JPH0911727A - Suspension device - Google Patents

Abstract

PURPOSE: To make riding comfort better even if a spring constant is made higher by driving a valve element according to the pressure of working fluid applied to a cylinder and the difference between the pressure of a restrictor and that of an accumulator. CONSTITUTION: A cylinder 11 is communicated to an accumulator 3 via a first restrictor 26 and a valve element 20 is driven according to the pressure of working fluid applied to the cylinder 11 and the difference between the pressure of the first restrictor 26 and that of the accumulator 3. Let the spring constant of a spring 6 be K, the spring constant of the accumulator 3 be Ka, and the time constant of primary delay according to the first restrictor 26 be T, the spring constant of the whole suspension device becomes K+Ka/(1+Ts). Therefore, the spring constant for the steady relative displacement of a car body side member and a wheel side member becomes K+Ka to restrict the rolling and the pitching movements of the car body. Since the spring constant for the transient relative displacement thereof becomes K+Ka/(1+Ts), the vibration transmissibility from an upper resonance frequency of the spring to a lower resonance frequency of the spring can be reduced.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、車両等に採用されるハ
イドロニューマチックサスペンションの改良改良に関す
るものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to improvements and improvements in hydropneumatic suspensions used in vehicles and the like.

【０００２】[0002]

【従来の技術】従来のサスペンション装置としては、例
えば、特開平６−２０６４１９号公報などが知られてお
り、コントローラは検出した車体の運動状態に応じて、
ハイドロニューマチックサスペンションのガスばねのば
ね定数をアクチュエータを駆動することで変更して、任
意のばね定数を得ようとするものである。2. Description of the Related Art As a conventional suspension device, for example, Japanese Unexamined Patent Publication No. 6-206419 is known, and a controller is adapted to detect a motion state of a vehicle body.
The spring constant of the gas spring of the hydropneumatic suspension is changed by driving the actuator to obtain an arbitrary spring constant.

【０００３】[0003]

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、このよ
うな従来のサスペンション装置にあっては、コントロー
ラの指令値に応じてガスばねのばね定数を設定してお
り、車両の姿勢変化を抑制するためにばね定数を高く設
定した状態では、路面からの振動入力がばね定数を高く
設定したガスばねを介して車体へ伝達され、乗心地が悪
化するという問題点があった。However, in such a conventional suspension device, the spring constant of the gas spring is set in accordance with the command value of the controller in order to suppress the posture change of the vehicle. In the state where the spring constant is set high, there is a problem that vibration input from the road surface is transmitted to the vehicle body via the gas spring whose spring constant is set high, and the riding comfort deteriorates.

【０００４】そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなさ
れたもので、ばね定数を高く設定した場合にも乗心地を
確保可能なサスペンション装置を提供することを目的と
する。Therefore, the present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a suspension device capable of ensuring riding comfort even when the spring constant is set high.

【０００５】[0005]

【課題を解決するための手段】第１の発明は、車体側部
材と各車輪側部材との間にそれぞれ介装されたスプリン
グと、車体側部材と各車輪側部材との間にそれぞれ介装
されて車体側部材と車輪側部材の相対変位に応じて減衰
力を発生するシリンダと、前記シリンダと連通してガス
ばねを構成する蓄圧器と、前記シリンダ及び蓄圧器へ作
動流体を給排する弁手段とを備えたサスペンション装置
において、前記弁手段は、前記シリンダ及び蓄圧器と連
通した圧力調整ポートと、前記圧力調整ポートとタンク
または加圧流体供給源とを選択的に連通する弁体と、前
記蓄圧器と圧力調整ポートとの間に介装された第１の絞
りと、前記シリンダに加わる作動流体の圧力と第１の絞
りと蓄圧器との間の圧力の差を検知するとともに、この
差圧に応じて前記弁体を駆動する差圧応動手段とを備え
る。SUMMARY OF THE INVENTION A first aspect of the present invention is to provide a spring interposed between a vehicle body side member and each wheel side member and an intermediary member between the vehicle body side member and each wheel side member. A cylinder that generates a damping force according to the relative displacement of the vehicle body side member and the wheel side member, a pressure accumulator that communicates with the cylinder to form a gas spring, and supplies and discharges the working fluid to and from the cylinder and the pressure accumulator. In a suspension device including valve means, the valve means includes a pressure adjusting port that communicates with the cylinder and the pressure accumulator, and a valve body that selectively communicates the pressure adjusting port with a tank or a pressurized fluid supply source. A first throttle provided between the pressure accumulator and the pressure adjusting port, and a pressure difference between the pressure of the working fluid applied to the cylinder and the first throttle and the pressure accumulator, Depending on this pressure difference, And a differential pressure responsive means for driving the body.

【０００６】また、第２の発明は、前記第１の発明にお
いて、前記第１の絞りが可変絞りで構成されるととも
に、車両の運動状態に応じてこの第１の絞りを駆動する
制御手段とを備える。According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, the first aperture is composed of a variable aperture, and a control means for driving the first aperture according to a motion state of the vehicle. Equipped with.

【０００７】また、第３の発明は、前記第１または第２
の発明において、前記圧力調整ポートとシリンダとの間
に第２の可変絞りを介装するとともに、車両の運動状態
に応じてこの第２の可変絞りを駆動する制御手段とを備
える。A third invention is the first or second invention.
In the invention described above, a second variable throttle is provided between the pressure adjusting port and the cylinder, and a control means for driving the second variable throttle according to the motion state of the vehicle is provided.

【０００８】[0008]

【作用】したがって、第１の発明は、シリンダは第１絞
りを介して蓄圧器と連通され、弁体はシリンダに加わる
作動流体の圧力と、第１絞りと蓄圧器との間の圧力の差
に応じて駆動されるため、スプリングのばね定数をＫ、
シリンダと連通した蓄圧器のガスばね定数をＫａ、第１
絞りによる一次遅れの時定数をＴとすると、サスペンシ
ョン装置の全体のばね定数は、Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）
となり、車体側部材と車輪側部材の定常的な相対変位に
対しては全体のばね定数はＫ＋Ｋａとなって、車体のロ
ールまたはピッチ運動を抑制する一方、過渡的な相対変
位に対してはばね定数がＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）である
ため、ばね上（車体側）共振周波数からバネ下（車輪
側）共振周波数の間の振動伝達率を低下させることがで
き、車体の姿勢変化に対しては高いばね定数で、路面か
らの過渡的な振動入力に対しては低いばね定数となる。Therefore, according to the first aspect of the invention, the cylinder communicates with the pressure accumulator through the first throttle, and the valve body has a difference in pressure between the working fluid applied to the cylinder and the pressure between the first throttle and the pressure accumulator. The spring constant of the spring is K,
The gas spring constant of the pressure accumulator communicating with the cylinder is Ka, the first
Assuming that the time constant of the first-order lag due to the diaphragm is T, the overall spring constant of the suspension device is K + Ka / (1 + Ts)
Therefore, the overall spring constant is K + Ka for steady relative displacement between the vehicle body side member and the wheel side member, suppressing the roll or pitch motion of the vehicle body, while the spring is for transient relative displacement. Since the constant is K + Ka / (1 + Ts), it is possible to reduce the vibration transmissibility between the sprung (vehicle body side) resonance frequency and the unsprung (wheel side) resonance frequency, which is high with respect to changes in the posture of the vehicle body. The spring constant is a low spring constant against transient vibration input from the road surface.

【０００９】また、第２の発明は、第１の絞りを車両運
動状態に応じて制御される可変絞りとすることで、時定
数Ｔを運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができる。In the second aspect of the invention, the time constant T can be changed according to the motion state by using the first diaphragm as a variable diaphragm controlled according to the motion state of the vehicle. It is possible to suppress a change in the posture of the vehicle body while the vehicle is in a transient state in which the vehicle shifts from a steady state to another steady state.

【００１０】また、第３の発明は、圧力調整ポートとシ
リンダとの間に介装した第２の絞りを車両運動状態に応
じて制御される可変絞りとすることで、シリンダの減衰
定数を運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができる。A third aspect of the present invention uses a second throttle provided between the pressure adjusting port and the cylinder as a variable throttle controlled according to a vehicle motion state, so that the damping constant of the cylinder moves. It can be changed according to the state, and it is possible to suppress the posture change of the vehicle body during the transitional state in which the motion of the vehicle transits from the steady state to another steady state.

【００１１】[0011]

【実施例】以下、本発明の実施例を添付図面に基づいて
説明する。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.

【００１２】図１〜図２は本発明を四輪車に適用した場
合の一実施例を示し、車体側部材７と各車輪側部材（図
示せず）との間には、車体の荷重を支持するコイルスプ
リング６と減衰力を発生するシリンダ１が並列的に配設
されるとともに、各シリンダ１にはガスばねを構成する
蓄圧器３がそれぞれ連通されて、シリンダ１及び蓄圧器
３は弁手段としてのスプールバルブ２を介して加圧流体
源としてのポンプ４から作動流体の供給を受ける。1 and 2 show an embodiment in which the present invention is applied to a four-wheeled vehicle, in which a load of the vehicle body is placed between the vehicle body side member 7 and each wheel side member (not shown). A coil spring 6 for supporting and a cylinder 1 for generating a damping force are arranged in parallel, and a pressure accumulator 3 forming a gas spring is communicated with each cylinder 1, so that the cylinder 1 and the pressure accumulator 3 are valves. A working fluid is supplied from a pump 4 as a source of pressurized fluid via a spool valve 2 as means.

【００１３】シリンダ１には内部の上下の油室１１、１
２を画成するとともに、ロッド１４を介して車体側部材
７に結合されたピストン１０が摺動自由に収装され、ピ
ストン１０には上下の油室１１、１２を連通する油路１
３が形成され、ピストン１０とシリンダ１の相対運動に
よる減衰力が生じる。Upper and lower oil chambers 11 and 1 inside the cylinder 1
A piston 10 coupled to the vehicle body side member 7 via a rod 14 is slidably accommodated and defines an oil passage 1 that connects upper and lower oil chambers 11 and 12 to each other.
3 is formed, and a damping force is generated by the relative movement of the piston 10 and the cylinder 1.

【００１４】車体側部材７と車輪側部材の相対運動に応
じてシリンダ１の内部をピストン１０が相対変位して、
この変位量に応じてシリンダ１の内部へ貫入したロッド
１４の体積に応じてシリンダ１内の容積が変化する。The piston 10 is relatively displaced inside the cylinder 1 in accordance with the relative movement of the vehicle body side member 7 and the wheel side member,
The volume in the cylinder 1 changes according to the volume of the rod 14 penetrating into the cylinder 1 according to this displacement amount.

【００１５】シリンダ１の油室１１はピストン１０及び
ロッド１４の内部に形成された油路４０を介して各車輪
毎にそれぞれ配設された蓄圧器３及びスプールバルブ２
と連通する。The oil chamber 11 of the cylinder 1 is provided with a pressure accumulator 3 and a spool valve 2 which are arranged for each wheel through an oil passage 40 formed inside the piston 10 and the rod 14.
Communicate with

【００１６】蓄圧器３は図２に示すように、ピストン３
０を介して所定の気体を収装したガス室３２と、スプー
ルバルブ２を介してシリンダ１に連通する油室３１が画
成され、ガス室３２は油室３１に供給される作動流体の
圧力に応じて反力を発生するガスばねを構成する。The pressure accumulator 3 is, as shown in FIG.
A gas chamber 32 accommodating a predetermined gas through 0 and an oil chamber 31 communicating with the cylinder 1 through the spool valve 2 are defined, and the gas chamber 32 is the pressure of the working fluid supplied to the oil chamber 31. A gas spring that generates a reaction force according to

【００１７】スプールバルブ２には、軸方向の変位に応
じて供給圧力を調整する弁体としてのスプール２０が摺
動自由に収装され、このスプール２０に面してポンプ４
と連通するポンプポート２１、リザーバタンク５と連通
するタンクポート２２、シリンダ１及び蓄圧器３への圧
力を選択的に増減する圧力調整ポート２３がそれぞれ開
口する。圧力調整ポート２３はスプール２０の変位に応
じてポンプポート２１またはタンクポート２２と連通す
る。A spool 20 as a valve body for adjusting the supply pressure according to the axial displacement is slidably accommodated in the spool valve 2, and the pump 4 faces the spool 20.
A pump port 21 that communicates with the tank, a tank port 22 that communicates with the reservoir tank 5, and a pressure adjusting port 23 that selectively increases or decreases the pressure to the cylinder 1 and the pressure accumulator 3 are opened. The pressure adjusting port 23 communicates with the pump port 21 or the tank port 22 according to the displacement of the spool 20.

【００１８】この圧力調整ポート２３は第１の絞りとし
ての絞り２６を介して油路４０と連通するとともに、第
２の絞りとしての絞り２７を介して油路４１と連通し、
さらに圧力調整ポート２３は、スプール２０を図中右方
向へ駆動するパイロット通路２４と連通する。The pressure adjusting port 23 communicates with the oil passage 40 via a throttle 26 as a first throttle, and also communicates with an oil passage 41 via a throttle 27 as a second throttle.
Further, the pressure adjusting port 23 communicates with a pilot passage 24 that drives the spool 20 rightward in the drawing.

【００１９】そして、絞り２７と蓄圧器３との間の油路
４１からは、油室３１の圧力をスプール２０へ導くパイ
ロット通路２５が形成され、スプール２０は蓄圧器３の
油室３１内の圧力に応じて図中左方向へ駆動される。A pilot passage 25 for guiding the pressure of the oil chamber 31 to the spool 20 is formed from the oil passage 41 between the throttle 27 and the pressure accumulator 3, and the spool 20 is provided in the oil chamber 31 of the pressure accumulator 3. It is driven leftward in the figure according to the pressure.

【００２０】スプール２０は、パイロット通路２４、２
５の差圧に応じて軸方向へ変位し、パイロット通路２４
の圧力がパイロット通路２５より高い場合には、圧力調
整ポート２３をタンクポート２２と連通する一方、パイ
ロット通路２５の圧力が高ければ、圧力調整ポート２３
をポンプポート２１と連通するもので、これらパイロッ
ト通路２４、２５が差圧応動手段を構成する。The spool 20 has pilot passages 24, 2
The pilot passage 24 is displaced in the axial direction according to the differential pressure of 5
When the pressure in the pilot passage 25 is higher than that in the pilot passage 25, the pressure adjusting port 23 communicates with the tank port 22.
To communicate with the pump port 21, and the pilot passages 24 and 25 constitute differential pressure responsive means.

【００２１】以上のように構成され、次に作用について
説明する。With the above construction, the operation will be described below.

【００２２】車輪側部材の変位に応じてシリンダ１内の
圧力が変化すると、この圧力変化は油路４０の絞り２６
を介してパイロット通路２４へ作用すると共に、絞り２
６から油路４１の絞り２７を介して蓄圧器３の油室３１
及びスプール２０のパイロット通路２５へそれぞれ作用
する。When the pressure in the cylinder 1 changes according to the displacement of the wheel side member, this pressure change is caused by the throttle 26 of the oil passage 40.
It acts on the pilot passage 24 via the
6 through the throttle 27 of the oil passage 41 to the oil chamber 31 of the pressure accumulator 3
And the pilot passage 25 of the spool 20 respectively.

【００２３】ここで、シリンダ１内の圧力をＰ、シリン
ダ１に出入りする流体の流量をＱ、絞り２６の抵抗をＲ
ａ、絞り２７の抵抗をＲｂ、蓄圧器３に収装された気体
のばね定数をＫａとすると、絞り２６からスプール２０
に作用する圧力Ｐａは、次の（１）式で表される。Here, the pressure in the cylinder 1 is P, the flow rate of fluid flowing in and out of the cylinder 1 is Q, and the resistance of the throttle 26 is R.
a, the resistance of the throttle 27 is Rb, and the spring constant of the gas stored in the pressure accumulator 3 is Ka, the throttle 26 is connected to the spool 20.
The pressure Pa acting on is expressed by the following equation (1).

【００２４】Ｐａ＝Ｐ−Ｒａ×Ｑ …（１） 圧力調整ポート２３を通過する流量をＱｐとすると絞り
２７を通過する流量Ｑｂは、 Ｑｂ＝Ｑ−Ｑｐ となり、パイロット通路２５に作用する圧力Ｐｂは、 Ｐｂ＝Ｐａ−Ｒｂ×Ｑｂ …（２） となり、このパイロット通路２５の圧力Ｐｂは、蓄圧器
３の油室３１内の圧力に等しい。Pa = P-Ra × Q (1) When the flow rate passing through the pressure adjusting port 23 is Qp, the flow rate Qb passing through the throttle 27 becomes Qb = Q-Qp, and the pressure Pb acting on the pilot passage 25 is obtained. Is Pb = Pa−Rb × Qb (2), and the pressure Pb in the pilot passage 25 is equal to the pressure in the oil chamber 31 of the pressure accumulator 3.

【００２５】蓄圧器３の油室３１の圧力は、蓄圧器３に
出入りした流体により容積が変更されたガス室３２のば
ね反力と釣り合う。蓄圧器３内に出入りする流体の体積
は、ラプラス演算子をｓとすると、流量の積分値である
Ｑｂ／ｓとなる。The pressure of the oil chamber 31 of the pressure accumulator 3 is balanced with the spring reaction force of the gas chamber 32 whose volume is changed by the fluid flowing in and out of the pressure accumulator 3. The volume of the fluid flowing in and out of the pressure accumulator 3 is Qb / s, which is the integrated value of the flow rate, where s is the Laplace operator.

【００２６】蓄圧器３のピストン３０の受圧面積をＡａ
とすると、蓄圧器３のガスばねのストロークは、（Ｑｂ
／ｓ）／Ａａ、ガスばねの反力は（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ×
ｋａ、ガスばねの反力に応じた作動流体の圧力は（Ｑｂ
／ｓ）／Ａａ×ｋａ／Ａａとなり、圧力Ｐｂは、 Ｐｂ＝（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ×ｋａ／Ａａ …（３） となる。The pressure receiving area of the piston 30 of the pressure accumulator 3 is Aa
Then, the stroke of the gas spring of the pressure accumulator 3 is (Qb
/ S) / Aa, the reaction force of the gas spring is (Qb / s) / Aa ×
ka, the pressure of the working fluid according to the reaction force of the gas spring is (Qb
/ S) / Aa × ka / Aa, and the pressure Pb is Pb = (Qb / s) / Aa × ka / Aa (3)

【００２７】したがって、パイロット通路２５の流量Ｑ
ｂは、 Ｑｂ＝ｓＰｂ×Ａａ²／ｋａ …（４） となる。Therefore, the flow rate Q of the pilot passage 25
b becomes Qb = sPb × Aa ² / ka (4)

【００２８】この（４）式を上記（２）式へ代入する
と、 Ｐｂ＝Ｐａ−Ｒｂ×ｓＰｂ×Ａａ²／ｋａ Ｐｂ｛１＋（Ｒｂ×Ａａ²／ｋａ）ｓ｝＝Ｐａ Ｐｂ（１＋Ｔｓ）＝Ｐａ …（５） ただし、Ｔ＝Ｒｂ×Ａａ²／ｋａ となる。[0028] When this equation (4) is substituted into equation (2) above, Pb = Pa-Rb × sPb × Aa 2 / ka Pb {1+ (Rb × Aa 2 / ka) s} = Pa Pb (1 + Ts) = Pa (5) However, T = Rb × Aa ² / ka.

【００２９】スプール２０は両端に加わる上記（５）式
による圧力差ΔＰに応じて変位し、この圧力差ΔＰは、 ΔＰ＝Ｐa−Ｐb＝Ｐa{１−１／(１＋Ｔｓ)｝ ＝Ｐa{Ｔｓ／(１＋Ｔｓ)}…（６） となる。The spool 20 is displaced according to the pressure difference ΔP applied to both ends according to the above equation (5), and this pressure difference ΔP is ΔP = Pa−Pb = Pa {1-1 / (1 + Ts)} = Pa {Ts / (1 + Ts)} (6)

【００３０】シリンダ１の圧力が上昇した場合には、ス
プール２０が移動して圧力調整ポート２３をタンクポー
ト２２に連通させてシリンダ１内の圧力を低減する一
方、シリンダ１内の圧力が低下した場合には、スプール
２０は上記と逆方向へ変位して圧力調整ポート２３をポ
ンプポート２１へ連通して圧力が上昇する。この結果、
上記（６）式の圧力差ΔＰに応じた作動流体が圧力調整
ポート２３から給排される。When the pressure in the cylinder 1 rises, the spool 20 moves to connect the pressure adjusting port 23 to the tank port 22 to reduce the pressure in the cylinder 1, while the pressure in the cylinder 1 decreases. In this case, the spool 20 is displaced in the opposite direction to communicate the pressure adjusting port 23 with the pump port 21 and the pressure rises. As a result,
The working fluid corresponding to the pressure difference ΔP in the expression (6) is supplied and discharged from the pressure adjustment port 23.

【００３１】すなわち、シリンダ１内に出入りする作動
流体の流量Ｑの内、上記（６）式に応じた分だけ圧力調
整ポート２３を通過し、その流量Ｑｐは、 Ｑｐ＝Ｔｓ／（１＋Ｔｓ）×Ｑ …（７） となる、したがって、 Ｑｂ＝Ｑ−Ｑｐ＝１／（１＋Ｔｓ）×Ｑ …（８） となり、蓄圧器３に出入りする作動流体の体積Ｑｂ／ｓ
は、 Ｑｂ／ｓ＝１／（１＋Ｔｓ）×Ｑ／ｓ …（９） である。That is, of the flow rate Q of the working fluid flowing in and out of the cylinder 1, the flow rate Qp passes through the pressure adjusting port 23 by an amount corresponding to the above equation (6), and the flow rate Qp is Qp = Ts / (1 + Ts) × Q ... (7) Therefore, Qb = Q−Qp = 1 / (1 + Ts) × Q ... (8) and the volume Qb / s of the working fluid flowing in and out of the pressure accumulator 3 is obtained.
Is Qb / s = 1 / (1 + Ts) × Q / s (9)

【００３２】上記（３）式は、蓄圧器３のガスばねの反
力を示し、この式より、 Ｐｂ＝（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ×ｋａ／Ａａ ＝（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ²×ｋａ／（１＋Ｔｓ） …（１０） となる。The above equation (3) represents the reaction force of the gas spring of the pressure accumulator 3, and from this equation, Pb = (Qb / s) / Aa × ka / Aa = (Qb / s) / Aa ² × ka / (1 + Ts) (10)

【００３３】ここで、シリンダ１のピストン１０の受圧
面積をＡｓ、シリンダ１のストロークをＸｓとすると、
シリンダ１のストロークに対してシリンダ１内へ出入り
する流体の体積Ｑ／ｓは、 Ｑ／ｓ＝Ａｓ×Ｘｓ …（１１） であり、シリンダ１内の圧力Ｐによる力Ｆは、 Ｆ＝Ｐ×Ａｓ …（１２） である。Assuming that the pressure receiving area of the piston 10 of the cylinder 1 is As and the stroke of the cylinder 1 is Xs,
The volume Q / s of fluid flowing into and out of the cylinder 1 with respect to the stroke of the cylinder 1 is Q / s = As × Xs (11), and the force F due to the pressure P in the cylinder 1 is F = P × As ... (12).

【００３４】上記（１）式の両辺に受圧面積Ａｓをかけ
て（５）、（８）式を用いるとともに、（６）式の圧力
差が０となってＰａ＝Ｐｂとなることにより（１０）式
を用い、さらに（１１）式の関係を用いて上記（１２）
式を整理すると、 Ｆ＝Ｐ×Ａｓ＝（Ｐａ＋Ｑ×Ｒａ）×Ａｓ＝｛Ｐｂ＋Ｑ×Ｒａ｝×Ａｓ） ＝{(Ｑ／ｓ）Ａａ²×ｋａ／（１＋Ｔｓ）＋Ｑ×Ｒａ}×Ａｓ ＝{Ａａ²×ｋａ／（１＋Ｔｓ）｝（Ｑ／ｓ）×Ａｓ＋Ｒａ×Ｑ×Ａｓ ＝{Ａａ²×ｋａ／（１＋Ｔｓ）｝×Ａｓ²×Ｘｓ＋Ｒａ×Ａｓ²×ｓＸｓ ＝Ｋａ／（１＋Ｔｓ）×Ｘｓ＋Ｃ×ｓＸｓ …（１３） ただし、Ｋａ＝Ａａ²×ｋａ×Ａｓ² ；蓄圧器３のガス
ばね定数 Ｃ＝Ｒａ×Ａｓ² ；シリンダ１の減衰定数 である。By multiplying both sides of the above equation (1) by the pressure receiving area As and using the equations (5) and (8), the pressure difference of the equation (6) becomes 0 and Pa = Pb. ) And further using the relationship of (11), the above (12)
Organizing the formulas, F = P × As = (Pa + Q × Ra) × As = {Pb + Q × Ra} × As) = {(Q / s) Aa ² × ka / (1 + Ts) + Q × Ra} × As = { ^{aa 2 × ka / (1 +} Ts)} (Q / s) × As + Ra × Q × As = {aa 2 × ka / (1 + Ts)} × As 2 × Xs + Ra × As 2 × sXs = Ka / (1 + Ts) × Xs + C × sXs (13) where Ka = Aa ² × ka × As ² ; gas spring constant of pressure accumulator 3 C = Ra × As ² ; damping constant of cylinder 1.

【００３５】すなわち、サスペンションのストロークＸ
ｓに対して蓄圧器３のガスばねのばね定数はＫａ／（１
＋Ｔｓ）となる。That is, the stroke X of the suspension
For s, the spring constant of the gas spring of the pressure accumulator 3 is Ka / (1
+ Ts).

【００３６】シリンダ１と並列的に介装されたコイルス
プリング６のばね定数をＫとすると、サスペンション装
置のばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）となる。When the spring constant of the coil spring 6 installed in parallel with the cylinder 1 is K, the spring constant of the suspension device is K + Ka / (1 + Ts).

【００３７】このばね特性による路面からの入力が車体
へ伝達される伝達率は、図３に示すようになり、前記従
来例のようなサスペンションのばね特性（ばね定数＝Ｋ
＋Ｋａ）に比して、入力周波数が高くなるに従ってばね
定数が低下し、このためばね上の共振周波数が低下す
る。The transmission rate at which the input from the road surface is transmitted to the vehicle body by this spring characteristic is as shown in FIG. 3, and the spring characteristic of the suspension as in the above-mentioned conventional example (spring constant = K).
+ Ka), the spring constant decreases as the input frequency increases, and thus the resonance frequency on the spring decreases.

【００３８】したがって、定常的な慣性力による車体の
姿勢変化に対しては、高いばね定数となって車体の姿勢
変化を抑制する一方、過渡的な路面からの入力に対して
は低いばね定数となってばね下からばね上への振動の伝
達を抑制して良好な乗心地を確保することが可能となる
のである。Therefore, when the posture of the vehicle body changes due to a constant inertial force, the spring constant becomes high, and the change in the posture of the vehicle body is suppressed, while the spring constant becomes low when inputting from a transient road surface. As a result, it is possible to suppress the transmission of vibration from the unsprung portion to the sprung portion and to secure a good riding comfort.

【００３９】いま、図４に示すように、車両が旋回して
いる状態では、車体の重心点に旋回中心とは反対側の外
向きの慣性力が作用する。この慣性力によって車体にロ
ールモーメントが作用し、車体外側のサスペンションに
はシリンダ１の収縮方向へ、車体内側のサスペンション
にはシリンダ１の伸長方向への力が作用する。旋回が定
常状態であれば、車体のロール角はサスペンションのロ
ール剛性と慣性力によるロールモーメントが釣り合うロ
ール角φとなっている。Now, as shown in FIG. 4, when the vehicle is turning, an outward inertial force on the side opposite to the turning center acts on the center of gravity of the vehicle body. A roll moment acts on the vehicle body by this inertial force, and a force acts on the suspension outside the vehicle body in the contracting direction of the cylinder 1 and on the suspension inside the vehicle body in the extending direction of the cylinder 1. When the turning is in a steady state, the roll angle of the vehicle body is the roll angle φ in which the roll rigidity of the suspension and the roll moment due to the inertial force are balanced.

【００４０】図４において、車両は図中左側を旋回中心
として旋回をしており、車体の重心点に図中右向きの慣
性力が作用し、この慣性力は旋回の求心加速度をα、車
体の質量をＷとすると、α×Ｗであり、タイヤ接地面か
ら重心点までの高さをＨとすると、車体に働くロールモ
ーメントは、α×Ｗ×Ｈとなる。In FIG. 4, the vehicle is turning with the left side in the figure as the turning center, and an inertial force to the right in the figure acts on the center of gravity of the vehicle body. This inertial force is the centripetal acceleration of the turning α, When the mass is W, α × W, and when the height from the tire contact surface to the center of gravity is H, the roll moment acting on the vehicle body is α × W × H.

【００４１】ここで、車体のロール角をφ、サスペンシ
ョンのロール剛性をＫｒとすると、ロールモーメントと
車体のロールによるサスペンションのロール剛性の反力
が釣り合う点まで車体はロールし、このロール角は、 Ｋｒ×φ＝α×Ｗ×Ｈ φ＝α×Ｗ×Ｈ／Ｋｒ …（１４） となる。Here, when the roll angle of the vehicle body is φ and the roll rigidity of the suspension is Kr, the vehicle body rolls to the point where the roll moment and the reaction force of the roll rigidity of the suspension due to the roll of the vehicle body are balanced, and this roll angle is Kr × φ = α × W × H φ = α × W × H / Kr (14)

【００４２】サスペンションのロール剛性Ｋｒは図示し
ないスタビライザによるロール剛性Ｋｒ_STと、サスペン
ションのばね定数Ｋ_SPによるロール剛性Ｋｒ_SP＝Ｋ_SP×
ｔの和となる。The roll rigidity Kr of the suspension is the roll rigidity Kr _ST by a stabilizer (not shown) and the roll rigidity Kr _SP by the spring constant K _SP of the suspension Kr _SP = K _SP ×
It is the sum of t.

【００４３】Ｋｒ＝Ｋｒ_ST＋Ｋｒ_SP ＝Ｋｒ_ST＋Ｋ_SP×ｔ …（１５） ただし、ｔはタイヤ接地面の左右方向の距離である。Kr = Kr _ST + Kr _SP = Kr _ST + K _SP × t (15) where t is the distance in the left-right direction of the tire contact surface.

【００４４】上記（１５）式を（１４）式に代入する
と、 φ＝α×Ｗ×Ｈ／Ｋｒ＝α×Ｗ×Ｈ／（Ｋｒ_ST＋Ｋ_SP×ｔ） …（１６） となって、上記（１６）式で示されるロール角φまで車
体はロールする。このサスペンションのばね定数Ｋ
_SPは、Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるから、定常旋回中
のばね定数はＫ＋Ｋａとなって、車体のロールを抑制し
て安定した走行を維持することができる。Substituting the equation (15) into the equation (14), φ = α × W × H / Kr = α × W × H / (Kr _ST + K _SP × t) (16) The vehicle body rolls up to the roll angle φ represented by the equation (16). Spring constant K of this suspension
_{Since SP} is K + Ka / (1 + Ts), the spring constant during steady turn is K + Ka, and it is possible to suppress the roll of the vehicle body and maintain stable traveling.

【００４５】この状態で突起などを乗り越えると、上記
図３に示したようにサスペンションのばね特性は過渡状
態に移行してばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）とな
り、ばね定数が低下することにより路面から車体への振
動の伝達が抑制されて、良好な乗心地を保持することが
できるのである。In this state, if the projection or the like is crossed over, the spring characteristic of the suspension shifts to a transient state and the spring constant becomes K + Ka / (1 + Ts), as shown in FIG. 3, and the spring constant decreases from the road surface. The transmission of vibrations to the vehicle body is suppressed, and good riding comfort can be maintained.

【００４６】図５は車両のピッチ方向を示すモデルで、
車両が制動中のピッチ運動を示す。車両が制動している
状態では、車体の重心点より前側のサスペンションには
シリンダ１の収縮方向の力が、重心点より後側のサスペ
ンションにはシリンダ１の伸長方向の力が作用して車体
にピッチ運動が発生する（加速では逆方向のピッチ運動
となる）。FIG. 5 is a model showing the pitch direction of the vehicle.
5 shows a pitch movement when the vehicle is braking. When the vehicle is being braked, a force in the direction of contraction of the cylinder 1 acts on the suspension in front of the center of gravity of the vehicle body, and a force in the direction of extension of the cylinder 1 acts on the suspension behind the center of gravity of the vehicle. Pitch motion occurs (acceleration results in reverse pitch motion).

【００４７】加速または減速が定常状態であれば、車体
のピッチ角ψはばね定数と慣性力の釣り合うピッチ角と
なって、この慣性力によるピッチモーメントに対抗する
ピッチ剛性Ｋｐは、 Ｋｐ＝Ｋ_SP×ｄ …（１７） である。When the acceleration or deceleration is in a steady state, the pitch angle ψ of the vehicle body becomes a pitch angle in which the spring constant and the inertial force are balanced, and the pitch rigidity Kp against the pitch moment due to this inertial force is Kp = K _SP × d (17)

【００４８】前後方向の加速度をβとすると、慣性力に
よるピッチモーメントはβ×Ｗ×Ｈであるから、車体の
ピッチ角ψは、 ψ＝β×Ｗ×Ｈ／（Ｋ_SP×ｄ） …（１８） となっている。ただし、ｄは前後輪のタイヤ接地面の距
離である。If the longitudinal acceleration is β, the pitch moment due to inertial force is β × W × H, so the pitch angle ψ of the vehicle body is ψ = β × W × H / (K _SP × d) ( 18). However, d is the distance between the tire contact surfaces of the front and rear wheels.

【００４９】このサスペンションのばね定数Ｋ_SPは、Ｋ
＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるから、定常旋回中のばね定
数はＫ＋Ｋａとなって、車体のピッチを抑制して安定し
た走行を維持することができる。The spring constant K _SP of this suspension is K
Since it is + Ka / (1 + Ts), the spring constant during steady turn becomes K + Ka, and the pitch of the vehicle body can be suppressed to maintain stable running.

【００５０】この状態で突起などを乗り越えると、上記
図３に示したようにサスペンションのばね特性は過渡状
態に移行してばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）とな
り、ばね定数が低下することにより路面から車体への振
動の伝達は小さくなって、良好な乗心地を保持すること
ができるのである。In this state, when the vehicle overruns the protrusions, the spring characteristic of the suspension shifts to a transient state as shown in FIG. 3 and the spring constant becomes K + Ka / (1 + Ts), which decreases from the road surface. The transmission of vibrations to the vehicle body is reduced, and good riding comfort can be maintained.

【００５１】図６は第２の実施例を示し、前記第１実施
例の絞り２７をコントローラ８からの指令値に応じて駆
動される可変絞り２７Ａとしたもので、その他の構成は
前記第１実施例と同様である。FIG. 6 shows a second embodiment, in which the diaphragm 27 of the first embodiment is a variable diaphragm 27A which is driven according to a command value from the controller 8, and the other configurations are the same as those of the first embodiment. It is similar to the embodiment.

【００５２】コントローラ８は運動状態検出手段９の検
出値に応じて指令値を演算するもので、運動状態検出手
段９は、例えば左右方向加速度センサや前後方向加速度
センサ等で構成される。The controller 8 calculates a command value according to the detection value of the motion state detecting means 9. The motion state detecting means 9 is composed of, for example, a lateral acceleration sensor or a longitudinal acceleration sensor.

【００５３】このような構成によるコントローラ８で
は、左右方向加速度センサの検出値に応じて車体のロー
ル方向の運動を抑制するような指令値を演算するととも
に、前後方向加速度センサの検出値に応じて車体のピッ
チ方向の運動を抑制するように指令値を演算する。ある
いは、左右方向加速度センサに代えて操舵角センサと車
速より車体に加わるロールモーメントを演算してから指
令値を得てもよく、また、前後方向加速度センサに代え
てアクセルスイッチ、ブレーキスイッチで前後方向加速
度を検出してから指令値を演算してもよい。In the controller 8 having such a configuration, a command value for suppressing the movement of the vehicle body in the roll direction is calculated in accordance with the detected value of the lateral acceleration sensor, and the controller 8 is operated in accordance with the detected value of the longitudinal acceleration sensor. A command value is calculated so as to suppress the movement of the vehicle body in the pitch direction. Alternatively, the command value may be obtained after calculating the roll moment applied to the vehicle body from the steering angle sensor and the vehicle speed in place of the lateral acceleration sensor, and in the longitudinal direction by an accelerator switch or a brake switch instead of the longitudinal acceleration sensor. The command value may be calculated after detecting the acceleration.

【００５４】可変絞り２７Ａは、指令値に応じて流路断
面積を変化させるもので、前記第１実施例のサスペンシ
ョンのばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるが、一
次遅れの時定数Ｔは上記（５）式に示したように、Ｔ＝
Ｒｂ×Ａａ²／ｋａであるので、可変絞り２７Ａの流路
断面積を変化させることで抵抗Ｒｂが変化し、時定数Ｔ
をコントローラ８によって任意の値に設定するものであ
る。The variable throttle 27A changes the flow passage cross-sectional area according to the command value. The spring constant of the suspension of the first embodiment is K + Ka / (1 + Ts), but the time constant T of the first-order lag is As shown in the equation (5), T =
Since Rb × Aa ² / ka, the resistance Rb changes by changing the flow passage cross-sectional area of the variable throttle 27A, and the time constant T
Is set to an arbitrary value by the controller 8.

【００５５】たとえば、図４に示したように、車両が直
進状態から旋回状態へ遷移した場合、車体にはロールが
発生するが、このロールは旋回状態が定常状態に収束す
るまでは過渡的な運動となる。For example, as shown in FIG. 4, when the vehicle makes a transition from a straight traveling state to a turning state, a roll occurs on the vehicle body, but this roll is transient until the turning state converges to a steady state. It becomes an exercise.

【００５６】このような過渡的な運動に対しては、サス
ペンションのばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）となっ
ているので、時定数Ｔが大きいと、ばねによる車体のロ
ールを抑制する効果は小さくなって、車体の姿勢は不安
定な状態となっている。With respect to such a transient movement, the spring constant of the suspension is K + Ka / (1 + Ts). Therefore, if the time constant T is large, the effect of suppressing the rolling of the vehicle body by the spring is small. Therefore, the posture of the car body is unstable.

【００５７】このような過渡状態のときには、可変絞り
２７Ａの流路断面積を大きくすることによって時定数Ｔ
は小さくなり、ばねによる車体の運動を抑制する効果が
大きくなり、車両の安定性を向上させることができる。In such a transient state, the time constant T is increased by increasing the flow passage cross-sectional area of the variable throttle 27A.
Becomes smaller, the effect of suppressing the movement of the vehicle body by the spring becomes greater, and the stability of the vehicle can be improved.

【００５８】一方、車両の運動状態が定常状態となった
後には、可変絞り２７Ａの流路断面積を小さくすること
により、時定数Ｔを大きく設定し、路面からの過渡的な
入力に対するばね定数が小さくなるため、良好な乗心地
を確保することができ、車両の安定性と乗心地の確保を
両立できるのである。On the other hand, after the vehicle is in the steady state, the time constant T is set large by reducing the flow passage cross-sectional area of the variable throttle 27A, and the spring constant for the transient input from the road surface is set. As a result, the ride comfort can be ensured, and the stability of the vehicle and the ride comfort can both be secured.

【００５９】図７は第３の実施例を示し、前記第１実施
例の絞り２６を前記第２実施例と同様のコントローラ８
からの指令値に応じて駆動される可変絞り２６Ａとした
もので、油路４０の流路断面積を可変としたものであ
り、その他の構成は前記第１実施例と同様である。FIG. 7 shows a third embodiment, in which the diaphragm 26 of the first embodiment is replaced by a controller 8 similar to that of the second embodiment.
The variable throttle 26A is driven in accordance with the command value from, the flow passage cross-sectional area of the oil passage 40 is variable, and other configurations are the same as in the first embodiment.

【００６０】この場合も、サスペンションのストローク
に対するばね定数は、上記実施例と同様に、 Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ） となるが、可変絞り２６Ａの流路断面積がコントローラ
８からの指令に応じて変化するため、可変絞り２６Ａの
流路抵抗Ｒａが変化して、上記（１３）式における右辺
の第２項のＣ、すなわち、サスペンションの減衰定数が
コントローラ８の指令に応じて変化する。Also in this case, the spring constant with respect to the stroke of the suspension is K + Ka / (1 + Ts) as in the above embodiment, but the flow passage cross-sectional area of the variable throttle 26A changes according to a command from the controller 8. Therefore, the flow path resistance Ra of the variable throttle 26A changes, and C of the second term on the right side of the above equation (13), that is, the damping constant of the suspension changes according to a command from the controller 8.

【００６１】コントローラ８からの指令値は、前記第２
実施例と同様にして、運動状態検出手段９の検出値に応
じて設定され、上記した特願平７−５１４８７、５１４
８８、５１４８９号のように車両の運動状態に応じた減
衰定数Ｃとなるように可変絞り２６Ａを駆動するもので
ある。The command value from the controller 8 is the second value
Similar to the embodiment, it is set according to the detection value of the motion state detecting means 9, and the above-mentioned Japanese Patent Application Nos. 7-51487 and 514 are used.
No. 88, 51489 drives the variable aperture 26A so that the damping constant C corresponds to the motion state of the vehicle.

【００６２】たとえば、図４に示すように、車両が直進
状態から旋回状態へ遷移した場合、車体にはロールが発
生するが、このロールは旋回状態が定常状態に収束する
までは過渡的な運動となる。For example, as shown in FIG. 4, when the vehicle makes a transition from a straight traveling state to a turning state, a roll occurs on the vehicle body, but this roll makes a transient motion until the turning state converges to a steady state. Becomes

【００６３】このような過渡的な運動に対しては、サス
ペンションのばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）となっ
ているので、時定数Ｔが大きいと、ばねによる車体のロ
ールを抑制する効果は小さくなって、車体の姿勢は不安
定な状態となっている。With respect to such a transient movement, the spring constant of the suspension is K + Ka / (1 + Ts). Therefore, if the time constant T is large, the effect of suppressing the rolling of the vehicle body by the spring is small. Therefore, the posture of the car body is unstable.

【００６４】このような過渡状態のときには、可変絞り
２６Ａの流路断面積を小さくすることによって時定数Ｔ
は小さくなり、ばねによる車体の運動を抑制する効果が
大きくなり、車両の安定性を向上させることができる。In such a transient state, the time constant T is reduced by reducing the flow passage cross-sectional area of the variable throttle 26A.
Becomes smaller, the effect of suppressing the movement of the vehicle body by the spring becomes greater, and the stability of the vehicle can be improved.

【００６５】一方、車両の運動状態が定常状態となった
後には、可変絞り２６Ａの流路断面積を小さくすること
により、時定数Ｔを大きく設定し、路面からの過渡的な
入力に対するばね定数が小さくなるため、良好な乗心地
を確保することができ、車両の安定性と乗心地の確保を
両立できるのである。On the other hand, after the vehicle is in the steady state, the time constant T is set large by reducing the flow passage cross-sectional area of the variable throttle 26A, and the spring constant for the transient input from the road surface is set. As a result, the ride comfort can be ensured, and the stability of the vehicle and the ride comfort can both be secured.

【００６６】[0066]

【発明の効果】以上説明したように第１の発明は、シリ
ンダは第１絞りを介して蓄圧器と連通され、弁体はシリ
ンダに加わる作動流体の圧力と、第１絞りと蓄圧器との
間の圧力の差に応じて駆動されるため、サスペンション
装置の全体のばね定数は、Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）とな
り、車体側部材と車輪側部材の定常的な相対変位に対し
ては全体のばね定数はＫ＋Ｋａとなって、車体のロール
またはピッチ運動を抑制する一方、過渡的な相対変位に
対してはばね定数がＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるた
め、ばね上（車体側）共振周波数からバネ下（車輪側）
共振周波数の間の振動伝達率を低下させることができ、
車体の姿勢変化に対しては高いばね定数で、路面からの
過渡的な振動入力に対しては低いばね定数となり、過渡
的な路面からの振動入力が車体へ伝達するのを抑制して
乗心地を確保しながらも、定常状態においては車体の安
定性を確保することが可能となる。As described above, according to the first aspect of the present invention, the cylinder communicates with the pressure accumulator through the first throttle, and the valve body has the pressure of the working fluid applied to the cylinder and the first throttle and the pressure accumulator. Since the suspension device is driven according to the pressure difference between the two, the overall spring constant of the suspension device is K + Ka / (1 + Ts), and the overall spring constant for steady relative displacement between the vehicle body side member and the wheel side member. Becomes K + Ka, which suppresses the roll or pitch motion of the vehicle body, while the spring constant is K + Ka / (1 + Ts) for transient relative displacement, so that the sprung (vehicle body side) resonance frequency to the unsprung ( Wheel side)
It is possible to reduce the vibration transmissibility between resonance frequencies,
It has a high spring constant against changes in the vehicle body posture and a low spring constant against transient vibration input from the road surface, suppressing the transmission of transient vibration input from the road surface to the vehicle body and providing a comfortable ride. It is possible to secure the stability of the vehicle body in a steady state while ensuring the above.

【００６７】また、第２の発明は、第１の絞りを車両運
動状態に応じて制御される可変絞りとすることで、時定
数Ｔを運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができ、過渡的な
路面からの振動入力が車体へ伝達するのを抑制して乗心
地を確保しながらも、定常状態においては車体の安定性
を確保することが可能となる。In the second aspect of the invention, the time constant T can be changed according to the motion state by using the first diaphragm as a variable diaphragm controlled according to the motion state of the vehicle. It is possible to suppress changes in the posture of the vehicle body during a transitional state in which the vehicle makes a transition from a steady state to another steady state, and to suppress the transfer of transient vibration input from the road surface to the vehicle body to ensure riding comfort. However, it becomes possible to secure the stability of the vehicle body in the steady state.

【００６８】また、第３の発明は、圧力調整ポートとシ
リンダとの間に介装した第２の絞りを車両運動状態に応
じて制御される可変絞りとすることで、シリンダの減衰
定数を運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができ、乗心地を
確保しながら車体の安定性を向上することが可能とな
る。In the third aspect of the invention, the damping constant of the cylinder is changed by changing the second throttle interposed between the pressure adjusting port and the cylinder to a variable throttle controlled according to the vehicle motion state. It can be changed according to the state, and it is possible to suppress the posture change of the vehicle body during the transitional state in which the vehicle motion transits from a steady state to another steady state, and to stabilize the vehicle body while ensuring riding comfort. It is possible to improve the property.

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

【図１】本発明の一実施例を示すサスペンション装置の
概略構成図。FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a suspension device showing an embodiment of the present invention.

【図２】同じくサスペンション装置の一輪を示す概略構
成図。FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing one wheel of the suspension device.

【図３】入力周波数と振動伝達率の関係を示し、実線は
定常状態を、破線は過渡状態をそれぞれ示すグラフ。FIG. 3 is a graph showing a relationship between an input frequency and a vibration transmissibility, wherein a solid line shows a steady state and a broken line shows a transient state.

【図４】ロール方向における車両モデル。FIG. 4 is a vehicle model in the roll direction.

【図５】ピッチ方向における車両モデル。FIG. 5 is a vehicle model in the pitch direction.

【図６】第２の実施例を示すスプールバルブの概略構成
図。FIG. 6 is a schematic configuration diagram of a spool valve showing a second embodiment.

【図７】第３の実施例を示すスプールバルブの概略構成
図。FIG. 7 is a schematic configuration diagram of a spool valve showing a third embodiment.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ シリンダ ２ スプールバルブ ３ 蓄圧器 ４ ポンプ ５ リザーバタンク ６ コイルスプリング ７ 車体側部材 ８ コントローラ ９ 運動状態検出手段 １０ ピストン ２０ スプール ２１ ポンプポート ２２ タンクポート ２３ 圧力調整ポート ２４、２５ パイロット通路 ２６、２７ 絞り ３０ ピストン ３１ 油室 ３２ ガス室 1 Cylinder 2 Spool Valve 3 Accumulator 4 Pump 5 Reservoir Tank 6 Coil Spring 7 Car Body Side Member 8 Controller 9 Motion State Detection Means 10 Piston 20 Spool 21 Pump Port 22 Tank Port 23 Pressure Adjustment Port 24, 25 Pilot Passage 26, 27 Throttle 30 piston 31 oil chamber 32 gas chamber

Claims (3)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 車体側部材と各車輪側部材との間にそれ
ぞれ介装されたスプリングと、車体側部材と各車輪側部
材との間にそれぞれ介装されて車体側部材と車輪側部材
の相対変位に応じて減衰力を発生するシリンダと、前記
シリンダと連通してガスばねを構成する蓄圧器と、前記
シリンダ及び蓄圧器へ作動流体を給排する弁手段とを備
えたサスペンション装置において、前記弁手段は、前記
シリンダ及び蓄圧器と連通した圧力調整ポートと、前記
圧力調整ポートとタンクまたは加圧流体供給源とを選択
的に連通する弁体と、前記蓄圧器と圧力調整ポートとの
間に介装された第１の絞りと、前記シリンダに加わる作
動流体の圧力と第１の絞りと蓄圧器との間の圧力の差を
検知するとともに、この差圧に応じて前記弁体を駆動す
る差圧応動手段とを備えたことを特徴とするサスペンシ
ョン装置。1. A spring interposed between a vehicle body side member and each wheel side member, and a spring interposed between the vehicle body side member and each wheel side member, of the vehicle body side member and the wheel side member, respectively. In a suspension device including a cylinder that generates a damping force according to relative displacement, a pressure accumulator that communicates with the cylinder to form a gas spring, and valve means that supplies and discharges a working fluid to the cylinder and the pressure accumulator. The valve means includes a pressure adjusting port that communicates with the cylinder and the pressure accumulator, a valve body that selectively communicates the pressure adjusting port with a tank or a pressurized fluid supply source, and the pressure accumulator and the pressure adjusting port. A pressure difference between the pressure of the working fluid applied to the cylinder and the pressure of the first throttle interposed between the first throttle and the pressure accumulator is detected, and the valve element is operated according to the pressure difference. The differential pressure responsive means to drive Suspension device characterized by having. 【請求項２】 前記第１の絞りが可変絞りで構成される
とともに、車両の運動状態に応じてこの第１の絞りを駆
動する制御手段とを備えたことを特徴とする請求項１に
記載のサスペンション装置。2. The first diaphragm is constituted by a variable diaphragm, and a control means for driving the first diaphragm according to a motion state of a vehicle is provided. Suspension device. 【請求項３】 前記圧力調整ポートとシリンダとの間に
第２の可変絞りを介装するとともに、車両の運動状態に
応じてこの第２の可変絞りを駆動する制御手段とを備え
たことを特徴とする請求項１または請求項２に記載のサ
スペンション装置。3. A second variable throttle is provided between the pressure adjusting port and the cylinder, and a control means for driving the second variable throttle according to a motion state of the vehicle is provided. The suspension device according to claim 1 or 2, which is characterized in that.