JPS6341219A - Suspension for vehicle - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To improve the comfortability and the grounding performance, by controlling a supporting mechanism arranged between a body and a wheel in the direction for increasing the vertical acceleration below a spring on the basis of said acceleration when the vibration frequency is lower than a setting level at a point close to a resonant point below the spring. CONSTITUTION:A sensor 23L detects the hydraulic pressure in a hydraulic chamber 74L and a sensor 25L detects the relative displacement between a body and a wheel. A sensor 27L detects the acceleration of vibration produced in a suspension arm 3L. A controller 21 calculates the supporting force being produced from a cylinder device 7L on the basis of said acceleration and controls said supporting force. When the displacing speed below the spring is increasing upward, the pressure of the cylinder device 7L is controlled to be reduced. Consequently, the characteristic in an area having lower vibration frequency than that at a point close to a resonant point below the spring can be modified for an area having higher vibration frequency, thereby the comfortability and the grounding performance can be improve over the entire area.

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し、特に、全
振動領域において、車両の乗心地および車輪の接地性の
向上を図ったサスペンション装置に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Field of Industrial Application) The present invention relates to a suspension device for a vehicle, and in particular to a suspension device that improves the riding comfort of a vehicle and the ground contact of wheels in all vibration regions. be.

（従来の技術およびその問題点） 車両のサスペンション装置としては、サスペンションス
プリングおよびダンパーから構成されたものが一般的で
ある。このような装置では、スプリングのばね定数およ
びダンパーの減衰力によって、サスペンション振動系の
振動特性が予め一義的に定まっている。従って、この振
動特性を好適に設定することにより、乗り心地、車輪の
接地性、車体のローリングあるいはピッチングなどのサ
スペンション特性の改善を図っている。(Prior Art and its Problems) A suspension device for a vehicle is generally composed of a suspension spring and a damper. In such a device, the vibration characteristics of the suspension vibration system are uniquely determined in advance by the spring constant of the spring and the damping force of the damper. Therefore, by appropriately setting these vibration characteristics, it is possible to improve suspension characteristics such as ride comfort, wheel ground contact, and rolling or pitching of the vehicle body.

しかしながら、一義的の定まった振動特性を有するサス
ペンシゴンによっては、その全振動周波数領域において
、乗り心地と接地性とを共に好適に維持することができ
ない。この点に関して更に説明すると、公知のように、
サスペンション振動系は、サスペンションスプリングを
挟み、車体の側の質量（ばね上質量）と車輪の側の質量
（ばね上質量）とが想定され、かかる振動系の強制振動
においては、共振点が２点、すなわち低周波側にばね下
共振点、高周波側にばね下共振点が生ずる振動特性が得
られる。この振動系において、減衰力を大きく設定すれ
ば、接地性が改善されるが、その共振点以外の振動周波
数領域、例えば、ばね下共振点を越える周波数領域にお
いてはゴツゴツしたショックが伝わり、乗り心地が極め
て悪くなる。However, depending on the suspension having unique and fixed vibration characteristics, it is not possible to suitably maintain both ride comfort and ground contact over the entire vibration frequency range. To further explain this point, as is well known,
The suspension vibration system is assumed to have a mass on the vehicle body side (spring mass) and a mass on the wheel side (spring mass) with the suspension spring in between. In the forced vibration of this vibration system, there are two resonance points. That is, vibration characteristics are obtained in which an unsprung resonance point occurs on the low frequency side and an unsprung resonance point occurs on the high frequency side. In this vibration system, if the damping force is set large, the ground contact will be improved, but in the vibration frequency range other than the resonance point, for example, in the frequency range exceeding the unsprung resonance point, a bumpy shock will be transmitted, making the ride uncomfortable. becomes extremely bad.

このように、相対変位が発生して初めて支持力が発生す
るようなスプリングを基本構成要素とする、所謂パッシ
ブ・サスペンション装置においては、その振動特性が一
義的に定まっているので、全振動周波数領域において乗
り心地と接地性との両立を好適に図ることが困難であっ
た。In this way, in a so-called passive suspension device whose basic component is a spring that generates supporting force only when relative displacement occurs, its vibration characteristics are uniquely determined, so It has been difficult to achieve a good balance between ride comfort and ground contact.

ここで、近年においては、上記のようなバフシブ・サス
ペンション装置の代わりに、車輪と車体との間に油圧シ
リンダなどの支持力発生機構を配置した構成のサスペン
ション装置が提亥されている。このような、スプリング
やダンパーによる支持機能以外の力で支持力を発生する
、所謂アクティブ・サスペンション装置は、たとえば、
特公昭５９−１４３６５号公報あるいはＲＰＣ出願０１
１４７５７号公開公報に開示されている。これらの公報
に開示のサスペンション装置においては、車輪および車
体の間に油圧シリンダからなるアクチュエータが配置さ
れ、車高の変化およびその変化率などに応じて、アクチ
ュエータの動きを制御している。この構成のサスペンシ
ョン装置によれば、アクチュエータの制御を変更してサ
スペンション振動特性を変えることが可能である。しか
しながら、従来においては、かかるサスペンション機構
を利用して、全振動周波数領域において乗り心地と接地
性との両立を図ろうとする試みは何らなされていない。In recent years, instead of the buff-sive suspension device as described above, a suspension device has been proposed in which a supporting force generating mechanism such as a hydraulic cylinder is disposed between the wheels and the vehicle body. Such so-called active suspension devices that generate supporting force using forces other than the supporting functions of springs and dampers are, for example,
Special Publication No. 59-14365 or RPC Application 01
It is disclosed in Publication No. 14757. In the suspension devices disclosed in these publications, an actuator consisting of a hydraulic cylinder is arranged between the wheels and the vehicle body, and the movement of the actuator is controlled in accordance with changes in vehicle height and the rate of change thereof. According to the suspension device having this configuration, it is possible to change the suspension vibration characteristics by changing the control of the actuator. However, in the past, no attempt has been made to achieve both ride comfort and ground contact in the entire vibration frequency range using such a suspension mechanism.

本発明は、上述の点の鑑みてなされたものであり、乗り
心地および車輪の接地性が共に好適なサスペンション装
置を提供することを目的としている。The present invention has been made in view of the above-mentioned points, and an object of the present invention is to provide a suspension device that is suitable for both ride comfort and wheel ground contact.

（問題点を解決するための手段） 本発明は、車両のサスペンション振動系において、その
ばね下共振点の近傍の値を境にして、それよりも下の領
域では、ばね下加速度に基づいて制御すれば、乗り心地
および接地性が共に、はぼ全振動周波数領域において好
適に維持出来ることに着目してなされたものであり、油
圧シリンダ等に代表される支持機構によって、車体と車
輪との間を支持し、このサスペンション振動系のばね下
共振点を境にして、ばね下加速度に基づき、上記の支持
機構の発生する支持力を制御し、これによって、はぼ全
振動周波数領域において乗り心地および接地性の向上を
図るようにしている。(Means for Solving the Problems) The present invention provides control based on unsprung acceleration in the suspension vibration system of a vehicle, in a region below the unsprung resonance point. This was developed with the focus on the fact that both ride comfort and ground contact can be suitably maintained in almost all vibration frequency ranges, and a support mechanism typified by a hydraulic cylinder etc. is used to reduce the distance between the vehicle body and the wheels. The supporting force generated by the above-mentioned support mechanism is controlled based on the unsprung acceleration based on the unsprung resonance point of this suspension vibration system, thereby improving ride comfort and We are trying to improve ground contact.

すなわち、本発明のサスペンション装置は；車体と車輪
との間に配置され、これらの相対変位に関わりなく増減
可能な支持力で支持可能な支持機構と；前記車輪に代表
されるばね下の上下方向の加速度を検出する加速度検出
手段と；サスペンション振動系の振動周波数が、ばね下
共振点近傍の値を有する設定周波数よりも低い場合には
、検出された前記加速度に基づき、ばね下加速度が増大
する方向に、前記支持機構が発生する支持力を制御する
制御手段と；を備えたことを特徴としている。That is, the suspension device of the present invention includes; a support mechanism that is disposed between the vehicle body and the wheels and can be supported with a support force that can be increased or decreased regardless of the relative displacement of the wheels; acceleration detection means for detecting acceleration; when the vibration frequency of the suspension vibration system is lower than a set frequency having a value near the unsprung resonance point, the unsprung acceleration increases based on the detected acceleration; and a control means for controlling the supporting force generated by the supporting mechanism in the direction.

（作用） 上記の支持機構は、例えば、油圧シリンダ、油圧ポンプ
およびこれらの間に配置された圧力調整弁から構成でき
、次式によって算出される支持力を油圧シリンダが発生
するように、そのシリンダへの油供給が制御される。(Function) The above support mechanism can be composed of, for example, a hydraulic cylinder, a hydraulic pump, and a pressure regulating valve disposed between them. The oil supply to is controlled.

Ｕｏ＝に−Ｘ“１＋Ｋｃ　（Ｘ’　１−Ｘ’　２）＋Ｋ
ｋ　（Ｘｉ−Ｘ２） Ｋ：修正係数 第３図に示すように、ばね下共振点近傍の上記設定周波
数Ｆを境にして、それ以下の領域においては負の値に１
に設定され、それ以上の領域においては、はぼ雰とされ
る。Uo=to-X"1+Kc (X'1-X' 2)+K
k (Xi-X2) K: Correction coefficient As shown in Figure 3, in the region below the above-mentioned set frequency F near the unsprung resonance point, it becomes a negative value of 1.
It is set to 1, and the area beyond that is set to a blank atmosphere.

Ｘ″１：上記の加速度検出手段によって検出される加速
度（ばね上加速度）である。X″1: Acceleration (spring mass acceleration) detected by the above-mentioned acceleration detection means.

ＫＣ：減衰係数に相当する定数 Ｋｋ：ばね係数に相当する定数 Ｘｌ−Ｋ２：車体の側と車輪の側との間の相対変位量 Ｘ’　１−Ｘ’　２　：上記の変位量（ＸＩ−Ｋ２）の
変化速度 但し、上記の各（Ｉ！！Ｘ″１、Ｘ’ｌ、Ｘ’２、Ｘｌ
、Ｋ２は、上向きの方向を正としている。KC: Constant corresponding to the damping coefficient Kk: Constant corresponding to the spring coefficient Xl-K2: Relative displacement amount between the vehicle body side and the wheel side ) However, each of the above (I!!X''1, X'l, X'2, Xl
, K2 are positive in the upward direction.

ここで、第１図は、路面入力における振動周波数に対す
る車体の振動レベル（ばね上の上下加速度Ｘ″２）の変
化を示すものであり、この図の振動特性線Ｉは、上記の
式において、第１項を零とした場合に得られるものであ
り、これに対して、特性線■は、第１項の係数Ｋを負の
値Ｋｌとした場合に得られるものである。また、第２図
は、路面からの入力における振動周波数に対する変位量
（ばね下側である車輪とその接地面との間の上下方向の
相対変位ｆｆ１Ｘ１−ＸＯ）の変化を示すものであり、
特性線Ａは上記の式における第１項を零にした場合に得
られるものであり、これに対して特性線Ｂは、第１項の
係数Ｋを負の値に１とした場合に得られるものである。Here, Fig. 1 shows the change in the vibration level of the vehicle body (vertical acceleration X''2 on the spring) with respect to the vibration frequency in the road surface input, and the vibration characteristic line I in this figure is expressed as This is obtained when the first term is set to zero. On the other hand, the characteristic line ■ is obtained when the coefficient K of the first term is set to a negative value Kl. The figure shows the change in the amount of displacement (relative displacement in the vertical direction between the unsprung wheel and its ground contact surface ff1X1-XO) with respect to the vibration frequency in input from the road surface.
Characteristic line A is obtained when the first term in the above equation is set to zero, whereas characteristic line B is obtained when the coefficient K of the first term is set to a negative value of 1. It is something.

ここに、乗り心地の良否は、第１図のばね上加速度に影
響され、その値が低いほど乗り心地が改善される。また
、車輪の接地性の良否は、第２図の変位量（Ｘｉ−ＸＯ
）に影響され、その値が低い程接地性が改善される。Here, the quality of the ride comfort is influenced by the sprung mass acceleration shown in FIG. 1, and the lower the value, the better the ride comfort. In addition, the quality of the ground contact of the wheels can be determined by the amount of displacement (Xi-XO
), and the lower the value, the better the ground contact.

ここにおいて、これらの特性図（第１図、第２図）から
、以下のことが言える。先ず、第１図の乗り心地を示す
特性図から、はぼばね下共振点Ｆより高周波域おいては
、特性■が好ましい特性を示している（乗り心地が良好
）。一方、第２図の接地性を示す特性図からは、はぼば
ね下共振点Ｆより低周波域においては、特性Ｂが好まし
い特性を示している（接地性が良好）。Here, the following can be said from these characteristic diagrams (FIGS. 1 and 2). First, from the characteristic diagram showing the ride comfort shown in FIG. 1, in a frequency range higher than the unsprung resonance point F, characteristic (2) shows a preferable characteristic (good ride comfort). On the other hand, from the characteristic diagram showing the grounding property shown in FIG. 2, in a frequency range lower than the unsprung resonance point F, characteristic B shows a preferable characteristic (good grounding property).

本発明はこの点の基づき、設定周波数Ｆ以下の領域にお
いては特性■、Ｂを採用し、それ以上の領域においては
特性■、Ａを採用しているので、全周波数領域において
乗り心地および接地性の向上を達成することができる。Based on this point, the present invention adopts characteristics ■ and B in the region below the set frequency F, and characteristics ■ and A in the region above it, so that ride comfort and ground contact are improved in the entire frequency region. improvement can be achieved.

尚、上述の係数にの値に１がとる符号が正か負であるか
は、ばね上加速度の入力に対する支持機構の発生支持力
を制御する制御方向にかかわるもので、本発明の場合、
Ｋ１は負の値であり、制御方向は、ばね上加速度を増大
する方向である。具体的に述べれば、ばね上加速度が正
の値、つまりばね下の変位速度が上向き（車体方向）に
増大しているときには、油圧シリンダ内の圧力を減圧す
るように、シリンダ内の油を排出する制御を行うもので
ある。It should be noted that whether the sign of 1 in the above-mentioned coefficient is positive or negative is related to the control direction for controlling the generated supporting force of the support mechanism in response to the input of the sprung mass acceleration, and in the case of the present invention,
K1 is a negative value, and the control direction is a direction in which the sprung mass acceleration is increased. Specifically, when the sprung mass acceleration is a positive value, that is, the displacement speed of the sprung mass is increasing upward (toward the vehicle body), the oil in the hydraulic cylinder is drained to reduce the pressure in the cylinder. This control is used to control

（発明の効果） このように、本発明のサスペンション装置においては、
ばね下共振点の近傍の値を有する振動周波数を境にして
、それ以下の振動領域における特性を、それ以上の振動
領域における特性に対して、ばね上加速度に基づき変更
しているので、全振動周波’２　ＴＪ域において、乗り
心地および接地性を共に向上させることが可能になる。(Effect of the invention) As described above, in the suspension device of the present invention,
The characteristics in the vibration region below the vibration frequency having a value near the unsprung resonance point are changed based on the sprung mass acceleration, so that the total vibration In the frequency '2 TJ region, it is possible to improve both ride comfort and ground contact.

（実施例） 以下に、図面を参照して本発明の実施例による車両のサ
スペンション装置を説明する。なお、以下の実施例にお
いては、前後車輪に配置されるサスペンション装置の構
成は同一であるので、前車輪について説明をする。(Example) Below, a suspension device for a vehicle according to an example of the present invention will be described with reference to the drawings. In the following embodiments, the configurations of the suspension devices disposed on the front and rear wheels are the same, so the front wheels will be explained.

第１実施例 第４図は、本発明の第１の実施例による車両のサスペン
ション装置の全体構成図である。図に示すように、左右
の車輪ＩＬ、ＩＲは、サスペンションアーム３Ｌ、３Ｒ
を介して車体５に取付けられている。これらサスペンシ
ョンアームは、車体５に枢着されており、したがって、
車輪ＩＬ。First Embodiment FIG. 4 is an overall configuration diagram of a vehicle suspension system according to a first embodiment of the present invention. As shown in the figure, the left and right wheels IL and IR have suspension arms 3L and 3R.
It is attached to the vehicle body 5 via. These suspension arms are pivotally connected to the vehicle body 5, and therefore,
Wheel IL.

ＩＲは車体５に対して上下方向に揺動可能になっている
。これらの左右輪に対して配置されるサスペンション機
構は同一構成であるので、以下左側の前車輪ＩＬについ
て説明する。まず、サスペンションアーム３Ｌと、車体
５との間には、上下方向に向けてパワーシリンダ装置７
Ｌが配置されている。このシリンダ装置７Ｌは、そのシ
リンダ本体７１Ｌの後端が車体５の側に固着され、その
シリング本体内を上下方向に摺動可能なピストン７２Ｌ
に固着されたピストンロッド７３Ｌはシリンダ本体の先
端を貫通して下方に延び、上記のサスペンションアーム
３Ｌに連結されている。このように、パワーシリンダに
よって支持機構が形成されでおり、このシリンダ装置７
Ｌに発生する油圧を制御することによって、このシリン
ダ装置の発生する支持力を変更することができる。The IR is capable of vertically swinging relative to the vehicle body 5. Since the suspension mechanisms arranged for these left and right wheels have the same configuration, the left front wheel IL will be described below. First, a power cylinder device 7 is provided between the suspension arm 3L and the vehicle body 5 in the vertical direction.
L is placed. This cylinder device 7L has a cylinder body 71L whose rear end is fixed to the side of the vehicle body 5, and a piston 72L which is slidable in the vertical direction within the cylinder body.
A piston rod 73L fixed to the cylinder body extends downward through the tip of the cylinder body, and is connected to the suspension arm 3L described above. In this way, a support mechanism is formed by the power cylinder, and this cylinder device 7
By controlling the hydraulic pressure generated in L, the supporting force generated by this cylinder device can be changed.

上記のシリンダ装置７Ｌに対する油圧供給系を説明する
。この供給系は、油圧ポンプ９と、このポンプと上記の
シリンダ装置７Ｌとの間を連通ずる油通路に配置した流
路切り換え弁１１Ｌを基本構成としている。この弁１１
Ｌは、電磁弁からなり、その設定位置がブロックへの場
合には、シリンダ装置７Ｌの上方の側の油圧室７４Ｌに
油の供給がなされ、ピストンロンドア３Ｌは、下方へ向
けて伸張する。また、その設定位置がブロックＢの場合
には、シリンダ装置７Ｌに対する油通路が遮断される。A hydraulic pressure supply system for the above cylinder device 7L will be explained. This supply system basically includes a hydraulic pump 9 and a flow path switching valve 11L disposed in an oil passage communicating between the pump and the cylinder device 7L. This valve 11
L is a solenoid valve, and when the set position is toward the block, oil is supplied to the hydraulic chamber 74L on the upper side of the cylinder device 7L, and the piston door 3L extends downward. Further, when the set position is block B, the oil passage to the cylinder device 7L is blocked.

一方、設定位置がブロックＣの場合には、シリンダ装置
の下側の油圧室７５Ｌに対して油の供給がなされ、ピス
トンロンドア３Ｌは上方へ向けて縮む。また、この油圧
供給系４において、１３はリリーフ弁、１５はアキュム
レータであり、油通路内を所定の油圧に維持可能となっ
ている。On the other hand, when the set position is block C, oil is supplied to the hydraulic chamber 75L on the lower side of the cylinder device, and the piston door 3L contracts upward. Further, in this hydraulic pressure supply system 4, 13 is a relief valve, and 15 is an accumulator, and the inside of the oil passage can be maintained at a predetermined hydraulic pressure.

なお、１７は油タンクである。Note that 17 is an oil tank.

次に、上記の電磁弁１１Ｌを駆動制御するための制御系
を、第４図ないし第６図を参照して説明する。この制御
系は、コントローラ２１とその入力側に接続された３個
のセンサ２３Ｌ、２５Ｌ、２７Ｌを基本構成要素として
いる。。センサ２３Ｌは、圧力センサであり、シリンダ
の油圧室７４Ｌ内の油圧Ｐを検出する。センサ２５Ｌは
変位センサであり、車体５と車輪ＩＬとの上下方向の相
対変位（ＸＩ−Ｋ２）を検出する。また、センサ２７Ｌ
は振動センサであり、サスペンションアーム３Ｌに取付
けられ、ここに生ずる上下方向の振動加速度Ｘ“１を検
出する。コントローラ２１では、これらの検出値に基づ
いて、後述のようにシリンダ装置７Ｌの発生すべき支持
力を算出し、シリンダ装置がこの算出した支持力を発生
するように制御する。Next, a control system for driving and controlling the above electromagnetic valve 11L will be explained with reference to FIGS. 4 to 6. The basic components of this control system include a controller 21 and three sensors 23L, 25L, and 27L connected to its input side. . The sensor 23L is a pressure sensor and detects the oil pressure P in the hydraulic chamber 74L of the cylinder. The sensor 25L is a displacement sensor and detects the relative displacement (XI-K2) between the vehicle body 5 and the wheel IL in the vertical direction. In addition, sensor 27L
is a vibration sensor, which is attached to the suspension arm 3L, and detects the vertical vibration acceleration X"1 generated here. Based on these detected values, the controller 21 controls the vibration acceleration generated by the cylinder device 7L as described later. The supporting force is calculated, and the cylinder device is controlled to generate the calculated supporting force.

第５図は、このコントローラ２１の構成を示すブロック
図である。図に示すように、このコントローラは、算出
回路部３３、変更回路部３５および制御回路部３７から
構成されている。算出回路部３３は、車輪からの振動入
力に対してシリンダ装置のピストン７２Ｌが予め設定し
た振動特性に従って振動するために必要とされるシリン
ダ装置７Ｌの発生支持力ＵＯを算出する。すなわち、変
位センサ出力（Ｘｉ−Ｋ２）を増幅器３３１に入力して
、予め設定した定数Ｋｋを乗じ、Ｋｋ（ＸＩ−Ｘ　２）
を算出する。また、上記のセンサ出力（Ｘｉ−Ｋ２）を
微分器３３２を介して微分して、−次微分値（Ｘ’ｌ−
Ｘ’２）を算出する。更にこの微分値を、増幅器３３３
を介して、一定の値Ｋｃだけ増幅して、Ｋｃ　（Ｘ’　
１−Ｘ’　２）を算出する。このようにして算出した二
つの値を、加算器３３４で加算して、次式で示す支持力
ＵＯを算出する。FIG. 5 is a block diagram showing the configuration of this controller 21. As shown in FIG. As shown in the figure, this controller includes a calculation circuit section 33, a change circuit section 35, and a control circuit section 37. The calculation circuit unit 33 calculates the generated supporting force UO of the cylinder device 7L required for the piston 72L of the cylinder device to vibrate according to preset vibration characteristics in response to vibration input from the wheels. That is, the displacement sensor output (Xi-K2) is input to the amplifier 331, multiplied by a preset constant Kk, and Kk(XI-X2)
Calculate. Further, the above sensor output (Xi-K2) is differentiated via the differentiator 332, and the -th differential value (X'l-
X'2) is calculated. Furthermore, this differential value is sent to an amplifier 333.
is amplified by a certain value Kc through Kc (X'
1-X' 2) is calculated. The two values thus calculated are added by an adder 334 to calculate the supporting force UO expressed by the following equation.

Ｕｏ＝Ｋｋ　（ＸＩ−Ｋ２） ＋Ｋｃ　　（Ｘ’　　１−Ｘ’　　２）次に、変更回路
部３５は、上述のように算出された支持力Ｕｏを変更す
るための回路である。この回路部においては、振動セン
サ出力Ｘ’ｌを増幅器３５１に入力して、一定の割合に
１だけ増幅すると共に、その符号を反転させる。すなわ
ち、正方向の加速度は負方向の加速度値に変換され、負
方向のものは正に変換される。この増幅器の出力Ｋｌ−
Ｘ“１をローパスフィルタ３５２に入力し、低周波数成
分のみを上述の加算器３３４に供給する。詳述するに、
このローパスフィルタ３５２においては、ばね下共振点
近傍の振動周波数Ｆ以下の成分のみを通過させる。従っ
て、サスペンション振動系の振動周波数が値Ｆ以下の場
合には、Ｋ１・Ｘ“１が加算器２３４に供給され、次式
で示すように、支持力Ｕｏが修正される。Uo=Kk (XI-K2) +Kc (X' 1 - X' 2) Next, the changing circuit section 35 is a circuit for changing the supporting force Uo calculated as described above. In this circuit section, the vibration sensor output X'l is input to the amplifier 351, where it is amplified by 1 at a constant rate and its sign is inverted. That is, acceleration in the positive direction is converted to an acceleration value in the negative direction, and that in the negative direction is converted to a positive value. The output of this amplifier Kl-
X"1 is input to the low-pass filter 352, and only the low frequency component is supplied to the above-mentioned adder 334. In detail,
This low-pass filter 352 allows only components below the vibration frequency F near the unsprung resonance point to pass. Therefore, when the vibration frequency of the suspension vibration system is less than or equal to the value F, K1·X"1 is supplied to the adder 234, and the supporting force Uo is modified as shown by the following equation.

［Ｊｏ＝に１・Ｘ“１ ＋Ｋｋ　（ＸＩ−Ｋ２） ＋Ｋｃ　（Ｘ’　１−Ｘ’　２） 従って、検出されたばね下加速度が正の場合、すなわち
上向きの場合には、修正係数が負の値であるので、修正
量は負となり、ばね下加速度を増大する方向に制？ゴ■
される。[Jo = 1 · Therefore, the amount of correction is negative, and the control is applied in the direction of increasing the unsprung acceleration.
be done.

次に、制御回路部３７は、実際のシリンダ装置の発生支
持力が、上記の算出した支持力ＵＯとなるように閉ルー
プ制御を行う。すなわち、圧力センサ出力Ｐを取り込み
、この値を増幅器３７１を介して増幅して、シリンダ装
置が実際に発生している支持力Ａ−Ｐ（Ａニジリンダの
有効面積）を算出し、また、上述のように算出された支
持力Ｕｏを取り込み、これら両方の値を、比較器３７２
で比較する。そして、実際の支持力Ａ−Ｐが算出値Ｕｏ
となるように、この比較器から駆動信号をドライバ３７
３に供給する。この信号に従って、ドライバ３７３では
切り換え弁１１Ｌを駆動する。詳述すると、Ｕｏ＞Ａ−
Ｐの場合には、弁１１ＬはブロックＡに設定されて、油
圧室７４Ｌに油圧の供給が行われる。Ｕｏ＜Ａ−Ｐの場
合には、弁１１はブロックＣに設定されて油圧室７５Ｌ
に油圧が供給される。一方、Ｕｏ＝Ａ−Ｐの場合には、
弁１１Ｌはブロック已に設定されてシリンダ装置はその
状態に保持される。Next, the control circuit unit 37 performs closed-loop control so that the actual supporting force generated by the cylinder device becomes the calculated supporting force UO. That is, the pressure sensor output P is taken in, this value is amplified via the amplifier 371, and the supporting force A-P (effective area of A cylinder) actually generated by the cylinder device is calculated. The supporting force Uo calculated as above is taken in, and both of these values are sent to the comparator 372.
Compare with. Then, the actual supporting force A-P is the calculated value Uo
The drive signal from this comparator is sent to the driver 37 so that
Supply to 3. According to this signal, the driver 373 drives the switching valve 11L. In detail, Uo>A−
In the case of P, the valve 11L is set to block A, and hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 74L. If Uo<A-P, the valve 11 is set to block C and the hydraulic chamber 75L
Hydraulic pressure is supplied to On the other hand, in the case of Uo=A−P,
The valve 11L is set to block and the cylinder device is held in that state.

ここで、第６図に上記のローパスフィルタ３５２の回路
構成を示す。フィルタ特性は、ＲＣ時定数によって決定
され、この値は公知のように次式で決定されるので、「
。とじて上記の周波数Ｆを採用すれば、この周波数Ｆ以
下の周波数成分を通過させるフィルタ特性が得られる。Here, FIG. 6 shows the circuit configuration of the above-mentioned low-pass filter 352. The filter characteristics are determined by the RC time constant, and this value is determined by the following formula as is well known, so "
. If the above-mentioned frequency F is adopted, a filter characteristic that allows frequency components lower than this frequency F to pass can be obtained.

Ｒ−Ｃ＝　１／２πｆ０ 第３図の曲線に＝ｆ　　（Ｆ）はこのローパスフィルタ
３５２のフィルタ特性に対応する特性を示している。RC=1/2πf0 =f (F) in the curve of FIG. 3 indicates a characteristic corresponding to the filter characteristic of this low-pass filter 352.

このように構成した本実施例のサスペンション振動系に
おいては、第１図の曲線■で示す振動特性が得られる。In the suspension vibration system of this embodiment configured in this way, the vibration characteristics shown by curve 3 in FIG. 1 are obtained.

また、この振動特性における、ばね下側である車輪ＩＬ
とその接地面との間の上下方向の相対変位ｆｆ１（Ｘｉ
−ＸＯ）は、第２図の曲線Ｃで示す特性になる。すなわ
ち、振動周波数が値Ｆよりも低い領域においては、第３
図に示すように係数Ｋが負の値に１に近い値となるので
、ばね下加速度Ｘ″１と同一方向にシリンダ装置の支持
力Ｕｏが修正される。これに対して、振動周波数が値Ｆ
以下の領域においては、係数Ｋが零に近い値になるので
、上述のような支持力の修正は殆ど行われない。この結
果、本例の装置においては、全振動周波数の領域におい
て、乗り心地および接地性が好適な状態に維持される。In addition, in this vibration characteristic, the wheel IL on the unsprung side
The vertical relative displacement ff1(Xi
-XO) has the characteristic shown by curve C in FIG. That is, in the region where the vibration frequency is lower than the value F, the third
As shown in the figure, the coefficient K becomes a negative value close to 1, so the supporting force Uo of the cylinder device is corrected in the same direction as the unsprung acceleration F
In the following regions, the coefficient K takes a value close to zero, so the above-mentioned modification of the supporting force is hardly performed. As a result, in the device of this example, ride comfort and ground contact are maintained in a favorable state in all vibration frequency ranges.

なお、上述の例においては、コントローラをアナログ回
路構成としたが、これをデジタル回路構成とすることも
できる。Note that in the above example, the controller has an analog circuit configuration, but it can also have a digital circuit configuration.

第２実施例 第７図および第８図は、本発明の第２実施例を示す図で
ある。本例は、前述した第１実施例とほぼ同一の構成を
有しており、ただ油圧供給系に一部変更を施したもので
ある。従って、以下の説明においては、第１実施例の構
成要素に対応する個所には同一の符号を附し、その説明
を省略する。Second Embodiment FIGS. 7 and 8 are diagrams showing a second embodiment of the present invention. This example has almost the same configuration as the first example described above, except that the hydraulic pressure supply system is partially changed. Therefore, in the following explanation, the same reference numerals are given to the parts corresponding to the components of the first embodiment, and the explanation thereof will be omitted.

本例においては、パワーシリンダ装置７Ｌの油圧室７４
Ｌに、オリフィス４１Ｌを介して連通させたエアバネ４
３Ｌを有しており、このエアバネ４３Ｌによって、サス
ペンション振動系のばね定数Ｋｋが規定され、またオリ
フィス４１Ｌの絞りによってその減衰定数Ｋｃが規定さ
れる。また、油圧の供給は油圧室７４Ｌに対してのみ行
うように構成され、かかる供給制御に適した切り換え弁
１１Ｌを配置しである。In this example, the hydraulic chamber 74 of the power cylinder device 7L
Air spring 4 communicated with L through orifice 41L
3L, the spring constant Kk of the suspension vibration system is defined by the air spring 43L, and its damping constant Kc is defined by the restriction of the orifice 41L. Further, the hydraulic pressure is supplied only to the hydraulic chamber 74L, and a switching valve 11L suitable for such supply control is arranged.

第８図に示すように、かかる変更に対応して、コントロ
ーラ２１の構成にも一部変更を施しである。すなわち、
制御回路部３７は減算器３７４を有し、この減算器３７
４に対して、実際のシリンダ支持力Ａ−Ｐおよび算出回
路部３３で算出された支持力を供給して、次式で示す減
算をおこなわせる。As shown in FIG. 8, in response to this change, the configuration of the controller 21 has also been partially changed. That is,
The control circuit section 37 has a subtracter 374, and this subtracter 37
4, the actual cylinder support force A-P and the support force calculated by the calculation circuit section 33 are supplied to perform the subtraction shown in the following equation.

Ｔ＝Ａ−Ｐ−（Ｋｋ　　（Ｘｉ−Ｘ２）＋Ｋｃ　　（Ｘ
’　１−Ｘ’　２）） この減算値Ｔを比較器３７２に供給して、変更回路部３
５で算出された値に−Ｘ“１と比較し、この比較結果に
基づいて切り換え弁１１Ｌを制御する。すなわち、Ｋ−
Ｘ“１＞Ｔの場合は、油圧室７４Ｌに油圧を供給する方
向に制御し、Ｋ・Ｘ″ｌ＜Ｔの場合は逆に油圧室から油
圧を抜く方向に制御する。また、Ｋ−Ｘ“１＝Ｔの場合
には、そのままの状態を保持する。T=A-P-(Kk (Xi-X2)+Kc (X
'1-X' 2)) This subtraction value T is supplied to the comparator 372, and the change circuit section 3
The value calculated in step 5 is compared with -X"1, and the switching valve 11L is controlled based on the comparison result. That is, K-
When X"1>T, the hydraulic pressure is controlled to be supplied to the hydraulic chamber 74L, and when K.X"l<T, the hydraulic pressure is controlled to be removed from the hydraulic chamber. Further, in the case of K-X"1=T, the state is maintained as it is.

このように構成した本例においても、前述の第１実施例
と同様に、全周波数領域において、乗り心地および接地
性を共に好適に保ことができる。Also in this example configured in this way, as in the first example described above, both ride comfort and ground contact can be suitably maintained in the entire frequency range.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図はばね上前速度の振動特性を示す特性図、第２図
は車輪側とその接地面との間の相対変位特性を示す特性
図、第３図は振動周波数に対する修正係数の値を示す特
性図、第４図は本発明の第１実施例の構成を示す構成図
、第５図は第４図のコントローラの構成を示すブロック
図、第６図は第５図のローパスフィルタの例を示す回路
図、第７図は本発明の第２実施例を示す構成図、第８図
は第７図のコントローラの構成を示すブロック図である
。 ＩＬ−・車輪 ３Ｌ−・・サスペンションアーム ５−車体 ７Ｌ−パワーシリンダ装置 ９−・油圧ポンプ １１　Ｌ−切り換え弁 ２１−コントローラ ２３・−・圧力センサ ２５−・−変位センサ ２７−振動センサ ３３・−・算出回路部 ３５−変更回路部 ３７−制御回路部 第１図 振動周波１！（Ｈｚ） 振動周波数（Ｈｚ）Fig. 1 is a characteristic diagram showing the vibration characteristics of the front speed of the sprung mass, Fig. 2 is a characteristic diagram showing the relative displacement characteristics between the wheel side and its ground contact surface, and Fig. 3 is a characteristic diagram showing the vibration characteristics of the front speed of the sprung mass. 4 is a block diagram showing the configuration of the first embodiment of the present invention, FIG. 5 is a block diagram showing the configuration of the controller in FIG. 4, and FIG. 6 is an example of the low-pass filter in FIG. 5. FIG. 7 is a block diagram showing a second embodiment of the present invention, and FIG. 8 is a block diagram showing the configuration of the controller shown in FIG. IL--Wheel 3L--Suspension arm 5-Vehicle body 7L-Power cylinder device 9--Hydraulic pump 11 L-Switching valve 21-Controller 23--Pressure sensor 25--Displacement sensor 27-Vibration sensor 33-- - Calculation circuit section 35 - Change circuit section 37 - Control circuit section Fig. 1 Vibration frequency 1! (Hz) Vibration frequency (Hz)

Claims (1)

【特許請求の範囲】 車体と車輪との間に配置され、これらの相対変位に関わ
りなく増減可能な支持力で支持可能な支持機構と、 前記車輪に代表されるばね下の上下方向の加速度を検出
する加速度検出手段と、 サスペンション振動系の振動周波数が、ばね下共振点近
傍の値を有する設定周波数よりも低い場合には、検出さ
れた前記加速度に基づき、ばね下加速度を増大する方向
に、前記支持機構が発生する支持力を制御する制御手段
と、 を備えたことを特徴とする車両のサスペンション装置。[Scope of Claims] A support mechanism disposed between a vehicle body and wheels and capable of supporting the vehicle body with a support force that can be increased or decreased regardless of their relative displacement; When the vibration frequency of the suspension vibration system is lower than a set frequency having a value near the unsprung resonance point, the unsprung acceleration is increased based on the detected acceleration; A suspension device for a vehicle, comprising: a control means for controlling a supporting force generated by the supporting mechanism.