JPS62295714A - 車両用サスペンシヨン - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 ３、発明の詳細な説明 〔産業上の利用分野〕 この発明は、車両のロール剛性又はピンチ剛性を連続的
に変化可能な車両用サスペンションに関する。

〔従来の技術〕

従来のロール剛性を変化可能な車両用サスペンションと
しては、例えば特開昭６０−２５２０１３号公報に記載
されているものがある。

この従来例は、スタビライザの一部に断続装置を設け、
これを運転席の近傍に設けた操作杆で断続操作を行うよ
うにして、機械的に車両のロール剛性を変化可能として
いる。

〔発明が解決しようとする問題点］ しかしながら、上記従来の車両用サスペンションにあっ
ては、運転席近傍に設けた操作杆を操作することにより
、スタビライザを断続させてロール剛性を２段階に機械
的に制御する構造となっていたため、走行状態に応じた
きめこまかなロール剛性の調整を行うことができず、操
格安定性を向上させるための効果には、一定の限度があ
るという問題点があった。

上記問題点を解決するため、従来車体及び車輪間に油圧
シリンダを介装し、この油圧シリンダの油圧を、車体及
び車輪間の相対変位をストロークセンサで検出し、その
検出値に基づき方向切換弁を切換えて制御する能動型サ
スペンションが提案されている（特開昭５８−７９４３
８号公報参照）。

しかしながら、上記能動型サスペンションの場合には、
油圧シリンダに給排する油圧を方向切換弁によって切換
えるようにしているので、応答遅れを生じると共に、方
向切換弁の切換時にショックを生じたり、ロール、ピッ
チ等の車体の姿勢変化の抑制動作を円滑に行うことがで
きないという問題点があった。

そこで、この発明は、上記従来例の問題点に着目してな
されたものであり、車両の横加速度又は前後加速度を検
出するか推定し、その検出値又は推定値に応じた値の指
令値を油圧シリンダの圧力を制御する圧力制御弁に供給
することにより、車体の姿勢変化に対する応答性及び制
御性を向上させるようにした車両用サスペンションを提
供することを目的としている。

〔問題点を解決するための手段〕

上記目的を達成するために、この発明は、車体と各車輪
との間に介挿された流体圧シリンダと、該流体圧シリン
ダの作動流体圧を指令値のみに応じて制御する圧力制御
弁と、前記車体の横加速度又は前後加速度を検出又は推
定する加速度検出又は推定手段と、該加速度検出又は推
定手段の加速度検出値を受けこれに応じた値の前記圧力
側？ＩＵ弁に対する指令値を出力する制御装置とを備え
たことを特徴としている。

〔作用〕

この発明においては、車体と車輪との間に介挿した流体
圧シリンダに供給する流体圧力を、制御装置の指令値に
のみ応動する圧力制御弁によって制御し、この圧力制御
弁は、制御装置によって車両の横加速度検出値又は前後
加速度検出値に比例した指令値即ち横加速度検出値又は
前後加速度検出値に所定の増幅度（ゲイン）を乗じた値
に応じた流体圧力とすることにより、実際に車両に生じ
るロール運動又はピッチ運動の応答関数と等価な応答関
数でロール又はピッチを抑制する制御を行うことができ
、静的な状態でゲイン定数を設定してモ動的にバランス
してロール角又はピッチ角ヲ生じない零ロール又は零ピ
ッチ状態を実現することができ、さらに、増幅度を変更
することにより、逆ロール状態を含む広範囲のロール剛
性又はピッチ剛性可変範囲を設定することができる。

〔実施例〕

以下、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。

第１図〜第５図はこの発明の一実施例を示す図である。

第１図において、１１ＦＬ、　　１１ＦＲ，１１ＲＬ、
　　ＩＩＲＲは、それぞれ車体側部材１２と各車輪１３
ＦＬ。

１３Ｆ！？、　　１３ＲＬ、　　１３ＲＲを個別に支持
する車輪側部材１４との間に介装された能動型サスペン
ションであって、それぞれアクチュエータとしての油圧
シリンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲ，コイルスプリング１６Ｆ
Ｌ〜１６ＲＩ？及び油圧シリンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲに
対する作動油圧を、後述する制御装置３０からの指令値
のみに応動して制御する圧力制御弁１７ＦＬ〜１７ＲＲ
とを備えている。

ここで、油圧シリンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲのそれぞれは
、そのシリンダチューブ１５ａが車体側部材１２に取付
けられ、ピストンロフト１５ｂが車輪側部材１４に取付
られ、ピストン１５ｃによって閉塞された上側圧力室Ｂ
内の作動油圧が圧力制御弁１７ＦＬ〜１７ＲＲによって
制御される。また、コイルスプリング１６ＦＬ〜１６Ｒ
Ｒのそれぞれは、車体側部材１２と車輪側部材１４との
間に油圧シリンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲと並列に装着され
て車体の静荷重を支持している。なお、コイルスプリン
グ１６ＦＬ〜１６ＲＲは、車体の静荷重を支えるのみの
低バネ定数のものでよい。

また、圧力制御弁１７ＦＬ〜１７ＲＲのそれぞれは、第
２図に示すように、円筒状の弁ハウジング１８と、この
弁ハウジング１８に設けた挿通孔１８ａに摺動可能に配
設されたスプール１９及びロンド２０と、このスブール
エ９及びコンド２０間に介在されたスプリング２１と、
ロンド２０を介してスプリング２１の押圧力を制御して
スプール１９をオフセット位置とその両端側の作動位置
との間に移動制御する比例ソレノイド２２とを有する。

ここで、弁ハウジング１８には、それぞれ一端が前記挿
通孔１８ａに連通され、他端が油圧源２４の作動油供給
側に油圧配管２５を介して接続された入力ポート１８ｂ
と、油圧源２４のドレン側に油圧配管２６を介して接続
された出力ポート１８Ｃと、油圧配管２７を介して油圧
シリンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲの上池圧室Ｂと連通ずる入
出力ボート１８ｄとが設けられている。そして、出力ポ
ート１゜８Ｃには、これとスプール１９の上端及び下端
との間に連通ずるドレン通路１８ｅ、１８ｆが連通され
ている。

また、スプール１９には、入力ポート１８ｂに対向する
ランド１９ａ及び出力ポート１８ｃに対向するランド１
９ｂが形成されていると共に、両ランド１９ａ、１９ｂ
よりも小径のランド１９Ｃが下端部に形成され、ランド
１９ａとランド１９Ｃとの間に圧力制御室Ｃが形成され
ている。この圧力制御室Ｃは、パイロット通路１８ｇを
介して入出カポ−１−１８ｄに接続されている。

さらに、比例ソレノイド２２は、軸方向に摺動自在の作
動子２２ａと、これを駆動する励磁コイル２２ｂとから
なり、後述する制御装置３０から出力される駆動電流で
なる指令値Ｖ（Ｖｆ、Ｖｒ）によって駆動制御される。

ここで、指令値■と出力ポート１８ｄから出力される作
動油圧Ｐとの関係は、第３図に示すように、指令値Ｖが
零であるときに、所定のオフセット圧力Ｐ０を出力し、
この状態から指令値■が正方向に増加するとこれに所定
の比例ゲインに１をもって作動圧力Ｐが増加して油圧源
２４の圧力Ｐ２に達すると飽和し、指令値■が負方向に
増加するとこれに比例して作動圧力Ｐが減少する。

そして、圧力制御弁１７ＦＬ〜１７ＲＲは、比例ソレノ
イド２２による押圧力がスプリング２１を介してスプー
ル１９に加えられており、且つスプリング２１の押圧力
と圧力制御室Ｃの圧力とが釣り合っている状態で、車輪
に、例えば路面の凹部通過による上向きのバネ上共振周
波数に対応する比較的低周波数の振動入力（又は凹部通
過による下向きの振動入力）が伝達されると、これによ
り油圧シリンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲのピストンロンド１
５ｂが上方（又は下方）に移動しようとし、上側油圧室
Ｂの圧力が上昇（又は減少）する。このように、上側油
圧室Ｂの圧力が上昇（又は減少）すると、これに応じて
圧力室Ｂと油圧配管２７、人出力ボート１８ｄ及びパイ
ロット通路１８ｇを介して連通された圧力制御室Ｃの圧
力が上昇（又は下降）し、スプリング２１の押圧力との
均衡が崩れるので、スプール１９が上方（又は下方）に
移動し、入力ポート１８ｂと入出力ポート１８ｄとの間
が閉じられる方向（又は開かれる方向）に、且つ出力ポ
ート１８Ｃと入出カポ−）１８ｄとの間が開かれる方向
（又は閉じられる方向）に変化するので、上側油圧室Ｂ
の圧力の一部が入出力ポート１８ｄから出力ポート１８
ｄ及び油圧配管２６を介して油圧源２４に排出され（又
は油圧源２４から入力ポート１８ｂ、入出力ポート１８
ｄ及び油圧配管２７を介して上側油圧室Ｂに油圧が供給
され）る。その結果、油圧シリンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲ
の上側油圧室Ｂの圧力が減圧（又は昇圧）され、上向き
の振動入力による上側圧力室Ｂの圧力上昇（又は下向き
の振動入力による上側圧力室Ｂの圧力減少）が抑制され
ることになり、車体側部材１４に伝達される振動入力を
低減することができる。

このとき、圧力制御弁１７ＦＬ〜１７ＲＲの出力ポート
１８Ｃと油圧Ｒ２４との間の油圧配管２６に絞りが設け
られていないので、上向きの振動入力を抑制する際に、
減衰力を発生することがない。なお、第１図において、
２８Ｈは圧力制御弁１７ＦＬ〜１７ＲＲと油圧＃２４と
の間の油圧配管２５の途中に接続した高圧側アキュムレ
ータ、２８Ｌは圧力制御弁１７ＦＬ〜１７ＲＲと油圧シ
リンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲとの間の油圧配管２７に絞り
弁２８Ｖを介して連通された低圧側アキュムレータであ
る。

一方、車体には、横加速度を検出する横加速度検出器２
９が設けられ、この横加速度検出器２９から車両の横加
速度に応じた電圧出力でなる横加速度検出信号ｙが出力
され、この横加速度検出信号ｙが制御装置３０に入力さ
れる。

制御装置３０は、第４図に示すように、横加速度検出器
２９からの横加速度検出信号ｙが供給されるゲイン（増
幅度）Ｋｙｒ及びＫｙｒを任意に変更可能な増幅度可変
増幅器で構成される前輪側ゲイン調整器３１ｆ及び後輪
側ゲイン調整器３１ｒと、前輪側及び後輪側ゲイン調整
器３１ｆ及び３１ｒにロール剛性制御信号としてのゲイ
ン設定信号Ｚｙｆ、　　Ｚｙｒを供給するロール剛性配
分調整回路３２と、このロール剛性配分調整回路３２に
トータルロール剛性指令値Ｚ０を供給する運転席近傍に
配設されたトータルロール剛性設定器３３及び前後配分
指令値αを供給する同様に運転席近傍に配設された前後
配分設定回路３４とを備えている。

ここで、ゲイン調整器３１ｆ、３１ｒのそれぞれは、ロ
ール剛性配分調整回路３２から供給されるゲイン設定信
号Ｚｙｆ、　　Ｚｙｒによって、第６図に示すように、
ゲインＫｙｆ、　　Ｋｙｒが設定される。また、ロール
剛性配分調整回路３２は、トータルロール剛性指令値Ｚ
０と、前後配分指令値αに基づき下記の（１）式及び（
２）式の演算を行って第５図に示すようにトータルロー
ル剛性Ｚ０を一定に維持するゲイン設定信号Ｚｙｆ、　
　Ｚｙｒを算出する。

Ｚｙｆ−α・Ｚｏ　・・・・・・・・・・・・（１１Ｚ
ｙｒ＝　Ｚ　ｏ　−Ｚｙｆ＝−−−・＜２）また、前後
配分設定回路３４は、例えばオート・マニュアル選択器
３４ａと、マニュアル設定器３４ｂとを有し、オート・
マニュアル選択器３４ａでオートを選択したときには、
例えばステアリングホイール（図示せず）の操舵角を操
舵角検出器３５で検出し、その操舵角検出信号の加速度
を算出し、この加速度に応じて車両の旋回開始状態及び
旋回終了状態を検出し、旋回開始状態では前後配分指令
値αをＯ〜０．５の小さな値として後輪側のロール剛性
配分を前輪側のそれに比較して大きく設定し、旋回終了
状態では、その逆に前後配分指令値αを０．５〜１の大
きな値に設定し、また直進走行状態では、前後配分指令
値αを０．５以上の所定設定値に設定してそれぞれ出力
し、オート・マニュアル選択器３４ａでマニュアルを選
択したときには、マニュアル設定器３４ｂで設定した０
〜１の範囲の前後配分指令値αを出力する。

そして、前輪側ゲイン調整器３１ｆの出力がロール剛性
指令値Ｖｆとして前左側の圧力制御弁１７ＦＬにそのま
ま供給されると共に、前右側の圧力制御弁１７ＰＲには
、マイナス１を乗算する符号反転器３６ｆを介して供給
される。

同様に、後輪側ゲイン調整器３３ｒの出力がロール剛性
指令値Ｖｒとして後左側の圧力制御弁１７ＲＬにそのま
ま供給されると共に、後右側の圧力制御弁１７ＲＲには
、マイナス１を乗算する符号反転器３６ｒを介して供給
される。

ここで、車両の前後における車輪の輪荷重及び能動型サ
スペンション１１ＦＬ〜１１１？Ｒの油圧シリンダ１５
ＦＬ〜１５ＲＩ？、油圧制御系ループゲイン、コイルス
プリング１６ＦＬ〜１６ＲＲ等の特性が等しいものとし
て、ゲイン調整器３１ｆ、３１ｒから出力されるロール
剛性指令値Ｖｆ、Ｖｒによって前輪側及び後輪側の油圧
シリンダ１５ＦＬ、　　１５ＦＲ及び１５ＲＬ、　　１
５ＲＲの作動油圧を制御することにより、前輪側及び後
輪側のロール剛性の分担率を制御することができる。

すなわち、指令値Ｖｆ、ＶｒがＶｆ＞Ｖｒの関係となる
ときには、前輪側のロール剛性分担率が高くなって輪荷
重移動両が大きくなり、タイヤのコーナリングパワーの
左右合計値が後輪側のそれに比較して低減し、これによ
ってスタビリテイファクタＫｓが増加して車両のステア
特性がアンダーステア特性となる。同様にして、Ｖｆ　
＜Ｖｒの関係となると前記とは逆に後輪側のロール剛性
分担率が高くなって、左右輪荷重移動両が大きくなり、
タイヤのコーナリングパワーの左右合計値が前輪側のそ
れに比較して低減し、これによってスタビリテイファク
タＫｓが減少して車両のステア特性がオーバーステア特
性となり、さらに、Ｖｆ−Ｖｒとなると、ニュートラル
ステア特性とすることができる。

次に、上記実施例の動作を説明する。今、車両が路面に
凹凸がなく平坦な良路を直進走行しているものとし、前
後配分設定回路３４のオート・マニュアル選択器３４ａ
でオートが選択されているものとすると、この状態では
、車体にロールが生じていないので、横加速変位検出器
２９の横加速度検出信号ｙの値は略零となる。このため
、制御装置３０のゲイン調整器３１ｆ、３１ｒから出力
される指令値Ｖｆ　、Ｖｒも略零となり、各圧力制御弁
１７ＦＬ〜１７ＲＲの比例ソレノイド２２の励磁コイル
２２ｂが非励磁状態にあるので、これら圧力制御弁１７
ＦＬ〜１７ＲＲから所定のオフセット圧力Ｐ０が各油圧
シリンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲの圧力室Ｂに出力されてい
る。

したがって、この状態では、前述したように、路面から
車輪１３ＦＬ〜１３ＲＲを介して入力される比較的低周
波数の振動入力に対しては、圧力制御弁１７ＦＬ〜１７
ＲＲの圧力制御室Ｃの圧力変動によるスプール１９の移
動によって吸収し、路面の細かな凹凸によるバネ下共振
周波数に対応する比較的高周波数の振動入力に対しては
、絞り弁２８Ｖによって吸収され、車体への振動伝達率
を低減させて良好な乗心地を確保することができる。

この直進走行状態から、ステアリングホイールを右切り
して右旋回状態に移行すると、第７図に示す如く、車体
が前側からみて右下がりにロール角θをもって傾斜する
ロールが生じる。このとき第８図に示すように、車両の
一輪について説明する。ここで、車両の質量をＭ、油圧
シリンダ１５ＦＬの有効面積をＡとする。

そして、圧力制御弁１７の第３図に示す特性の線形範囲
を考慮すると、 Ｐ　　Ｐｏ＝ＫＩ’Ｖ　　　・・・・・・・・・・・・
（３）で表される。

ここで、Ｐ“＝Ｐ−Ｐ０とおくと、 Ｐ“＝に、・Ｖ　　　　・・・・・・・・・・・・（４
）となる。

一方、第８図より、 ＭＸ２＝Ｐ”　　−Ａ＋Ｋ（ｘ、−ｘ２）−−−−（５
）となり、指令値Ｖは、 ｖ＝Ｋｙ−ｙ　　　　　　・・・・・・・・・・・・（
６）となる。

したがって、（５）式に（４）式を代入して整理すると
、Ｍ　父ｚ　＋Ｋ（Ｘｚ　　ｘ＋）　＝に＋　・Ｖ　・
Ａ−・”（７）となる。

ここで、バネ上変位Ｘ＋を零（ｘ、＝０）として指令値
Ｖに対するバネ上変位ｘ２の応答の形の伝達関数で表わ
すと、 となり、横加速度ｙに対する応答の形の伝達関数で表せ
ば、 となる。

一方、アンチロール制御を行わない車両において第９図
に示すように、横加速度ｙが作用したときの車体のロー
ル運動は、ロール慣性モーメントをＪ、ロール角をθ９
重心及びロールセンタ間の距離をＨ、バネ定数をＫ、ト
レンドをＬとすると、次式で表すことができる。

このαω式において横加速度ｙに対する応答の形の伝達
関数で表すと、 θ　　　Ｍ−Ｈ さらに、Ｘ２　＝Ｌθ／２であるので、これを前記００
）式に代入し、これを横加速度ｙに対する応答の形の伝
達関数で表すと、 となる。

したがって、前記（９）式はこの発明の油圧系の応答を
表し、前記（２）式は、横加速度ｙに対するロール運動
を表し、両者を比較すると分母は共に２次で等価となる
。

したがって、前記（９）式のゲインＫｙを適切に設定す
ることにより、ロール運動はこの発明の油圧系で動的に
抑制することができることが理解できる。

したがって、第７図に示すように車両が前側からみて右
下がりにロールしている状態では、横加速度検出器２９
の横加速度検出値ｙが正の値となるので、これがそれぞ
れゲイン調整器３１ｆ、３１ｒに供給される。

一方、ゲイン調整器３１ｆ、３１ｒには、前後配分設定
回路３６のオート・マニュアル選択器３４ａでオートが
選択されているので、ステアリングホイールの布切りに
よる右旋回開始状態で、１に近い前後配分指令値αがロ
ール剛性配分調整回路３２に出力され、このロール剛性
配分調整回路３２には、トータルロール剛性設定回路３
３からのトータルロール剛性指令値Ｚ０が供給されてい
るので、このロール剛性配分調整回路３２で前記（１）
式及び（２）式の演算を行って、ゲイン調整器３１ｆ、
３１ｒに、それらのゲインＫｙｆ、　　ＫｙｒをＫｙｆ
＜Ｋｙｒに設定するゲイン制御信号Ｚｙｆ、　　Ｚｙｒ
を出力する。

したがって、ゲイン調整器３１ｆの指令値Ｖｆとゲイン
調整器３１ｒの指令値Ｖｒとは、Ｖｆ　＜Ｖｒとなる。

そして、ゲイン調整器３１ｆからの正の指令値＋Ｖｆが
そのまま前左側の圧力制御弁１７ＦＬに供給されるので
、この圧力制御弁１７ＦＬの出力圧力Ｐがオフセット圧
力Ｐ０より増加することになり、油圧シリンダ１５ＦＬ
の上側油圧室Ｂの圧力が増加する。この状態で、油圧シ
リンダ１５ＦＬはロールにより収縮する方向となってい
るが、その収縮力に抗するシリンダ付勢力を発生するの
で、アンチロール効果を発揮することができる。

一方、前右側の圧力制御弁１７ＦＨには、指令値＋Ｖｆ
の符号反転された負の値−Ｖｆが供給されるので、この
圧力制御弁１７ＬＲの出力圧力Ｐがオフセット圧力Ｐ。

より低下し、油圧シリンダ１５ＦＬの上側油圧室Ｂの圧
力が低下する。この状態で、油圧シリンダ１５ＦＬは、
ロールにより伸長する方向となっているが、その伸長力
を助長しないような付勢力に制御される。

同様に、後輪側についても、後左側の圧力制御弁１７Ｒ
Ｌの出力圧力Ｐが下降し、後右側の圧力制御弁１７ＦＲ
の出力圧力Ｐが上昇するので、アンチロール効果を発揮
することができる。

この場合、前述したように、前輪側の指令値Ｖｆと後輪
側の指令値ＶｒとがＶｆ　＜Ｖｒの関係となっているの
で、車両のステア特性がオーバーステア特性となり、旋
回性能を向上させることができる。

その後、右旋回を終了すべくステアリングホイールを直
進走行時の中立位置側に戻す状態となると、前後配分設
定回路３４から１に近い側の前後配分指令値αが出力さ
れることになるので、車両のステア特性がアンダーステ
ア特性となり、旋回終了時の収束性を高めることができ
、結局トータルロール剛性Ｚ０を一定に保った状態で、
前後ロール剛性配分を変更することができるので、旋回
を安定したロール姿勢で機敏に行うことができ、操縦安
定性を向上させることができる。

また、車両が左旋回して車両が右側にロールする場合に
は、横加速度検出器２９から負の横加速度検出信号ｙが
出力されるので、右側油圧シリンダ１５ＦＲ，１５Ｒ１
？の作動圧力が上昇し、左側油圧シリンダ１５ＦＬ、　
　１５ＲＬの作動圧力が減少して上記と同様にアンチロ
ール効果を発揮することができる。

さらに、前後配分設定回路３４のオート・マニュアル選
択器３４ａでマニュアルを選択したときには、そのマニ
ュアル設定器３４ｂで設定した前後配分指令値αに応じ
て、トータルロール剛性を一定に維持した状態で、ロー
ル剛性の前後配分を変更することができ、運転者の好み
に応じたロール剛性を選択することが可能となり、良路
走行及び悪路走行等に応じてロール剛性を任意に選択す
ることができ、またトータルロール剛性設定回路３３の
トータルロール剛性指令値Ｚ０を変更することによって
、車両のトータルロール剛性も任意に変更することがで
きる。

なお、車両の旋回時には、実際には、キャンバ−変化や
ロールステアの影響を受けるので、車両のステア特性を
調整するため、車両の諸元によってはＶｆ　＞Ｖｒ又は
Ｖｆ＜Ｖｒの関係を保ったままで、Ｖｆ、Ｖｒの大小関
係を調整することにより、所望のステア特性が得られる
ようにしてもよい。

次に、この発明の第２実施例を第１０図について説明す
る。

この第２実施例においては、横加速度検出器２９に代え
て横加速度を演算によって算出する横加速度推定装置を
適用して、車両のロールにより生じる横加速度の影響を
除去して車両の旋回による真の横加速度のみに基づく正
確なアンチロール効果を発揮させるようにすると共に、
前記第１実施例における横加速度検出器２９の感度を増
加させたときに生じる自励振動を生じないようにしたも
のである。

すなわち、横加速度推定装置４０は、第１０図に示すよ
うに、車速を検出する車速検出器４１と、車両の操舵状
態を検出する操舵状態検出器４２と、車速検出器４Ｌの
車速検出値Ｖと操舵状態検出器４２の実舵角検出値δと
が供給される横加速度演算回路４３とを備えている。

車速検出器４１は、例えば変速機の出力側の回転数を検
出して、車速に応じたパルス信号を得、これを単位時間
計数するか又はパルス間隔を算出して車速に対応した車
速検出値Ｖを出力する。

操舵状態検出器４２は、車両のステアリングホイールの
回転角を検出するポテンショメータ等で構成される操舵
角検出器４２ａと、この操舵角検出器４２ａの操舵角検
出値θをオーバーオールギヤ比Ｎで除算して実舵角δを
算出する実舵角算出回路４２ｂとから構成されている。

横加速度演算回路４３は、車速検出値Ｖ及び実舵角検出
値δとに基づき下記α勇武の演算を行って横加速度検出
値Ｇを算出する。

・・・・・・・・・・・・α■ 但し、 （Ｃ＋＋ＣｚＨ＋（ｊ２＋”ｃ＋＋／ｚ”ｃｚ）ＭＣＩ
　：前輪コーナリングパワー Ｃ２：後輪コーリリングパワー １：ホイールベース １１　：前輪及び重心点間距離 １２　：後輪及び重心点間距離 Ｍ：車両質量 ■二車両ヨー慣性モーメント ＫＳ　：スタビリティファクタ Ｓニラプラス演算子 ζ１．ζ２　：減衰率 ω１．ω２　：固有振動数 このα勇武によると、横加速度Ｇと実舵角δとの比Ｇ／
δの対数値と車速■との関係を第１１図で実線図示の曲
線Ｌ１で示すように、点線図示の曲線Ｌ２で示す旋回時
°に実際に車両に生じる横加速度に近似したものとなり
、且つ周波数に対する前記比Ｇ／δ及び位相の関係がそ
れぞ托第１２図（ａ）及び（ｂｌで実線図示の曲線り、
で示すように、点線図示の曲線Ｌ４で示す旋回時に実際
に車両に生じる横加速度に近似させることができ、周波
数応答性を考慮した最適な横加速度推定値Ｇｅを得るこ
とができる。

したがって、この横加速度演算回路４３から出力される
横加速度推定値Ｇｅを前記制御装置３０に入力すること
により、前記第１実施例と同様の作用を得ることができ
、しかもこの場合には、横加速度検出器２９を省略する
ことができるので、製造コストを低減することができる
と共に、車両にロールが発生したときのロールによる横
加速度の影響を全く受けることがなく、真の横加速度検
出値を得ることができ、そのうえ制御系が実質的にオー
プンループ系となるので、自動振動を生じるおそれも全
くない。

因に、前記第１実施例の場合には、車体に取付けた横加
速度検出器２９による場合には、実際に車両に横加速度
Ｇが生じた時点で横加速度検出値が出力されることにな
るので、車両の旋回によって横力Ｆが発生し、これによ
ってロールが発生してロール角が生じ、これにより、横
加速度検出器の取付位置に回転運動を生じその回転によ
って生じる横加速度変化を加速度検出器２９が検出する
ことになり、第１３図に示すフィードバックループ系と
なる。したがって、より良好な制御を行うために、横加
速度検出器２９の感度に０を増加させると、フィードバ
ック系が不安定となり、自励振動が生じることになる。

すなわち、横加速度検出器２９には、検出遅れを伴うの
で、旋回による横加速度Ｇ“による横力が発生し、これ
により車両にロールが生じてロール角φが発生する。こ
のロール角φにより、横加速度検出器２９に第１４図に
示すように、ロール角による横加速度ＧＲがかかること
になるので、実際に横加速度検出器２９で検出する横加
速度検出値Ｇｅは、旋回による横加速度Ｇ０からロール
により発生する横加速度ＧＭを減算した値となる。した
がって、横加速度検出値によって圧力制御弁１７及び油
圧シリンダ１５を制御すると、制御不足となるので、横
加速度検出器２９の感度に６を上げてこれを補償する必
要がある。しかし、横加速度検出器２９の感度に、を大
きくして行くと、ロール角φによる横加速度の旋回によ
る横加速度Ｇ“と逆方向の成分（ＧＲ）が大きくなり、
これが旋回による横加速度Ｇ９に加算されることになる
ので、自動振動を生じることになる。

しかしながら、この発明の第２実施例によると、横加速
度を演算によって算出するようにしているので、第１３
図のようにフィードバックループが形成されることがな
く、オーブンループとなるので、自励振動は全く生じる
ことがなく、安定したアンチロール制御を行うことがで
きる。

なお、上記第２実施例においては、車両が横滑りしたと
きに、横加速度演算回路４３から出力される横加速度推
定値Ｇｅが実際に車両に生じる横加速度より大きくなる
ことになり、この点を解決するには、別途車体に横加速
度検出器を搭載し、その横加速度実測値Ｇと横加速度推
定値Ｇｅとの比Ｇ／Ｇｅの絶対値を算出し、この絶対値
が“１°。

近傍であるときには、横滑りなしと判断して、横加速度
演算回路４３の横加速度推定値Ｇｅを横加速度検出値Ｇ
、として採用し、ＩＧ／Ｇｅｌが“°１″より小さい値
のときには、横滑りを生じているものと判断して、その
ときのＩＧ／Ｇｅｌに応じて横加速度演算回路４３の前
記０１式における減衰率ζ宜、ζ２．固有振動数ω５．
ω２を補正して、その補正値に基づきＱ３）式の演算を
行うことにより、車両の横滑り分を補正した真の横加速
度推定値Ｇｅを得ることができる。

次に、この発明の第３実施例を第１５図について説明す
る。

この第３実施例においては、第１実施例における横加速
度検出器２９及び第２実施例における横加速度推定装置
４０に代えて、前後加速度検出器５０を適用することに
より、車両の前後方向の揺動即ちピッチを抑制する制御
を行うようにしたものである。

すなわち、前後加速度検出器５０で検出される車体の前
後方向の加速度検出値父がゲイン（増幅度）Ｋｘを任意
に変更可能なピンチゲイン調整器５１に供給され、この
ゲイン調整器５１の加速度検出値父に比例した出力がピ
ンチ剛性指令値Ｖｘ（＝　Ｋｘ　　−又）として前輪側
の圧力制御弁１７ＦＬ。

１７ＦＨにそのまま供給されると共に、後輪側の圧力制
御弁１７ＲＬ、　　１７ＲＲには、マイナス１を乗算す
る符号反転器５２を介して供給される。

そして、ゲイン調整器５１に運転席近傍に配設されたピ
ッチ剛性設定回路５３からのゲイン設定信号Ｚｘが供給
され、このゲイン設定信号Ｚｘに応じてゲイン調整器５
１のゲインが調整される。

次に上記第３実施例の動作について説明する。

今、車両が良路を定速度で走行しているものと、すると
この状態では、ピッチを生じないので、前後加速度検出
器５０の前後加速度検出値又は略雰であり、前述したよ
うに、各圧力制御弁１７ＦＬ〜１７ＲＲはその出力圧力
Ｐがオフセット圧Ｐ０に設定され、これによって車体を
支持している。

この状態で、例えばブレーキペダルを踏み込んで、急制
動状態に移行すると、ブレーキペダルの踏み込みに応じ
て車体にノーズダイブを生じ、前輪側の油圧シリンダ１
５ＦＬ、　　１５ＦＲが収縮し、後輪側の油圧シリンダ
１５ＲＬ、　　１５ＲＲが伸長することになる。

そして、この状態で、前後加速度検出器５０から正の値
をとる前後加速度検出信号が出力され、これが、ゲイン
調整器５１で所定のゲイン調整器され、その出力が指令
値Ｖとしてそのまま前輪側の圧力制御弁１７ＦＬ、　　
１７ＦＲに供給されるので、これら圧力制御弁１７ＦＬ
、　　１７ＦＲの出力圧力Ｐがオフセット圧力Ｐ。から
指令値Ｖ　（＝Ｋｘ　　−′ｉ）に応じて増加し、油圧
シリンダ１５ＦＬ、　　１５ＦＲの圧力室Ｂの圧力が増
加する。このため、油圧シリンダ１５ＦＬ、　　１５Ｆ
Ｒで車体のノーズダイブに抗する付勢力が発生され、車
体の沈み込みが抑制される。

また、後輪側については、ゲイン調整器５１からの指令
値Ｖが符号反転器５３を介して圧力制御弁１７ＲＬ、　
　１７ＲＲに供給されるので、これら圧力制御弁１７Ｒ
Ｌ、　　１７ＲＲの出力圧力Ｐがオフセット圧力Ｐ。よ
り減少し、これに応じて油圧シリンダ１５ＲＬ、　　１
５ＲＨの圧力室Ｂの圧力が低下するので、油圧シリンダ
１５ＲＬ、　　１５ＲＲの付勢力が減少し、車体の浮き
上がりを助長することはない。

したがって、ノーズダイブによる車体の姿勢変化を抑制
することができ、その揺り戻しが生じた場合に、前記と
逆に前輪側の油圧シリンダ１５ＦＬ。

１５ＦＲの付勢力が減少し、後輪側の油圧シリンダ１５
ＲＬ、　　１５ＲＨの付勢力が増加して同様に揺り戻し
を抑制することができる。そして、ゲイン調整器５１の
ゲインを運転席に設けたピッチ剛性設定器５２で任意に
設定することにより、ピッチ剛性を任意に設定すること
ができる。

なお、上記第３の実施例においても、車体に取付けた前
後加速度検出器５０で前後加速度を検出する場合に代え
て、車体と車輪との間の相対変位を検出する車高検出器
の出力差の２回微分値を算出して前後加速度を推定する
ようにしてもよい。

また、上記各実施例においては、流体圧シリンダとして
油圧シリンダを適用した場合について説明したが、これ
に限定されるものではなく、空気圧シリンダ等の他の流
体圧シリンダを適用し得ることは言うまでもない。

〔発明の効果〕

以上説明したように、この発明によれば、能動型サスペ
ンションを構成する流体圧シリンダの圧力室の圧力を圧
力制御弁で制御し、この圧力制御弁を、車両の横加速度
又は前後加速度を実測するか推定し、その実測値又は推
定値に応じた値の指令値で制御するようにしているので
、ロール剛性又はピッチ剛性を連続的に変化させること
ができ、その比例定数を任意に設定することにより、ロ
ール剛性又はピ・ノチ剛性をきめこまかく制御すること
ができ、しかも横加速度又は前後加速度に対するバネ上
変位の応答特性を理論的応答特性と等価に設定すること
ができるので、制御装置の増幅度を静的な状態で設定し
たときに、これが動的状態で車体姿勢変化の度合にかか
わらずバランスすることになり、零ロール又は零ピッチ
或いは逆ロール又は逆ピンチまで広範囲の制御を行うこ
とができると共に、その設定が容易となり、且つ車両に
ロール又はピッチを生じる状態でロール角又はピンチ角
が変動して車体姿勢が不安定となることがなく、安定し
た姿勢で走行することができ、その走行フィーリングを
向上させることができる等の効果が得られる。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの発明の第１実施例を示す概略構成図、第２
図はこの発明に適用し得る圧力制御弁の一例を示す断面
図１．第３図は第２図の圧力制御弁の指令値と出力圧力
との関係を示すグラフ、第４図はこの発明に適用し得る
制御装置の一例を示すブロック図、第５図はロール腓１
性配分設定回路のゲイン制御信号の配分関係を示すグラ
フ、第６図はゲイン調整器のゲイン設定信号とゲインと
の関係を示すグラフ、第７図〜第９図はそれぞれ第１実
施例の動作の説明に供する説明図、第１０図はこの発明
の第２実施例を示すブロック図、第１１図は横加速度推
定値Ｇと実舵角δの比Ｇ／δと車速との関係を示す特性
曲線図、第１２図（ａ）及び（ｂ）は周波数に対する上
記比Ｇ／δ及び位相との関係を示す周波数応答特性曲線
図、第１３図は第１実施例における横加速度フィードバ
ック系を示すブロック図、第１４図はその動作の説明に
供する説明図、第１５図はこの発明の第３実施例を示す
ブロック図である。 図中、ＩＩＦＬ〜ＩＩＲＲは、能動型サスペンション、
１３ＦＬ〜１３ＲＲは車輪、１５ＦＬ〜１５Ｒｉ’ｌは
油圧シリンダ、１６ＦＬ〜１６ＲＲはコイルスプリング
、１７ＦＬ〜１７ＲＩ？は圧力制御弁、１９はスプール
、Ｃは圧力制御室、２２は比例ソレノイド、２９ＦＬ〜
２９ＲＲは相対変位検出器、３０は制御装置、３１はゲ
イン調整器、３２はロール剛性配分調整回路、３３はト
ータルロール剛性設定回路、３４は前後配分設定回路、
３６ｆ、３６ｒは符号反転器、４０は横加速度推定装置
、４１は車速検出器、４２は操舵状態検出器、４３は横
加速度演算回路、５０は前後加速度検出器、５１はゲイ
ン調整器、５２は符号反転器である。

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. （１）車体と各車輪との間に介挿された流体圧シリンダ
   と、該流体圧シリンダの作動流体圧を指令値のみに応じ
   て制御する圧力制御弁と、前記車体の横加速度又は前後
   加速度を検出又は推定する加速度検出又は推定手段と、
   該加速度検出又は推定手段の加速度検出値を受けこの値
   に応じた値の前記圧力制御弁に対する指令値を出力する
   制御装置とを備えたことを特徴とする車両用サスペンシ
   ョン。
2. （２）前記制御装置は、加速度検出値を増幅する外部か
   らの設定信号によって増幅度を変化可能な増幅器で構成
   されている特許請求の範囲第１項記載の車両用サスペン
   ション。
3. （３）前記制御装置は、前記増幅器の増幅度を運転席に
   設けた操作器で調整するように構成されている特許請求
   の範囲第２項記載の車両用サスペンション。