JPS636361B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention]

本発明は、ダンパ減衰特性もしくはばね特性の
少なくともいずれか一方（以下サスペンシヨン特
性という）を可変としたサスペンシヨンと、ステ
アリング特性（例えば、前輪転舵角に対するステ
アリング操作力特性）を可変としたパワーステア
リング装置において、このサスペンシヨン特性の
制御に応じてステアリング特性を制御するように
したサスペンシヨンとステアリングの総合制御装
置に関するものである。 自動車のサスペンシヨンにおいて、ダンパの減
衰力を状況に応じて制御するようにしたものが提
案されている。例えば、実開昭55―109008号に示
されているように、車速に応じて減衰力を変化さ
せて常に好ましい操縦特性を得るようにしたもの
が知られている。サスペンシヨンは、ダンパとば
ねの組合せからなつており、バネ特性を変化させ
て同様な操縦特性を得ることも考えられる。これ
らは高速時にアンダーステア特性を強め直進安定
性を増し、低速時にアンダーステア特性を弱め旋
回性を増すことにより、車速の変化に応じて常に
好ましい操縦特性を得るようにしたものである。
アンダーステア特性を変えると操縦特性（操舵感
覚）が変わる。すなわち、アンダーステア特性を
強くすると操舵力が大きくなつて、ステアリング
が重くなり、操舵時の応答性が鈍くなる傾向が強
められ、アンダーステア特性を弱くすると操舵力
は小さくなつて、ステアリングが軽くなり、操舵
時の応答性が鋭くなる傾向が強められる。 また、操縦性能はステアリング特性の変化によ
つても変えることができる。例えば、パワーステ
アリングにおいては操舵補助力（アシスト力）を
変えることにより、またマニユアル・ステアリン
グにおいてはステアリング・ホイール操舵角と前
輪転舵角との比（以下ステアリング減速比とい
う）を変えることなどにより、ステアリング特性
を変化させ、操縦特性を変えることができる。す
なわち、パワーステアリングでアシスト力を小さ
くした場合、またマニユアル・ステアリングでス
テアリング減速比を大きくした場合には、直進時
の安定性が増し操舵感覚は鈍重になり、その逆に
パワーステアリングでアシスト力を大きくした場
合およびマニユアル・ステアリングで、前記比を
小さくした場合には、操舵時の応答性は鋭く操舵
感覚は鋭敏であると言える。ステアリング特性を
変化させる例としては、例えば特開昭55―55059
に示されているように車速に応じステアリング操
作力を変え、高速でステアリングを重くし直進安
定性を増し、低速でステアリングを軽くし旋回性
をよくするようにしたものが知られている。 以上述べたように、従来はサスペンシヨン特性
もしくはステアリング特性を別個に制御すること
により、レーンチエンジもしくは比較的緩やかな
カーブ走行などがほとんどである高速走行では直
進安定性を増すようにし、比較的急なコーナリン
グ等の多くなる低速走行では旋回性が増すように
している。 ところで、サスペンシヨン特性の変化により生
じる操縦特性の変化は、応答性の鋭さおよびステ
アリング操舵力の大きさの変化として表わすこと
ができるし、ステアリング特性の変化により生じ
る操縦特性の変化も、同様に、応答性の鋭さおよ
びステアリング操舵力の大きさの変化として表わ
すことができる。すなわち、操縦特性の変化とし
ては、同じ現象として表われるものである。この
ことを考えると、サスペンシヨン特性の変化とス
テアリング特性とを相応して制御すれば、前記の
ような操縦特性を助長しさらに大きくしたり、相
殺し変化を小さくしたりすることが可能であると
いえる。 本発明は上記事情に鑑みて、サスペンシヨン特
性を変化させアンダーステア特性を強くした時、
この変化に連動して、パワーステアリングのアシ
スト力を所定量大きくするようステアリング特性
（アシスト力特性）を変化させる制御を行なうと
共にサスペンシヨン特性を変化させアンダステア
特性を弱くした時、この変化に連動して、パワー
ステアリングのアシスト力を所定量小さくするよ
うステアリング特性（アシスト力特性）を変化さ
せる制御を行なうようにしたサスペンシヨンとス
テアリングの総合制御装置を提供することを目的
とする。 本発明によるサスペンシヨンとステアリングの
総合制御装置は、車体を前後・左右の各車輪にそ
れぞれ懸架するサスペンシヨンユニツト、上記車
輪のうち転舵自在な操舵輪を操舵するパワーステ
アリング装置、サスペンシヨンユニツトの減衰力
もしくはバネ定数のうち少なくともいずれか一方
を制御して後輪に対する前輪の減衰力比もしくは
後輪に対する前輪のバネ定数比を可変制御する第
１制御手段、パワーステアリング装置のアシスト
力特性を可変制御する第２制御手段、前記減衰力
比もしくはバネ定数比の少なくとも一方を高める
第１制御信号を前記第１制御手段に出力すると共
に該第１制御信号の出力に追従して前記アシスト
力を前記第１制御信号が出力される以前のアシス
ト力よりも所定量増大させるよう前記第２制御手
段に第２制御信号を出力しかつ前記減衰力比もし
くはバネ定数比の少なくとも一方を低下させる第
３制御信号を前記第１制御手段に出力すると共に
該第３制御信号の出力に追従して前記アシスト力
を前記第３制御信号が出力される以前のアシスト
力よりも所定量減少させるよう前記第２制御手段
に第４制御信号を出力するコントローラを備え、
サスペンシヨンユニツトの前記減衰力比もしくは
バネ定数比の変化に同期してパワーステアリンン
グ装置のアシスト力特性を変更するようにしたこ
とを特徴とする。 本発明によれば、サスペンシヨン特性の変化に
応じ即ちサスペンシヨン特性の変化に同期してこ
の変化と同時に、この変化によつて生ずる操縦特
性の変化を相殺するようにステアリング特性を変
化させることができるので、サスペンシヨン特性
の変化による応答性およびステアリング操舵力の
変化がステアリング特性の変化により打ち消さ
れ、サスペンシヨン特性が変化しても操縦特性と
しての変化はあまり現われず運転者にその変化を
あまり感じさせないようにすることができる。 具体的には、サスペンシヨン特性を運転者の選
択自在なマニユアルスイツチ操作等により、もし
くは運転状態（例えば、操舵角、車速、荷重等）
に応じて自動制御によりアンダーステア特性強も
しくは弱に切換可能となつている場合において、
このアンダーステア特性が変化したときこのこと
によつて生じる操縦特性をステアリング特性によ
つて相殺されるため、すなわちアンダーステア強
のときパワーステアリングのアシスト力大きく、
アンダーステア弱のときパワーステアリングのア
シスト力小さくすることによつて、アンダーステ
ア強のとき、このことにより生ずる操舵力増加分
がアシスト力増大分によつて打消され、アンダー
ステア弱のときは、このことにより生ずる操舵力
減少分がアシスト力低下分によつて打消されるた
め、サスペンシヨン特性変化によりアンダーステ
ア特性が変化すると、車の状態としてはアンダー
ステア特性に応じ安定性もしくは応答性が計られ
ているが操縦特性としてはアンダーステア特性の
変化が現われないようにすることができる。 以上のようにサスペンシヨン特性に応じてステ
アリング特性を制御することにより、マニユアル
スイツチ操作等によるサスペンシヨン特性選択の
場合は運転者の意志により、アンダーステア強す
なわち直進性に優れるサスペンシヨン特性、もし
くはアンダーステア弱すなわち応答性および旋回
性に優れるサスペンシヨン特性を選択できるが、
いずれを選択しても操縦特性としてはあまり変化
なく運転者にもサスペンシヨン特性を切換えたこ
とをあまり感じさせないようにすることができ
る。一方、自動制御の場合には車の走行状態によ
り、サスペンシヨン特性を自動的に変えるように
なつていて、走行状態として例えば操舵角を例に
挙げると、操舵角が小さいときすなわち直進もし
くは直進に近い走行状態の時はサスペンシヨン特
性はアンダーステア強で直進安定性を大きくして
いるが、この時同時にステアリング特性としてパ
ワーステアリングのアシスト力を大きくすること
により、また操舵角が大きい時すなわちコーナリ
ング等の旋回状態の時はサスペンシヨン特性はア
ンダーステア弱で旋回性能をよくしているが、こ
の時同時にパワーステアリングのアシスト力を小
さくすることにより、車の状態としては直進もし
くは緩やかなカーブの走行のような操舵角の小さ
いときは安定性がよく、旋回時のような操舵角の
大きい時は応答性および旋回性がよいようになる
が、操縦特性の変化としてはあまり現われない、
いわゆる大人しい車を実現することができる。 以上述べた特性をまとめると、次表の如く表わ
せる。 The present invention relates to a suspension in which at least one of damper damping characteristics or spring characteristics (hereinafter referred to as suspension characteristics) is variable, and a power system in which steering characteristics (for example, steering force characteristics relative to front wheel steering angle) are variable. The present invention relates to a comprehensive suspension and steering control device that controls steering characteristics in accordance with the control of suspension characteristics in a steering device. BACKGROUND ART In automobile suspensions, systems have been proposed in which the damping force of a damper is controlled depending on the situation. For example, as shown in Japanese Utility Model Application Publication No. 109008/1983, a vehicle is known in which the damping force is changed depending on the vehicle speed to always obtain favorable handling characteristics. The suspension consists of a combination of a damper and a spring, and it is also possible to obtain similar steering characteristics by changing the spring characteristics. These systems strengthen understeer characteristics at high speeds to increase straight-line stability, and weaken understeer characteristics to increase turning performance at low speeds, thereby consistently providing favorable handling characteristics in response to changes in vehicle speed.
Changing the understeer characteristics will change the handling characteristics (steering feel). In other words, when the understeer characteristic is strengthened, the steering force increases, the steering becomes heavier, and the response during steering tends to become slower.When the understeer characteristic is weakened, the steering force decreases, the steering becomes lighter, and the steering becomes slower. The tendency for responsiveness to become sharper over time is strengthened. Moreover, the steering performance can also be changed by changing the steering characteristics. For example, in power steering, by changing the steering assist force (assist force), and in manual steering, by changing the ratio between the steering wheel steering angle and the front wheel turning angle (hereinafter referred to as steering reduction ratio), etc. The steering characteristics can be changed to change the handling characteristics. In other words, if you reduce the assist force with power steering, or if you increase the steering reduction ratio with manual steering, the stability when driving straight increases and the steering feel becomes dull; When the ratio is increased, and when the ratio is decreased in manual steering, it can be said that the response during steering is sharp and the steering feeling is acute. As an example of changing the steering characteristics, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 55-55059
As shown in Figure 2, there is a known system that changes the steering force depending on the vehicle speed, making the steering heavier at high speeds to improve straight-line stability, and lightening the steering at low speeds to improve turning performance. As mentioned above, in the past, suspension characteristics or steering characteristics were controlled separately to increase straight-line stability during high-speed driving, where lane changes or relatively gentle curves were mostly involved, while Turning performance is increased during low-speed driving where there is a lot of cornering. By the way, changes in steering characteristics caused by changes in suspension characteristics can be expressed as changes in the sharpness of response and magnitude of steering force, and similarly, changes in steering characteristics caused by changes in steering characteristics can be expressed as changes in the sharpness of response and the magnitude of steering force. It can be expressed as a change in the sharpness of response and the magnitude of steering force. In other words, changes in the handling characteristics appear as the same phenomenon. Considering this, if the changes in the suspension characteristics and the steering characteristics are controlled accordingly, it is possible to promote the above-mentioned steering characteristics and make them even larger, or cancel them out and reduce the changes. It can be said. In view of the above circumstances, the present invention has been developed to improve the understeer characteristics by changing the suspension characteristics.
In conjunction with this change, control is performed to change the steering characteristics (assist force characteristics) to increase the assist force of the power steering by a predetermined amount, and when the suspension characteristics are changed and the understeer characteristics are weakened, the control is performed in conjunction with this change. It is an object of the present invention to provide a comprehensive suspension and steering control device that performs control to change steering characteristics (assist force characteristics) so as to reduce the assist force of power steering by a predetermined amount. The integrated suspension and steering control device according to the present invention includes a suspension unit that suspends a vehicle body on each of the front, rear, left and right wheels, a power steering device that steers a steerable wheel among the wheels, and a suspension unit that a first control means for variably controlling the damping force ratio of the front wheels to the rear wheels or the spring constant ratio of the front wheels to the rear wheels by controlling at least one of the damping force or the spring constant; variable assist force characteristics of the power steering device; a second control means for controlling, outputting a first control signal for increasing at least one of the damping force ratio or the spring constant ratio to the first control means, and following the output of the first control signal to increase the assist force to the first control means; Third control that outputs a second control signal to the second control means so as to increase the assist force by a predetermined amount compared to the assist force before the first control signal was output, and decreases at least one of the damping force ratio or the spring constant ratio. the second control so as to output a signal to the first control means and follow the output of the third control signal to reduce the assist force by a predetermined amount from the assist force before the third control signal was output; a controller for outputting a fourth control signal to the means;
The present invention is characterized in that the assist force characteristics of the power steering device are changed in synchronization with changes in the damping force ratio or spring constant ratio of the suspension unit. According to the present invention, it is possible to change the steering characteristics in response to a change in the suspension characteristics, that is, in synchronization with the change in the suspension characteristics, simultaneously with this change, so as to offset the change in the steering characteristics caused by this change. As a result, changes in responsiveness and steering force due to changes in suspension characteristics are canceled out by changes in steering characteristics, and even if suspension characteristics change, changes in steering characteristics do not appear much, and the driver does not notice the changes much. You can make it so you don't feel it. Specifically, suspension characteristics can be controlled by the driver's freely selectable manual switch operation, or by driving conditions (e.g. steering angle, vehicle speed, load, etc.).
In cases where the understeer characteristic can be automatically switched to strong or weak depending on the
When this understeer characteristic changes, the steering characteristic caused by this change is offset by the steering characteristic, that is, when the understeer is strong, the power steering assist force is large,
By reducing the assist force of the power steering when understeer is weak, the increase in steering force caused by this when understeer is strong is canceled by the increase in assist force, and when understeer is weak, the increase in steering force caused by this is canceled out by the increase in assist force when understeer is weak. Since the decrease in steering force is canceled out by the decrease in assist force, if the understeer characteristics change due to a change in suspension characteristics, the vehicle's stability or responsiveness is measured according to the understeer characteristics, but the steering characteristics change. Therefore, it is possible to prevent changes in understeer characteristics from appearing. As described above, by controlling the steering characteristics according to the suspension characteristics, when the suspension characteristics are selected by manual switch operation, the suspension characteristics can be set to have strong understeer, that is, suspension characteristics that are excellent in straight-line driving, or weak understeer, depending on the driver's will. In other words, you can select suspension characteristics with excellent responsiveness and turning performance, but
No matter which one is selected, the steering characteristics do not change much, and the driver can be made so that he or she does not feel that the suspension characteristics have been changed. On the other hand, in the case of automatic control, the suspension characteristics are automatically changed depending on the driving condition of the car. Taking the steering angle as an example of the driving condition, when the steering angle is small, that is, when the car is traveling straight or In similar driving conditions, the suspension characteristics are strong understeer to increase straight-line stability, but at the same time, the steering characteristics are increased by increasing the power steering assist force, and when the steering angle is large, that is, cornering etc. When turning, the suspension characteristics have little understeer to improve turning performance, but at the same time, by reducing the assist force of the power steering, the car is in a straight line or on a gentle curve. Stability is good when the steering angle is small, and responsiveness and turning performance are good when the steering angle is large, such as when turning, but this does not appear much as a change in handling characteristics.
It is possible to create a so-called quiet car. The characteristics described above can be summarized as shown in the following table.

【表】 以下図面によつて、本発明の実施例を詳細に説
明する。 第１図および第２図には、パワーステアリング
のステアリング操舵力に対する求心加速度および
ヨーレイトの関係例をそれぞれ示す。図中１点鎖
線はマニユアル・ステアリング（Ｍ／Ｓ）の場合
を示す参考線であり、パワーステアリングのアシ
スト力はステアリング操舵力が小さい時は働か
ず、ある値を越えたところから作用する。図中Ａ
およびＣで示す線は、ステアリング・アシスト力
を小さくした場合、ＢおよびＤで示す線は、ステ
アリング・アシスト力を大きくした場合の例を示
し、上側の線ＡおよびＢはアンダーステア特性を
強くした場合、下側の線ＣおよびＤはアンダース
テア特性を弱くした場合の例を示す。本発明にお
いてはサスペンシヨン特性の変化に応じ、および
Ｂ，Ｃ（実線で示す）で示す線になるようステア
リング特性を制御する。なおこの図に示す線は１
実施例であり、サスペンシヨン特性およびステア
リング特性の決め方によつては、ＢとＣの線を重
ねたり、上下位置関係を逆転させたりすることも
可能である。Ａ，Ｂ，ＣおよびＤの各線で示す操
縦特性は、次表２のようにサスペンシヨン特性お
よびステアリング特性を制御するものである。[Table] Examples of the present invention will be described in detail below with reference to the drawings. FIG. 1 and FIG. 2 each show an example of the relationship between the centripetal acceleration and yaw rate with respect to the steering force of the power steering. The one-dot chain line in the figure is a reference line showing the case of manual steering (M/S), and the power steering assist force does not work when the steering force is small, but starts working when the steering force exceeds a certain value. A in the diagram
The lines shown by and C show the case when the steering assist force is reduced, the lines shown by B and D show the case when the steering assist force is increased, and the upper lines A and B show the case when the understeer characteristic is strengthened. , lower lines C and D show examples where the understeer characteristics are weakened. In the present invention, the steering characteristics are controlled according to changes in the suspension characteristics and so as to follow the lines indicated by B and C (shown as solid lines). Note that the line shown in this figure is 1
This is an example, and depending on how the suspension characteristics and steering characteristics are determined, it is also possible to overlap the lines B and C or to reverse the vertical positional relationship. The steering characteristics shown by lines A, B, C, and D control the suspension characteristics and steering characteristics as shown in Table 2 below.

【表】 第３図は本発明の実施例による総合制御装置を
備えた自動車を示すもので、本例においては舵角
センサ３３もしくはマニユアルスイツチ３２もし
くはその両方からの入力によつて、 ダンパ減衰力を変化させるソレノイド２１ｂ，
２２ｂもしくはバネ特性を変化させるソレノイド
２１ａ，２２ａもしくはその両方を作動させる出
力をコントローラ３０より出すことによりサスペ
ンシヨン特性を変化させ、同時にコントローラ３
０より車速センサ３１からの入力３０ｆにもとづ
きポンプ１４の吐出量を制御する出力を送り出し
ステアリング特性を変える。この出力は、パワー
ステアリング用ポンプがエンジ駆動の場合は、流
量制御バルブのソレノイドを作動させ、電動モー
タ駆動の場合はモータの回転数を制御する。 第４図は、エンジンにより駆動する油圧ポンプ
によりアシスト力を得るパワーステアリングを備
えた本発明の実施例の主要系統図を示すものであ
る。本実施例のパワーステアリング装置はマニユ
アルステアリングとしてラツクピニオン式のステ
アリングを備えるものであり、ステアリングホイ
ール１により回転されるステアリングシヤフト２
はジヨイント３，４を介してピニオン５に連結さ
れている。このピニオン５はラツク６に噛合さ
れ、このラツク６の両端には、軸７ａ，７ｂを中
心に回動可能に支持されたナツクルアーム８ａ，
８ｂに係合されたタイロツド９ａ，９ｂが連結さ
れている。ステアリングホイール１が操作され、
ステアリングシヤフト２の回転がピニオン５を介
してラツク６に伝達されると、ラツク６は図中左
右方向に動き、タイロツド９ａ，９ｂを介してナ
ツクルアーム８ａ，８ｂを回動させ、操舵輪（一
般には前輪）１０ａ，１０ｂに舵角を与える。 上記ラツク６にはパワーシリンダ１１のピスト
ン１１ｃが固定され、このピストン１１ｃにより
画成された油室１１ａ，１１ｂに連通する配管１
２ａ，１２ｂは、コントロールバルブ１３を介し
てオイルポンプ１４ａに接続されている。コント
ロールバルブ１３は、従来からこの種のパワース
テアリング装置に一般的に使用されているもので
あり、オイルポンプ１４ａの吐出配管１５と戻し
配管１６を操舵方向に応じて各々配管１２ａと１
２ｂ、あるいは１２ｂと１２ａに接続するように
油圧系統を切り換える。例えばラツク６が図中右
方に移動するように操舵されたとき、吐出配管１
５は配管１２ｂに、戻し配管１６は配管１２ａに
接続される。その結果パワーシリンダ１１内の油
圧によりラツク６の右方への移動が補助される。
またこのコントロールバルブ１３は、ステアリン
グシヤフト２が回転されていないときには、吐出
配管１５と戻し配管１６を直接連通させ、パワー
シリンダ１１に圧油を送らない。 上記オイルポンプ１４ａはベルト１７を介して
エンジン１８によつて直接駆動され、このポンプ
１４ａの吐出配管１５内に、流量制御弁１９が介
設されている。この流量制御弁１９は、ケーシン
グ１９ａ内を図中上下方向に摺動可能に形成され
た弁体１９ｂと、この弁体１９ｂを図中下方に付
勢するばね１９ｃ、および流量制御ソレノイド１
９ｄとからなり、ケーシング１９ａは吐出配管１
５に接続された第１，２ポート１９ｅ，１９ｆ、
および戻し配管１６に接続された第３ポート１９
ｇを備えている。 流量制御ソレノイド１９ｄが消磁されていると
き弁体１９ｂは、ばね１９ｃに押されて上記第３
ポート１９ｇを閉じている。そしてこのとき、弁
体１９ｂの周囲に刻設された環状溝１９ｈが第
１，２ポート１９ｅ，１９ｆとに整合し、これら
第１，２ポート１９ｅ，１９ｆが互いに連通され
る（第４図図示の状態）。 一方コントローラ３０よりの出力３０ｇにより
流量制御ソレノイド１９ｄが励磁されると、弁体
１９ｂはばね１９ｃの付勢力に抗して図中上方に
引き上げられる。したがつて、それまで弁体１９
ｂによつて閉じられていた第３ポート１９ｇは、
部分的に第１ポート１９ｅに連通し、第１ポート
１９ｅよりの流量は一部第３ポート１９ｇを通し
て戻り配管１６へ戻るため、第２ポート１９ｆよ
り出る流量は減少する。すなわち、流量制御ソレ
ノイド１９ｄ消磁の時、ポンプ１４ａの吐出量全
量がコントロール・バルブ１３に流れステアリン
グ・アシスト力は大きく、流量制御ソレノイド１
９ｄ励磁の時は、ポンプ１４ａの吐出量が一部流
量制御弁１９によつてバイパスされるため、コン
トロール・バルブ１３への流量が減りステアリン
グ・アシスト力は小さくなる。実際には、このソ
レノイドのON―OFFのデユーテイ比を変えるこ
とにより、後述の第６図、第７図および第８図に
示すように制御を行なう。 上記コントローラには電源よりの入力の外、マ
ニユアルにより切換可能とする場合のマニユアル
スイツチ３２よりの入力３０ａ、および本実施例
として舵角センサ３３よりの入力３０ｈ（この入
力は舵角に限らず荷重、車速等の場合もある）が
入力され、これらの入力によりサスペンシヨン特
性を変化させる信号３０ｂ，３０ｃ，３０ｄおよ
び３０ｅ、およびステアリング特性を変化させる
信号３０ｇを出力する。 具体的には、ステアリング特性は上述の通りで
あり、サスペンシヨン特性に関しては、例えば空
気ばね２１，２２のばね特性を変えるにはコント
ローラ３０よりの出力３０ｂ，３０ｃによりソレ
ノイド２１ａ，２２ａを励磁または消磁し、アク
チユエータ２１Ａ，２２Ａとの連絡をON―OFF
させることにより行ない、ダンパの減衰特性を変
えるにはコントローラ３０よりの出力３０ｄ，３
０ｅにより、ソレノイド２１ｂ，２２ｂを励磁ま
たは消磁し、ダンパ特性を決めるオリフイスサイ
ズを変化させることにより行なう。 以上のように、舵角（もしくは荷重、車速等の
走行状態）に応じマニユアル・スイツチの選択も
しくは自動で、コントローラによるサスペンシヨ
ン特性に追従したステアリング特性制御が可能に
なる。 第５図は、電気モータにより駆動する油圧ポン
プによりアシスト力を得るパワーステアリングを
備えた本発明の実施例の主要系統図を示すもので
ある。本実施例は、第４図の実施例とは油圧ポン
プがエンジン駆動でなくモータ駆動であること
と、流量制御弁がないこと以外は全く同じであ
り、同一の個所は同一番号を付し説明を省略す
る。 本実施例においては、コントローラ３０よりの
出力３０ｇによりモータ２０を駆動制御し、ポン
プ１４ｂの吐出量を制御することによりステアリ
ング特性を変える。このコントローラは第４図の
例と同様に、サスペンシヨン特性も変化させるこ
とができるので、サスペンシヨン特性と、ステア
リング特性の相互の関連した制御が可能である。 第６図、第７図および第８図は、第４図および
第５図で説明した実施例の場合での油圧ポンプ吐
出量とステアリング特性との関係を説明するグラ
フである。 第６図のグラフでは、車速Ｖとポンプ吐出量Ｑ
との関係を示し、一般には低速すなわち大きい操
舵力を要する時は、流量が多く速度が増すに従い
流量が減少しある速度以上では一定になる。アシ
スト力大とアシスト力小との差は、第４図の実施
例では流量制御弁のソレノイドの消・励磁デユー
テイ比を変えることにより、第５図の実施例では
モータの回転数変化により行なわれ、例えば車速
V₁の所では流量がQ_LからQ_Hに変化する。 第７図は上記車速V₁すなわちパワーステアリ
ングへの流量がQ_LとQ_Hの場合での操舵トルクT_H
と油圧Ｐとの関係を示すグラフで、操舵トルク
T_Hが小さい所で油圧Ｐはあまり変化しないが、
操舵トルクがある値を越えると油圧Ｐは相乗的に
増加する。ただし、同一油圧を得るには流量が
Q_H（少ない）の方が大きいトルクT_Hを必要とす
る。 第８図は上記車速V₁すなわち、パワーステア
リングへの流量がQ_LとQ_Hの場合での求心加速度
と操舵トルクT_Hとの関係を示すグラフで、操舵
トルクT_Hの増加に応じ、求心加速度は相乗的に
増加する。同一の求心加速度を得るには流量が
Q_Hの方が大きいトルクを必要とする、つまりパ
ワーステアリングへの流量が少ない方が、アシス
ト力小さく、操舵感が重くなる。 第９図は本発明による実施例の制御回路図を示
すものであり、マニユアルスイツチによるサスペ
ンシヨン特性の選択およびパワーステアリング用
油圧ポンプをエンジン駆動とした場合の実施例に
ついて示している。マニユアルスイツチ３２が
OFFの時はこの信号３０ａがコントローラ３０
に入力され、第１インバータ３８によりON信号
に変換された信号が前輪サスペンシヨン２３へ出
力３０ｂ，３０ｄされ、前輪サスペンシヨン２３
のばね特性を変化させるソレノイド２１ａもしく
は減衰特性を変化させるソレノイド２１ｂもしく
はその両方を励磁し、一方OFF信号のままの出
力３０ｃ，３０ｅが後輪サスペンシヨン２４のば
ね特性を変化させるソレノイド２２ａもしくは減
衰特性を変化させるソレノイド２２ｂもしくはそ
の両方を消磁する。この場合、ばね特性を変化さ
せるソレノイド２１ａ，２２ａは、励磁（ON）
の時ばね定数を小さく消磁（OFF）の時大きく
なるように設定され、減衰特性を変化させるソレ
ノイド２１ｂ，２２ｂは、励磁（ON）の時減衰
力を小さく消磁（OFF）の時大きくなるように
設定されている。マニユアルスイツチ３２がON
の時は上記の場合と逆で、前輪サスペンシヨン２
３のばね特性変化用ソレノイド２１ａもしくは減
衰特性変化用ソレノイド２１ｂもしくはその両方
が消磁され、後輪サスペンシヨン２４のばね特性
変化用ソレノイド２２ａもしくは減衰特性変化用
ソレノイド２２ｂもしくはその両方が励磁され
る。ここで、前輪サスペンシヨンのばね定数を
K_F、減衰係数をC_F、後輪サスペンシヨンのばね
定数をK_R、減衰係数をC_Rとし、マニユアルスイ
ツチ３２のON―OFFに対する値をONもしくは
OFFのサフイツクスを付して表わすと、次のよ
うになる。 １ ばね定数比
（K_F／K_R）ON＞（K_F／K_R）OFF ２ 減衰係数比 （C_F／C_R）ON＞（C_F／C_R）OFF よつて、マニユアルスイツチONの時アンダー
ステア特性が強く、OFFの時アンダーステア特
性が弱くなる。以上について明確化のためまとめ
ると、次表３のようになる。[Table] FIG. 3 shows an automobile equipped with a comprehensive control device according to an embodiment of the present invention. In this embodiment, the damper damping force is controlled by input from the steering angle sensor 33, the manual switch 32, or both. a solenoid 21b that changes
22b, the suspension characteristics are changed by outputting from the controller 30 an output that operates the solenoids 21a, 22a, or both of which change the spring characteristics, and at the same time the controller 3
Based on the input 30f from the vehicle speed sensor 31, an output for controlling the discharge amount of the pump 14 is sent out from 0 to change the steering characteristics. This output operates the solenoid of the flow rate control valve when the power steering pump is driven by an engine, and controls the rotation speed of the motor when it is driven by an electric motor. FIG. 4 shows a main system diagram of an embodiment of the present invention, which is equipped with a power steering system that obtains assist force from a hydraulic pump driven by an engine. The power steering device of this embodiment is equipped with a rack and pinion type steering as manual steering, and includes a steering shaft 2 rotated by a steering wheel 1.
is connected to the pinion 5 via joints 3 and 4. This pinion 5 is meshed with a rack 6, and at both ends of this rack 6 are knuckle arms 8a, which are rotatably supported around shafts 7a and 7b.
Tie rods 9a and 9b engaged with 8b are connected. Steering wheel 1 is operated,
When the rotation of the steering shaft 2 is transmitted to the rack 6 via the pinion 5, the rack 6 moves in the left-right direction in the figure, rotates the knuckle arms 8a and 8b via tie rods 9a and 9b, and rotates the steering wheels (generally Give the steering angle to the front wheels) 10a and 10b. A piston 11c of a power cylinder 11 is fixed to the rack 6, and a piping 1 communicating with oil chambers 11a and 11b defined by the piston 11c.
2a and 12b are connected to an oil pump 14a via a control valve 13. The control valve 13 has been commonly used in this type of power steering device, and controls the discharge pipe 15 and return pipe 16 of the oil pump 14a to the pipes 12a and 1, respectively, depending on the steering direction.
Switch the hydraulic system to connect to 2b, or 12b and 12a. For example, when the rack 6 is steered to move to the right in the figure, the discharge pipe 1
5 is connected to the pipe 12b, and the return pipe 16 is connected to the pipe 12a. As a result, the rightward movement of the rack 6 is assisted by the hydraulic pressure within the power cylinder 11.
Further, when the steering shaft 2 is not rotating, the control valve 13 allows the discharge pipe 15 and the return pipe 16 to communicate directly, and does not send pressure oil to the power cylinder 11. The oil pump 14a is directly driven by the engine 18 via a belt 17, and a flow rate control valve 19 is interposed in the discharge pipe 15 of the pump 14a. The flow rate control valve 19 includes a valve body 19b that is formed to be slidable in the vertical direction in the drawing within the casing 19a, a spring 19c that urges the valve body 19b downward in the figure, and a flow rate control solenoid 1.
9d, and the casing 19a is the discharge pipe 1.
1st and 2nd ports 19e and 19f connected to 5,
and a third port 19 connected to the return pipe 16
It is equipped with g. When the flow control solenoid 19d is demagnetized, the valve body 19b is pushed by the spring 19c and the third
Port 19g is closed. At this time, the annular groove 19h carved around the valve body 19b aligns with the first and second ports 19e and 19f, and these first and second ports 19e and 19f communicate with each other (as shown in FIG. 4). condition). On the other hand, when the flow control solenoid 19d is excited by the output 30g from the controller 30, the valve body 19b is pulled upward in the figure against the biasing force of the spring 19c. Therefore, until then, the valve body 19
The third port 19g, which was closed by b, is
It partially communicates with the first port 19e, and the flow rate from the first port 19e partially returns to the return pipe 16 through the third port 19g, so the flow rate exiting from the second port 19f decreases. That is, when the flow control solenoid 19d is demagnetized, the entire discharge amount of the pump 14a flows to the control valve 13, and the steering assist force is large, and the flow control solenoid 1
At the time of 9d excitation, part of the discharge amount of the pump 14a is bypassed by the flow rate control valve 19, so the flow rate to the control valve 13 decreases and the steering assist force decreases. In reality, control is performed as shown in FIGS. 6, 7, and 8, which will be described later, by changing the ON-OFF duty ratio of this solenoid. In addition to the input from the power supply, the above-mentioned controller receives an input 30a from the manual switch 32 when switching is possible manually, and an input 30h from the steering angle sensor 33 in this embodiment (this input is not limited to the steering angle but also the load). , vehicle speed, etc.), and outputs signals 30b, 30c, 30d, and 30e that change the suspension characteristics and a signal 30g that changes the steering characteristics based on these inputs. Specifically, the steering characteristics are as described above, and regarding the suspension characteristics, for example, to change the spring characteristics of the air springs 21 and 22, the solenoids 21a and 22a are energized or demagnetized by the outputs 30b and 30c from the controller 30. and turn ON/OFF communication with actuators 21A and 22A.
To change the damping characteristics of the damper, the outputs 30d, 3 from the controller 30 are
This is done by energizing or demagnetizing the solenoids 21b and 22b with 0e and changing the orifice size that determines the damper characteristics. As described above, depending on the steering angle (or driving conditions such as load and vehicle speed), it is possible to control steering characteristics that follow the suspension characteristics using the controller, either by manual switch selection or automatically. FIG. 5 shows a main system diagram of an embodiment of the present invention, which is equipped with a power steering system that obtains assisting force from a hydraulic pump driven by an electric motor. This embodiment is completely the same as the embodiment shown in Fig. 4, except that the hydraulic pump is driven by a motor rather than an engine, and there is no flow control valve, and the same parts are given the same numbers and explained. omitted. In this embodiment, the motor 20 is driven and controlled by the output 30g from the controller 30, and the steering characteristics are changed by controlling the discharge amount of the pump 14b. Similar to the example shown in FIG. 4, this controller can also change the suspension characteristics, so it is possible to control the suspension characteristics and the steering characteristics in a mutually related manner. FIGS. 6, 7, and 8 are graphs illustrating the relationship between the hydraulic pump discharge amount and the steering characteristics in the embodiments described in FIGS. 4 and 5. FIG. In the graph of Figure 6, vehicle speed V and pump discharge amount Q
In general, when the speed is low, that is, when a large steering force is required, the flow rate is large, and as the speed increases, the flow rate decreases, and becomes constant above a certain speed. The difference between the large assist force and the small assist force is determined by changing the deenergization/excitation duty ratio of the solenoid of the flow control valve in the embodiment shown in FIG. 4, and by changing the rotational speed of the motor in the embodiment shown in FIG. , e.g. vehicle speed
At V ₁ , the flow rate changes from Q _L to Q _H. Figure 7 shows the steering torque T _H when the vehicle speed is V ₁ , that is, the flow rate to the power steering is Q _L and Q _H.
This is a graph showing the relationship between the steering torque and the oil pressure P.
The oil pressure P does not change much when T _H is small, but
When the steering torque exceeds a certain value, the oil pressure P increases synergistically. However, to obtain the same oil pressure, the flow rate is
Q _H (less) requires greater torque T _H. Figure 8 is a graph showing the relationship between centripetal acceleration and steering torque T _H when the vehicle speed is V ₁ , that is, the flow rate to the power steering is _{Q L} and Q _H. Acceleration increases synergistically. To obtain the same centripetal acceleration, the flow rate is
Q _H requires more torque, which means less flow to the power steering means less assist force and heavier steering feel. FIG. 9 shows a control circuit diagram of an embodiment according to the present invention, and shows an embodiment in which suspension characteristics are selected by a manual switch and a power steering hydraulic pump is driven by an engine. Manual switch 32
When OFF, this signal 30a is the controller 30
The signal is input to the front wheel suspension 23 and converted into an ON signal by the first inverter 38, and is outputted to the front wheel suspension 23.
The solenoid 21a that changes the spring characteristics of the rear wheel suspension 24, the solenoid 21b that changes the damping characteristics, or both are energized, while the outputs 30c and 30e, which remain OFF signals, are the solenoid 22a that changes the spring characteristics of the rear wheel suspension 24 or the damping characteristics. demagnetize the solenoid 22b that changes or both. In this case, the solenoids 21a and 22a that change the spring characteristics are excited (ON).
Solenoids 21b and 22b, which change the damping characteristics, are set such that the spring constant is small when energized (ON) and becomes large when demagnetized (OFF). It is set. Manual switch 32 is ON
In the case of , the front wheel suspension 2 is the opposite of the above case.
The spring characteristic changing solenoid 21a and/or the damping characteristic changing solenoid 21b of No. 3 are demagnetized, and the spring characteristic changing solenoid 22a and/or the damping characteristic changing solenoid 22b of the rear wheel suspension 24 are energized. Here, the spring constant of the front wheel suspension is
K _F , the damping coefficient is C _F , the spring constant of the rear wheel suspension is K _R , the damping coefficient is C _R , and the value for ON-OFF of the manual switch 32 is ON or
When expressed with the OFF suffix, it becomes as follows. 1 Spring constant ratio
(K _F ／K _R )ON＞(K _F ／K _R )OFF 2 Damping coefficient ratio (C _F ／C _R )ON＞(C _F ／C _R )OFF Therefore, the understeer characteristics are strong when the manual switch is ON. , the understeer characteristics become weaker when it is OFF. The above is summarized for clarity as shown in Table 3 below.

【表】【table】

【表】 本発明においては、前述のマニユアルスイツチ
によるサスペンシヨン特性（アンダーステア特
性）の切換えに応じ、ステアリング特性も同時に
変化させるのであるが、これを本図（第９図）に
加え第１０図、第１１図および第１２図を併用し
て説明する。 第１０図はコントローラ３０内の第１コンパレ
ータ３７の入力を示すグラフで、第１１図および
第１２図はこの第１コンパレータ３７よりの出力
３０ｇを示し、第１１図はマニユアルスイツチ３
２がOFFの時、第１２図はマニユアルスイツチ
３２がONの時を示すグラフである。 マニユアルスイツチ３２がOFFの時、三角波
発生回路３５よりの出力が加算回路３６により、
マニユアルスイツチよりの入力３０ａが第２イン
バータ４０で変換されたON信号と加算され、第
１０図に示す上側の三角波（図中、マニユアルス
イツチ：OFFで示す線）として第１コンパレー
タ３７のプラス側に入力される。一方、車速セン
サ３１よりの入力３０ｆがＦ／Ｖ変換器３４で電
圧に変換され第１コンパレータ３７のマイナス側
へ入力される。例として、ある定車速を考えその
時のＦ／Ｖ変換後の電圧Ｖを第１０図に示す（一
定値Ｖで表わす直線）。上記２つの入力を第１コ
ンパレータ３７に入れると出力は第１１図に示す
T₁時間ON、T₂時間OFFになる信号として出さ
れ、これが出力３０ｇされてパワーステアリング
用ポンプの吐出側配管に設置されている流量制御
弁１９の流量制御ソレノイド１９ｄを消・励磁す
る。この時流量制御ソレノイド１９ｄはＴ時間内
にT₁時間ONでT₂時間OFFであり、このデユー
テイ比（T₁／Ｔ）によつて流量制御弁１９を通
つてパワーステアリングのアシスト力として作用
する流量が決まる。 マニユアルスイツチ３２がONの時はこのON
信号は第２インバータ４０によりOFF信号に変
換されるため第１コンパレータ３７のプラス側入
力は三角波発生回路３５よりの出力のみであり、
マニユアルスイツチ３２がOFFの時より、全体
に電圧レベルが下がり、第１０図に示す下側の三
角波（図中、マニユアルスイツチ：ONで示す
線）になる。これにより、前記の場合と同一車速
の時を想定すると、第１コンパレータ３７の出力
は第１２図に示すように、T₃時間ON、T₄時間
OFFという信号になる。よつて流量制御弁１９
の流量制御ソレノイド１９ｄの消・励磁は、デユ
ーテイ比：T₃／Ｔとなり、これに基づき流量も
決まる。 マニユアルスイツチ３２のONとOFFの相違に
より第１０図に示すように三角波の電位が全体に
上下するため、同一車速でも第１コンパレータ３
７の出力が第１１図および第１２図に示すように
異なつてくる。すなわち、マニユアルスイツチ３
２がOFFの時、T₁／Ｔのデユーテイ比で流量制
御ソレノイド１９ｄが消・励磁し、マニユアルス
イツチ３２がONの時T₃／Ｔのデユーテイ比で流
量制御ソレノイド１９ｄが消・励磁する。よつて
流量制御弁を通りパワーステアリング・アシスト
力として作用する流量も、デユーテイ比の相違分
異なり、マニユアルスイツチONの時流量が多く
パワーステアリング・アシスト力大きく、マニユ
アルスイツチOFFの時流量が少なくパワーステ
アリング・アシスト力小さくなる。 以上のようにして、マニユアルスイツチONの
時サスペンシヨン特性によるアンダーステア特性
が強く、かつパワーステアリングのアシスト力大
きくなり、マニユアルスイツチOFFの時アンダ
ーステア特性弱く、かつパワーステアリングのア
シスト力小さくなり、マニユアルスイツチによ
り、車の状態としてアンダーステア特性が強く安
定性のよい状態もしくはアンダーステア特性が弱
く応答性および旋回性のよい状態を任意に選択で
きるが、この選択に伴なう操縦特性の変化が現わ
れるのを抑えることができる。 第１３図は、本発明によるもう一つの実施例の
制御回路図を示すものであり、操舵角にもとづく
自動サスペンシヨン特性選択およびパワーステア
リング用油圧圧ポンプをエンジン駆動とした場合
の実施例について示している。図中、第９図に示
すものと同一のものは同一の番号を付し説明を省
略する。 操舵角センサ３３により操舵角を検出してお
り、この操舵角センサ３３よりのコントローラ３
０への入力３０ｈを第２コンパレータ３９に入力
し、操舵角がある設定値より小さい時第２コンパ
レータ３９よりON信号を出力し、操舵角がある
設定値を越えるとOFF信号を出力するようにし
ている。この第２コンパレータ３９よりのONも
しくはOFF信号により、第７図における実施例
の場合と全く同様にサスペンシヨン特性およびス
テアリング特性を制御する。すなわち、操舵角が
小さい直進もしくは直進に近い走行状態の時はサ
スペンシヨン特性によるアンダーステア特性は強
く、かつパワーーステアリング・アシスト力を大
きくし、操舵角の大きいコーナリング等の旋回時
にはサスペンシヨン特性によるアンダーステア特
性は弱くかつパワーステアリング・アシスト力を
小さくすることにより、車の状態としてはアンダ
ーステア特性に応じ安定性もしくは応答性が計ら
れているが、アンダーステア特性の変化に伴なう
操縦特性の変化を小さく抑えることができる。 なお、第９図および第１３図の実施例は、パワ
ーステアリング用油圧ポンプをエンジン駆動によ
つている例を示したが、第５図に説明したような
電気モータによる駆動の場合においてはソレノイ
ド消・励磁デユーテイ比による流量制御のかわり
にデユーテイ比にもとづくモータ回転数制御（例
えば、第１コンパレータ３７の出力を積分し、そ
の積分された電位にもとづき回転数制御）するこ
とにより同様の流量制御ができる。 第１４図に示す制御回路図は、サスペンシヨン
特性制御を操舵角センサ３３および連速センサ３
１の両方により行なう例を示し、本図の増幅器４
４ｂの出力が第１３図の第２コンパレータ３９の
反転入力と置き換えられコントローラ３０Ａを形
成する。すなわち第１４図はコントローラ３０の
一部分を示す回路図である。本実施例では、操舵
時に車速が大きい程アンダーステア特性を弱める
ような制御すなわち操舵時の遠心力によるロール
を押えるために車速の２乗（V²）を操舵角（θ）
に掛け合わさたもの（θ×V²）の大きさに応じ
てアンダーステア特性を弱める制御例を示し、コ
ントローラ３０Ａに入力される操舵角センサ３３
の出力θと車速センサ３１の出力Ｓとが、操舵角
θはそのまま、車速Ｖは車速センサの出力Ｓを電
圧に変換する変換器４１によつて変換された出力
Ｖを乗算器４２によつて掛け合せてV²にした後
乗算器４３に入力されてθ×V²を得、この出力
θ×V²をバツフアー４４ａと増幅器４４ｂを介
して前後輪のアクチユエータ２１ａ，２１ｂ，２
２ａ，２２ｂに伝え、減衰力およびばね定数を制
御するようにしている。すなわち、車速（Ｖ）を
２乗したものと操舵角（θ）を掛け合わせた値の
大小に応じて減衰力の前後輪比CF／CRもしくは
ばね定数の前後輪比KF／KRの大きさをこの値
（θ×V²）が大きい程小さくなるように制御す
る。これにより、車速の２乗に比例する遠心力の
影響を操舵角に乗じたものに対するサスペンシヨ
ン特性制御を行なうことができる。さらに上記サ
スペンシヨン特性制御信号を第１３図に示す例の
加算器３６へ入力することにより、第１３図にお
ける実施例と同様にサスペンシヨン特性変化に追
従したステアリング特性制御を行なうことができ
る。 以上詳細に説明したように、本発明によればサ
スペンシヨン特性の変化に応じ、この変化によつ
て生ずる操縦特性の変化を相殺するようにステア
リング特性を変化させるため、車の状態してはサ
スペンシヨン特性によるアンダーステア特性の強
弱により安定性もしくは応答性を計りながら、操
縦特性としては、サスペンシヨン特性変化に伴な
う操舵力の変化等を運転者にあまり感じさせな
い、いわゆる大人しい操縦特性を持つ車を実現で
きる。[Table] In the present invention, the steering characteristics are changed at the same time in response to switching of the suspension characteristics (understeer characteristics) using the aforementioned manual switch. This will be explained using FIG. 11 and FIG. 12 together. FIG. 10 is a graph showing the input of the first comparator 37 in the controller 30, FIGS. 11 and 12 are graphs showing the output 30g from the first comparator 37, and FIG.
2 is off, and FIG. 12 is a graph showing when the manual switch 32 is on. When the manual switch 32 is OFF, the output from the triangular wave generation circuit 35 is output by the addition circuit 36.
The input 30a from the manual switch is added to the ON signal converted by the second inverter 40, and is sent to the positive side of the first comparator 37 as the upper triangular wave shown in FIG. 10 (the line indicated by manual switch: OFF in the figure). is input. On the other hand, the input 30f from the vehicle speed sensor 31 is converted into voltage by the F/V converter 34 and input to the negative side of the first comparator 37. As an example, considering a certain constant vehicle speed, the voltage V after F/V conversion at that time is shown in FIG. 10 (a straight line represented by a constant value V). When the above two inputs are input to the first comparator 37, the output is shown in Fig. 11.
It is issued as a signal to be ON for T ₁ hour and OFF for T ₂ hours, and this output is 30 g to deenergize and excite the flow control solenoid 19d of the flow control valve 19 installed in the discharge side piping of the power steering pump. At this time, the flow rate control solenoid 19d is ON for T ₁ hour and OFF for T ₂ hours within T time, and according to this duty ratio (T ₁ /T), it acts as an assist force for power steering through the flow rate control valve 19. The flow rate is determined. Turn this ON when manual switch 32 is ON.
Since the signal is converted into an OFF signal by the second inverter 40, the positive input of the first comparator 37 is only the output from the triangular wave generation circuit 35,
Compared to when the manual switch 32 is OFF, the voltage level as a whole decreases to the lower triangular wave shown in FIG. 10 (the line indicated by manual switch: ON in the figure). As a result, assuming the same vehicle speed as in the above case, the output of the first comparator 37 will be ON for T ₃ hours and ON for T ₄ hours, as shown in FIG.
It becomes an OFF signal. Therefore, flow rate control valve 19
The deenergization/excitation of the flow rate control solenoid 19d results in a duty ratio: T ₃ /T, and the flow rate is also determined based on this. Due to the difference between ON and OFF of the manual switch 32, the electric potential of the triangular wave changes as a whole as shown in FIG.
7 becomes different as shown in FIGS. 11 and 12. In other words, manual switch 3
2 is OFF, the flow rate control solenoid 19d is deenergized and energized with a duty ratio of T ₁ /T, and when the manual switch 32 is ON, the flow rate control solenoid 19d is deenergized and energized with a duty ratio of T ₃ /T. Therefore, the flow rate that passes through the flow control valve and acts as a power steering assist force also differs due to the difference in duty ratio.When the manual switch is ON, the flow rate is large and the power steering assist force is large, and when the manual switch is OFF, the flow rate is low and the power steering assist force is large.・Assist force becomes smaller. As described above, when the manual switch is ON, the understeer characteristics due to the suspension characteristics are strong and the assist force of the power steering is large, and when the manual switch is OFF, the understeer characteristics are weak and the assist force of the power steering is small. Although it is possible to arbitrarily select a vehicle state with strong understeer characteristics and good stability, or a state with weak understeer characteristics and good responsiveness and turning performance, it is necessary to suppress the appearance of changes in handling characteristics that accompany this selection. Can be done. FIG. 13 shows a control circuit diagram of another embodiment according to the present invention, and shows an embodiment in which automatic suspension characteristics are selected based on the steering angle and the hydraulic pressure pump for power steering is driven by the engine. ing. In the figure, the same parts as those shown in FIG. 9 are given the same numbers, and the explanation will be omitted. The steering angle is detected by the steering angle sensor 33, and the controller 3 from this steering angle sensor 33
The input 30h to 0 is input to the second comparator 39, and when the steering angle is smaller than a certain set value, the second comparator 39 outputs an ON signal, and when the steering angle exceeds a certain set value, it outputs an OFF signal. ing. The ON or OFF signal from the second comparator 39 controls the suspension characteristics and steering characteristics in exactly the same way as in the embodiment shown in FIG. In other words, when driving straight or nearly straight with a small steering angle, the understeer characteristics due to the suspension characteristics are strong, and the power steering assist force is increased, and when turning such as cornering with a large steering angle, the understeer characteristics due to the suspension characteristics are increased. By weakening the power steering assist force and reducing the power steering assist force, the stability or responsiveness of the car is measured according to the understeer characteristics, but changes in the handling characteristics that occur due to changes in the understeer characteristics are suppressed to a minimum. be able to. The embodiments shown in FIGS. 9 and 13 show examples in which the power steering hydraulic pump is driven by an engine, but in the case of driving by an electric motor as explained in FIG. - Similar flow rate control can be achieved by controlling the motor rotation speed based on the duty ratio instead of controlling the flow rate using the excitation duty ratio (for example, integrating the output of the first comparator 37 and controlling the rotation speed based on the integrated potential). can. The control circuit diagram shown in FIG. 14 uses the steering angle sensor 33 and continuous speed sensor 3 to control the suspension characteristics.
An example is shown in which the amplifier 4 in this figure is
The output of 4b is replaced with the inverting input of second comparator 39 of FIG. 13 to form controller 30A. That is, FIG. 14 is a circuit diagram showing a portion of the controller 30. In this embodiment, the square of the vehicle speed (V ² ) is used as the steering angle (θ) in order to suppress the understeer characteristic as the vehicle speed increases, that is, to suppress roll caused by centrifugal force during steering.
An example of control is shown in which the understeer characteristics are weakened according to the magnitude of the product (θ×V ² ) of the steering angle sensor 33 inputted to the controller 30A.
output θ and the output S of the vehicle speed sensor 31, the steering angle θ remains unchanged, and the vehicle speed V is obtained by multiplying the output V converted by the converter 41 that converts the output S of the vehicle speed sensor into a voltage by the multiplier 42. After multiplying to obtain V ² , it is input to the multiplier 43 to obtain θ×V ² , and this output θ×V ² is sent to the front and rear wheel actuators 21 a, 21 b, 2 via a buffer 44 a and an amplifier 44 b.
2a and 22b to control the damping force and spring constant. In other words, the magnitude of the damping force front and rear wheel ratio CF/CR or the spring constant front and rear wheel ratio KF/KR is determined depending on the magnitude of the product of the vehicle speed (V) squared and the steering angle (θ). Control is performed so that the larger this value (θ×V ² ) is, the smaller it becomes. This makes it possible to control the suspension characteristics with respect to the steering angle multiplied by the influence of centrifugal force that is proportional to the square of the vehicle speed. Furthermore, by inputting the suspension characteristic control signal to the adder 36 of the example shown in FIG. 13, it is possible to perform steering characteristic control that follows changes in the suspension characteristics, similar to the embodiment shown in FIG. As explained in detail above, according to the present invention, the steering characteristics are changed in response to changes in the suspension characteristics so as to offset the changes in the handling characteristics caused by this change. A car with so-called docile handling characteristics that measures stability or responsiveness based on the strength of understeer characteristics caused by the suspension characteristics, while not making the driver feel changes in steering force due to changes in suspension characteristics. can be realized.

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

第１図および第２図は、車のサスペンシヨン特
性およびステアリング特性を変化させた場合のス
テアリング操舵力に対する求心加速度（第１図）
およびヨーレイト（第２図）の関係の例を示すグ
ラフ、第３図は、本発明の総合制御装置を備えた
自動車の例を示す斜視図、第４図は、エンジン駆
動油圧ポンプによるパワーステアリングを備えた
本発明の実施例の主要系統図、第５図は、電気モ
ータ駆動・油圧ポンプによるパワーステアリング
を備えた本発明の実施例の主要系統図、第６図、
第７図および第８図は、本発明の実施例における
油圧ポンプ吐出量とステアリング特性との関係を
示すグラフであり、第６図は車速とポンプ吐出量
の関係、第７図は油圧と操舵トルクの関係、第８
図は操舵トルクと求心加速度の関係を示すグラ
フ、第９図は、マニユアルスイツチによるサスペ
ンシヨン特性選択可能とした場合の本発明による
実施例の制御回路図、第１０図は、第１コンパレ
ータの入力を示すグラフ、第１１図および第１２
図は第１コンパレータの出力を示し、第１１図は
マニユアルスイツチOFFの時、第１２図はマニ
ユアルスイツチONの時の値を示すグラフ、第１
３図は、操舵角に応じサスペンシヨン特性を変化
させるようにした場合の本発明による実施例の制
御回路図、および第１４図は、操舵角および車速
による制御回路図である。 １……ステアリングホイール、２……ステヤリ
ングシヤフト、３，４……ジヨイント、５……ピ
ニオン、６……ラツク、１１……パワーシリン
ダ、１３……コントロールバルブ、１４ａ，１４
ｂ，……油圧ポンプ、１８……エンジン、１９…
…流量制御弁、１９ｄ……流量制御ソレノイド、
２０……モータ、２１ａ，２１ｂ，２２ａ，２２
ｂ……ソレノイド、２１Ａ，２２Ａ……アキユム
レータ、３０……コントローラ、３１……車速セ
ンサ、３２……マニユアルスイツチ、３３……舵
角センサ、３４……Ｆ／Ｖ変換器、３５……三角
波発生回路、３６……加算回路、３７……第１コ
ンパレータ、３８……インバータ、３９……第２
コンパレータ、４０……第２インバータ、４１…
…変換器、４２……乗算器、４３……後乗算器、
４４ａ……バツフアー、４４ｂ……増幅器。 Figures 1 and 2 show the centripetal acceleration relative to the steering force when changing the car's suspension characteristics and steering characteristics (Figure 1).
and yaw rate (Figure 2), Figure 3 is a perspective view of an example of an automobile equipped with the integrated control device of the present invention, and Figure 4 shows power steering using an engine-driven hydraulic pump. A main system diagram of an embodiment of the present invention, FIG. 5, is a main system diagram of an embodiment of the present invention, FIG.
7 and 8 are graphs showing the relationship between hydraulic pump discharge amount and steering characteristics in the embodiment of the present invention, FIG. 6 is a graph showing the relationship between vehicle speed and pump discharge amount, and FIG. 7 is a graph showing the relationship between hydraulic pressure and steering characteristics. Torque relationship, Part 8
The figure is a graph showing the relationship between steering torque and centripetal acceleration, Figure 9 is a control circuit diagram of an embodiment of the present invention in which suspension characteristics can be selected by a manual switch, and Figure 10 is an input of the first comparator. Graphs showing, Figures 11 and 12
The figure shows the output of the first comparator, Figure 11 is a graph showing the value when the manual switch is OFF, and Figure 12 is a graph showing the value when the manual switch is ON.
FIG. 3 is a control circuit diagram of an embodiment of the present invention in which the suspension characteristics are changed according to the steering angle, and FIG. 14 is a control circuit diagram according to the steering angle and vehicle speed. 1... Steering wheel, 2... Steering shaft, 3, 4... Joint, 5... Pinion, 6... Rack, 11... Power cylinder, 13... Control valve, 14a, 14
b,...Hydraulic pump, 18...Engine, 19...
...flow control valve, 19d...flow control solenoid,
20...Motor, 21a, 21b, 22a, 22
b... Solenoid, 21A, 22A... Accumulator, 30... Controller, 31... Vehicle speed sensor, 32... Manual switch, 33... Rudder angle sensor, 34... F/V converter, 35... Triangular wave generation circuit, 36... adder circuit, 37... first comparator, 38... inverter, 39... second
Comparator, 40...Second inverter, 41...
... converter, 42 ... multiplier, 43 ... post-multiplier,
44a...Buffer, 44b...Amplifier.

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] １ 車体を前後・左右の各車輪にそれぞれ懸架す
るサスペンシヨンユニツト、上記車輪のうち転舵
自在な操舵輪を操舵するパワーステアリング装
置、サスペンシヨンユニツトの減衰力もしくはバ
ネ定数のうち少なくともいずれか一方を制御して
後輪に対する前輪の減衰力比もしくは後輪に対す
る前輪のバネ定数比を可変制御する第１制御手
段、パワーステアリング装置のアシスト力特性を
可変制御する第２制御手段、前記減衰力比もしく
はバネ定数比の少なくとも一方を高める第１制御
信号を前記第１制御手段に出力すると共に該第１
制御信号の出力に追従して前記アシスト力を前記
第１制御信号が出力される以前のアシスト力より
も所定量増大させるよう前記第２制御手段に第２
制御信号を出力しかつ前記減衰力比もしくはバネ
定数比の少なくとも一方を低下させる第３制御信
号を前記第１制御手段に出力すると共に該第３制
御信号の出力に追従して前記アシスト力を前記第
３制御信号が出力される以前のアシスト力よりも
所定量減少させるよう前記第２制御手段に第４制
御信号を出力するコントローラを備え、サスペン
シヨンユニツトの前記減衰力比もしくはバネ定数
比の変化に同期してパワーステアリング装置のア
シスト力特性を変更するようにしたことを特徴と
するサスペンシヨンとステアリングの総合制御装
置。1. A suspension unit that suspends the vehicle body on each of the front and rear wheels, left and right wheels, a power steering device that steers a steerable wheel among the wheels, and at least one of the damping force or spring constant of the suspension unit. A first control means for variably controlling the damping force ratio of the front wheels to the rear wheels or a spring constant ratio of the front wheels to the rear wheels, a second control means for variably controlling the assist force characteristics of the power steering device, the damping force ratio or outputting a first control signal that increases at least one of the spring constant ratios to the first control means;
A second controller is configured to cause the second control means to increase the assist force by a predetermined amount compared to the assist force before the first control signal is output in accordance with the output of the control signal.
A third control signal that outputs a control signal and decreases at least one of the damping force ratio or the spring constant ratio is output to the first control means, and the assist force is increased by following the output of the third control signal. a controller that outputs a fourth control signal to the second control means so as to reduce the assist force by a predetermined amount from the assist force before the output of the third control signal, the damping force ratio or the spring constant ratio of the suspension unit changing. A comprehensive suspension and steering control device characterized by changing assist force characteristics of a power steering device in synchronization with the system.