JPH08132844A - Vehicle stabilizer control device - Google Patents
Vehicle stabilizer control deviceInfo
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- JPH08132844A JPH08132844A JP27407094A JP27407094A JPH08132844A JP H08132844 A JPH08132844 A JP H08132844A JP 27407094 A JP27407094 A JP 27407094A JP 27407094 A JP27407094 A JP 27407094A JP H08132844 A JPH08132844 A JP H08132844A
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は車両用スタビライザ制御
装置に係り、特にスタビライザと接続されたアクチュエ
ータによりスタビライザの剛性を可変することにより車
両のロール特性を向上させる車両用スタビライザ制御装
置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle stabilizer control device, and more particularly to a vehicle stabilizer control device that improves the roll characteristics of a vehicle by varying the rigidity of the stabilizer by an actuator connected to the stabilizer.
【０００２】[0002]
【従来の技術】一般に、車両にはサスペンションバネを
硬くすることなくロール剛性を高めることができるトー
ションバネ状のスタビライザが使用されている。ところ
が、スタビライザはトーションバネであるために一定の
捩じり剛性を有しているため、車両のロール剛性を高め
るには限界がある。仮に、スタビライザのロール剛性を
高めると、急操舵時にロールダンピングが悪い特性を示
す。2. Description of the Related Art Generally, a torsion spring-like stabilizer is used in a vehicle so as to increase roll rigidity without hardening a suspension spring. However, since the stabilizer is a torsion spring and has a certain torsional rigidity, there is a limit in increasing the roll rigidity of the vehicle. If the roll rigidity of the stabilizer is increased, roll damping exhibits a bad characteristic at the time of sudden steering.
【０００３】このような不具合を解消するものとして、
例えば特開昭６３−２２６１５号公報に開示されたサス
ペンションの制御方法が知られている。同公報に開示さ
れたサスペンションの制御方法では、ロール時にスタビ
ライザの剛性とショックアブソーバの減衰力とを同時に
高くして、ロール量の低減とダンピングの向上を図る構
成とされている。In order to solve such a problem,
For example, a suspension control method disclosed in JP-A-63-22615 is known. In the suspension control method disclosed in the publication, the rigidity of the stabilizer and the damping force of the shock absorber are simultaneously increased during rolling to reduce the amount of roll and improve damping.
【０００４】[0004]
【発明が解決しようとする課題】しかるに、上記した従
来構成のサスペンションの制御装置では、減衰力の可変
要素がショックアブソーバのみであり、スタビライザは
バネ効果のみしか有していなかったため、ロール時の路
面が悪路の場合にショックアブソーバの減衰力を高くす
ると、上下方向の減衰力もこれに伴い高くなってしま
い、乗り心地が低下してしまうという問題点があった。However, in the above-described suspension control device having the above-described structure, since the variable element of the damping force is only the shock absorber and the stabilizer has only the spring effect, the road surface during rolling is reduced. If the damping force of the shock absorber is increased when the vehicle is on a rough road, the vertical damping force also increases accordingly, resulting in a decrease in riding comfort.
【０００５】本発明は上記の点に鑑みてなされたもので
あり、スタビライザを横加速度に基づくバネ力相当と横
加速度変化率に基づく減衰力相当の制御量に基づいて制
御することにより、乗り心地及びロールダンピング特性
を共に良好としうる車両用スタビライザ制御装置を提供
することを目的とする。The present invention has been made in view of the above points, and the ride comfort is controlled by controlling the stabilizer based on a control amount corresponding to a spring force based on lateral acceleration and a damping force based on a lateral acceleration change rate. It is an object of the present invention to provide a stabilizer control device for a vehicle that can improve both the roll damping characteristic and the roll damping characteristic.
【０００６】[0006]
【課題を解決するための手段】図１は本発明の原理図で
ある。上記課題を解決するために本発明では、同図に示
されるように、車両のロール振動を抑制するスタビライ
ザ(A1)と、このスタビライザ(A1)を操作して車両のロー
ル特性を可変するアクチュエータ(A2)とを具備する車両
用スタビライザ制御装置において、横方向運動量を検出
する横方向運動量検出手段(A3)と、横方向運動量の変化
率を求める変化率検出手段(A4)と、上記横方向運動量検
出手段(A3)により検出される横方向振動量に基づきバネ
力相当の目標制御量を演算すると共に、上記変化率検出
手段(A4)により検出される横方向運動量の変化率に基づ
き減衰力相当の目標制御量を演算する目標制御量演算手
段(A5)と、この目標制御量演算手段(A5)で演算されるバ
ネ力相当の目標制御量及び減衰力相当の目標制御量に基
づき上記アクチュエータ(A2)の特性を可変制御するアク
チュエータ制御手段(A6)とを設けたことを特徴とするも
のである。FIG. 1 is a diagram illustrating the principle of the present invention. In order to solve the above problems, in the present invention, as shown in the figure, a stabilizer (A1) that suppresses roll vibration of the vehicle, and an actuator that operates the stabilizer (A1) to change the roll characteristic of the vehicle ( In a vehicle stabilizer control device comprising A2), a lateral momentum detecting means (A3) for detecting a lateral momentum, a change rate detecting means (A4) for obtaining a change rate of the lateral momentum, and the lateral momentum. The target control amount equivalent to the spring force is calculated based on the lateral vibration amount detected by the detection means (A3), and the damping force equivalent is calculated based on the change rate of the lateral momentum detected by the change rate detection means (A4). Target control amount calculation means (A5) for calculating the target control amount of, and the actuator based on the target control amount equivalent to the spring force and the target control amount equivalent to the damping force calculated by the target control amount calculation means (A5). A2) characteristics are possible An actuator control means (A6) for variable control is provided.
【０００７】[0007]
【作用】上記構成とされた車両用スタビライザ制御装置
では、スタビライザを横加速度（ロール角）に基づくバ
ネ力相当と、横加速度変化率（ロール角速度）に基づく
減衰力相当の制御量に基づいてスタビライザを制御する
ため、ロール剛性（ばね定数）をあげた場合でも減衰係
数を高くすることができ、よってダンピング特性及び乗
り心地を共に良好とすることができる。In the vehicle stabilizer control device configured as described above, the stabilizer is controlled based on the control amount of the spring force corresponding to the lateral acceleration (roll angle) and the damping force corresponding to the lateral acceleration change rate (roll angular velocity). Therefore, the damping coefficient can be increased even when the roll rigidity (spring constant) is increased, so that both damping characteristics and riding comfort can be improved.
【０００８】[0008]
【実施例】次に本発明の実施例について図面と共に説明
する。図２及び図３は、本発明発明の一実施例である車
両用スタビライザ制御装置が適用された車両用姿勢制御
装置の全体構成を示すもので、ここでは車両の前輪側ス
タビライザに油圧シリンダ制御を適用した実施例を示し
ている。同図に示すように、車両用姿勢制御装置１は、
前輪側スタビライザ装置２、油圧装置３およびこれらを
制御する電子制御装置４から構成されている。Next, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. 2 and 3 show an overall configuration of a vehicle attitude control device to which a vehicle stabilizer control device according to an embodiment of the present invention is applied. Here, a hydraulic cylinder control is applied to a front wheel side stabilizer of the vehicle. The applied example is shown. As shown in the figure, the vehicle attitude control device 1 is
The front wheel stabilizer device 2, a hydraulic device 3, and an electronic control device 4 for controlling these devices are included.
【０００９】前輪側スタビライザ装置２では、左前車輪
６は左前輪ショックアブソーバ７および左前輪サスペン
ションアーム８により車体９に支持されている。また、
右前輪１０は右前輪ショックアブソーバ１１および右前
輪サスペンションアーム１２により車体９に支持されて
いる。更に、前輪側スタビライザ１３のトーション部
は、車体９にボルト等で固定された軸受け１４，１５に
より車体９に回転自在に支持されている。前輪側スタビ
ライザ１３の一端部１３ａは、連結距離の調整が可能な
シリンダユニット１６を介して右前輪ショックアブソー
バ１１のばね下部に結合される。In the front wheel side stabilizer device 2, the left front wheel 6 is supported on the vehicle body 9 by the left front wheel shock absorber 7 and the left front wheel suspension arm 8. Also,
The right front wheel 10 is supported on the vehicle body 9 by a right front wheel shock absorber 11 and a right front wheel suspension arm 12. Further, the torsion portion of the front wheel stabilizer 13 is rotatably supported on the vehicle body 9 by bearings 14 and 15 fixed to the vehicle body 9 with bolts or the like. One end 13a of the front wheel stabilizer 13 is connected to the unsprung portion of the right front wheel shock absorber 11 via a cylinder unit 16 whose connection distance can be adjusted.
【００１０】前輪側スタビライザ１３の一端部１３ａと
右前輪ショックアブソーバ１１のばね下部との間の連結
距離は、電子制御装置４の制御信号に応じて、油圧回路
３からの圧油の供給を受け、前輪側のシリンダユニット
１６の伸縮によって調整可能な構成とされている。前輪
側スタビライザ１３の他の端部１３ｂは、リンクロッド
１７を介して左前輪ショックアブソーバ７のばね下部に
装着されている。また、車両の操舵を行うために、ステ
アリングホイール１８の操作に応じて左右前車輪６，１
０の向きを変更する操舵機構１９も配設されている。The connecting distance between the one end portion 13a of the front wheel side stabilizer 13 and the unsprung portion of the right front wheel shock absorber 11 is supplied with pressure oil from the hydraulic circuit 3 in response to a control signal from the electronic control unit 4. The cylinder unit 16 on the front wheel side can be adjusted by expansion and contraction. The other end 13b of the front wheel stabilizer 13 is attached to the unsprung portion of the left front wheel shock absorber 7 via a link rod 17. Further, in order to steer the vehicle, the left and right front wheels 6, 1 are operated according to the operation of the steering wheel 18.
A steering mechanism 19 for changing the direction of 0 is also provided.
【００１１】車両用姿勢制御装置１は検出器として、車
両の走行速度を検出する車速センサ４１、操舵角度を検
出する操舵角センサ４２、シリンダユニット１６がその
中立位置（ピストンストロークの中点）に対して伸び側
にあるか縮み側にあるかを検出するストローク伸縮スイ
ッチ４３等を備える。これら各検出器からの信号は電子
制御装置４に入力され、電子制御装置４は油圧装置３を
制御駆動することによって、前輪側スタビライザ装置２
を調節する。The vehicle attitude control device 1 includes, as detectors, a vehicle speed sensor 41 for detecting the traveling speed of the vehicle, a steering angle sensor 42 for detecting a steering angle, and a cylinder unit 16 at its neutral position (midpoint of piston stroke). On the other hand, a stroke expansion / contraction switch 43 and the like for detecting whether it is on the extension side or the contraction side are provided. The signals from each of these detectors are input to the electronic control unit 4, and the electronic control unit 4 controls and drives the hydraulic device 3 so that the front wheel stabilizer device 2
Adjust.
【００１２】シリンダユニット１６は、図３に示される
ように、ロッド２７が右前輪コイルスプリング１１ａに
並設された右前輪ショックアブソーバ１１のばね下部に
装着され、シリンダ２１が前輪側スタビライザ１３の一
端部１３ａに結合された構成とされている。従って、前
輪側スタビライザ装置２は、シリンダユニット１６のピ
ストン２２の所定ストローク量に亘る移動により、前輪
側スタビライザ１３の捩り量も変更し、捩り反力を増加
させることで見かけの捩り剛性を変化させるように構成
されている。As shown in FIG. 3, in the cylinder unit 16, a rod 27 is attached to the lower unspring of the right front wheel shock absorber 11 in which a rod 27 is juxtaposed to the right front wheel coil spring 11a. It is configured to be coupled to the portion 13a. Therefore, the front wheel stabilizer device 2 also changes the torsion amount of the front wheel stabilizer 13 by the movement of the piston 22 of the cylinder unit 16 over a predetermined stroke amount, and changes the apparent torsional rigidity by increasing the torsion reaction force. Is configured.
【００１３】上記シリンダユニット１６は、図４に示す
ように、電子制御装置４の制御信号に応じて油圧装置３
から供給される圧油により作動する。油圧装置３は、エ
ンジン３０により駆動される油圧ポンプ３１が、リザー
バタンク３４から作動油を吸入し、管路３３ａ、制御弁
（４ポート３位置電磁弁）３２、管路３３ｃ，３３ｄを
介してシリンダユニット１６に圧油を供給する。制御弁
３２は、電子制御装置４からの制御信号に応じて、中立
位置３２ａ、伸長位置３２ｂ、収縮位置３２ｃの３位置
およびそれらの任意の中間位置に切り換えられる。As shown in FIG. 4, the cylinder unit 16 includes a hydraulic device 3 in response to a control signal from the electronic control device 4.
It is operated by pressure oil supplied from. In the hydraulic device 3, the hydraulic pump 31 driven by the engine 30 sucks hydraulic oil from the reservoir tank 34, and passes through the conduit 33a, the control valve (four-port three-position solenoid valve) 32, and conduits 33c, 33d. Pressure oil is supplied to the cylinder unit 16. The control valve 32 is switched to three positions of a neutral position 32a, an extended position 32b, and a contracted position 32c, and any intermediate position thereof in accordance with a control signal from the electronic control unit 4.
【００１４】ここで、制御弁３２の構成について簡単に
説明する。制御弁３２は、例えばスプール弁の構造を有
しており、２つのリニアソレノイドを有する構成であ
る。この２つのニリアソレノイドのうちの一方にのみ通
電すると、スプール弁は中立位置３２ａから伸長位置３
２ｂ側へ動き、他方にのみ通電すると収縮位置３２ｃ側
へ動き、このスプール弁の移動量を通電電流によって変
更できる。Here, the structure of the control valve 32 will be briefly described. The control valve 32 has, for example, a spool valve structure and has two linear solenoids. When only one of the two niria solenoids is energized, the spool valve moves from the neutral position 32a to the extended position 3a.
When it moves to the 2b side and only the other side is energized, it moves to the contracted position 32c side, and the movement amount of this spool valve can be changed by the energizing current.
【００１５】この構成によって、通電するソレノイドの
選択によりシリンダユニット１６の伸長，収縮を選択で
き、更に通電電流の大きさによってシリンダユニット１
６の流出側の管路につながるポートの開口面積を変化さ
せて、シリンダユニット１６からの流出油量を調節でき
る。すなわち制御弁３２は、三位置方向切換弁の機能と
メータアウト油圧回路の流量制御機能を一つの弁で実現
する。With this configuration, the cylinder unit 16 can be expanded or contracted by selecting the solenoid to be energized, and the cylinder unit 1 can be selected depending on the magnitude of the energized current.
The amount of oil that flows out from the cylinder unit 16 can be adjusted by changing the opening area of the port that is connected to the outflow-side pipe line of 6. That is, the control valve 32 realizes the function of the three-position directional control valve and the flow rate control function of the meter-out hydraulic circuit with one valve.
【００１６】電子制御装置４はマイクロコンピュータ等
から構成され、各種センサからの信号を入力する入力部
４ｄ、これらの入力信号に基づいて演算処理を行う中央
演算処理部（ＣＰＵ）４ａ、演算用プログラム、固定デ
ータ等を記憶する読出し専用記憶部（ＲＯＭ）４ｂ、演
算結果や制御状態等を一時的に記憶する記憶部（ＲＡ
Ｍ）４ｃ、演算結果に基づいて前記制御弁３２に制御信
号を出力する出力部４ｅ、およびこれら各部を相互に接
続するコモンバス４ｆ等から構成される。The electronic control unit 4 is composed of a microcomputer, etc., and has an input unit 4d for inputting signals from various sensors, a central processing unit (CPU) 4a for performing arithmetic processing based on these input signals, and an arithmetic program. , A read-only storage unit (ROM) 4b for storing fixed data and the like, and a storage unit (RA for temporarily storing calculation results, control states, etc.
M) 4c, an output unit 4e that outputs a control signal to the control valve 32 based on the calculation result, a common bus 4f that connects these units to each other, and the like.
【００１７】この電子制御装置４の入力部には、車速を
検出する車速センサ４１、ステアリングホイールの回転
角度（操舵角）を検出する操舵角センサ４２、およびシ
リンダユニット１６伸縮状態を検出する伸縮スイッチ４
３の信号が入力される。伸縮スイッチ４３としては、例
えば次のような構成で実現できる。即ち、シリンダユニ
ット１６のピストンロッド２７を例えば鉄とステンレス
といった磁性材料と非磁性材料をまん中でつなぎ合わせ
た構成とし、さらにシリンダ２１の上部にはピストンロ
ッド２７が内心となるように導線を巻いたコイルを設置
する。The input section of the electronic control unit 4 includes a vehicle speed sensor 41 for detecting the vehicle speed, a steering angle sensor 42 for detecting the rotation angle (steering angle) of the steering wheel, and an expansion / contraction switch for detecting the expansion / contraction state of the cylinder unit 16. Four
The signal of 3 is input. The expansion / contraction switch 43 can be realized by the following configuration, for example. That is, the piston rod 27 of the cylinder unit 16 has a structure in which a magnetic material and a non-magnetic material such as iron and stainless steel are connected in the middle, and a conductor is wound on the upper portion of the cylinder 21 so that the piston rod 27 becomes the inner center. Install the coil.
【００１８】このような構成でコイルのインダクタンス
を計測すると、内心が鉄のような磁性材料の場合とステ
ンレスのような非磁性材料の場合とでは大きく異なった
値となる。そこで直列に抵抗を接続して、パルス電圧入
力に対する出力応答の時定数を計測、共振周波数の計
測、交流電圧入力に対する電流の位相差計測等の手段に
よってインダクタンスを計測する回路及びインダクタン
スの大きい側（磁性材料側）、小さい側（非磁性材料
側）を判定するしきい値回路を電子制御装置４の入力部
４ｄに設けておけば良い。When the inductance of the coil is measured with such a configuration, the values obtained when the inner core is made of a magnetic material such as iron and the case where the inner core is made of a non-magnetic material such as stainless steel have greatly different values. Therefore, connect a resistor in series to measure the time constant of the output response to the pulse voltage input, measure the resonance frequency, measure the phase difference of the current to the AC voltage input, and measure the inductance. A threshold circuit for determining the magnetic material side) and the smaller side (non-magnetic material side) may be provided in the input section 4d of the electronic control unit 4.
【００１９】このような構成の伸縮スイッチは、単一の
コイルによってセンサ部が実現できるため、温度、振動
等の環境条件が厳しい車両のばね下部であっても使用す
ることができる。次に、上記構成とされた車両用姿勢制
御装置１の基本的な作動及び制御方法について説明す
る。Since the expansion / contraction switch having such a structure can realize the sensor portion with a single coil, it can be used even in an unsprung portion of a vehicle where environmental conditions such as temperature and vibration are severe. Next, the basic operation and control method of the vehicle attitude control device 1 configured as described above will be described.
【００２０】まず、直進走行について説明する。直進走
行では、図４の制御弁３２は中立位置３２ａの状態に設
定される。このとき油圧ポンプ３１から吐出される圧油
は、管路３３ａ、制御弁３２、管路３３ｂを経てリザー
バ３４に戻る。一方、管路３３ｃ，３３ｄは制御弁３２
によって遮断されるため、シリンダユニット１６の上下
室２５，２６は油密状態に保たれ、ピストン２２はシリ
ンダ２１内で固定される。すなわちシリンダユニット１
６は伸縮不能に固定され、リンクロッド１７と同様に一
種の剛体の働きをすることになり、スタビライザ１３は
その固有の捩り剛性を発揮して車両の走行安定性を確保
できる。First, straight running will be described. In straight running, the control valve 32 of FIG. 4 is set to the neutral position 32a. At this time, the pressure oil discharged from the hydraulic pump 31 returns to the reservoir 34 via the conduit 33a, the control valve 32, and the conduit 33b. On the other hand, the conduits 33c and 33d are connected to the control valve 32.
Since the upper and lower chambers 25 and 26 of the cylinder unit 16 are kept in an oil-tight state, the piston 22 is fixed in the cylinder 21. That is, the cylinder unit 1
6 is fixed so that it cannot be expanded and contracted, and acts as a kind of rigid body similarly to the link rod 17, and the stabilizer 13 can exhibit its own torsional rigidity to ensure the traveling stability of the vehicle.
【００２１】次に旋回時について説明する。旋回時には
車速と操舵角の大きさに応じて、後に詳述するようにバ
ネ力相当の目標伸縮量を決定し、更に車速と操舵角速度
の大きさに応じてあらかじめ定めた関係に従って、減衰
力相当の目標伸縮量を決定してシリンダユニット１６の
目標伸縮量を決める。その値に応じてシリンダユニット
を伸長または収縮させるように、油圧装置３を駆動す
る。Next, the turning will be described. When turning, the target expansion / contraction amount corresponding to the spring force is determined according to the vehicle speed and the steering angle, as described in detail later, and the damping force equivalent is determined according to the predetermined relationship according to the vehicle speed and the steering angular velocity. The target amount of expansion and contraction of the cylinder unit 16 is determined. The hydraulic device 3 is driven so as to extend or contract the cylinder unit according to the value.
【００２２】即ち、伸長モードでは、制御弁３２を伸長
位置３２ｂ側へ駆動するリニアソレノイドに通電する。
この時制御弁３２においてシリンダユニット１６の下室
２６につながった管路３３ｄへ接続するポートは直ちに
全開となって、ポンプ３１からの圧油を管路３３ａ、制
御弁３２、管路３３ｄを経てシリンダユニット１６の下
室２６へ供給する。That is, in the extension mode, the linear solenoid that drives the control valve 32 to the extension position 32b side is energized.
At this time, in the control valve 32, the port connected to the pipe line 33d connected to the lower chamber 26 of the cylinder unit 16 is immediately fully opened, and the pressure oil from the pump 31 is passed through the pipe line 33a, the control valve 32, and the pipe line 33d. Supply to the lower chamber 26 of the cylinder unit 16.
【００２３】一方、シリンダユニット１６の上室２５に
つながる制御弁３２のポートは、通電電流の大きさに伴
ってその開口面積が増大するように作動するのでピスト
ン２２が上方へ移動しようとする時に、管路３３ｃを通
って流出する油量が調節される。つまり、上室２５から
一定量の油の流出があってはじめてピストン２２が移動
できるので、リニアソレノイドの通電電流を変えること
でピストン２２の移動量を調節することができる。しか
も、通電電流の大きさと流出油量すなわちピストンの移
動量の関係は予め知ることができるので、電子制御装置
４は、出力する通電電流の大きさと通電時間とからピス
トン２２の位置を予測計算できることになる。On the other hand, the port of the control valve 32 connected to the upper chamber 25 of the cylinder unit 16 operates so that the opening area thereof increases with the magnitude of the energizing current, so that when the piston 22 tries to move upward. The amount of oil flowing out through the conduit 33c is adjusted. That is, since the piston 22 can move only after a certain amount of oil has flowed out of the upper chamber 25, the amount of movement of the piston 22 can be adjusted by changing the energizing current of the linear solenoid. Moreover, since the relationship between the magnitude of the energizing current and the amount of spilled oil, that is, the amount of movement of the piston can be known in advance, the electronic control unit 4 can predictively calculate the position of the piston 22 from the magnitude of the energizing current to be output and the energizing time. become.
【００２４】従って、この予測位置が目標位置に速やか
に達するように通電電流を制御する。しかも予測計算
は、実際のピストン２２の動きを先に知ることができる
ので、油圧装置３の応答遅れ分を補償して駆動すること
ができる。そして目標位置に達したと判定された時点
で、リニアソレノイドへの通電を終了する。この時、制
御弁３２は中立位置３２ａの状態に戻り、シリンダユニ
ット１６の上下室２５，２６は再び油密状態に保たれ、
ピストン２２は目標位置で固定される。この伸長によっ
て右旋回時には、シリンダユニット１６の伸長モードが
車両にスタビライザ１３への捩り剛性を積極的に発生さ
せることになり、定常的には車体のロール角φは減少す
る。Therefore, the energizing current is controlled so that the predicted position quickly reaches the target position. Moreover, since the predictive calculation can know the actual movement of the piston 22 in advance, the hydraulic device 3 can be driven while compensating for the response delay. Then, when it is determined that the target position is reached, the energization of the linear solenoid is terminated. At this time, the control valve 32 returns to the state of the neutral position 32a, the upper and lower chambers 25 and 26 of the cylinder unit 16 are kept oil-tight again,
The piston 22 is fixed at the target position. By this extension, when turning right, the extension mode of the cylinder unit 16 positively causes the vehicle to have torsional rigidity to the stabilizer 13, and the roll angle φ of the vehicle body is constantly decreased.
【００２５】また収縮モードでは、制御弁３２を収縮位
置３２ｃ側へ駆動するリニアソレノイドに通電する。こ
の時制御弁３２においてシリンダユニット１６の上室２
５につながった管路３３ｃへ接続するポートは直ちに全
開となって、ポンプ３１からの圧油を管路３３ａ，制御
弁３２、管路３３ｃを経てシリンダユニット１６の上室
２５へ供給する。In the contraction mode, the linear solenoid that drives the control valve 32 to the contracted position 32c is energized. At this time, in the control valve 32, the upper chamber 2 of the cylinder unit 16 is
The port connected to the conduit 33c connected to 5 is immediately fully opened to supply the pressure oil from the pump 31 to the upper chamber 25 of the cylinder unit 16 via the conduit 33a, the control valve 32, and the conduit 33c.
【００２６】一方、シリンダユニット１６の下室２６に
つながる制御弁３２のポートは、通電電流の大きさに伴
ってその開口面積が増大するように作動し、ピストン２
２が下方へ移動しようとする時に、管路３３ｄを通って
流出する油量が調節される。従って、伸長モードの場合
と同様にピストン位置が予測され、ピストン２が目標位
置に達したと判定された時点で通電を終了し、ピストン
２２が目標位置で固定される。On the other hand, the port of the control valve 32 connected to the lower chamber 26 of the cylinder unit 16 operates so that the opening area thereof increases with the magnitude of the energizing current, and the piston 2
As 2 attempts to move downwards, the amount of oil flowing out through line 33d is adjusted. Therefore, similarly to the case of the extension mode, the piston position is predicted, and when it is determined that the piston 2 has reached the target position, energization is terminated and the piston 22 is fixed at the target position.
【００２７】この収縮によって左旋回時には、シリンダ
ユニット１６の収縮モードが車両にスタビライザ１３の
捩り剛性を積極的に発生させることになり、定常的には
車体のロール角は減少する。次に、本装置における具体
的な制御方法について、図５のフローチャートに従って
説明する。図５は、制御の全体の流れを示すフローチャ
ートである。この制御の処理は、油圧装置３の応答時間
に比べて十分早い周期（例えは８ｍｓｅｃ）で繰り返し
実行される。Due to this contraction, when the vehicle turns to the left, the contraction mode of the cylinder unit 16 positively generates the torsional rigidity of the stabilizer 13 in the vehicle, and the roll angle of the vehicle body decreases steadily. Next, a specific control method in this device will be described with reference to the flowchart of FIG. FIG. 5 is a flowchart showing the overall flow of control. This control process is repeatedly executed at a cycle (for example, 8 msec) sufficiently faster than the response time of the hydraulic device 3.
【００２８】図５の処理が起動すると、先ずステップ１
００において、車速Ｖ、操舵角θ等の信号を読み込む。
この車速Ｖ及び操舵角θは、車両の現在の運転状態（例
えば旋回中か、或いは直進中か等）を知るために用いら
れるものである。続くステップ１１０では、旋回横加速
度Ｇが演算される。後述するように本実施例では、ステ
ップ１２０で実施される車両が現在旋回走行中か否かの
判断結果によって、その後の処理が変わる構成とされて
いる。また、車両が旋回走行中か否かの判断は、旋回横
加速度Ｇにより判断することができる。よって、ステッ
プ１１０では旋回横加速度Ｇを演算する構成とされてい
る。When the processing of FIG. 5 is started, first step 1
At 00, signals such as vehicle speed V and steering angle θ are read.
The vehicle speed V and the steering angle θ are used to know the current driving state of the vehicle (for example, whether the vehicle is turning or traveling straight). In the subsequent step 110, the turning lateral acceleration G is calculated. As will be described later, in the present embodiment, the subsequent processing is changed depending on the result of the determination in step 120 as to whether the vehicle is currently turning. Further, the judgment as to whether or not the vehicle is turning is made by the turning lateral acceleration G. Therefore, in step 110, the turning lateral acceleration G is calculated.
【００２９】旋回横加速度Ｇの演算は、ステップ１００
で読み込まれた車速Ｖ及び操舵角θに基づき下式から求
められる。The turning lateral acceleration G is calculated in step 100.
It is obtained from the following formula based on the vehicle speed V and the steering angle θ read in.
【００３０】[0030]
【数１】 によって求める。尚、ここで操舵角θ1 は、ステアリン
グホイール１８から操舵車輪６及び１０までに至る操舵
系の遊び分及び操舵力が操舵車輪等の捩れに吸収されて
転舵に寄与しない分などの、いわゆる操舵の不感帯域の
角度をステアリングホイール１８の回転角（ステップ１
００で読み込んだ操舵角θ）から差し引いた値（結果が
負になる時はゼロとする。）である。操舵不感帯の大き
さは、車両の諸元等によって決まるもので、低速程大き
く車速が大きくなるに従って小さな値となるもので、予
め求めたマップにより算出している。[Equation 1] Ask by. Here, the steering angle θ 1 is a so-called play amount of the steering system from the steering wheel 18 to the steered wheels 6 and 10 and a so-called steering force absorbed by torsion of the steered wheels or the like and not contributing to steering. The angle of the dead zone of steering is set to the rotation angle of the steering wheel 18 (step 1
The value is a value subtracted from the steering angle θ read at 00 (when the result becomes negative, it is set to zero). The size of the steering dead zone is determined by the specifications of the vehicle and the like, and the value becomes smaller as the vehicle speed becomes slower and becomes smaller, and is calculated by a map obtained in advance.
【００３１】続くステップ１１５においては、下式に基
づき旋回横加速度の変化率Ｇ’を求める。In the following step 115, the rate of change G'of the turning lateral acceleration is calculated based on the following equation.
【００３２】[0032]
【数２】 尚、上式においてθ’は操舵角速度であり、下式により
求められる値である。[Equation 2] In the above equation, θ'is a steering angular velocity, which is a value obtained by the following equation.
【００３３】[0033]
【数３】 続くステップ１２０では、車両が現在旋回運転中である
か否かが判定される。この旋回中であるか否かの判定
は、旋回横加速度Ｇの値に基づいて行われる。即ち、旋
回横加速度ＧがＧ≠０なら旋回中であると判定し、Ｇ＝
０なら旋回中ではないと判定する。この判定で旋回中と
判定された場合には、ステップ１３０以下に進んで旋回
中の処理を行う。(Equation 3) In the following step 120, it is determined whether the vehicle is currently turning. Whether or not the vehicle is turning is determined based on the value of the lateral lateral acceleration G. That is, if the turning lateral acceleration G is G ≠ 0, it is determined that the vehicle is turning, and G =
If it is 0, it is determined that the vehicle is not turning. If it is determined in this determination that the vehicle is turning, the process proceeds to step 130 and the following steps to perform processing during turning.
【００３４】ステップ１３０では、旋回中の特性を改善
するのに必要なシリンダユニット１６の目標伸縮量（目
標ストローク）ＳT を求める。この目標伸縮量（目標ス
トローク）ＳT は、先ずステップ１１０で求められた旋
回横加速度Ｇ、及びステップ１１５で求められた旋回横
加速度変化率Ｇ’に基づき、下式より目標ストローク量
Ｓを演算する。In step 130, the target expansion / contraction amount (target stroke) S T of the cylinder unit 16 required to improve the characteristics during turning is determined. This target expansion / contraction amount (target stroke) S T is calculated by the following equation based on the turning lateral acceleration G found in step 110 and the turning lateral acceleration change rate G ′ found in step 115. To do.
【００３５】[0035]
【数４】 上式において、Ｋ2 Ｇで示される値はバネ力相当の目標
制御量であり、またＫ 3 Ｇ’で示される値は減衰力相当
の目標制御量である。即ち、ステップ１３０で演算され
る目標ストローク量Ｓは、従来から行われている旋回横
加速度Ｇ（横方向振動量）に基づくバネ力相当の目標制
御に加え、旋回横加速度の変化率Ｇ’（横方向振動量の
変化率）に基づく減衰力相当の目標制御をも行う構成と
なる。(Equation 4)In the above equation, K2The value indicated by G is the target equivalent to the spring force.
Is a controlled variable, and K 3The value indicated by G'corresponds to the damping force
Is the target controlled variable of. That is, it is calculated in step 130
The target stroke amount S
Target control equivalent to spring force based on acceleration G (lateral vibration amount)
In addition to the change, the rate of change G'of the turning lateral acceleration (the lateral vibration amount
A configuration that also performs target control equivalent to the damping force based on the change rate)
Become.
【００３６】上記の数３に示される式により目標ストロ
ーク量Ｓが求められると、シリンダユニット１６の中心
位置を現す値Ｓ0 を用いて、ＳT ＝Ｓ0 ±Ｓの計算を行
うことにより目標伸縮量ＳT を求める。尚、上式の符号
は、図２に示したようにシリンダユニット１６が車両の
右側（運転席側）に装着されている場合には、右旋回の
ときシリンダを伸ばすという意味で＋（プラス）を採
り、左旋回のときシリンダを縮めるという意味で−（マ
イナス）を採る。When the target stroke amount S is obtained by the equation shown in the above equation 3, S T = S 0 ± S is calculated using the value S 0 representing the center position of the cylinder unit 16. The expansion / contraction amount S T is calculated. The sign of the above equation means that when the cylinder unit 16 is mounted on the right side (driver's side) of the vehicle as shown in FIG. ) Is taken, and- (minus) is taken to mean that the cylinder is contracted when turning left.
【００３７】上記したＳ＝Ｋ2 Ｇ＋Ｋ3 Ｇ’で示される
式用いて目標伸縮量ＳT を設定すると、シリンダユニッ
ト１６を最大ストローク範囲まで目標伸縮量ＳT に従う
ように調節することによって、所定の旋回横加速度まで
の範囲において、車体のロール特性を改善することが可
能である。ここで、従来から行われている旋回横加速度
Ｇに基づくバネ力相当の目標制御に加え、旋回横加速度
の変化率Ｇ’に基づく減衰力相当の目標制御を行う構成
としたことによる作用について説明する。When the target expansion / contraction amount S T is set using the above-described formula S = K 2 G + K 3 G ', the cylinder unit 16 is adjusted so as to follow the target expansion / contraction amount S T up to the maximum stroke range. It is possible to improve the roll characteristics of the vehicle body in the range up to the turning lateral acceleration. Here, in addition to the conventional target control corresponding to the spring force based on the turning lateral acceleration G, the target control corresponding to the damping force based on the change rate G ′ of the turning lateral acceleration will be described. To do.
【００３８】いま、車両のロール系慣性モーメントを
Ｉ，ロールの減衰項をＣ，ロールのバネ項をＫとする
と、スタビライザ１３の減衰係数ζは、下式により求め
ることができる。Assuming that the roll system inertia moment of the vehicle is I, the roll damping term is C, and the roll spring term is K, the damping coefficient ζ of the stabilizer 13 can be obtained by the following equation.
【００３９】[0039]
【数５】 ここで、減衰係数ζに着目すると、従来のようにバネ力
相当の目標制御のみを行っていた構成（減衰力相当の目
標制御を行わない構成）は、数３に示される式におい
て、Ｋ3 Ｇ’＝０としたのと等価であり、従ってロール
のバネ項Ｋのみによる制御となる。(Equation 5) Here, focusing on the damping coefficient ζ, the conventional configuration in which only the target control corresponding to the spring force is performed (the configuration in which the target control corresponding to the damping force is not performed) is expressed by K 3 in the equation shown in Formula 3. This is equivalent to setting G ′ = 0, and therefore control is performed only by the spring term K of the roll.
【００４０】この制御において、スタビライザ１３によ
るロール剛性を増大させるためにロールのバネ項Ｋを大
きくすると、上記の数４より減衰係数ζは低下すること
となる。その結果、ステップ応答は図６に矢印Ａで示さ
れるような特性となり、ダンピング特性が悪化してしま
う。これに対し、本実施例の如くバネ力相当の目標制御
量Ｋ2 Ｇ及び減衰力相当の目標制御量Ｋ3 Ｇ’を共に反
映させて目標伸縮量ＳT を演算することにより、上記し
た数４におけるロールの減衰項Ｃとロールのバネ項Ｋと
を共に制御することが可能となる。よって、ロール剛性
を増大させるためにロールのバネ項Ｋを大きくしても、
ロールの減衰項Ｃを大きく設定することにより、即ち減
衰力相当の目標制御量Ｋ3 Ｇ’を目標伸縮量ＳT の演算
に反映させることにより減衰係数ζを向上させることが
可能となり、例えば図６に矢印Ｂで示す特性を得ること
が可能となる。従って、ダンピング特性及び乗り心地を
共に良好とすることができる。In this control, if the spring term K of the roll is increased in order to increase the roll rigidity by the stabilizer 13, the damping coefficient ζ will be reduced from the above equation (4). As a result, the step response has the characteristic shown by the arrow A in FIG. 6, and the damping characteristic deteriorates. On the other hand, by calculating the target expansion / contraction amount S T by reflecting both the target control amount K 2 G equivalent to the spring force and the target control amount K 3 G ′ equivalent to the damping force as in the present embodiment, It is possible to control both the roll damping term C and the roll spring term K in FIG. Therefore, even if the spring term K of the roll is increased in order to increase the roll rigidity,
By setting the roll damping term C to be large, that is, by reflecting the target control amount K 3 G ′ equivalent to the damping force in the calculation of the target expansion / contraction amount S T , it becomes possible to improve the damping coefficient ζ. It is possible to obtain the characteristic indicated by arrow B in FIG. Therefore, both damping characteristics and riding comfort can be improved.
【００４１】一方、ステップ１２０において、旋回中で
ないと判定された場合には、処理はステップ２５０へ進
んでシリンダユニット１６の目標伸縮量ＳT を中立値Ｓ
0 に設定する。続くステップ２６０では、シリンダユニ
ット１６のピストン位置制御（ストローク制御）を行
う。この処理は、シリンダユニット１６のピストン２２
の位置Ｓ A を、ステップ１３０または２５０で求めた目
標伸縮量ＳT に一致させるように油圧装置３を駆動する
制御である。On the other hand, in step 120, the vehicle is turning.
If not, the process proceeds to step 250.
Therefore, the target expansion / contraction amount S of the cylinder unit 16TIs the neutral value S
0Set to. In the following step 260, the cylinder unit is
Control piston position (stroke control)
U This process is performed by the piston 22 of the cylinder unit 16.
Position S AIs the eye determined in step 130 or 250
Standard expansion amount STDrive the hydraulic device 3 so that
Control.
【００４２】尚、本実施例では、次のような予測制御を
行っている。即ち、制御弁３２への通電電流値とそのと
きにシリンダユニット１６から流出する流量の関係が予
めわかっているので、その関係に基づいてピストン位置
ＳA の予測値ＳC を求める。そしてこの予測値ＳC と目
標伸縮量ＳT との差がゼロになるように油圧装置３を制
御することが行われている。In this embodiment, the following predictive control is performed. That is, since the relationship between the value of the energizing current to the control valve 32 and the flow rate flowing out of the cylinder unit 16 at that time is known in advance, the predicted value S C of the piston position S A is obtained based on the relationship. The hydraulic device 3 is controlled so that the difference between the predicted value S C and the target expansion / contraction amount S T becomes zero.
【００４３】また、シリンダユニット１６にはそのピス
トンの中立通過を検出する伸縮スイッチ４３を備えてお
り、このスイッチ信号により、先の予測値ＳC に補正を
加え、実際のピストン位置ＳA に極めて近い値を得るよ
うにしている。また、上記した本実施例では、横加速度
と横加速度の変化率により、目標制御量を決定したが、
ロール角、ロール角速度を検出しそれに基づくマップに
より横加速度と横加速度の変化率を演算し目標制御量を
決定する構成としてもよい。また、各輪のストロークか
らロール角、ロール角速度を演算し、これに基づき目標
制御量を決定する構成としてもよい。Further, the cylinder unit 16 is equipped with an expansion / contraction switch 43 for detecting the neutral passage of the piston, and the switch signal is used to correct the previously predicted value S C so that the actual piston position S A becomes extremely small. I try to get a close value. Further, in the above-mentioned embodiment, the target control amount is determined by the lateral acceleration and the rate of change of the lateral acceleration.
A configuration may be adopted in which the roll angle and the roll angular velocity are detected, and the lateral acceleration and the rate of change of the lateral acceleration are calculated by a map based on the roll angle and the roll angular velocity to determine the target control amount. Further, the roll angle and the roll angular velocity may be calculated from the stroke of each wheel, and the target control amount may be determined based on this.
【００４４】[0044]
【発明の効果】上述の如く本発明によれば、スタビライ
ザを横加速度に基づくバネ力相当と、横加速度変化率に
基づく減衰力相当の制御量に基づいてスタビライザを制
御するため、ロール剛性をあげた場合でも減衰係数を高
くすることができ、よってダンピング特性及び乗り心地
を共に良好とすることができるという特長を有する。As described above, according to the present invention, since the stabilizer is controlled on the basis of the control amount corresponding to the spring force based on the lateral acceleration and the damping force based on the lateral acceleration change rate, the roll rigidity is increased. Even in such a case, the damping coefficient can be increased, so that both damping characteristics and riding comfort can be improved.
【図１】本発明の原理図である。FIG. 1 is a principle diagram of the present invention.
【図２】本発明の一実施例の平面視した構成を示す全体
構成図である。FIG. 2 is an overall configuration diagram showing a configuration of an embodiment of the present invention in plan view.
【図３】本発明の一実施例の正面視した構成を示す全体
構成図である。FIG. 3 is an overall configuration diagram showing a configuration of an embodiment of the present invention when viewed from the front.
【図４】本発明の一実施例の油圧回路及び電気回路を示
す説明図である。FIG. 4 is an explanatory diagram showing a hydraulic circuit and an electric circuit according to an embodiment of the present invention.
【図５】電子制御装置の制御を示すフローチャートであ
る。FIG. 5 is a flowchart showing control of the electronic control unit.
【図６】減衰係数によるステップ応答の差を示すグラフ
である。FIG. 6 is a graph showing the difference in step response depending on the damping coefficient.
２ スタビライザ装置 ３ 油圧装置 ４ 電子制御装置 １３ スタビライザ １６ シリンダユニット ４１ 車速センサ ４２ 操舵角センサ ４３ ストローク伸縮スイッチ ５１，５２ 減衰力制御アクチュエータ 2 Stabilizer device 3 Hydraulic device 4 Electronic control device 13 Stabilizer 16 Cylinder unit 41 Vehicle speed sensor 42 Steering angle sensor 43 Stroke extension switch 51, 52 Damping force control actuator
Claims (1)
ザと、該スタビライザを操作して車両のロール特性を可
変するアクチュエータとを具備する車両用スタビライザ
制御装置において、 横方向運動量を検出する横方向運動量検出手段と、 該横方向運動量の変化率を求める変化率検出手段と、 該横方向運動量検出手段により検出される横方向振動量
に基づきバネ力相当の目標制御量を演算すると共に、該
変化率検出手段により検出される該横方向運動量の変化
率に基づき減衰力相当の目標制御量を演算する目標制御
量演算手段と、 該目標制御量演算手段で演算されるバネ力相当の目標制
御量及び減衰力相当の目標制御量に基づき該アクチュエ
ータの特性を可変制御するアクチュエータ制御手段とを
設けたことを特徴とする車両用スタビライザ制御装置。1. A stabilizer for a vehicle, comprising: a stabilizer that suppresses roll vibration of a vehicle; and an actuator that operates the stabilizer to vary roll characteristics of the vehicle. Lateral momentum detection for detecting lateral momentum. Means, a change rate detecting means for obtaining a change rate of the lateral momentum, and a target control amount equivalent to a spring force based on the lateral vibration amount detected by the lateral momentum detecting means, and the change rate detecting means. Target control amount calculation means for calculating a target control amount corresponding to the damping force based on the change rate of the lateral momentum detected by the means, and target control amount and damping corresponding to the spring force calculated by the target control amount calculation means. An actuator control means for variably controlling the characteristics of the actuator based on a target control amount equivalent to force is provided. The control device.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP27407094A JP3648771B2 (en) | 1994-11-08 | 1994-11-08 | Vehicle stabilizer control device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP27407094A JP3648771B2 (en) | 1994-11-08 | 1994-11-08 | Vehicle stabilizer control device |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH08132844A true JPH08132844A (en) | 1996-05-28 |
| JP3648771B2 JP3648771B2 (en) | 2005-05-18 |
Family
ID=17536560
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP27407094A Expired - Fee Related JP3648771B2 (en) | 1994-11-08 | 1994-11-08 | Vehicle stabilizer control device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3648771B2 (en) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2005082650A1 (en) * | 2004-02-26 | 2005-09-09 | Aisin Seiki Kabushiki Kaisha | Stabilizer controller |
| JP2008239089A (en) * | 2007-03-28 | 2008-10-09 | Honda Motor Co Ltd | Steering characteristic control device |
| WO2019230560A1 (en) * | 2018-05-29 | 2019-12-05 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | Suspension apparatus |
-
1994
- 1994-11-08 JP JP27407094A patent/JP3648771B2/en not_active Expired - Fee Related
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2005082650A1 (en) * | 2004-02-26 | 2005-09-09 | Aisin Seiki Kabushiki Kaisha | Stabilizer controller |
| JP2008239089A (en) * | 2007-03-28 | 2008-10-09 | Honda Motor Co Ltd | Steering characteristic control device |
| WO2019230560A1 (en) * | 2018-05-29 | 2019-12-05 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | Suspension apparatus |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP3648771B2 (en) | 2005-05-18 |
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