JPS63106124A

JPS63106124A - 車両のサスペンシヨン装置

Info

Publication number: JPS63106124A
Application number: JP25200386A
Authority: JP
Inventors: Kenichi Watanabe; 憲一渡辺; Hiroo Shimoe; 下江　洋生; Akihiko Miyoshi; 三好　晃彦; Shoichi Kamimura; 上村　昭一
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1986-10-24
Filing date: 1986-10-24
Publication date: 1988-05-11

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】（産業上の利用分野）本発明は、車両のサスペンション装置に関する。

（従来技術）車両のサスペンション装置として、一般的なものに、バ
ネとショックアブソーバを組合せたものがある。また、
サスペンション装置に姿勢ｒＩＪＪ御機能を付与する手
段として、特公昭５９−１４３６５号公報に見られるよ
うに、ガスばねを用いたものもある。この種の装置では
、力学的に、Ｆ＝ｋｘ＋Ｃｘここに、Ｆ：サスペンション装置に作用する荷重Ｘ：サ
スペンション装置の変位Ｘ：サスペンション装置の変位速度に：ばね定数Ｃ：減衰係数で表わされる。

すなわち、サスペンション装置の特性は、ばね定数（ｋ
）と減衰係数（Ｃ）に左右され、このため所望の特性を
得るべく、ばね定数（ｋ）と減衰係数（Ｃ）の設定がな
されている。

しかしながら、ばね定数（ｋ）、減衰係数（Ｃ）が所定
値に設定されたサスペンション装置では、その特性が固
定的なものとなるため、例えば運転者の選択的操作に応
じてショックアブソーバのオリフィス径を変え、これに
より、−その特性を可変とするサスペンション装置が実
用化されている。

一方、欧州（ＥＰＣ）出願公開番号Ｏ１１４７５７で特
定される明細書には、車体と車輪との間に液体シリンダ
装置を架設し、このシリンダ装置に対する作動液体の供
給、排出を、上記式二Ｆ＝ｋｘ＋Ｃｘを制御則として用いてフィードバック制御するようにし
たサスペンション装置が提案されている。

すなわち、ＦとＸとを検出し、上記制御式に基づいて、
シリンダ装置の目標変位ｘｄを求めるものである。

上記提案によれば、例えば路面衝撃等の外乱があったと
きには、上記制御則に補正項を加える、あるいは運転者
の操作に応じて、制御に用いるばね定数（ｋ）あるいは
減衰係数（Ｃ）を変更することによりサスペンション装
置の特性を硬軟自在に変更し得ることとなる。

（発明が解決しようとする問題点）しかしながら、従来のものでは、時間領域でサスペンシ
ョン装置の特性を制御するものとされているため、例え
ば凹凸路ではソフト、旋回中ではハードというような特
性変更がなされるにすぎない。

ところで、振動を周波数に分けて、サスペンション装置
に要求される特性を分析したときに、例えば低周波領域
での姿勢変化を抑えるにはハード、−刃高周波領域での
乗心地を重視するときにはソフトというように、振動に
内在する周波数に応じたサスペンション特性の設定がな
されることが望ましい、勿論、要求特性は車速の大小、
悪路走行等、運転状ｊ島によって変る。

そこで、本発明の目的は、サスペンション装置の特性を
周波数に応じて制御すると共に、そのＭ制御特性を運転
状態に応じて変えるようにした車両のサスペンション装
置を提供することにある。

（問題点を解決するための手段、作用）上記技術的課題
を達成すべく、本発明にあっては、車体と車輪との間に架設され、作動液体の供給、排出が
可能とされた液体シリンダ支持手段と、該液体シリンダ支持手段に作用する荷重を検出する荷重
検出手段と、該荷重検出手段からの信号を受け、前記液体シリンダ支
持手段に作用する荷重の変化量を微分フィルタの伝達関
数に基づいて制御信号を生成する制御手段と、該制御手段からの制御信号を受け、前記液体シリンダ支
持手段に供給、排出する作動液体の単位時間当たりの流
量を調整する流量調整手段と、前記液体シリンダ支持手
段に供給する作動液体の圧力を所定圧に調整する供給圧
調整手段と、車両の運転状態を検出する運転状態検出手
段と、該運転状態検出手段からの信号を受け、車両の運転状態
に応じて、前記制御手段における制御特性を変更する制
御特性変更手段と、を備えたものとしである。

すなわち、前記式：　Ｆ＝ｋｘ＋Ｃｘを用いて。

本発明の基本的な考え方を説明すれば、上記式二Ｆ＝ｋ
Ｘ＋ＣＸは、Ｆ＝　（ｋ＋ｓ　＠Ｃ）ｘここで、Ｓニラプラス演算子で表わされ、この式を置き換えて　ｘ、Ｆの変化を考え
ると、となる。

ところで、ΔＸは、と変形することができ、こごで、Δｘ＠Ｓは上記液体シ
リンダ支持装置に供給、排出する作動液体の流量ΔＱに
比例するものである。

したがって、ΔＸは、で表される。この（ロ）式を上記（イ）式に代入すれば
、となる。

すなわち、荷重の変化量（ΔＦ）に、で表わされる微分フィルタの伝達関数Ｈ（Ｓ）を乗算す
れば、液体シリンダ支持手段に対する作動液体の給、排
流Ｊｌ（ΔＱ）が求まることとなる。

つまり、上記液体シリンダ支持手段に作用する荷重変化
量（ΔＦ）を上記（）＼）式で表わされる伝達関数Ｈ（
Ｓ）を用いて、上記流量調整手段に対る制御信号を生成
すれば、サスペンション装置の特性を周波数に応じて自
由に制御することが可能となる。そして、第１図に示す
ように、上記伝達関数Ｈ（Ｓ）の特性、例えばＨ（Ｓ）
のゲインを運転状態に応じて変えることにより、運転状
態に応じた制御特性を実現することが可能とされる。

（以下、余白）（実施例）以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。

第１図において、ｌはサスペンション装置で、以下この
サスペンション装置１に含まれる要素の説明では、当該
要素を総称するときには数字によって識別し、各車輪用
として区別するときには、ｒＦＲ」　（右前輪用）、ｒ
ＦＬＪ　　（左後輪用）、ｒＲＲ」　（右後輪用）、ｒ
ＲＬＪ　　（左後輪用）の符号を付加して識別するもの
とする。

サスペンション装置ｌは、車体と各車輪（図示省略）と
の間に架設されたシリンダ２ＦＲ，２ＦＬ、２ＲＲ１２
ＲＬを有し、各シリンダ２は、既知のように、シリンダ
２内に摺動自在に嵌挿され、ピストンロッド３に一体と
されたピストン４によりシリンダ液室６が画成されてい
る。各シリンダ液室６はガスばね８ＦＲ１８ＦＬ、８Ｒ
Ｒ１８ＲＬと油路１０ＦＲ１ＩＯＦＬ、ｌ０ＲＲ１１０
ＲＬを介して連通され、各油路ｌＯにはオリフィス１２
ＦＲ，１２ＦＬ、１２ＲＲ，１２ＲＬが設けられている
。上記各ガスばね８は、夫々、同一構成とされ、可動隔
壁としてのダイヤフラム１４により画成されたガス室１
６と液室１８とを有し、この液室１８が上記油路ｌＯに
連通されている。このようなシリンダ２）ガスばね８並
びにオリフィス１２の組合わせからなるユニット２０は
、ガスばね８の緩衝作用とオリフィス１２の減衰作用と
でサスペンションとしての基本的な機能を備えることと
なる。そして、このサスペンションユニット２０の特性
は、ガスばね８の弾性率（ばね係数）とオリフィス１２
の絞り抵抗とによって一律に決定される。

一方、上記シリンダ２には、外部配管２２が接続され、
この外部配管２２により形成される給排通路を通して、
シリンダ２内すなわちシリンダ液室６に対する油液の供
給、排出がなされるようになっている。

このシリンダ２に対する油圧回路について説明すると、
第１図中、符号３０はエンジンにより駆動されるポンプ
で、該ポンプ３０によってリザーバタンク３２から汲み
上げられた作動油液は供給通路３３を通って各幅用シリ
ンダ２に供給されるようになっている。すなわち、供給
通路３３は上流側が共通通路３４とされ、この共通通路
３４は、前輪用通路３５と後輪用通路３６に分岐され、
上記前輪用通路３５が右前輪用通路３８ＦＲと左前輪用
通路３８ＦＬとに分岐され、上記後輪用通路３６が右後
輪用通路４０ＲＲと左後輪用油１４０ＲＬとに分岐され
て、これら各幅用通路３８ＦＲ１３８ＦＬ、４０ＲＲ１
４０ＲＬは、各幅用シリンダ２に通じる給排通路２２Ｆ
Ｒ１２２ＦＬ、２２ＲＲ１２２ＲＬに、夫々、接続され
ている。そして、上記共通通路３４には、上流側から順
に切換弁４２）逆止弁４４、アキュームレータ４６が設
けられ、このアキュームレータ４６は上記ガスばね８と
同一の構成とされて、蓄圧機能を奏するものとされてい
る。一方、各幅用通路３８．４０と上記給排通路２２と
の間には、夫々、流量制御弁４８が介装されて、単位時
間当りに通る作動油液の量、つまり作動油液の流速を調
整するものとされている。

一方、還流通路５０は、各流量制御弁４８から各輪用還
流通路５２．共通還流通路５４を経てリザーバタンク３
２に至るものとされ、この共通還流通路５４には、上記
切換弁４２からの切換弁用還流通路５６が接続されてい
る。

さて次に、上記油圧回路の作用について説明する。先ず
、流量制御弁４８が閉じられると、サスペンションユニ
ット２０はオリフィス１２の絞す抵抗及びガスばね８の
弾性率に基づく特性を呈することとなる。すなわち、シ
リンダ２に加わる荷重変化量をΔＦ、ピストン４の変位
量をΔＸでリフイス１２の絞り抵抗及びガスばね８の弾
性率とで規定されることとなり、したがって系として閉
じられたサスペンションユニット２０は、いわゆるパッ
シブ（ｐａｓｓｉｖｅ　）制御系を形成することとなる
。

一方、流量制御弁４８が開かれると、例えばピストンロ
ッド３が短縮する方向に変位しているときに、シリンダ
２内へ作動油液が供給されると、この供給された作動油
液によって、ピストンロッド３の短縮動が抑えられる結
果、上記動ばね定数Ｋが大となる方向に変化することと
なる。換言すれば、シリンダ２内に作動油液を供給ある
いはシリンダ２内の作動油液を排出することにより、オ
リフィス１２の絞り抵抗及びガスばね８の弾性率を可変
にしたのと同じ作用が得られ、したがって、系として開
かれたサスペンションユニット２０は、いわゆるアクテ
ィブ（ａｃｔ　１ｖｅ）制御系を形成することとなる。

上記流量制御弁４８は、マイクロコンピュータで構成さ
れるコントロールユニット６０からの制御信号により作
動され、この制御信号を生成すべくコントロールユニッ
ト６０には、各シリンダ２内の圧力をピックアップする
圧力センサ６２からの信号と、車速センサ６３からの信
号が入力されて、この圧力センサ６２からの圧力信号は
、コントロールユニット６０内のバントハスフィルタ６
４　（Ｗ分フィルタの一種）によってフィルタリング処
理した後、制御回路６６に入力されるようになっている
。また、コントロールユニット６０には、共通通路３４
に設けられた圧力センサ６８からの圧力信号が入力され
て、油圧回路の圧力が所定圧以上となったときには、切
換弁４２を切換えて、ポンプ３０により汲み上げられた
作動油液を還流通路５６．５４を通ってリザーバタンク
３２に還流するようにされている。一方、油圧回路の圧
力が所定圧より小さくなったときには、切換弁４２を切
換えてポンプ３０により汲み上げられた作動油液を供給
通路３３に流すようにされて、これにより油圧回路内の
圧力を所定圧に維持するようになっている。

上記流量制御弁４８のＭ御信号を生成する制御回路５６
の伝達関数なＨ（Ｓ）で示すと、前記制御系は、第２図
に示すブロック線図で表され、ここにＥ記伝達関数Ｈ（
Ｓ）は以下のようにして求められる。

先ず、前記制御系での各要素の伝達特性は、下記の関係
式で示される。

ΔＰ＝ΔＦ／Ａ　　・・・　（１）ここに、ΔＦニジリンダ２に対する荷重変化縫Ａ：ピス
トン４の受圧面積 ΔＰニジリンダ２内の液圧変化量 ΔＰＮ＝ΔＰ−ΔＰＣ・φ・（２）ここに、ΔＰＣ：液体ばね８の圧力変化量ΔＰＮニオリ
フイス１２での絞り圧力差の変化量ＱＮ　＝ΔＰＮ／ＫＮ　　−・・（３）ここに、ＫＮニ
オリフイス１２の絞り抵抗ＱＮニオリフイス１２を通過
する油液の流量 ΔＶｃ　＝　ＱＮ　／　Ｓ　　−−−（４）ここに、Δ
■Ｃ：流体ばね８の体積変化量ΔＰｃ　　＝　ＫＣｅ　
ΔＶｃ　　　＠　　＠　　ａ　　（５）ここに、ＫＣ：
流体ばね８の弾性率 Δｅ＝Ｋｅ・ΔＦ　・書・（６）ここに、Ｋｅ：圧力センサ６２のセンサ特性Δｅ：圧カ
センサ６２の出力 △１＝Ｈ（Ｓ）・Δｅ　・・・（７）ここに、Δｉ：制御回路６６から出力される流量制御弁
４８の制御電流 ΔＶＬ＝ＱＴ／Ｓ　　　　・・・（９）ここに、ΔｖＬ
ニジリンダ２内の油液の変化量ΔｖＳ：ΔＶＣ−ΔＶＬ
　　＃　＃　＃　（１０）ここに、ΔＶニジリンダ２（
シリンダ液室６）の容積変化量 ΔＸ＝ΔＶ／Ａ　　　・・・　（１１）ここに、ΔＸ：
ピストン４の変位賛歌に、前記制御系での目標特性、っまり動ばね定数の周
波数特性を第３図に示すものに設定すると、その目標特
性は下記の式のものを、高周波域でカットすることで得
られる。

・Φ・　（１２）ここに、Ｓニラプラス演算子Ｔ１時定数上記（１２）式を置き換えると、 ΔＸ　　　　　　　　　　　　　　１＋Ｔ−３ところで
、流体ばね８の体積変化量ΔｖＣは、上記（１）〜（５
）式から、 Δ’Ｖｃ　＝　ＱＮ　／　Ｓ　＝ΔＰＮ　／　（ＫＮ　
−５）＝（ΔＰ−ΔＰＣ）／　（ＫＮ　＠５）＝（ΔＰ
−ＫＧΔＶＧ）／（ＫＮ−３）−（ΔＦ／Ａ−ＫＧ　−
ΔＶｃ　）／　（ＫＮ　＠Ｓ）で表される。

また、シリンダ２内の油液の変化量ΔＶＬは、上記（６
）〜（３）式から、ＫＶ　　−Ｋｅ　＠Ｈ（Ｓ）、°、　　　ΔＶＬ　　＝　　　□拳ΔＦ（１＋ＴＶ−
Ｓ）　　・Ｓ・　・　・　（１５）で表わされる。　また、ピストン４の変化量ΔＸは、上
記（１０）〜（１５）式から、・・・（１６）したがって、この（１Ｇ）式を置き換えると、ΔＦ　　
　　　Ａ２（ＫＯ＋ＫＮ　Ｓ）　（１＋Ｔ／　Ｓ）　Ｓ
・・・（１７）となる、この（１７）式と前記（１３）式との対比にお
いて、（１７９式中、Ｋｌ　　＝Ａ２　　・ＫＣ・・・　（１８）Ｋ、２＝Ａ
２　　・ＫＮ　　　Φ・・　（１８）Ｔ　　＝Ｎ−ＴＶ
　　　−−−（２０）と置いて、これら（１８）〜（２
０）式を（１３）式に代入すると、 △Ｆ　ＮＡ２　（ＫＣ＋Ｋｖ　１１５）（ｌ＋Ｔｖ　１
１Ｓ）・・−（２１）となる。

したがって、上記（１７）式と（２１）式とから、連関
数Ｈ（Ｓ）を求めると、（１＋ＴＶ−５） −ＡＫＶ　Ｋｅ　　ＣＫＣ＋ＫＮ　　１１Ｓ）Ｈ（Ｓ）
／Ｓとなる。

この（２２）式で示される伝達関数Ｈ（Ｓ）に対□を加
味して、これ以外の高周波域をカッ２πτ２トするようにすれば、前記第３図に示す目標特性を実現
し得る伝達関数Ｈ（Ｓ）が得られることとなる。すなわ
ち、この伝達関数Ｈ（Ｓ）は、嗜・・（２３）で表され、第４図に示す特性となる。

ここで、上記ばね−Ｌ共振点の振動数ｆ１は、下記の式
で表わされる。

ｍｌ　：ばね上質量に１　：サスペンション装置のばね定数に２：タイヤの
上下ばね定数すなわち、上記（２３）式、あるいは第４図で示される
伝達関数Ｈ（Ｓ）を備えた制御回路６６をが得られるこ
ととなる。上記（２３）式で示される伝達関数Ｈ（Ｓ）
の特性はバンドパスフィルタと等価であり、その帯域は
、バネ上共振点ｆ１を挟そして、本実施例では、コント
ロールユニット６０内の記憶回路（ＲＯＭ）６７に、（
Ｇｔ、τ１、τ２）のパラメータ群が記憶されており、
車速センサ６３からの車速信号を受けて、車速か大きい
ときには、小さいときに比べて、（２３）式に示される
伝達関数Ｈ（Ｓ）のＧ１とτ２とを大とし、τ１を小と
する変更がなされるようになっている。すなわち、車速
が大きいときには、小さいときに比べて、伝達関数Ｈ（
Ｓ）のゲインを大きくすると共に、バンドパスフィルタ
としての帯域を拡大するようにされている（第４図参照
〕。

したがって、サスペンション装Ｊｌは、先ずばね上共振
点ｆ１を含む低周波域でアクティブ系とされて、大きな
勤ばね定数Ｋが実現されることとなる。そして、第３図
にも示すように、車速が大きいときには小さいときに比
べて、より大きな動ばね定数Ｋが設定され（ハード）、
またその領域も拡大されることとなる。このため、第５
図に示すように、車速が大きい程ばね上変位が低く抑え
られて、ロール、ピッチ等の車体の姿勢変化を低減する
ことができる。また、第６図に示すように、ばね上層速
度においても、車速が大きい程、小さく抑えられるため
、乗心地の向上を図ることができる。比較のため、第３
図、第５図、第６図において、パッシブ制御のみの特性
を破線で示しである。換言すれば、高周波域では流量制
御弁４８が閉とされてパッシブ系が形成されるため、ベ
ースとなるパッシブ系の動ばね定数を低く抑えて（例え
ばガスばね８のばね定数を小さくする）、軟かいサスペ
ンションの下で高周波域での乗心地を向丘することが可
能となる。また、流量制御弁４８は高周波域での応答性
が要求されないため、簡便なもので済むという利点があ
る。更に、油圧回路に故障があったときには、流量制御
弁４８を閉じるようにしておくことにより、サスペンシ
ョンの基本的な機能がアクティブ系で維持されるため故
障に対する安全性を損なうことはない。

第７図以後の図面は、本発明の他の実施例を示すものマ
、これら実施例における全体構成は、上記第１実施例と
同様であることからその説明を省略し、以下に特性をも
って他の実施例の特徴を説明することとする。

第７図乃至第９図は第２実施性を示すもので、伝達関数
Ｈ（Ｓ）の特性は、第７図に示すようにばね下共振点ｆ
２を挟む振動数□、２πτ２りと等価とされている。

ここに、上記ばね下共振点ｆ２は、以下の式で表わされ
る。

そして、車速か大きいときには、上記第１実施例と同様
に、伝達関数Ｈ（Ｓ）のＧ１とτ２とを大とし、τ１を
小とする変更がなされるようになっている。

したがって、本実施例では、先ずばね下共振点ｆ２を含
む高周波域でアクティブ系とされて、第８図に示すよう
に、大きな動ばね定ｆｉＫが実現されることとなる。そ
して、第７図にも示すように、車速が大きいときには、
小さいときに比べて、より大きな動ばね定数が設定され
、またその領域も拡大されることとなる。このため、第
９図に示すように、車速が大きい程、ばね下変位が低く
抑えられて、変速時における車輪の接地性を向上するこ
とができる。

第１０図、第１１図は第３実施例を示すもので、伝達関
数Ｈ（Ｓ）の特性は、第１０図に示すように、ばね主共
振点ｆ！とばね下共振点ｆ２と有するバンドパスフィル
タと等価とされている。そして、車速が大きいときには
、上記第１実施例と同様に、伝達関数Ｈ（Ｓ）のＧ、と
τ２とを大とし、τ！を小とする変更がなされるように
なっている。

したがって、本実施例では、先ずばね主共振点ｆ１．ば
ね下共振点ｆ２を共に含む周波数領域でアクティブ系と
されて、第１１図に示すように、大きな動ばね定数Ｋが
実現されることとなる。そして、８１０図にも示すよう
に、車速が大きいときには、小さいときに比べて、より
大きな動ばね定数Ｋが設定され、またその領域も拡大さ
れることとなる。このため、本実施例においては、車速
が大きい程、ばね主共振点ｆ１での車体の姿勢変化の低
減（前記第５図参照）及び乗心地の向上（前記第６図参
照）を図ることができると共に、ばね下共振点ｆ２での
車輪の接地性を向上することができる（前記第９図参照
）。

以上１本発明の詳細な説明したが、本発明は、これら実
施例に限定されることなく、以下の実施例を包含するも
のである。

（１）伝達関数Ｈ（Ｓ）の特性を、ばね主共振点ｆ１を
含む帯域と、ばね下共振点ｆ２を含む帯域との、２つの
帯域を有するバンドパスフィルタと等価なものとして、
この伝達関数Ｈ（Ｓ）の特性を車速に応じて変えるよう
にしてもよい。

（２）第１−第３実施例及び上記（１）において、車速
に応じて伝達関数Ｈ（Ｓ）の特性を変えるようにしたが
、車速に代えて、以下のものであってもよい。

■アクセル開度等から加速状態を検出し、加速時には、
動ばね特性をハードにして、姿勢変化を小さくする。

■ブレーキ圧等から制動状態を検出し、制動時には、動
ばね特性をハードにして、アンチダイブを図る。

■荷重信号Ｆの変動幅等から路面状況を検出し、大きな
凹凸路では、動ばね特性をハードにして、姿勢変化を抑
え、操縦安定性を図る。

■車速及びハンドル舵角等から車両の横Ｇを検出し、横
Ｇが大きいときには、動ばね特性をハードにして、旋回
時の姿勢変化を小さくする。あるいは、横Ｇに対する車
両の安定性を向上させる。

■車速変化あるいは荷重変化（ΔＦ）を検出し、これら
が所定値以下のときには、動ばね特性をソフトにして、
乗心地を向上させる。

（，３）　Ｇｔ　、　　τ８、τ２を共に変更すること
により、制御特性を変更するようにしたが、これらパラ
メータのうち、少なくとも１つを変更するようにしても
よい。

（発明の効果）以上の説明から明らかなように、本発明によれば、振動
に内在する周波数に応じて、好ましい動ばね特性を実現
することが可能とされ、また、車両の運転状態に応じた
動ばね特性を得ることができる。

【図面の簡単な説明】

第１図乃至第６図は本発明の第１実施例を示すもので、第１図は第１実施例の全体系統図、第２図は第１実施例のブロック線図、第３図は第１実施例での目標動ばね特性図、第４図は第１実施例での伝達関数の特性図、第５図、第６図は第１実施例の効果をパッシブ系との比
較で示すグラフである。第７図乃至第９図は本発明の第２実施例を示すもので、第７図は第２実施例での伝達関数の特性図、第８図は第２実施例での動ばね特性図、第９図は第２実
施例の効果をパッシブ系との比較で示すグラフである。第１０図、第１１図は本発明の第３実施例を示すもので
、第１０図は第３実施例での伝達関数の特性図、第１１図は第３実施例での動ばね特性図である。第１２図は本発明の全体構成図である。ｌ：サスペンション装置２ニジリンダ８：ガスばね３０：ポンプ４６：アキュームレータ４８：流層調整弁６０：コントロールユニット６２：圧力センサ６３゛：車速センサ６４：バンドパスフィルタ（微分フィルタ）６６二制御
回路６７：記憶回路６８：圧力センサＨ（Ｓ）：制御回路の伝達関数第３図第４図第５図第６図第７図第８図

Claims

【特許請求の範囲】

（１）車体と車輪との間に架設され、作動液体の供給、
排出が可能とされた液体シリンダ支持手段と、該液体シリンダ支持手段に作用する荷重を検出する荷重
検出手段と、該荷重検出手段からの信号を受け、前記液体シリンダ支
持手段に作用する荷重の変化量を微分フィルタの伝達関
数に基づいて制御信号を生成する制御手段と、該制御手段からの制御信号を受け、前記液体シリンダ支
持手段に供給、排出する作動液体の単位時間当たりの流
量を調整する流量調整手段と、前記液体シリンダ支持手
段に供給する作動液体の圧力を所定圧に調整する供給圧
調整手段と、車両の運転状態を検出する運転状態検出手
段該運転状態検出手段からの信号を受け、車両の運転状
態に応じて、前記制御手段における制御特性を変更する
制御特性変更手段と、を備えている、ことを特徴とする車両のサスペンション装置。
（２）特許請求の範囲第１項に記載のものにおいて、前記液体シリンダ支持手段が、シリンダと流体ばねとか
ら構成されているもの。