process proceeds to step S71, and the step S
The preview control forces U pRL and U pRR on the rear wheel side calculated in 69 and the delay time τ R calculated in step S70 are stored at the head position of the shift register area formed in the storage device 44d, and are stored up to the previous time. The preview control forces U pRL and U pRR on the rear wheel side and the delay time τ R are sequentially shifted. At this time, when the delay time τ R is shifted, a value obtained by subtracting the sampling time T S from the delay time τ R at each shift position is updated and stored as a new delay time τ R.
【０１１７】次にステップＳ７２に移行して、シフトレ
ジスタ領域に格納されている最古即ち遅延時間τR が零
となった後輪側の予見制御力ＵpRL 及びＵpRR を読出
し、且つ読出した最古の予見制御力ＵpRL ，ＵpRR 及び
これに対する遅延時間τR をシフトレジスタ領域から消
去する。次にステップＳ７３に移行して、前記ステップ
Ｓ６４で路面変位の微分値を演算するときに導出した前
輪側のバネ上振動速度ｘFL’及びｘFR’，前記ステップ
Ｓ７２で読出された後輪側の予見制御力ＵpRL 及びＵ
pRR を用い、前記１０式〜１３式に従って、圧力制御弁
２０ＦＬ〜２０ＲＲに対する総合制御力ＵFL〜ＵRRを算
出する。このとき、各制御ゲインＫB ，Ｋp は予め設定
した所定値一定でよい。Next, in step S72, the preview control forces U pRL and U pRR on the rear wheel side stored in the shift register area, that is, the oldest, that is, the delay time τ R becomes zero, are read and read. The oldest preview control forces U pRL and U pRR and the delay time τ R corresponding thereto are deleted from the shift register area. Next, the process proceeds to step S73, and the sprung mass vibration speeds x FL 'and x FR ' on the front wheel side derived when calculating the differential value of the road surface displacement in step S64, the rear wheel side read in step S72 Predictive control power U pRL and U
Using pRR, the total control forces U FL to U RR for the pressure control valves 20FL to 20RR are calculated according to the above formulas 10 to 13. At this time, each of the control gains K B and K p may be constant and set to a predetermined value.
【０１１８】次にステップＳ７４に移行して、前記ステ
ップＳ７３で算出した各圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲ
に対する制御力ＵFL〜ＵRRを圧力指令値として夫々Ｄ／
Ａ変換器４５ＦＬ〜４５ＲＲに出力してからタイマ割込
処理を終了して所定のメインプログラムに復帰する。次
に本実施例の能動型サスペンションの予見制御装置の作
用について説明する。今、車両が平坦な良路を目標車高
を維持して定速直進走行しているものとすると、この状
態では、車両が平坦な良路で目標車高を維持しているこ
とから、フロントサスペンション及び前輪側でバネ下共
振振動やシミー現象等が発生しておらず又同時にチェー
ンも装着していないであろうために，車体側部材１０に
揺動を生じないので、各上下方向加速度センサ２８ＦＬ
〜２８ＦＲの加速度検出値ＺGF L 〜ＺGRR 及びストロー
クセンサ２７ＦＬ，２７ＦＲのストローク検出値ＳFL，
ＳFRは略零となっており、これらが入力インターフェー
ス回路４４ａでディジタル値に変換されてマイクロコン
ピュータ４４に入力される。Then, the process proceeds to step S74, and the pressure control valves 20FL to 20RR calculated in step S73 are calculated.
Control force U FL to U RR to D /
After outputting to the A converters 45FL to 45RR, the timer interrupt processing is ended and the process returns to the predetermined main program. Next, the operation of the preview control device for the active suspension according to the present embodiment will be described. Now, assuming that the vehicle is traveling straight at a constant speed while maintaining the target vehicle height on a flat good road, in this state, the vehicle maintains the target vehicle height on a flat good road. Since unsprung resonance vibration, shimmy phenomenon, etc. are not generated on the suspension and the front wheel side and the chain is not mounted at the same time, the body side member 10 does not swing, so that each vertical acceleration sensor 28 FL
Acceleration detection value of ~28FR Z GF L ~Z GRR and the stroke sensor 27FL, stroke detected value S FL of 27FR,
S FR is substantially zero, and these are converted into digital values by the input interface circuit 44a and input to the microcomputer 44.
【０１１９】またこのように車両が平坦な良路を定速直
進走行している状態で、且つフロントサスペンション及
び前輪側でバネ下共振振動やシミー現象等が発生してお
らず又同時にチェーンも装着していない状態では、マイ
クロコンピュータ４４で、所定サンプリング時間ＴS 毎
に実行される図１３の処理において、前記ステップＳ６
４〜Ｓ６６で算出される高周波数域のオーバオールパワ
ＯＰ2 の低周波数域のオーバオールパワＯＰ1 に対する
比ＯＰ2 ／ＯＰ1 は前記のように所定値ｈよりも小さい
はずであるから、前記ステップＳ６７で一方の重み係数
αは“１”に，他方の重み係数βは“０”に設定され
る。そして、ステップＳ６８では一応，路面変位の微分
値の高周波除去成分ｘLPOFL ’及びｘLPOFR ’が算出さ
れるが、続くステップＳ６９，Ｓ７０では後輪側の予見
制御力ＵpRL ，ＵpRR 及び遅延時間τR が算出され、更
にステップＳ７１〜Ｓ７４で算出出力された各総合制御
力Ｕ FL〜ＵRRに従って，前輪側の圧力制御弁２０ＦＬ及
び２０ＦＲに対しては通常の能動制御を、後輪側の圧力
制御弁２０ＲＬ及び２０ＲＲに対しては後述する制御が
実行される。In addition, the vehicle runs straight on a flat road at a constant speed.
While traveling, the front suspension and
And unsprung resonance vibration and shimmy phenomenon occur on the front wheel side.
If the chain is not attached at the same time,
A predetermined sampling time T on the black computer 44Severy
13 is executed in step S6.
Overall power in the high frequency range calculated in 4 to S66
OP2Low power overall power OP1Against
Ratio OP2/ OP1Is smaller than the predetermined value h as described above
Therefore, one of the weighting factors is determined in step S67.
α is set to “1” and the other weighting factor β is set to “0”
It Then, in step S68, the road surface displacement is differentiated for the time being.
High frequency removal component xLPOFL'And xLPOFR'Is calculated
However, in the subsequent steps S69 and S70, the rear wheel side is foreseen.
Control force UpRL, UpRRAnd delay time τRIs calculated and
Comprehensive control calculated and output in steps S71 to S74
Force U FL~ URRIn accordance with the above, pressure control valve 20FL on the front wheel side and
Normal active control for 20 and 20FR, pressure on the rear wheel side
The control described later is applied to the control valves 20RL and 20RR.
To be executed.
【０１２０】即ち、このように目標車高を維持しながら
平坦な良路定速直進走行を継続している状態では、上下
加速度検出値ＺGFL 〜ＺGRR 及び前輪側ストローク検出
値Ｓ FL，ＳFRが略零となることにより、ステップＳ６４
で導出される前輪側のバネ上振動速度ｘFL’及びｘFR’
が零となり、従って当該ステップＳ６４で算出される路
面変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’が零となり、当然
のようにその高周波除去成分ｘLPOFL ’及びｘLPOFR ’
も零となる。しかも、この高周波除去成分ｘLP OFL ’及
びｘLPOFR ’に乗じられる重み係数βも零であるから、
ステップＳ６８で算出される後輪側の予見制御力
ＵpRL ，ＵpRR も零となり、このうち零の後輪側の予見
制御力ＵpRR ，ＵpRR が順次記憶装置４４ｄのシフトレ
ジスタ領域に，ステップＳ７０で算出される前後輪間の
遅延時間τR と共にステップＳ７１で格納され、これら
がシフトする毎に遅延時間τR からサンプリング時間Ｔ
S を減算した値が新たな遅延時間τR として更新され
る。このため、ステップＳ７２で読出される予見制御力
ＵpRL ，ＵpRR も零となっている。また、後輪側予見制
御ゲインＫp が設定値ＫpOに設定されていることから，
前記１９式で与えられる後輪側能動制御ゲインＫB も零
となる。以上より、前記ステップＳ７３で演算される前
記１０式，１１式の右辺第２項が全て零となり，前記１
２式，１３式の右辺第２項が全て零となることから、各
総合制御力ＵFL〜ＵRRは目標車高値にのみ対応した中立
圧制御力ＵN となり、これらが圧力指令値として出力側
インタフェース回路４４ｂでＤ／Ａ変換されて駆動回路
４６ＦＬ〜４６ＲＲに出力される。That is, while maintaining the target vehicle height in this way
When driving straight on a smooth, straight road at a constant speed,
Acceleration detection value ZGFL~ ZGRRAnd front wheel side stroke detection
Value S FL, SFRBecomes approximately zero, the step S64
Vibration speed x on the front wheel side derived fromFL'And xFR’
Becomes zero, and thus the path calculated in step S64
Differential value of surface displacement xOFL'And xOFR’Becomes zero, naturally
The high frequency component xLPOFL'And xLPOFR’
Is also zero. Moreover, this high frequency removal component xLP OFL’
And xLPOFRSince the weighting factor β multiplied by ’is also zero,
Rear wheel preview control force calculated in step S68
UpRL, UpRRIs also zero, of which zero is foreseeing on the rear wheel side
Control force UpRR, UpRRAre sequentially stored in the storage device 44d.
Between the front and rear wheels calculated in step S70,
Delay time τRStored in step S71 with
Delay time τRTo sampling time T
SIs the new delay time τRUpdated as
It Therefore, the preview control force read in step S72
UpRL, UpRRIs also zero. In addition, the rear wheel side preview system
Your gain KpIs the set value KpOSince it is set to
Rear wheel side active control gain K given by the above equation 19BMozero
Becomes From the above, before calculation in step S73
The second term on the right-hand side of Equations 10 and 11 is all zero, and the above 1
Since the second terms on the right side of Equations 2 and 13 are all zero,
Total control force UFL~ URRIs neutral that corresponds only to the target vehicle height
Pressure control force UNAnd these are the pressure command values on the output side.
Interface circuit 44b D / A converted to drive circuit
It is output to 46FL to 46RR.
【０１２１】このため、駆動回路４６ＦＬ〜４６ＲＲで
制御力ＵFL〜ＵRRに対応した指令電流ｉFL〜ｉRRに変換
されて各圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲに供給される。
この結果、圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲから目標車高
を維持するために必要な中立圧ＰCNが各油圧シリンダ１
８ＦＬ〜１８ＲＲに出力され、これら油圧シリンダ１８
ＦＬ〜１８ＲＲで車体側部材１０及び車輪側部材１４間
のストロークを目標車高に維持する推力を発生する。Therefore, the drive circuits 46FL to 46RR convert the command currents i FL to i RR corresponding to the control forces U FL to U RR and supply the command currents i FL to i RR to the pressure control valves 20FL to 20RR.
As a result, the neutral pressure P CN required to maintain the target vehicle height from the pressure control valves 20FL to 20RR is the hydraulic cylinder 1.
8FL to 18RR and these hydraulic cylinders 18
A thrust force for maintaining the stroke between the vehicle body side member 10 and the wheel side member 14 at the target vehicle height is generated at FL to 18RR.
【０１２２】しかしながら、良路を定速直進走行してい
る状態から、例えば路面がステップ状に上昇する段差で
なる所謂ランプステップ路を前左右輪１１ＦＬ及び１１
ＦＲが同時に通過する状態となると、前左右輪の段差乗
り上げによって前輪１１ＦＬ及び１１ＦＲがバウンド
し、これによってストロークセンサ２７ＦＬ及び２７Ｆ
Ｒのストローク検出値ＳFL及びＳFRが零から正方向に急
増すると共に、車体側部材１０に上方向の加速度が発生
し、前左右輪の上下方向加速度センサ２８ＦＬ及び２８
ＦＲの加速度検出値ＺGFL 及びＺGFR が正方向に増加す
る。However, from the state where the vehicle is traveling straight at a constant speed on a good road, for example, the so-called ramp step road, which is a step in which the road surface rises stepwise, is provided to the front left and right wheels 11FL and 11FL.
When the FRs pass through at the same time, the front wheels 11FL and 11FR bounce due to the front left and right wheels stepping up, which causes the stroke sensors 27FL and 27F.
The stroke detection values S FL and S FR of R sharply increase from zero in the positive direction, and an upward acceleration is generated in the vehicle body side member 10, which causes the vertical acceleration sensors 28FL and 28FL of the front left and right wheels.
The acceleration detection values Z GFL and Z GFR of FR increase in the positive direction.
【０１２３】そして、これらストローク検出値ＳFL及び
ＳFRと、上下方向加速度検出値ＺGF L 及びＺGFR とが振
動入力推定回路４１に入力されるので、前記ステップＳ
６４では、前述したように車体側部材１０の上下動に影
響されない真に路面形状に応じた正の値となる路面変位
の微分値ｘ0FL ’及びｘ0FR ’が算出される。このとき
算出される路面変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’は、
ランプステップ路の段差乗り上げによるものであるか
ら、未だフロントサスペンション及び前左右輪には，前
記諸原因による高周波振動は発生していないものとし
て、ステップＳ６５〜Ｓ６７で未だ所定値ｈより小さい
値となるオーバオールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ 1 に応じ
て，一方の重み係数αは“１”に設定され且つ他方の重
み係数βは“０”に設定され続ける。次いでステップＳ
６８では路面変位の微分値の高周波除去成分ｘLPOFL ’
及びｘLPOFR ’も算出されるが、続くステップＳ６９で
算出される後輪側予見制御力ＵpRL ，ＵpRR は他方の重
み係数βが零であるために，前記路面変位の微分値ｘ
OFL ’及びｘOFR ’にのみ応じた値となって算出され、
ステップＳ７０では車速に応じた遅延時間τR が算出さ
れ、これらがステップＳ７１で順次シフトされながら記
憶装置４４ｄのシフトレジスタ領域に格納される。Then, these stroke detection values SFLas well as
SFRAnd the vertical acceleration detection value ZGF LAnd ZGFRTogwa
Since it is input to the dynamic input estimation circuit 41, the step S
In 64, as described above, the vertical movement of the body-side member 10 is affected.
Undisturbed road displacement that has a positive value according to the road surface shape
Differential value of x0FL'And x0FR'Is calculated. At this time
Differential value x of calculated road displacementOFL'And xOFR’
Is it due to stepping up the ramp step road?
The front suspension and front left and right wheels
It is assumed that high frequency vibrations due to various causes have not occurred.
And is still smaller than the predetermined value h in steps S65 to S67.
Value of overall power ratio OP2/ OP 1According to
, One weighting factor α is set to “1” and the other weighting factor α is
The coefficient β is continuously set to “0”. Then step S
In 68, the high frequency removal component xLP of the differential value of the road surface displacementOFL’
And xLPOFR'Is also calculated, but in the following step S69
Rear wheel side preview control force U calculatedpRL, UpRRIs the weight of the other
Since the coefficient β is zero, the differential value x of the road surface displacement
OFL'And xOFRIs calculated as a value corresponding only to
In step S70, the delay time τ according to the vehicle speedRIs calculated
And these are sequentially shifted in step S71.
It is stored in the shift register area of the storage device 44d.
【０１２４】ここで、前輪側についてはランプステップ
路の段差乗り上げによって上方に作用する加速度によ
り、前記上下方向加速度センサ２８ＦＬ，２８ＦＲから
出力される上下方向加速度検出値ＺGFL ，ＺGFR は正方
向に増加するから、ステップＳ６４で導出されるバネ上
振動速度ｘFL’，ｘFR’も正方向に増加し、従ってステ
ップＳ７３で算出される前輪側総合制御力ＵFL, ＵFRは
中立圧制御力ＵN より減少することになり、これに応じ
て駆動回路４６ＦＬ及び４６ＦＲから出力される指令電
流ｉFL, ｉFRが減少し、これによって圧力制御弁２０Ｆ
Ｌ，２０ＦＲから出力される制御圧ＰC が中立圧ＰCNよ
り低下して油圧シリンダ１８ＦＬ，１８ＦＲの推力が低
下され、結果的に前輪側のストロークを減少させること
を可能とすることにより、前輪１１ＦＬ，１１ＦＲの段
差乗り上げによる車体側部材１０の揺動を抑制する，所
謂通常の能動制御がスカイフックダンパの原理に従って
有効に作用することが可能となる。一方、後輪側につい
ては前輪が段差に乗り上げた時点では遅延時間τR が零
となった後輪側予見制御力ＵpRL ，ＵpRR は零の状態を
維持しているので、ステップＳ７３で演算される前記１
２式，１３式の右辺第２項は未だ零となって後輪側総合
制御力ＵRL，ＵRRは未だ中立圧制御力ＵN となり、後輪
側油圧シリンダ１８ＲＬ，１８ＲＲでは目標車高を維持
する推力を発生させる状態が継続される。On the front wheel side, the vertical acceleration detection values Z GFL and Z GFR output from the vertical acceleration sensors 28FL and 28FR are in the positive direction due to the acceleration acting upward due to the step on the ramp step road. Since it increases, the sprung mass vibration velocities x FL 'and x FR ' derived in step S64 also increase in the positive direction. Therefore, the front wheel side total control force U FL, U FR calculated in step S73 is the neutral pressure control force. will be reduced from the U N, command current i FL outputted from the driving circuit 46FL and 46FR accordingly, i FR is reduced, whereby the pressure control valve 20F
The control pressure P C output from L, 20FR is lower than the neutral pressure P CN , the thrust of the hydraulic cylinders 18FL, 18FR is reduced, and as a result, it is possible to reduce the stroke on the front wheel side. The so-called normal active control that suppresses the swing of the vehicle body side member 10 due to the step climbing of 11FL and 11FR can effectively operate according to the principle of the skyhook damper. On the other hand, on the rear wheel side, the delay time τ R becomes zero when the front wheel rides on the step, and the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR maintain the state of zero, so the calculation is made in step S73. Said 1
2 where 13 expression in the second term on the right side is still rear-wheel-side total control force becomes zero U RL, U RR is still neutral pressure control force U N, and the rear-wheel-side hydraulic cylinders 18RL, the target vehicle height in 18RR The state of generating thrust to maintain is continued.
【０１２５】その後、前輪１１ＦＬ及び１１ＦＲが前記
段差を通過し終わってもランプステップ路では当該前輪
１１ＦＬ，１１ＦＲはリバウンド状態とはならず、当該
段差乗り上げによる車体側部材１０への加速度はやがて
収束して零となる。この加速度の減少に伴って，マイク
ロコンピュータ４４で所定サンプリング時間ＴS 毎に行
われる図１３の処理においては、ステップＳ６４で導出
されるバネ上振動速度ｘFL’及びｘFR’が零に収束する
から、前記中立圧制御力ＵN より小さく設定されていた
前輪側総合制御力ＵFL，ＵFRは, 前記サンプリング時間
ＴS 毎にステップＳ７３で当該中立圧制御力ＵN まで増
加され、これに伴って発生する前記上下方向加速度検出
値ＺGFL 及びＺGFR ，ストローク検出値ＳFL，ＳFRの変
化に応じた後輪側予見制御力ＵpRL ，ＵpRR がステップ
Ｓ６９で算出されるが、ステップＳ６７で設定される重
み係数α及びβは前述の状態が維持されるから，前記と
同様に路面変位の微分値ｘOFL ’及びｘOFR ’にのみ応
じた後輪側予見制御力ＵpR L ，ＵpRR が順次シフトされ
ながらステップＳ７１で遅延時間τR と共に記憶装置４
４ｄのシフトレジスタ領域に格納される。After that, even when the front wheels 11FL and 11FR have finished passing the step, the front wheels 11FL and 11FR do not rebound on the ramp step road, and the acceleration to the vehicle body side member 10 due to the step climbing converges. Becomes zero. As the acceleration decreases, in the process of FIG. 13 performed by the microcomputer 44 at every predetermined sampling time T S , the sprung mass vibration speeds x FL ′ and x FR ′ derived in step S64 converge to zero. from the neutral pressure control force U N smaller than the set have a front-wheel-side total control force U FL, U FR is increased in step S73 until the neutral pressure control force U N for each of the sampling time T S, in which The rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR corresponding to the changes in the vertical acceleration detection values Z GFL and Z GFR and the stroke detection values S FL and S FR that are generated together are calculated in step S69. Since the weighting factors α and β set in S67 are maintained in the above-described state, the rear wheel side preview control force U pR L corresponding to only the differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement is determined in the same manner as described above. U pRR is of sequentially shift While memory device with a delay time tau R in Step S71 4
It is stored in the 4d shift register area.
【０１２６】従って、ステップＳ７３で算出される前輪
側総合制御力ＵFL及びＵFRは段差通過後の車体上下方向
加速度の減少に応じて中立圧制御力ＵN まで増加され、
これに応じて駆動回路４６ＦＬ及び４６ＦＲから出力さ
れる指令電流ｉFLが増加し、これによって圧力制御弁２
０ＦＬ及び２０ＦＲから出力される制御圧ＰC が中立圧
ＰCNまで増加して、油圧シリンダ１８ＦＬ及び１８ＦＲ
の推力が増加され、結果的に前輪側のストロークを増加
させることにより、前輪１１ＦＬ及び１１ＦＲの段差乗
り上げ後の車体側部材１０の揺動を抑制しながら目標車
高を達成する，通常能動制御が可能となる。一方、この
状態でも遅延時間τR が零となった後輪側予見制御力Ｕ
pRL ，ＵpRR は零の状態を維持し且つ後輪側能動制御ゲ
インＫBも零に維持されるので、後輪側油圧シリンダ１
８ＲＬ，１８ＲＲでは前記と同様に目標車高を維持する
推力を発生させる状態が継続される。Therefore, the front wheel side total control forces U FL and U FR calculated in step S73 are increased to the neutral pressure control force U N in accordance with the decrease in the vehicle body vertical acceleration after passing the step,
In response to this, the command current i FL output from the drive circuits 46FL and 46FR increases, whereby the pressure control valve 2
The control pressure P C output from 0FL and 20FR increases to the neutral pressure P CN , and the hydraulic cylinders 18FL and 18FR
The thrust is increased, and as a result, the stroke on the front wheel side is increased, so that the target vehicle height is achieved while suppressing the swing of the vehicle body-side member 10 after the front wheels 11FL and 11FR have climbed over the step. It will be possible. On the other hand, even in this state, the rear wheel side preview control force U at which the delay time τ R becomes zero
Since pRL and U pRR maintain the state of zero and the rear wheel side active control gain K B is also maintained at zero, the rear wheel side hydraulic cylinder 1
In 8RL and 18RR, the state of generating the thrust for maintaining the target vehicle height is continued as in the above.
【０１２７】しかしながら、後輪側については、図１３
のステップＳ７０で算出される遅延時間τR が経過した
時点から順次、遅延時間τR だけ前，即ち前述した前左
右輪１１ＦＬ，１１ＦＲが段差を通過した時点の後輪側
予見制御力ＵpRL ，ＵpRR をステップＳ７１で読出し、
これらに基づいてステップＳ５３で後輪側総合制御力Ｕ
RL, ＵRRを算出し、これらを後輪側圧力指令値として圧
力制御弁２０ＲＬ，２０ＲＲに出力する。この後輪側総
合制御力ＵRL，ＵRRによって、前輪１１ＦＬ，１１ＦＲ
が段差乗り上げ開始時点から遅延時間τR 分遅れた後輪
１１ＲＬ，１１ＲＲが段差に乗り上げる時点から，後輪
側制御力ＵRL, ＵRRが中立圧制御力ＵNから減少するこ
とにより、駆動回路４６ＲＬ及び４６ＲＲから出力され
る指令電流ｉRLが中立電流ｉN より低下し、これによっ
て圧力制御弁２０ＲＬ及び２０ＲＲから出力される制御
圧ＰC が中立圧ＰCNより低下して、油圧シリンダ１８Ｒ
Ｌ及び１８ＲＲの推力が低下され、結果的に後左右輪側
のストロークを減少させることを可能とすることによ
り、後左右輪１１ＲＬ及び１１ＲＲの段差乗り上げによ
って車体側部材１０に生じる揺動を抑制する，所謂後輪
予見制御を可能とする。However, as for the rear wheel side, FIG.
From the time when the delay time τ R calculated in step S70 has elapsed, that is, the rear wheel side preview control force U pRL , which is before the delay time τ R , that is, when the above-described front left and right wheels 11FL and 11FR pass the step. U pRR is read in step S71,
Based on these, the rear wheel side total control force U is determined in step S53.
RL and U RR are calculated, and these are output to the pressure control valves 20RL and 20RR as rear wheel side pressure command values. By the rear wheel side total control forces U RL , U RR , the front wheels 11FL, 11FR
There wheels 11RL after delayed R delayed time τ from the start ride step, from the time the 11RR rides up the step, the rear wheel side control force U RL, by U RR is decreased from the neutral pressure control force U N, the driving circuit The command current i RL output from the 46RL and 46RR is lower than the neutral current i N , and the control pressure P C output from the pressure control valves 20RL and 20RR is lower than the neutral pressure P CN , and the hydraulic cylinder 18R.
The thrusts of L and 18RR are reduced, and as a result, the strokes of the rear left and right wheels can be reduced, so that the rocking of the vehicle body-side member 10 caused by the stepping up of the rear left and right wheels 11RL and 11RR is suppressed. The so-called rear wheel preview control is possible.
【０１２８】そして、前記２４式及び２５式で路面変位
の微分値の高周波除去成分ｘLPOFL’及びｘLPOFR ’に
掛かる重み係数βが零であるために、結果的に前記３式
及び４式と同等に設定される後輪側予見制御力ＵpRL ，
ＵpRR は、前記８式で示すように後輪側から車体に伝達
される振動入力を十分に相殺或いは抑制することができ
るので、良好な乗心地が維持される。Since the high-frequency removal components xLP OFL 'and xLP OFR ' of the differential value of the road surface displacement in the expressions 24 and 25 are zero, the result is that the expressions 3 and 4 result. Rear wheel side preview control force U pRL , which is set equally,
U pRR can sufficiently cancel or suppress the vibration input transmitted from the rear wheel side to the vehicle body as shown in the above equation 8, so that a good riding comfort is maintained.
【０１２９】一方、前輪１１ＦＬ，１１ＦＲの何れか一
方例えば前左輪１１ＦＬのみが一過性の凸部や段差に乗
り上げた場合には、左輪側の油圧シリンダ１８ＦＬ及び
１８ＲＬについてのみ上記揺動抑制制御が行われ、凸部
や段差乗り上げを生じない右輪側の油圧シリンダ１８Ｆ
Ｒ及び１８ＲＲについては、中立圧を維持する制御が行
われる。On the other hand, when either one of the front wheels 11FL and 11FR, for example, only the front left wheel 11FL rides on a temporary convex portion or a step, the rocking suppression control is performed only for the left wheel hydraulic cylinders 18FL and 18RL. The hydraulic cylinder 18F on the right wheel side that is carried out and does not cause a convex portion or stepping up
For R and 18RR, control for maintaining the neutral pressure is performed.
【０１３０】また、前輪１１ＦＬ、１１ＦＲが一過性の
凹部に落ち込んだときには、上記と逆の制御を行って車
体の揺動を抑制することができ、さらに一過性の凹凸に
限らず不整路面等の連続的な凹凸路面を走行する場合で
も前輪の挙動に応じて後輪を予見制御することができ
る。ところで、前記のような平坦な良路走行中であって
も，フロントサスペンション及び前左右輪でバネ下共振
振動が発生するとか、シミー現象が発生するとかした場
合には、前記上下方向加速度検出値ＺGFL ，ＺGFR 及び
ストローク検出値Ｓ FL，ＳFRの高周波成分が増大し、ま
た、チェーンを装着した走行中にあってもこの傾向が発
生する。このような状況では路面入力とは無関係なフロ
ントサスペンション系の振動を路面入力の誤情報として
得てしまう。従って、上記高周波成分が増大した上下方
向加速度検出値ＺGFL ，ＺGFR 及びストローク検出値Ｓ
FL，Ｓ FRから得られる路面変位の微分値ｘOFL ’及びｘ
OFR ’の高周波成分も増大している。従って、前記ステ
ップＳ６５，Ｓ６６で得られた高周波数域のオーバオー
ルパワＯＰ2 の低周波数域のオーバオールパワＯＰ1 に
対する比ＯＰ2 ／ＯＰ1は前記所定値ｊを大きく越えて
おり、従ってステップＳ６７では一方の重み係数αは
“０”に，他方の重み係数は“１”に設定される。Further, the front wheels 11FL and 11FR are transient.
If it falls into the recess, perform the reverse control to the above
It is possible to suppress body swings and to create temporary irregularities
Not only when traveling on a continuous uneven road surface such as an irregular road surface
Can also predict the rear wheels according to the behavior of the front wheels.
It By the way
Also the front suspension and front left and right wheels unsprung resonance
If vibration occurs or shimmy phenomenon occurs,
In the case of the above, the vertical acceleration detection value ZGFL, ZGFRas well as
Stroke detection value S FL, SFRThe high frequency component of
Also, this tendency occurs even when running with a chain attached.
To live. In such a situation, the flow is unrelated to the road surface input.
The vibration of the suspension system is used as false information for the road surface input.
I will get it. Therefore, the above high frequency component increases
Directional acceleration detection value ZGFL, ZGFRAnd stroke detection value S
FL, S FRDifferential value x of road displacement obtained fromOFL'And x
OFRThe high frequency component of 'is also increasing. Therefore, the
Up in the high frequency range obtained in steps S65 and S66
Rupower OP2Low power overall power OP1To
Ratio to OP2/ OP1Greatly exceeds the predetermined value j
Therefore, in step S67, one of the weighting factors α is
The weighting coefficient is set to "0" and the other weighting coefficient is set to "1".
【０１３１】従って、前記ステップＳ６９の２４式及び
２５式で算出される後輪側予見制御力ＵpRL ，Ｕ
pRR は、誤情報である高周波成分を除去された路面変位
の微分値の高周波除去成分ｘLPOFL ’及びｘLPOFR ’に
のみ応じた値となり、ステップＳ７２で遅延時間τR 後
に読出されたこの後輪側予見制御力ＵpRL ，ＵpRR に応
じて，ステップＳ７３で後輪側総合制御力ＵRL，ＵRRが
算出される。次いでステップＳ７４で出力されたこれら
の後輪側総合制御力ＵRL，ＵRRを圧力指令値として，圧
力制御弁２０ＲＬ，２０ＲＲは各油圧シリンダ１８Ｒ
Ｌ，１８ＲＲへの制御圧を制御するが、このとき，前記
諸原因による誤情報は除去されているから、後輪１１Ｒ
Ｌ，１１ＲＲを予見制御してもその制御力が車体を加振
するようなことはなく、これによって車体の上下動を効
果的に抑制して良好な乗心地を確保することができる。Therefore, the rear wheel side preview control forces U pRL , U calculated by the equations 24 and 25 in the step S69.
pRR becomes a value corresponding only to the high frequency removal components xLP OFL 'and xLP OFR ' of the differential value of the road surface displacement from which the high frequency component which is the false information has been removed, and the rear wheel read after the delay time τ R in step S72. In accordance with the side preview control forces U pRL and U pRR , the rear wheel side total control forces U RL and U RR are calculated in step S73. Next, using the rear wheel side total control forces U RL and U RR output in step S74 as pressure command values, the pressure control valves 20RL and 20RR are connected to the hydraulic cylinders 18R.
The control pressure to the L and 18RR is controlled. At this time, since the erroneous information due to the various causes is removed, the rear wheel 11R
Even if the predictive control of L and 11RR is performed, the control force does not excite the vehicle body, and thus vertical movement of the vehicle body can be effectively suppressed and a good riding comfort can be secured.
【０１３２】ところで前述のように前記シミー現象やバ
ネ下共振振動は或る瞬間に発生するものではなく、車速
や操舵角等によってある程度経時的に発生する。従っ
て、この発生開始期間中にあっては前記路面変位の微分
値ｘOFL ’，ｘOFR ’の高周波成分も次第に増大する。
また、チェーン装着時においても車速の増大に伴って前
記路面変位の微分値ｘOFL ’，ｘOFR ’の高周波成分が
次第に増大する。従って、前記所定サンプリング時間Ｔ
S 毎に行われる図１３の処理においてステップＳ６５〜
Ｓ６７で得られる高周波数域のオーバオールパワＯＰ2
の低周波数域のオーバオールパワＯＰ1 に対する比ＯＰ
2 ／ＯＰ1 も次第に増大することになり、やがてこのオ
ーバオールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 は前記所定値ｈを越
えて更に増大する。この間、一方の重み係数αは傾き−
０．５／（ｉ−ｈ）一定でリニアに減少し，同時に他方
の重み係数βは、この減少率の正負反転値で増大し、し
かも両者の和は常に“１”に維持される。従って、この
移行期には，タイマ割込処理される図１３の処理時点の
ステップＳ６９の２４式及び２５式の演算で，誤情報と
解せられる高周波成分を除去しない路面変位の微分値ｘ
OFL ’，ｘOFR ’と、当該誤情報と解せられる高周波成
分を除去した路面変位の微分値の高周波除去成分ｘLP
OFL ’及びｘLPOFR ’とを加味し且つ両者の重みの和を
“１”としながらそれらの制御配分比を適宜に変更した
後輪側予見制御力ＵpRL ，ＵpRR が算出され、これに伴
ってステップＳ７３で算出された後輪側総合制御力
ＵRL，ＵRRに従って後輪側圧力制御弁２０ＲＬ，２０Ｒ
Ｒ及び油圧シリンダ１８ＲＬ，１８ＲＲの制御がなされ
るが、この移行期における制御配分比の変更はオーバオ
ールパワの比ＯＰ2 ／ＯＰ1 の増大に伴って次第に行わ
れるので、前記二つの制御態様間の過渡特性において制
御の不連続性が改善される。By the way, as described above, the shimmy phenomenon and the unsprung resonance vibration do not occur at a certain moment, but occur to some extent depending on the vehicle speed, the steering angle and the like. Therefore, during the generation start period, the high frequency components of the differential values x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement also gradually increase.
Further, even when the chain is attached, the high frequency components of the differential values x OFL ′ and x OFR ′ of the road surface displacement gradually increase as the vehicle speed increases. Therefore, the predetermined sampling time T
In the process of FIG. 13 performed for each S , steps S65-
Overall power OP 2 in the high frequency range obtained in S67
Ratio OP to overall power OP 1 in the low frequency range
2 / OP 1 also gradually increases, and eventually the overall power ratio OP 2 / OP 1 exceeds the predetermined value h and further increases. Meanwhile, one of the weighting factors α has a slope −
0.5 / (i−h) is constant and decreases linearly, and at the same time, the other weighting coefficient β increases at the positive / negative inversion value of this decrease rate, and the sum of the two is always maintained at “1”. Therefore, in this transition period, the differential value x of the road surface displacement that does not remove the high frequency component which can be understood as erroneous information in the calculation of the equations 24 and 25 in step S69 at the processing time point of FIG.
OFL ', x OFR ' and the high-frequency removal component xLP of the differential value of the road surface displacement that removes the high-frequency component that can be interpreted as the relevant misinformation
The rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR are calculated by adding the OFL 'and the xLP OFR ' and appropriately changing the control distribution ratios thereof while keeping the sum of the weights of both to be "1". In accordance with the rear wheel side total control forces U RL , U RR calculated in step S73, the rear wheel side pressure control valves 20RL, 20R
Although the R and hydraulic cylinders 18RL and 18RR are controlled, the control distribution ratio is changed during this transition period gradually as the overall power ratio OP 2 / OP 1 is increased. The control discontinuity is improved in the transient characteristics of the.
【０１３３】一方、前記オーバオールパワの比ＯＰ2 ／
ＯＰ1 が次第に減少する移行期にあっては、前記二つの
重み係数α，βが前記と逆方向に互いに増減され且つそ
の和は常に“１”に維持されるため、ここでも出力され
る後輪側総合制御力ＵRL，Ｕ RRに従って行われる後輪側
予見制御は、前記二つの制御態様間の過渡特性において
制御の不連続性が改善される。On the other hand, the overall power ratio OP2/
OP1During the transition period when the
The weighting factors α and β are increased and decreased in the opposite direction and
Since the sum of is always maintained at "1", it is also output here.
Rear wheel side total control force URL, U RRRear wheel side done according to
Preview control is a transitional characteristic between the two control modes.
Control discontinuities are improved.
【０１３４】なお、本実施例における後輪側予見制御か
ら通常能動制御への移行期並びにその逆方向への移行期
にあっても、前記第３実施例と同様に，前記記憶装置の
シフトレジスタ領域に逐次最新の予見制御力ＵpRL ，Ｕ
pRR 及び遅延時間τR が更新格納されているので、前記
第１実施例及び第２実施例のように，記憶されている遅
延時間τR だけ夫々の制御への移行を遅らせる必要はな
い。Even in the transition period from the rear wheel side preview control to the normal active control and the transition period in the opposite direction in the present embodiment, as in the third embodiment, the shift register of the storage device is used. Sequential latest preview control force U pRL , U
Since pRR and the delay time tau R are updated stored, as described above in the first and second embodiments, it is not necessary to delay the transition to only the respective control delay time tau R stored.
【０１３５】以上の制御において、後輪路面振動入力推
定値である路面変位の微分値ｘOFL’及びｘOFR ’の高
周波数域のオーバオールパワＯＰ2 の低周波数域のオー
バオールパワＯＰ1 に対する比ＯＰ2 ／ＯＰ1 が或る係
数比ａ（本実施例ではａ＝ｈ）以上である場合に、振動
入力の高周波成分を除去した高周波除去成分の制御配分
比を次第に変更するためにその重み係数β又は高周波成
分を除去しないそのままの振動入力に掛かる重み係数α
を変更させる本実施例は、請求項３に係る発明を請求項
２に係る発明に適用したものと見なされ、制御の対象と
なる制御車輪は後輪１１ＲＬ，１１ＲＲであり、路面検
出手段は前輪１１ＦＬ，１１ＦＲを経由して車体に入力
される振動入力を，ストローク並びに上下方向加速度と
して検出するから、前記図１３の処理のうち，ステップ
Ｓ６２，Ｓ６３が請求項２に係る本発明の前輪入力検出
手段に相当し、以下同様にステップＳ６４が後輪入力推
定手段に相当し、ステップＳ６５〜Ｓ６７が入力レベル
判定手段に相当し、同時にステップＳ６７が制御配分比
変更手段に相当し、ステップＳ６８が高周波成分除去手
段に相当し、ステップＳ６９〜Ｓ７４が予見制御手段に
相当する。また、路面の凹凸の検出時は前輪への振動入
力時に相当し、予見距離は前後輪間のホイルベースに相
当する。In the above control, the differential value x OFL 'and x OFR ' of the road surface displacement, which is the estimated value of the rear wheel road surface vibration input, is compared with the overall power OP 1 in the high frequency range of the high frequency range OP 2 in the low frequency range. When the ratio OP 2 / OP 1 is equal to or greater than a certain coefficient ratio a (a = h in the present embodiment), the weight is used to gradually change the control distribution ratio of the high frequency component removed from the high frequency component of the vibration input. The coefficient β or the weight coefficient α applied to the vibration input without removing the high frequency component
In this embodiment, the invention according to claim 3 is considered to be applied to the invention according to claim 2, the control wheels to be controlled are the rear wheels 11RL and 11RR, and the road surface detecting means is the front wheels. Since the vibration input input to the vehicle body via 11FL and 11FR is detected as the stroke and the vertical acceleration, steps S62 and S63 in the processing of FIG. 13 are the front wheel input detection of the present invention according to claim 2. Similarly, step S64 corresponds to rear wheel input estimation means, steps S65 to S67 correspond to input level determination means, step S67 corresponds to control distribution ratio changing means, and step S68 corresponds to high frequency. This corresponds to the component removing means, and steps S69 to S74 correspond to the preview control means. Further, the detection of the unevenness of the road surface corresponds to the vibration input to the front wheels, and the preview distance corresponds to the wheel base between the front and rear wheels.
【０１３６】なお、前記第３実施例及び第４実施例で
は，入力振動のエネルギ評価として設定された高周波数
域のオーバオールパワの低周波数域のオーバオールパワ
に対する比を使用し、そのために高速フーリエ変換を行
う場合について説明したが、当該入力振動のエネルギ評
価として前記第２実施例のように二乗積分値を用いるこ
とも可能である。また、入力振動のレベル判定にはこの
ようにエネルギで評価する以外の手法も適用可能であ
る。In the third and fourth embodiments, the ratio of the overall power in the high frequency range to the overall power in the low frequency range set as the energy evaluation of the input vibration is used. Although the case where the Fourier transform is performed has been described, the square integral value can be used as the energy evaluation of the input vibration as in the second embodiment. In addition, a method other than the energy evaluation is applicable to the input vibration level determination.
【０１３７】また、各実施例においては、各積分処理を
マイクロコンピュータで行うディジタルローパスフィル
タ処理で，各微分処理を同じくディジタルハイパスフィ
ルタ処理で行う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、例えばカットオフ周波数を各通過周
波数帯域の上下限値近傍としたバンドパスフィルタ処理
で代行することもできる。Further, in each of the embodiments, the case where each integration process is performed by the digital low-pass filter process and each differentiation process is performed by the digital high-pass filter process is described, but the present invention is not limited to this. Alternatively, for example, band-pass filter processing in which the cut-off frequency is set to be close to the upper and lower limit values of each pass frequency band can be substituted.
【０１３８】また、各実施例においては、マイクロコン
ピュータ４４でフィルタ処理を行う場合について説明し
たが、固定的に設けられた各フィルタを用い、例えば後
輪路面振動入力推定値である路面変位の微分値の算出に
あっては，これらのフィルタからの出力を各種の加算
器，加減算器を用いて加減算することで代行することも
可能である。Further, in each of the embodiments, the case where the filter processing is performed by the microcomputer 44 has been described. However, by using each fixedly provided filter, for example, differentiation of the road surface displacement which is the rear wheel road surface vibration input estimated value is performed. In calculating the value, it is also possible to perform the substitution by adding or subtracting the outputs from these filters using various adders and adder / subtractors.
【０１３９】また、各実施例においては、マイクロコン
ピュータ４４で、予見制御力ＵpRL及びＵpRR を遅延時
間τR と共にシフトレジスタ領域に順次シフトしながら
格納し、遅延時間τR が零となった予見制御力ＵpRL 〜
ＵpRR に基づいて予見制御を行う場合について説明した
が、これに限らずハイパスフィルタ処理した上下加速度
又は路面変位の微分値ｘ0FL ’及びｘ0FR ’を遅延時間
τR と共にシフトレジスタ領域に順次シフトしながら格
納し、遅延時間τR が零となった上下加速度又は路面変
位の微分値ｘ0FL ’及びｘ0FR ’をもとに後輪側予見制
御力ＵpRL 及びＵpRR を算出するようにしてもよい。[0139] Further, in each example, a microcomputer 44, and stores while sequentially shifted into the shift register area foreseeing control force U pRL and U pRR with delay time tau R, the delay time tau R becomes zero Preview control force U pRL ~
Although the case has been described where the preview control is performed based on U pRR , the differential values x 0FL 'and x 0FR ' of high-pass filtered vertical acceleration or road surface displacement are sequentially shifted to the shift register area together with the delay time τ R without being limited to this. However, the rear wheel side preview control forces U pRL and U pRR are stored based on the differential values x 0FL 'and x 0FR ' of the vertical acceleration or the road surface displacement that stored the delay time τ R to zero. Good.
【０１４０】また、上記実施例においては、サスペンシ
ョンの能動制御を上下方向加速度に基づいてのみ行う場
合について説明したが、これに限定されるものではな
く、他の横方向加速度センサ、前後方向加速度センサの
加速度検出値に基づいてロール、ピッチを抑制する制御
信号を算出し、これらを前記能動制御力に加減算してト
ータル制御を行うようにしてもよい。Further, in the above embodiment, the case where the active control of the suspension is carried out only on the basis of the vertical acceleration is explained, but the present invention is not limited to this, and other lateral acceleration sensor and longitudinal acceleration sensor. It is also possible to calculate a control signal for suppressing the roll and the pitch based on the acceleration detection value of, and add / subtract these signals to / from the active control force to perform total control.
【０１４１】また、上記各実施例においては、制御弁と
して圧力制御弁２０ＦＬ〜２０ＲＲ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、他の
流量制御型サーボ弁等を適用し得るものである。また、
上記実施例においては、コントローラ３０をマイクロコ
ンピュータで構成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、シフトレジスタ、演算回路等
の電子回路を組み合わせて構成するようにしてもよいこ
とは言うまでもない。In each of the above embodiments, the case where the pressure control valves 20FL to 20RR are applied as the control valve has been described, but the present invention is not limited to this, and other flow rate control type servo valves and the like are applied. I will get it. Also,
In the above embodiment, the case where the controller 30 is configured by a microcomputer has been described, but the present invention is not limited to this, and it may be configured by combining electronic circuits such as a shift register and an arithmetic circuit. Needless to say.
【０１４２】また、上記実施例においては、作動流体と
して作動油を適用した場合について説明したが、これに
限らず圧縮率の少ない流体であれば任意の作動流体を適
用し得る。また、上記実施例は、後輪のみを制御対象車
輪として予見制御する場合について説明したが、前輪の
み又は前後輪を予見制御対象車輪として予見制御しても
よい。その場合には、前記特開平４−３３９０１０号公
報や特開平４−３３９０１１号公報に記載されるよう
に，前輪よりも更に前方に設けた路面検出手段によって
路面の凹凸を検出すればよい。In the above embodiment, the case where the working oil is used as the working fluid has been described, but the working fluid is not limited to this, and any working fluid may be applied as long as the fluid has a low compression rate. Further, in the above-described embodiment, the case where the preview control is performed only on the rear wheels as the control target wheels, but the preview control may be performed on the front wheels only or the front and rear wheels as the prediction control target wheels. In that case, as described in JP-A-4-339010 and JP-A-4-339011, the road surface detecting means provided further forward than the front wheels may detect the road surface unevenness.
【０１４３】[0143]
【発明の効果】以上説明したように、本発明に係るサス
ペンション制御装置によれば、バネ下共振振動やシミー
現象が発生した場合やチェーンの装着時等に誤情報とし
て得られた路面振動入力推定値の高周波成分が増大した
場合に、予見制御を中止すべくその制御ゲインを零とす
るか、或いは予見制御の制御配分比を小さくすべくその
制御ゲインを小さくするか、或いは制御の誤情報である
路面振動入力推定値の高周波成分を除去することによ
り、前記誤情報による予見制御に伴う車体の加振力の発
生を回避或いは抑制し、特に路面振動入力推定値の高周
波成分を除去する場合には低周波成分に対する予見制御
によって車体の振動特性を改善しながら、良好な乗心地
を確保できるという効果が得られる。As described above, according to the suspension control device of the present invention, when the unsprung resonance vibration or shimmy phenomenon occurs, or when the chain is attached, the road surface vibration input estimation obtained as erroneous information is estimated. When the high frequency component of the value increases, the control gain is set to zero in order to stop the preview control, or the control gain is decreased to reduce the control distribution ratio of the preview control, or erroneous control information is output. By removing a high frequency component of a certain road surface vibration input estimation value, it is possible to avoid or suppress the generation of an exciting force of the vehicle body due to the preview control due to the erroneous information. Has an effect that it is possible to secure a good riding comfort while improving the vibration characteristics of the vehicle body by the preview control for the low frequency component.
【図１】本発明の概略構成を示す基本構成図である。FIG. 1 is a basic configuration diagram showing a schematic configuration of the present invention.
【図２】本発明の一実施例を示す概略構成図である。FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing an embodiment of the present invention.
【図３】圧力制御弁の指令電流に対する制御圧の関係を
示す特性線図である。FIG. 3 is a characteristic diagram showing a relationship of control pressure with respect to a command current of a pressure control valve.
【図４】上下方向加速度センサの出力特性を示す特性線
図である。FIG. 4 is a characteristic diagram showing an output characteristic of a vertical acceleration sensor.
【図５】ストロークセンサの出力特性を示す特性線図で
ある。FIG. 5 is a characteristic diagram showing an output characteristic of a stroke sensor.
【図６】コントローラの一例を示すブロック図である。FIG. 6 is a block diagram showing an example of a controller.
【図７】１輪１自由度モデルを示す説明図である。FIG. 7 is an explanatory diagram showing a one-wheel one-degree-of-freedom model.
【図８】路面振動入力推定値に対する振動周波数とパワ
スペクトル密度分布との相関の一例を示す説明図であ
る。FIG. 8 is an explanatory diagram showing an example of a correlation between a vibration frequency and a power spectrum density distribution with respect to a road surface vibration input estimated value.
【図９】マイクロコンピュータによる処理手順の第１実
施例を示すフローチャートである。FIG. 9 is a flowchart showing a first embodiment of a processing procedure by a microcomputer.
【図１０】マイクロコンピュータによる処理手順の第２
実施例を示すフローチャートである。FIG. 10 is a second processing procedure by a microcomputer.
It is a flow chart which shows an example.
【図１１】マイクロコンピュータによる処理手順の第３
実施例を示すフローチャートである。FIG. 11 is a third processing procedure by a microcomputer.
It is a flow chart which shows an example.
【図１２】図１１の処理で用いられる各制御ゲインの制
御マップである。12 is a control map of each control gain used in the processing of FIG.
【図１３】マイクロコンピュータによる処理手順の第４
実施例を示すフローチャートである。FIG. 13 is a fourth processing procedure by a microcomputer.
It is a flow chart which shows an example.
【図１４】図１３の処理で用いられる各重み係数の制御
マップである。14 is a control map of each weighting coefficient used in the process of FIG.
【図１５】従来の後輪予見制御装置の概略構成図であ
る。FIG. 15 is a schematic configuration diagram of a conventional rear wheel preview control device.
【図１６】従来の後輪予見制御の概略ブロック図であ
る。FIG. 16 is a schematic block diagram of conventional rear wheel preview control.
１０は車体側部材 １１ＦＬ〜１１ＲＲは車輪 １２は能動型サスペンション １４は車輪側部材 １８ＦＬ〜１８ＲＲは油圧シリンダ ２０ＦＬ〜２０ＲＲは圧力制御弁 ２２は油圧源 ２６は車速センサ ２７ＦＬ，２７ＦＲはストロークセンサ ２８ＦＬ〜２８ＲＲは上下方向加速度センサ ３０はコントローラ 10 is a vehicle body side member 11FL to 11RR wheels 12 is an active suspension 14 is a wheel side member 18FL to 18RR is a hydraulic cylinder 20FL to 20RR is a pressure control valve 22 is a hydraulic source 26 is a vehicle speed sensor 27FL, 27FR is a stroke sensor 28FL to 28RR Is a vertical acceleration sensor 30 is a controller
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 戸畑 秀夫 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 (72)発明者 平原 道人 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 ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Hideo Tobata, Hideo Tobata, 2 Takara-cho, Kanagawa-ku, Yokohama, Kanagawa Nissan Motor Co., Ltd. (72) Michito Hirahara, 2 Takara-cho, Kanagawa, Yokohama, Kanagawa
Claims (3)
指令値に応じた制御力を発生するアクチュエータと、前
記制御車輪より予見距離だけ前方に装着されて路面の凹
凸を検出する路面検出手段と、前記路面検出手段からの
路面検出値に応じて制御車輪に入力される振動入力を推
定する制御車輪入力推定手段と、前記路面の凹凸の検出
時から所定時間遅延後に，前記制御車輪入力推定手段か
らの制御車輪振動入力推定値にゲインを乗じた値から得
た制御指令値を前記制御車輪のアクチュエータに出力す
る予見制御手段とを備えた能動型サスペンションの予見
制御装置において、前記制御車輪入力推定手段からの制
御車輪振動入力推定値のうちの高周波振動成分の大小を
判定する入力レベル判定手段と、前記入力レベル判定手
段により制御車輪振動入力推定値の高周波振動成分が大
であると判定されたときに，前記後輪振動入力推定値に
乗じられるゲインを小さくするか又は零に設定するゲイ
ン変更手段とを備えたことを特徴とする能動型サスペン
ションの予見制御装置。1. An actuator interposed between a vehicle body and a control wheel to generate a control force according to a control command value; and a road surface mounted ahead of the control wheel by a foreseeing distance to detect unevenness of the road surface. Detecting means, control wheel input estimating means for estimating a vibration input input to the control wheel according to a road surface detection value from the road surface detecting means, and the control wheel after a predetermined time delay from the time of detecting the unevenness of the road surface In the preview control device of the active suspension, which comprises a preview control means for outputting to the actuator of the control wheel a control command value obtained from a value obtained by multiplying the control wheel vibration input estimated value from the input estimation means by a gain, Input level determination means for determining the magnitude of the high frequency vibration component of the control wheel vibration input estimated value from the wheel input estimation means, and control wheel vibration by the input level determination means. And a gain changing means for reducing the gain to be multiplied by the rear wheel vibration input estimated value or setting it to zero when it is determined that the high frequency vibration component of the dynamic input estimated value is large. Active suspension preview controller.
指令値に応じた制御力を発生するアクチュエータと、前
記制御車輪より予見距離だけ前方に装着されて路面の凹
凸を検出する路面検出手段と、前記路面検出手段からの
路面検出値に応じて制御車輪に入力される振動入力を推
定する制御車輪入力推定手段と、前記路面の凹凸の検出
時から所定時間遅延後に，前記制御車輪入力推定手段か
らの制御車輪振動入力推定値にゲインを乗じた値から得
た制御指令値を前記制御車輪のアクチュエータに出力す
る予見制御手段とを備えた能動型サスペンションの予見
制御装置において、前記制御車輪入力推定手段からの制
御車輪振動入力推定値のうちの高周波振動成分の大小を
判定する入力レベル判定手段と、前記制御車輪入力推定
手段からの制御車輪振動入力推定値から高周波振動成分
を除去する高周波成分除去手段と、前記入力レベル判定
手段の判定結果に基づいて，制御車輪振動入力推定値の
高周波振動成分が大であるほど前記高周波成分除去手段
からの出力値の比率を大きく又は制御車輪振動入力推定
値の高周波振動成分が小であるほど当該制御車輪振動入
力推定値そのものの比率を大きくするように配分比を変
更して，前記予見制御手段で制御指令値の算出に必要な
値を与える制御配分比変更手段とを備えたことを特徴と
する能動型サスペンションの予見制御装置。2. An actuator that is interposed between a vehicle body and a control wheel to generate a control force according to a control command value, and a road surface that is mounted ahead of the control wheel by a foreseeing distance to detect unevenness of the road surface. Detecting means, control wheel input estimating means for estimating a vibration input input to the control wheel according to a road surface detection value from the road surface detecting means, and the control wheel after a predetermined time delay from the time of detecting the unevenness of the road surface In the preview control device of the active suspension, which comprises a preview control means for outputting to the actuator of the control wheel a control command value obtained from a value obtained by multiplying the control wheel vibration input estimated value from the input estimation means by a gain, Input level determination means for determining the magnitude of the high frequency vibration component of the control wheel vibration input estimation value from the wheel input estimation means, and the control wheel from the control wheel input estimation means Based on the high frequency component removing means for removing the high frequency vibration component from the vibration input estimated value, and the high frequency vibration component of the control wheel vibration input estimated value based on the determination result of the input level determination means, the high frequency component removing means The distribution ratio is changed so that the ratio of the control wheel vibration input estimated value itself is increased as the ratio of the output values of the control wheel vibration input estimated value is increased or the high frequency vibration component of the control wheel vibration input estimated value is decreased. A preview control device for an active suspension, comprising: a control distribution ratio changing means for giving a value necessary for calculating a control command value.
由して車体へ入力される振動入力を検出するものであ
り、前記制御車輪が後輪であることを特徴とする請求項
１又は２に記載の能動型サスペンションの予見制御装
置。3. The road surface detecting means detects a vibration input to the vehicle body from the road surface via front wheels, and the control wheels are rear wheels. Prediction control device for active suspension according to.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP5228954A JP3052689B2 (en) | 1993-09-14 | 1993-09-14 | Preview control device for active suspension |
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| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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| JPH0781363A true JPH0781363A (en) | 1995-03-28 |
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Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN113752773A (en) * | 2020-06-02 | 2021-12-07 | 丰田自动车株式会社 | Vibration damping control device and vibration damping control method |
| CN114347742A (en) * | 2020-10-14 | 2022-04-15 | 丰田自动车株式会社 | Vibration damping control device |
| CN114619821A (en) * | 2020-12-11 | 2022-06-14 | 丰田自动车株式会社 | Associated value information updating system and associated value information updating method |
-
1993
- 1993-09-14 JP JP5228954A patent/JP3052689B2/en not_active Expired - Fee Related
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| CN114347742B (en) * | 2020-10-14 | 2024-05-07 | 丰田自动车株式会社 | Vibration damping control device |
| CN114619821A (en) * | 2020-12-11 | 2022-06-14 | 丰田自动车株式会社 | Associated value information updating system and associated value information updating method |
| CN114619821B (en) * | 2020-12-11 | 2024-03-19 | 丰田自动车株式会社 | Associated value information updating system and associated value information updating method |
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