JP2001001733A - Damping coefficient control system for vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、自動車等の車輌の
減衰係数制御装置に係り、更に詳細には過渡旋回時の車
輌の運動性能を向上させるよう改良された減衰係数制御
装置に係る。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a damping coefficient control device for a vehicle such as an automobile, and more particularly to a damping coefficient control device improved so as to improve the dynamic performance of the vehicle during a transient turn.
【0002】[0002]
【従来の技術】各車輪に対応して減衰係数可変のショッ
クアブソーバが設けられた自動車等の車輌の減衰係数制
御装置の一つとして、例えば本願出願人の出願にかかる
出願公開前の特願平10−92675号の明細書及び図
面には、車輌の旋回情報を検出する手段と、車体ロール
量の変化を求める手段と、車体ロール量の増大過程に於
いては旋回内側のショックアブソーバの減衰係数を旋回
外側のショックアブソーバの減衰係数よりも相対的に高
く制御する手段とを有することを特徴とする車輌の減衰
係数制御装置が記載されている。2. Description of the Related Art One example of a damping coefficient control device for a vehicle such as an automobile provided with a shock absorber having a variable damping coefficient corresponding to each wheel is disclosed in, for example, Japanese Patent Application No. Hei 10-210, filed by the present applicant. The specification and the drawings of JP-A-10-92675 include means for detecting turning information of a vehicle, means for determining a change in a roll amount of a vehicle, and a damping coefficient of a shock absorber inside a turn in a process of increasing the roll amount of a vehicle. Means for controlling the damping coefficient relatively higher than the damping coefficient of the shock absorber on the outside of the turn.
【0003】この先の提案にかかる減衰係数制御装置に
よれば、車体ロール量の増大過程に於いては、旋回内側
のショックアブソーバの減衰係数が旋回外側のショック
アブソーバの減衰係数よりも相対的に高く制御され、こ
れにより下向きに作用する旋回内側のショックアブソー
バの減衰力が上向きに作用する旋回外側のショックアブ
ソーバの減衰力よりも相対的に高く制御されるので、全
体として車体に作用する下向きの力が増大し、これによ
り車高を低減して車輌の過渡旋回時に於ける運動性能を
向上させることができる。According to the damping coefficient control device according to the prior proposal, in the process of increasing the roll amount of the vehicle body, the damping coefficient of the shock absorber inside the turning is relatively higher than the damping coefficient of the shock absorber outside the turning. As a result, the damping force of the shock absorber on the inside of the turning acting downward is controlled to be relatively higher than the damping force of the shock absorber on the outside of the turning acting upward, so that the downward force acting on the vehicle body as a whole is Is increased, thereby reducing the vehicle height and improving the kinetic performance of the vehicle during a transient turn.
【0004】[0004]
【発明が解決しようとする課題】上記先の提案にかかる
減衰係数制御装置に於いては、車輌の旋回状態に基づき
車体の重心に対しリフトすると推定される側へ車体より
所定の距離車輌横方向に隔置された仮想位置に車体の仮
想の揺動中心を有すると共に仮想の揺動中心の周りに作
用する第一の仮想のショックアブソーバ及び仮想位置に
て上下方向に作用する第二の仮想のショックアブソーバ
を有する車輌モデルに基づき、各車輪に対応して設けら
れた減衰係数可変の実際のショックアブソーバの減衰係
数が制御されるようになっている。In the damping coefficient control device according to the above-mentioned proposal, the vehicle laterally moves a predetermined distance from the vehicle body to a side estimated to lift with respect to the center of gravity of the vehicle body based on the turning state of the vehicle. A first virtual shock absorber that has a virtual swing center of the vehicle body at a virtual position spaced apart from the virtual swing center and acts around the virtual swing center, and a second virtual shock absorber that acts vertically at the virtual position. Based on a vehicle model having a shock absorber, an actual damping coefficient of a variable shock coefficient provided for each wheel is controlled.
【0005】一般に、車輌の旋回走行時には車速、加減
速度、操舵角、路面状況などの関係から車輌のステア特
性がアンダステア側又はオーバステア側へ変化すること
があり、また運転者により加減速操作が行われると加減
速による車輌前後方向の荷重移動に起因してステア特性
が変化する。しかるに上記先の提案にかかる減衰係数制
御装置に於いては、第一及び第二の仮想のショックアブ
ソーバの仮想減衰係数の如き車輌モデルのパラメータは
一定であるため、車輌が旋回走行する際のステア特性の
変化の影響を低減するよう実際のショックアブソーバの
減衰係数を適切に制御することができないという問題が
ある。In general, when the vehicle is turning, the steering characteristics of the vehicle may change to the understeer side or the oversteer side due to the vehicle speed, acceleration / deceleration, steering angle, road surface conditions, and the like. As a result, the steering characteristic changes due to the load movement in the vehicle longitudinal direction due to acceleration and deceleration. However, in the damping coefficient control device according to the above-mentioned proposal, since the parameters of the vehicle model, such as the virtual damping coefficients of the first and second virtual shock absorbers, are constant, the steering when the vehicle makes a turn is determined. There is a problem that the actual damping coefficient of the shock absorber cannot be appropriately controlled so as to reduce the influence of the change in the characteristics.
【0006】本発明は、仮想の揺動中心の周りに作用す
る第一の仮想のショックアブソーバ及び仮想位置にて上
下方向に作用する第二の仮想のショックアブソーバを有
する車輌モデルに基づき実際のショックアブソーバの減
衰係数を制御するよう構成された先の提案にかかる減衰
係数制御装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされた
ものであり、本発明の主要な課題は、車輌のステア特性
の変化に応じて第一若しくは第二の仮想のショックアブ
ソーバの仮想減衰係数の前後輪配分比を可変設定するこ
とにより、車輌の過渡旋回時のステア特性の変化を低減
して車輌の操縦安定性を向上させることである。The present invention is based on a vehicle model having a first virtual shock absorber acting around a virtual swing center and a second virtual shock absorber acting vertically at a virtual position. SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above-described problem in the damping coefficient control device according to the above-described proposal, which is configured to control the damping coefficient of an absorber. Variably set the front and rear wheel distribution ratio of the virtual damping coefficient of the first or second virtual shock absorber according to the conditions, to reduce the change in the steering characteristics during transient turning of the vehicle and improve the steering stability of the vehicle It is to make it.
【0007】[0007]
【課題を解決するための手段】上述の主要な課題は、本
発明によれば、請求項1の構成、即ち各車輪に対応して
減衰係数可変の実際のショックアブソーバが設けられた
車輌の減衰係数制御装置にして、車輌の旋回状態を検出
する手段と、車輌のステア特性の変化を検出する手段
と、前記車輌の旋回状態に基づき前記ばね上の重心に対
しリフトすると推定される側へ前記ばね上より所定の距
離車輌横方向に隔置された仮想位置に前記ばね上の仮想
の揺動中心を有すると共に前記仮想の揺動中心の周りに
作用する第一の仮想のショックアブソーバ及び前記仮想
位置にて上下方向に作用する第二の仮想のショックアブ
ソーバを有する前輪側及び後輪側の車輌モデルと、前記
車輌のステア特性の変化に応じて前記第一若しくは第二
の仮想のショックアブソーバの仮想減衰係数の前後輪間
の配分比を可変設定する仮想減衰係数設定手段と、少な
くとも前記仮想減衰係数に基づき前記実際のショックア
ブソーバの目標減衰係数を演算する手段と、前記目標減
衰係数に基づき前記実際のショックアブソーバの減衰係
数を制御する手段とを有することを特徴とする車輌の減
衰係数制御装置によって達成される。SUMMARY OF THE INVENTION According to the present invention, there is provided, in accordance with the present invention, a damper for a vehicle provided with an actual shock absorber having a variable damping coefficient corresponding to each wheel. A coefficient control device, a means for detecting a turning state of the vehicle, a means for detecting a change in the steering characteristic of the vehicle, and a means for estimating a lift relative to the center of gravity on the spring based on the turning state of the vehicle. A first virtual shock absorber having a virtual swing center on the sprung at a virtual position separated from the sprung by a predetermined distance in the vehicle lateral direction and acting around the virtual swing center and the virtual shock absorber; A front and rear wheel model having a second virtual shock absorber acting in the vertical direction at the position, and the first or second virtual shock absorber according to a change in steering characteristics of the vehicle. Virtual damping coefficient setting means for variably setting a distribution ratio between the front and rear wheels of the virtual damping coefficient of the sober; means for calculating a target damping coefficient of the actual shock absorber based on at least the virtual damping coefficient; Means for controlling the actual damping coefficient of the shock absorber based on the above.
【0008】上記請求項1の構成によれば、車輌の旋回
状態に基づきばね上の重心に対しリフトすると推定され
る側へばね上より所定の距離車輌横方向に隔置された仮
想位置にばね上の仮想の揺動中心を有すると共に仮想の
揺動中心の周りに作用する第一の仮想のショックアブソ
ーバ及び仮想位置にて上下方向に作用する第二の仮想の
ショックアブソーバを有する前輪側及び後輪側の車輌モ
デルを有するので、車輌の過渡旋回時に第二の仮想のシ
ョックアブソーバによってばね上の旋回外輪側のリフト
が抑制され、これによりばね上の重心が低下されると共
に、車輌のステア特性の変化に応じて第一若しくは第二
の仮想のショックアブソーバの仮想減衰係数の前後輪間
の配分比が可変設定されるので、実際のショックアブソ
ーバの減衰係数が車輌のステア特性の変化に応じて適正
に制御され、これにより車輌のステア特性の変化に拘わ
らず第一及び第二の仮想のショックアブソーバの仮想減
衰係数の前後輪間の配分比が一定である場合に比して過
渡旋回時のステア特性の変化が低減される。According to the first aspect of the present invention, the spring is located at a virtual position spaced a predetermined distance laterally from the sprung to the side where it is estimated to lift with respect to the center of gravity of the sprung based on the turning state of the vehicle. Front and rear wheel sides having a first virtual shock center and having a first virtual shock absorber acting around the virtual swing center and a second virtual shock absorber acting vertically at a virtual position Since the vehicle model has the wheel side, the second virtual shock absorber suppresses the lift of the outer wheel side on the sprung by the second virtual shock absorber during the transient turning of the vehicle, thereby lowering the center of gravity on the sprung and the steering characteristic of the vehicle. The distribution ratio between the front and rear wheels of the virtual damping coefficient of the first or second virtual shock absorber is variably set according to the change of the actual shock absorber. Appropriate control is performed according to the change in the steering characteristic of the vehicle, whereby the distribution ratio between the front and rear wheels of the virtual damping coefficients of the first and second virtual shock absorbers is constant regardless of the change in the steering characteristic of the vehicle. The change in the steering characteristic at the time of the transient turning is reduced as compared with the case.
【0009】また本発明によれば、上述の主要な課題を
効果的に達成すべく、上記請求項1の構成に於いて、前
記車輌のステア特性の変化を検出する手段は車輌の旋回
挙動を検出し、前記仮想減衰係数設定手段は前記車輌の
旋回挙動に応じて前記仮想減衰係数の前後輪間の配分比
を可変設定するよう構成される(請求項2の構成)。According to the present invention, in order to effectively attain the above-mentioned main object, the means for detecting a change in the steering characteristic of the vehicle may be configured to detect the turning behavior of the vehicle. The virtual damping coefficient setting means is configured to variably set a distribution ratio of the virtual damping coefficient between the front and rear wheels according to a turning behavior of the vehicle.
【0010】上記請求項2の構成によれば、車輌のステ
ア特性の変化として車輌の旋回挙動が検出され、車輌の
旋回挙動に応じて仮想減衰係数の前後輪間の配分比が可
変設定されるので、車輌の旋回挙動の如何に拘わらず第
一及び第二の仮想のショックアブソーバの仮想減衰係数
の前後輪間の配分比が一定である場合に比して過渡旋回
時のステア特性の変化に起因する車輌の旋回挙動の悪化
が確実に低減される。According to the configuration of the second aspect, the turning behavior of the vehicle is detected as a change in the steering characteristic of the vehicle, and the distribution ratio of the virtual damping coefficient between the front and rear wheels is variably set according to the turning behavior of the vehicle. Therefore, irrespective of the turning behavior of the vehicle, the steering characteristic during the transient turning is less than that in the case where the distribution ratio of the virtual damping coefficients of the first and second virtual shock absorbers between the front and rear wheels is constant. Deterioration of the turning behavior of the vehicle due to this is reliably reduced.
【0011】また本発明によれば、上述の主要な課題を
効果的に達成すべく、上記請求項1の構成に於いて、前
記車輌のステア特性の変化を検出する手段は前記ばね上
のピッチ運動状態量を検出し、前記仮想減衰係数設定手
段は前記ばね上のピッチ運動状態量に応じて前記仮想減
衰係数の前後輪間の配分比を可変設定するよう構成され
る(請求項3の構成)。According to the present invention, in order to effectively attain the above-mentioned main object, the means for detecting a change in the steering characteristic of the vehicle may be arranged such that the means for detecting a change in the steering characteristic of the vehicle is provided with a pitch on the spring. The virtual damping coefficient setting means is configured to detect a motion state quantity and variably set a distribution ratio of the virtual damping coefficient between the front and rear wheels according to the pitch motion state quantity on the spring. ).
【0012】上記請求項3の構成によれば、車輌のステ
ア特性の変化としてばね上のピッチ運動状態量が検出さ
れ、ばね上のピッチ運動状態量に応じて仮想減衰係数の
前後輪間の配分比が可変設定されるので、ばね上のピッ
チ運動に伴うステア特性の変化が確実に低減される。According to the configuration of the third aspect, the amount of pitch motion on the spring is detected as a change in the steering characteristic of the vehicle, and the virtual damping coefficient is distributed between the front and rear wheels according to the amount of pitch motion on the spring. Since the ratio is variably set, the change in the steering characteristic due to the pitch movement on the spring is reliably reduced.
【0013】また本発明によれば、上述の主要な課題を
効果的に達成すべく、上記請求項3の構成に於いて、前
記ばね上のピッチ運動状態量は前記ばね上の加減速度を
含み、前記仮想減衰係数設定手段は前記ばね上の加減速
度に応じて前記仮想減衰係数の前後輪間の配分比を可変
設定するよう構成される(請求項4の構成)。According to the present invention, in order to effectively achieve the above-mentioned main object, in the structure of the third aspect, the pitch motion state amount on the spring includes acceleration / deceleration on the spring. The virtual damping coefficient setting means is configured to variably set the distribution ratio of the virtual damping coefficient between the front and rear wheels in accordance with the acceleration / deceleration on the spring.
【0014】上記請求項4の構成によれば、ばね上の加
減速度に応じて仮想減衰係数の前後輪間の配分比が可変
設定されるので、実際のショックアブソーバの減衰係数
がばね上の加減速度に応じて適切に制御され、これによ
り車輌の前後方向の荷重移動に起因するステア特性の変
化が確実に低減される。According to the configuration of the fourth aspect, the distribution ratio of the virtual damping coefficient between the front and rear wheels is variably set in accordance with the acceleration / deceleration on the spring, so that the actual damping coefficient of the shock absorber is adjusted on the spring. Appropriate control is performed in accordance with the speed, whereby the change in the steering characteristic due to the load movement in the longitudinal direction of the vehicle is reliably reduced.
【0015】また本発明によれば、上述の主要な課題を
効果的に達成すべく、上記請求項4の構成に於いて、前
記ばね上の加減速度は運転者による加減速操作量に基づ
き推定される推定加減速度であるよう構成される(請求
項5の構成)。According to the present invention, in order to effectively achieve the above-described main object, in the configuration of the fourth aspect, the acceleration / deceleration on the spring is estimated based on the amount of acceleration / deceleration operation by the driver. (According to claim 5).
【0016】上記請求項5の構成によれば、ばね上の加
減速度は運転者による加減速操作量に基づき推定される
推定加減速度であるので、ばね上の加減速度が検出され
仮想減衰係数の前後輪間の配分比が検出された加減速度
に応じて制御される場合に比して応答遅れなく実際のシ
ョックアブソーバの減衰係数オーバね上の加減速度に応
じて適切に制御することが可能になる。According to the fifth aspect of the present invention, the acceleration / deceleration on the spring is an estimated acceleration / deceleration estimated based on the amount of acceleration / deceleration operation by the driver. Compared to when the distribution ratio between the front and rear wheels is controlled according to the detected acceleration / deceleration, it is possible to control appropriately according to the acceleration / deceleration above the damping coefficient of the actual shock absorber without response delay compared to when the distribution is controlled according to the detected acceleration / deceleration. Become.
【0017】[0017]
【課題解決手段の好ましい態様】図6に示されている如
く、実際の車輌の二輪モデルは車体110が左右の車輪
112L及び112Rにより支持され、車体110と車
輪112L及び112Rとの間にはサスペンションスプ
リング114L及び114Rとショックアブソーバ11
6L及び116Rとが配設されたものとして表わされ
る。As shown in FIG. 6, a two-wheel model of an actual vehicle has a vehicle body 110 supported by left and right wheels 112L and 112R, and a suspension between the vehicle body 110 and the wheels 112L and 112R. Springs 114L and 114R and shock absorber 11
6L and 116R are shown as being disposed.
【0018】図6に示された実際の車輌モデルに於い
て、例えば車輌が左旋回し、車体110に右方への慣性
力が作用することにより車体に旋回外方へのロールモー
メントMrollが作用したとすると、そのロールモーメン
トは左右のサスペンションスプリング114L及び11
4Rのばね力Fsl及びFsrと左右のショックアブソーバ
116L及び116Rの減衰力Fal及びFarとにより担
持され、車体のロール量の増大過程に於いてはこれらの
力によるロール抑制方向のモーメントとロールモーメン
トMrollとが等しくなるまで車体110が旋回外方へロ
ールする。In the actual vehicle model shown in FIG. 6, for example, when the vehicle turns left and an inertial force acts on the vehicle body 110 to the right, a roll moment Mroll acts outward on the vehicle body. Then, the roll moment becomes the left and right suspension springs 114L and 11L.
4R, and the damping forces Fal and Far of the left and right shock absorbers 116L and 116R are carried by the spring forces Fsl and Fsr. In the process of increasing the roll amount of the vehicle body, the moment in the roll restraining direction and the roll moment Mroll due to these forces. The vehicle body 110 rolls outward until the vehicle turns 110.
【0019】この場合サスペンションスプリング114
Lのばね力Fslの増大量とサスペンションスプリング1
14Rのばね力Fsrの減少量は実質的に互いに等しく、
また従来の車輌に於いては旋回時の左右のショックアブ
ソーバの減衰係数は互いに等しい値に制御されるので、
左右のショックアブソーバの減衰力Fal及びFarも実質
的に互いに等しく、従って車輌の重心118の高さは実
質的に変化しない。In this case, the suspension spring 114
L spring force Fsl increase and suspension spring 1
The amount of reduction of the spring force Fsr of 14R is substantially equal to each other,
Also, in a conventional vehicle, the damping coefficients of the left and right shock absorbers during turning are controlled to be equal to each other,
The damping forces Fal and Far of the left and right shock absorbers are also substantially equal to each other, so that the height of the center of gravity 118 of the vehicle does not substantially change.
【0020】これに対し図7に示されている如く、車体
110と左右の車輪112L及び112Rとの間にサス
ペンションスプリング114L及び114Rのみが配設
され、車輌に対し旋回内側に配置され車体110と仮想
の車輪120との間にて上下方向の減衰力を発生する一
つのショックアブソーバ122と、車体のロール変位を
抑制する一つのショックアブソーバ124とが配設され
た仮想モデルを考えると、ロールモーメントMrollはシ
ョックアブソーバ122の減衰力Fasと左右のサスペン
ションスプリング114L及び114Rのばね力Fsl及
びFsrとにより担持され、従来の場合に比して旋回内輪
側の車高の増大量が低減されることにより、重心118
の高さが低下する。On the other hand, as shown in FIG. 7, only the suspension springs 114L and 114R are disposed between the vehicle body 110 and the left and right wheels 112L and 112R, and the suspension springs 114L and 114R are disposed inside the turning with respect to the vehicle. Considering a virtual model in which one shock absorber 122 that generates a vertical damping force between a virtual wheel 120 and one shock absorber 124 that suppresses roll displacement of a vehicle body is considered, a roll moment Mroll is supported by the damping force Fas of the shock absorber 122 and the spring forces Fsl and Fsr of the left and right suspension springs 114L and 114R, and the increase in the vehicle height on the turning inner wheel side is reduced as compared with the conventional case. , Center of gravity 118
Height decreases.
【0021】従って図6に示された実際の車輌の二輪モ
デルに於いて図7に示されている如き仮想モデルの制御
を達成できれば、車体ロール量の増大過程に於いて車輌
の重心118の高さを低下させ、これにより車輌の旋回
初期に於ける運動性能を向上させることができる。Therefore, if control of the virtual model as shown in FIG. 7 can be achieved in the two-wheel model of the actual vehicle shown in FIG. 6, the height of the center of gravity 118 of the vehicle can be increased in the process of increasing the roll amount of the vehicle. Therefore, the kinetic performance of the vehicle at the beginning of turning can be improved.
【0022】いま図7に示されている如く、左右のサス
ペンションスプリング114L及び114Rのばね定数
をKとし、旋回外輪側のショックアブソーバの減衰係数
をCout とし、旋回外輪のストロークをXout とし、旋
回内輪側のショックアブソーバ114Lの減衰係数をC
inとし、旋回内輪のストロークをXinとし、車輌のトレ
ッドをWとし、車輌の重心118とショックアブソーバ
122との間の距離をLとし、ショックアブソーバ12
2及び124の減衰係数をそれぞれCg 及びCとする。As shown in FIG. 7, the spring constants of the left and right suspension springs 114L and 114R are K, the damping coefficient of the shock absorber on the turning outer wheel is Cout, the stroke of the turning outer wheel is Xout, and the turning inner wheel is Xout. The damping coefficient of the shock absorber 114L on the
In, the stroke of the turning inner wheel is Xin, the tread of the vehicle is W, the distance between the center of gravity 118 of the vehicle and the shock absorber 122 is L, and the shock absorber 12 is
Let Cg and C be the damping coefficients of 2 and 124, respectively.
【0023】また車体110の質量をMとし、車体の上
下加速度及びロール角速度をそれぞれXbdd 及びθddと
し、旋回外輪及び旋回内輪のストローク速度をそれぞれ
Xoutd及びXind とすると、図7に示された仮想モデル
に於ける上下方向の力の釣り合い及び重心118の周り
の力の釣り合いよりそれぞれ下記の式1及び式2が成立
する。Assuming that the mass of the vehicle body 110 is M, the vertical acceleration and the roll angular velocity of the vehicle body are Xbdd and θdd, respectively, and the stroke speeds of the outer and inner turning wheels are Xoutd and Xind, respectively, the virtual model shown in FIG. Equations 1 and 2 below are respectively established from the balance of the vertical force and the balance of the force around the center of gravity 118 in the above.
【0024】[0024]
【数1】 (Equation 1)
【0025】車体のロール運動を減衰させるパラメータ
としてCn =WC/2とすると、上記式2は下記の式3
の如く表わされる。Assuming that Cn = WC / 2 as a parameter for attenuating the roll motion of the vehicle body, the above equation 2 becomes the following equation 3
It is represented as
【0026】[0026]
【数2】 (Equation 2)
【0027】また図6に示された実際の車輌の二輪モデ
ルに於ける上下方向の力の釣り合い及び重心118の周
りの力の釣り合いよりそれぞれ下記の式4及び式5が成
立する。The following formulas 4 and 5 are established from the balance of the vertical force and the balance of the force around the center of gravity 118 in the actual two-wheel model of the vehicle shown in FIG.
【0028】[0028]
【数3】 (Equation 3)
【0029】上記式1及び式4より下記の式6が成立す
る。From the above equations 1 and 4, the following equation 6 is established.
【0030】[0030]
【数4】 (Equation 4)
【0031】またここでCm =Cn /Lとすると、上記
式3及び式5より下記の式7が成立する。If Cm = Cn / L, the following equation (7) is established from the above equations (3) and (5).
【0032】[0032]
【数5】 (Equation 5)
【0033】ここで図7に示された仮想モデルに於いて
ショックアブソーバ122により発生される上下力を下
記の式8に従ってTと置くと、上記式6〜8より下記の
式9〜11が成立する。Here, when the vertical force generated by the shock absorber 122 in the virtual model shown in FIG. 7 is set to T according to the following equation 8, the following equations 9 to 11 are established from the above equations 6 to 8. I do.
【0034】[0034]
【数6】 (Equation 6)
【0035】[0035]
【数7】 (Equation 7)
【0036】式9+式11より旋回内輪のショックアブ
ソーバの減衰係数Cinを以下の如く求めることができ
る。From Equations 9 and 11, the damping coefficient Cin of the shock absorber for the turning inner wheel can be obtained as follows.
【0037】[0037]
【数8】 (Equation 8)
【0038】また上記式12を式9に代入して旋回外輪
のショックアブソーバの減衰係数Cout を以下の如く求
めることができる。By substituting equation (12) into equation (9), the damping coefficient Cout of the shock absorber for the turning outer wheel can be obtained as follows.
【0039】[0039]
【数9】 (Equation 9)
【0040】更に上記式12及び式13を整理して旋回
内輪及び旋回外輪のショックアブソーバの減衰係数Cin
及びCout はそれぞれ下記の式14及び式15の如く表
わされる。Further, by rearranging the above equations (12) and (13), the damping coefficient Cin of the shock absorber of the turning inner wheel and the turning outer wheel is obtained.
And Cout are represented by the following equations 14 and 15, respectively.
【0041】[0041]
【数10】 (Equation 10)
【0042】尚旋回内輪側及び旋回外輪側のショックア
ブソーバにより発生される減衰力はそれぞれ下記の式1
6及び式17の如く求められる。The damping force generated by the shock absorbers on the turning inner wheel side and the turning outer wheel side is given by the following equation (1).
6 and Equation 17.
【0043】[0043]
【数11】 [Equation 11]
【0044】また同様の考え方に基づき、車体ロール量
の減少過程に於いては、車輌の旋回外側に仮想のショッ
クアブソーバ122及び124が配設された仮想モデル
に基づき、旋回内輪側及び旋回外輪側のショックアブソ
ーバの減衰係数Cin及びCout をそれぞれ下記の式18
及び式19の如く制御することにより、車輌の重心11
8の高さを低下させ、車輌の旋回終期に於ける運動性能
を向上させることができる。Also, based on the same concept, in the process of decreasing the roll amount of the vehicle body, based on a virtual model in which virtual shock absorbers 122 and 124 are arranged outside the vehicle turning, the turning inner wheel side and the turning outer wheel side are used. The damping coefficients Cin and Cout of the shock absorber of
And the control as in Equation 19, the center of gravity 11 of the vehicle is obtained.
8, the height of the vehicle at the end of turning can be improved.
【0045】[0045]
【数12】 (Equation 12)
【0046】また図8に示されている如く、前輪側及び
後輪側の車輌モデルについてのL、W、T、Cg 、Cを
それぞれLf 及びLr 、Wf 及びWr 、Tf 及びTr 、
Cgf及びCgr、Cf 及びCr とし、旋回内側前輪及び旋
回外側前輪のストローク速度をそれぞれXfind及びXfo
utd とし、旋回内側後輪及び旋回外側後輪のストローク
速度をそれぞれXrind及びXroutd とし、Tf 及びTr
をそれぞれ下記の式20及び式21により表される値と
して、車体ロール量の増大過程に於いては旋回内側前輪
のショックアブソーバの減衰係数Cfin 及び旋回外側前
輪のショックアブソーバの減衰係数Cfoutはそれぞれ下
記の式22及び式23に従って演算され、旋回内側後輪
のショックアブソーバの減衰係数Crin 及び旋回外側後
輪のショックアブソーバの減衰係数Croutはそれぞれ下
記の式24及び式25に従って演算されることが好まし
い。As shown in FIG. 8, L, W, T, Cg, and C for the vehicle models on the front wheel side and the rear wheel side are respectively represented by Lf and Lr, Wf and Wr, Tf and Tr,
Let Cgf and Cgr, Cf and Cr be the stroke speeds of the inside turning front wheel and the outside turning front wheel Xfind and Xfo, respectively.
utd, the stroke speeds of the inside rear wheel and the outside rear wheel are Xrind and Xroutd, respectively, and Tf and Tr
In the process of increasing the roll amount of the vehicle body, the damping coefficient Cfin of the shock absorber of the front inside wheel and the damping coefficient Cfout of the shock absorber of the front outside wheel are respectively defined as It is preferable that the damping coefficient Crin of the shock absorber for the turning inside rear wheel and the damping coefficient Crout of the shock absorber for the turning outside rear wheel be calculated according to the following equations 24 and 25, respectively.
【0047】[0047]
【数13】 (Equation 13)
【0048】[0048]
【数14】 [Equation 14]
【0049】従って本発明の他の一つの好ましい態様に
よれば、上記請求項1の構成に於いて、車体ロール量の
増大過程に於いては旋回内側前輪のショックアブソーバ
の減衰係数Cfin 及び旋回外側前輪のショックアブソー
バの減衰係数Cfoutはそれぞれ上記式22及び式23に
従って演算され、旋回内側後輪のショックアブソーバの
減衰係数Crin 及び旋回外側後輪のショックアブソーバ
の減衰係数Croutはそれぞれ上記式24及び式25に従
って演算されるよう構成される(好ましい態様1)。Therefore, according to another preferred embodiment of the present invention, in the structure of the first aspect, the damping coefficient Cfin of the shock absorber of the front wheel on the inside of the turning and the outside of the turning on the outside during the process of increasing the roll amount of the vehicle body. The damping coefficient Cfout of the front wheel shock absorber is calculated according to the above formulas 22 and 23, respectively. The damping coefficient Crin of the shock absorber of the turning inside rear wheel and the damping coefficient Crout of the shock absorbing rear wheel of the turning outside are respectively calculated by the formulas 24 and 24 above. 25 (preferred mode 1).
【0050】また本発明の他の一つの好ましい態様によ
れば、上記請求項1の構成に於いて、車体ロール量の減
少過程に於いては旋回内側前輪のショックアブソーバの
減衰係数Cfin 及び旋回外側前輪のショックアブソーバ
の減衰係数Cfoutはそれぞれ下記の式26及び式27に
従って演算され、旋回内側後輪のショックアブソーバの
減衰係数Crin 及び旋回外側後輪のショックアブソーバ
の減衰係数Croutはそれぞれ下記の式28及び式29に
従って演算されるよう構成される(好ましい態様2)。According to another preferred embodiment of the present invention, in the construction of the first aspect, the damping coefficient Cfin of the shock absorber of the front wheel on the inside of the turning and the outside of the turning on the outside during the process of reducing the roll amount of the vehicle body. The damping coefficient Cfout of the front wheel shock absorber is calculated according to the following equations (26) and (27), respectively. The damping coefficient Crin of the turning inside rear wheel shock absorber and the damping coefficient Crout of the turning outside rear wheel are respectively expressed by the following equation (28). And Equation 29 (preferred mode 2).
【0051】[0051]
【数15】 (Equation 15)
【0052】また本発明の他の一つの好ましい態様によ
れば、上記請求項1の構成に於いて、仮想減衰係数設定
手段は車輌のステア特性の変化がオーバステア側である
ときには前輪側のロール剛性を増大させ若しくは後輪側
のロール剛性を低下させるよう第一若しくは第二の仮想
のショックアブソーバの仮想減衰係数の前後輪間の配分
比を可変設定するよう構成される(好ましい態様3)。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the first aspect, the virtual damping coefficient setting means includes a roll stiffness on the front wheel side when the change in the steering characteristic of the vehicle is on the oversteer side. Is increased or the distribution ratio between the front and rear wheels of the virtual damping coefficient of the first or second virtual shock absorber is variably set so as to reduce the roll stiffness on the rear wheel side (preferred embodiment 3).
【0053】また本発明の他の一つの好ましい態様によ
れば、上記請求項1の構成に於いて、仮想減衰係数設定
手段は車輌のステア特性の変化がアンダステア側である
ときには前輪側のロール剛性を低下させ若しくは後輪側
のロール剛性を増大させるよう第一若しくは第二の仮想
のショックアブソーバの仮想減衰係数の前後輪間の配分
比を可変設定するよう構成される(好ましい態様4)。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the first aspect, the virtual damping coefficient setting means includes a roll stiffness on the front wheel side when the change in the steer characteristic of the vehicle is on the understeer side. Is configured to variably set the distribution ratio between the front and rear wheels of the virtual damping coefficient of the first or second virtual shock absorber so as to reduce the stiffness or increase the roll stiffness on the rear wheel side (preferred mode 4).
【0054】また本発明の他の一つの好ましい態様によ
れば、上記請求項1の構成に於いて、仮想減衰係数設定
手段は第一若しくは第二の仮想のショックアブソーバの
仮想減衰係数の前後輪間の配分比を可変設定すると共
に、前輪側の車輌モデルの所定の距離と後輪側の車輌モ
デルの所定の距離との比を可変設定するよう構成される
(好ましい態様5)。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the first aspect, the virtual damping coefficient setting means includes a front and rear wheel of the virtual damping coefficient of the first or second virtual shock absorber. The distribution ratio between the vehicle models is variably set, and the ratio between a predetermined distance of the vehicle model on the front wheel side and a predetermined distance of the vehicle model on the rear wheel side is variably set (preferred mode 5).
【0055】また本発明の他の一つの好ましい態様によ
れば、上記請求項2の構成に於いて、車輌のステア特性
の変化を検出する手段は車輌の基準ヨーレートと実際の
ヨーレートとの偏差に基づき車輌の旋回挙動を判定する
よう構成される(好ましい態様6)。According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the second aspect, the means for detecting a change in the steer characteristic of the vehicle includes a deviation between a reference yaw rate of the vehicle and an actual yaw rate. It is configured to determine the turning behavior of the vehicle based on this (preferred mode 6).
【0056】また本発明の他の一つの好ましい態様によ
れば、上記好ましい態様6の構成に於いて、仮想減衰係
数設定手段は基準ヨーレートと実際のヨーレートとの偏
差が減少するよう第一若しくは第二の仮想のショックア
ブソーバの仮想減衰係数の前後輪間の配分比を可変設定
するよう構成される(好ましい態様7)。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the above-mentioned preferred embodiment 6, the virtual damping coefficient setting means is configured to reduce the deviation between the reference yaw rate and the actual yaw rate by reducing the first or the second yaw rate. The configuration is such that the distribution ratio of the virtual damping coefficient of the second virtual shock absorber between the front and rear wheels is variably set (preferred mode 7).
【0057】また本発明の他の一つの好ましい態様によ
れば、上記請求項5の構成に於いて、運転者による加減
速操作量はブレーキペダルのストロークであるよう構成
される(好ましい態様8)。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of claim 5, the acceleration / deceleration operation amount by the driver is configured to be a stroke of a brake pedal (preferred embodiment 8). .
【0058】また本発明の他の一つの好ましい態様によ
れば、上記請求項5の構成に於いて、運転者による加減
速操作量はスロットル開度速度であるよう構成される
(好ましい態様9)。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of claim 5, the acceleration / deceleration operation amount by the driver is configured to be a throttle opening speed (preferred embodiment 9). .
【0059】[0059]
【発明の実施の形態】以下に添付の図を参照しつつ、本
発明を幾つかの好ましい実施形態について詳細に説明す
る。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS The invention will now be described in more detail with reference to the accompanying drawings, in which several preferred embodiments are shown.
【0060】第一の実施形態 図1は本発明による減衰係数制御装置の第一の好ましい
実施形態を示す概略構成図である。[0060] First Embodiment FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a first preferred embodiment of the damping coefficient control apparatus according to the present invention.
【0061】図1に於て、10FL及び10FRはそれぞれ
車輌12の左右の前輪を示し、10RL及び10RRはそれ
ぞれ左右の後輪を示している。操舵輪である左右の前輪
10FL及び10FRは運転者によるステアリングホイール
14の転舵に応答して駆動されるラック・アンド・ピニ
オン式のパワーステアリング装置16によりタイロッド
18L及び18Rを介して操舵される。In FIG. 1, 10FL and 10FR denote left and right front wheels of the vehicle 12, respectively, and 10RL and 10RR denote left and right rear wheels, respectively. The left and right front wheels 10FL and 10FR, which are steered wheels, are steered via tie rods 18L and 18R by a rack and pinion type power steering device 16 driven in response to turning of the steering wheel 14 by the driver.
【0062】ばね下としての各車輪10FL〜10RRとば
ね上としての車体20との間にはそれぞれ減衰係数可変
式のショックアブソーバ22FL〜22RRが配設されてお
り、各ショックアブソーバの減衰係数Ci(i=fl、f
r、rl、rr)は後述の如く車輌の旋回時に電気式制御装
置24により制御される。[0062] Shock absorbers 22FL to 22RR of variable damping coefficient are provided between the wheels 10FL to 10RR as unsprung parts and the vehicle body 20 as sprung parts, and the damping coefficients Ci (Ci ( i = fl, f
r, rl, rr) are controlled by the electric control device 24 when the vehicle turns, as described later.
【0063】電気式制御装置24には車高センサ26F
L、26FR、26RL、26RRより車輪10FL〜10RRの
ストロークXi(i=fl、fr、rl、rr)を示す信号、横
加速度センサ28より車体の横加速度Gyを示す信号、
ヨーレートセンサ30より車輌のヨーレートγを示す信
号、車速センサ32より車速Vを示す信号、操舵角セン
サ34より操舵角δを示す信号が入力される。The electric control device 24 includes a vehicle height sensor 26F.
Signals indicating strokes Xi (i = fl, fr, rl, rr) of wheels 10FL to 10RR from L, 26FR, 26RL, 26RR, signals indicating lateral acceleration Gy of the vehicle body from lateral acceleration sensor 28,
A signal indicating the yaw rate γ of the vehicle is input from the yaw rate sensor 30, a signal indicating the vehicle speed V from the vehicle speed sensor 32, and a signal indicating the steering angle δ from the steering angle sensor 34.
【0064】尚図には詳細に示されていないが、電気式
制御装置24は例えばCPUとROMとRAMと入出力
ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスに
より互いに接続された一般的な構成のマイクロコンピュ
ータを含んでいる。また車高センサ26FL〜26RRは車
輪のバウンド方向を正として車輪のストロークXiを検
出し、横加速度センサ28及び操舵角センサ34は車輌
の左旋回方向を正としてそれぞれ横加速度及び操舵角を
検出する。Although not shown in detail in the drawing, the electric control device 24 has, for example, a CPU, a ROM, a RAM, and an input / output port device, which are generally connected to each other by a bidirectional common bus. Microcomputer with a typical configuration. The vehicle height sensors 26FL to 26RR detect the stroke Xi of the wheel with the bounding direction of the wheel being positive, and the lateral acceleration sensor 28 and the steering angle sensor 34 detect the lateral acceleration and steering angle respectively with the positive left turning direction of the vehicle. .
【0065】電気式制御装置24は、それぞれ図8
(A)及び(B)に示された前輪側及び後輪側の車輌モ
デルに基づきショックアブソーバ22FL〜22RRの減衰
係数を制御する。特にこの実施形態の電気式制御装置2
4は、後述の如く図2及び図3に示されたフローチャー
トに従って横加速度Gyに基づき車輌が過渡旋回状態に
あるか否かを判別し、車輌が定常旋回状態にあるときに
は各車輪のショックアブソーバの減衰係数Ciを予め設
定されたハードの減衰係数Chighに制御し、車輌が過渡
旋回状態にあっても、車体のロール量が増大する過程に
於いては旋回内側のショックアブソーバの減衰係数が旋
回外側の減衰係数よりも高くなるよう制御し、逆に車体
のロール量が減少する過程に於いては旋回外側のショッ
クアブソーバの減衰係数が旋回内側の減衰係数よりも高
くなるよう各ショックアブソーバの減衰係数を制御し、
これにより過渡旋回時に於ける車高を低下させ車体の重
心を低下させる。Each of the electric control devices 24 corresponds to FIG.
The damping coefficients of the shock absorbers 22FL to 22RR are controlled based on the vehicle models on the front wheel side and the rear wheel side shown in (A) and (B). In particular, the electric control device 2 of this embodiment
4 determines whether or not the vehicle is in a transient turning state based on the lateral acceleration Gy according to the flowcharts shown in FIGS. 2 and 3 as described later. When the vehicle is in a steady turning state, the shock absorber of each wheel is determined. The damping coefficient Ci is controlled to a predetermined hard damping coefficient Chigh, so that even when the vehicle is in a transient turning state, the damping coefficient of the shock absorber inside the turning turns to the outside of the turning when the roll amount of the vehicle body increases. The damping coefficient of each shock absorber is controlled so that the damping coefficient of the shock absorber on the outside of the turn becomes higher than the damping coefficient on the inside of the turn in the process of decreasing the roll amount of the vehicle body. Control the
As a result, the vehicle height during a transient turn is reduced, and the center of gravity of the vehicle body is reduced.
【0066】また電気式制御装置24は、車速V及び操
舵角δに基づき車輌の基準ヨーレートγtを演算し、車
輌の実際のヨーレートγと基準ヨーレートγtとの偏差
Δγを演算し、偏差Δγに基づき車輌がオーバステア状
態又はアンダステア状態にあるか否かを判定し、車輌が
オーバステア状態又はアンダステア状態にあるときには
偏差Δγが小さくなるよう前輪側及び後輪側の各仮想の
ショックアブソーバの減衰係数の補正量ΔCgf、ΔCg
r、ΔCf、ΔCr及び所定の距離の補正量ΔLf、ΔLr
を演算し、その演算結果に基づき実際の各ショックアブ
ソーバの減衰係数を制御する。The electric control unit 24 calculates the reference yaw rate γt of the vehicle based on the vehicle speed V and the steering angle δ, calculates the deviation Δγ between the actual yaw rate γ of the vehicle and the reference yaw rate γt, and calculates the deviation Δγ based on the deviation Δγ. It is determined whether the vehicle is in the oversteer state or the understeer state, and when the vehicle is in the oversteer state or the understeer state, the correction amount of the attenuation coefficient of each virtual shock absorber on the front wheel side and the rear wheel side so that the deviation Δγ becomes small. ΔCgf, ΔCg
r, ΔCf, ΔCr, and correction amounts ΔLf, ΔLr for a predetermined distance
Is calculated, and the actual damping coefficient of each shock absorber is controlled based on the calculation result.
【0067】次に図2及び図3に示されたフローチャー
トを参照して図示の第一の実施形態に於ける減衰係数の
制御について説明する。尚図2及び図3に示されたフロ
ーチャートによる制御は図には示されていないイグニッ
ションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に
繰返し実行される。Next, the control of the attenuation coefficient in the illustrated first embodiment will be described with reference to the flowcharts shown in FIGS. The control according to the flowcharts shown in FIGS. 2 and 3 is started by closing an ignition switch (not shown) and is repeatedly executed at predetermined time intervals.
【0068】まずステップ10に於いては各車輪のスト
ロークXiを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ
20に於いては検出されたヨーレートγよりノイズ成分
を除去するためのフィルタ処理が行われることによりフ
ィルタ処理後のヨーレートγfが演算される。First, in step 10, a signal indicating the stroke Xi of each wheel is read, and in step 20, a filtering process for removing a noise component from the detected yaw rate γ is performed. Calculates the yaw rate γf after the filter processing.
【0069】ステップ30に於いては操舵角δに基づき
前輪の実舵角δfが演算され、Hをホイールベースとし
Khをスタビリティファクタとして下記の式30に従っ
て目標ヨーレートγeが演算されると共に、Tを時定数
としsをラプラス演算子として下記の式31に従って車
速V及び操舵角δに基づく車輌の基準ヨーレートγtが
演算される。尚目標ヨーレートγeは動的なヨーレート
を考慮すべく車輌の横加速度Gyを加味して演算されて
もよい。 γe=Vδ/(1+KhV2)H ……(30) γt=γe/(1+Ts) ……(31)In step 30, the actual steering angle δf of the front wheels is calculated based on the steering angle δ, the target yaw rate γe is calculated according to the following equation 30 using H as a wheel base and Kh as a stability factor, and T Is used as a time constant, and s is a Laplace operator, and the reference yaw rate γt of the vehicle based on the vehicle speed V and the steering angle δ is calculated according to the following equation 31. The target yaw rate γe may be calculated in consideration of the dynamic yaw rate by taking into account the lateral acceleration Gy of the vehicle. γe = Vδ / (1 + KhV 2 ) H (30) γt = γe / (1 + Ts) (31)
【0070】ステップ40に於いては下記の式32に従
ってヨーレート偏差Δγ、即ちフィルタ処理後のヨーレ
ートγfと基準ヨーレートγtとの偏差が演算される。 Δγ=γf−γt ……(32)In step 40, the yaw rate deviation Δγ, that is, the deviation between the filtered yaw rate γf and the reference yaw rate γt is calculated according to the following equation (32). Δγ = γf−γt (32)
【0071】ステップ50に於いてはフィルタ処理後の
ヨーレートγfが正の値であるか否かの判別、即ち車輌
が左旋回状態にあるか否かの判別が行われ、否定判別が
行われたときにはステップ70へ進み、肯定判別が行わ
れたときにはステップ60へ進む。In step 50, it is determined whether or not the yaw rate γf after the filter processing is a positive value, that is, whether or not the vehicle is turning to the left, and a negative determination is made. In some cases, the process proceeds to step 70, and when an affirmative determination is made, the process proceeds to step 60.
【0072】ステップ60に於いてはヨーレート偏差Δ
γが正の値であるか否かの判別、即ち車輌がオーバステ
ア状態にあるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われ
たときにはステップ80へ進み、否定判別が行われたと
きにはステップ90へ進む。In step 60, the yaw rate deviation Δ
It is determined whether or not γ is a positive value, that is, whether or not the vehicle is in an oversteer state. If the determination is affirmative, the process proceeds to step 80; if the determination is negative, the process proceeds to step 90. Proceed to.
【0073】同様にステップ70に於いてはヨーレート
偏差Δγが負の値であるか否かの判別、即ち車輌がオー
バステア状態にあるか否かの判別が行われ、肯定判別が
行われたときにはステップ80へ進み、否定判別が行わ
れたときにはステップ90へ進む。Similarly, in step 70, it is determined whether or not the yaw rate deviation Δγ is a negative value, that is, whether or not the vehicle is in an oversteer state. The routine proceeds to 80, and when a negative determination is made, the routine proceeds to step 90.
【0074】ステップ80に於いてはヨーレート偏差Δ
γに基づき図4の第一及び第四象限に示されたグラフに
対応するマップより前輪側の仮想のショックアブソーバ
122Fの減衰係数の補正量ΔCgf、前輪側の仮想のシ
ョックアブソーバ124Fの減衰係数の補正量ΔCf、後
輪側の仮想のショックアブソーバ122Rの減衰係数の
補正量ΔCgr、後輪側の仮想のショックアブソーバ12
4Rの減衰係数の補正量ΔCr、前輪側の車輌モデルの所
定の距離の補正量ΔLf、後輪側の車輌モデルの所定の
距離の補正量ΔLrが演算される。In step 80, the yaw rate deviation Δ
From the maps corresponding to the graphs shown in the first and fourth quadrants of FIG. 4 based on γ, the correction amount ΔCgf of the damping coefficient of the virtual shock absorber 122F on the front wheel side and the damping coefficient of the virtual shock absorber 124F on the front wheel side are calculated. The correction amount ΔCf, the correction amount ΔCgr of the damping coefficient of the virtual shock absorber 122R on the rear wheel side, the virtual shock absorber 12 on the rear wheel side
The correction amount ΔCr of the 4R damping coefficient, the correction amount ΔLf of the predetermined distance of the vehicle model on the front wheel side, and the correction amount ΔLr of the predetermined distance of the vehicle model on the rear wheel side are calculated.
【0075】同様にステップ90に於いてはヨーレート
偏差Δγに基づき図4の第二及び第三象限に示されたグ
ラフに対応するマップより減衰係数の補正量ΔCgf、Δ
Cf、ΔCgr、ΔCr及び所定の距離の補正量ΔLf、Δ
Lrが演算される。Similarly, in step 90, based on the yaw rate deviation Δγ, the correction amounts ΔCgf, ΔCgf of the attenuation coefficient are obtained from the maps corresponding to the graphs shown in the second and third quadrants of FIG.
Cf, ΔCgr, ΔCr and correction amounts ΔLf, Δ for a predetermined distance
Lr is calculated.
【0076】ステップ100に於いてはCgfo、Cgro、
Cfo、Croをそれぞれ前輪側の仮想のショックアブソー
バ122F、後輪側の仮想のショックアブソーバ122
R、前輪側の仮想のショックアブソーバ124F及び後輪
側の仮想のショックアブソーバ124Rについて予め設
定された基本の減衰係数とし、Lfo及びLroをそれぞれ
前輪側及び後輪側の車輌モデルの基本の所定の距離とし
て、下記の式33〜38に従って各仮想のショックアブ
ソーバの減衰係数Cgf、Cgr、Cf及びCr及び所定の距
離Lf、Lrが演算される。 Cgf=Cgfo+ΔCgf ……(33) Cgr=Cgro+ΔCgr ……(34) Cf=Cfo+ΔCf ……(35) Cr=Cro+ΔCr ……(36) Lf=Lfo+ΔLf ……(37) Lr=Lro+ΔLr ……(38)In step 100, Cgfo, Cgro,
Cfo and Cro are respectively assumed to be a virtual shock absorber 122F on the front wheel side and a virtual shock absorber 122 on the rear wheel side.
R, a basic damping coefficient preset for the virtual shock absorber 124F on the front wheel side and the virtual shock absorber 124R on the rear wheel side, and Lfo and Lro as basic predetermined predetermined values for the vehicle model on the front wheel side and the rear wheel side, respectively. As the distances, the damping coefficients Cgf, Cgr, Cf and Cr of the respective virtual shock absorbers and predetermined distances Lf and Lr are calculated according to the following equations 33 to 38. Cgf = Cgfo + ΔCgf (33) Cgr = Cgro + ΔCgr (34) Cf = Cfo + ΔCf (35) Cr = Cro + ΔCr (36) Lf = Lfo + ΔLf (37) Lr = Lro + ΔLr (38)
【0077】ステップ110に於いては例えば減衰係数
Cgf及びCgrの前回値と今回値との偏差ΔCgfa及びΔ
Cgraが演算されると共に、偏差ΔCgfa及びΔCgraの
絶対値が基準値Cgo(正の定数)を越えているときには
偏差の絶対値がCgoになるよう今回値が補正されること
により、減衰係数Cgf及びCgrの変化率が制限される処
理が行われる。また例えば減衰係数Cf及びCrの前回値
と今回値との偏差ΔCfa及びΔCraが演算されると共
に、偏差ΔCfa及びΔCraの絶対値が基準値Co(正の
定数)を越えているときには偏差の絶対値がCoになる
よう今回値が補正されることにより、減衰係数Cf及び
Crの変化率が制限される処理が行われる。In step 110, for example, the deviations ΔCgfa and ΔCgfa between the previous value and the current value of the damping coefficients Cgf and Cgr, respectively.
Cgra is calculated, and when the absolute values of the deviations ΔCgfa and ΔCgra exceed the reference value Cgo (positive constant), the current value is corrected so that the absolute value of the deviation becomes Cgo, so that the attenuation coefficient Cgf Processing for limiting the rate of change of Cgr is performed. Further, for example, deviations ΔCfa and ΔCra between the previous values and the present values of the damping coefficients Cf and Cr are calculated, and when the absolute values of the deviations ΔCfa and ΔCra exceed the reference value Co (positive constant), the absolute values of the deviations Is corrected to become Co, whereby a process of limiting the rate of change of the damping coefficients Cf and Cr is performed.
【0078】ステップ120に於いては例えば所定の距
離Lf及びLrの前回値と今回値との偏差ΔLfa及びΔL
raが演算されると共に、偏差ΔLfa及びΔLraの絶対値
が基準値Lo(正の定数)を越えているときには偏差の
絶対値がLoになるよう今回値が補正されることによ
り、減衰係数Lf及びLrの変化率が制限される処理が行
われ、しかる後ステップ420へ進む。In step 120, for example, the deviations ΔLfa and ΔL between the previous value and the current value of the predetermined distances Lf and Lr, for example,
is calculated, and when the absolute values of the deviations ΔLfa and ΔLra exceed a reference value Lo (positive constant), the current value is corrected so that the absolute value of the deviation becomes Lo. The process of limiting the rate of change of Lr is performed, and the process then proceeds to step 420.
【0079】ステップ420に於いては横加速度Gy の
絶対値が制御のしきい値としての基準値Gyo(正の定
数)を越えているか否かの判別、即ち車輪の旋回時に於
けるショックアブソーバの減衰係数の制御が必要である
か否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはス
テップ440へ進み、否定判別が行われたときにはステ
ップ430へ進む。In step 420, it is determined whether or not the absolute value of the lateral acceleration Gy exceeds a reference value Gyo (positive constant) as a control threshold value, that is, whether or not the shock absorber at the time of turning the wheel. It is determined whether the control of the attenuation coefficient is necessary. If the determination is affirmative, the process proceeds to step 440; if the determination is negative, the process proceeds to step 430.
【0080】ステップ430に於いては各車輪のショッ
クアブソーバの減衰係数が車輌の非旋回時に於ける通常
の制御ルーチンに従って設定され、しかる後ステップ5
80へ進む。尚この場合の減衰係数の制御は当技術分野
に於いて公知の任意の要領にて行われてよい。In step 430, the damping coefficient of the shock absorber of each wheel is set in accordance with a normal control routine when the vehicle is not turning, and thereafter, in step 5
Go to 80. The control of the damping coefficient in this case may be performed in any manner known in the art.
【0081】ステップ440に於いては横加速度Gy の
時間微分値ΔGy が演算されると共に、時間微分値ΔG
y の絶対値がその基準値ΔGyo(正の定数)を越えてい
るか否かの判別、即ち車輌が過渡旋回状態にあるか否か
の判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ
460へ進み、否定判別が行われたときはステップ45
0に於いて各車輪のショックアブソーバの減衰係数Ci
が予め設定されたハードの減衰係数Ch に設定された後
ステップ580へ進む。In step 440, the time differential value ΔGy of the lateral acceleration Gy is calculated, and the time differential value ΔG
It is determined whether or not the absolute value of y exceeds the reference value ΔGyo (positive constant), that is, whether or not the vehicle is in a transient turning state. If an affirmative determination is made, the process proceeds to step 460. Proceeds to step 45 if a negative determination is made
At 0, the damping coefficient Ci of the shock absorber of each wheel
Is set to the preset hard damping coefficient Ch, and the routine proceeds to step 580.
【0082】ステップ460に於いては各車輪のストロ
ークXi の時間微分値(ストローク速度)Xid(i=f
l、fr、rl、rr)が演算され、ステップ470に於いて
は横加速度Gy が正であるか否かの判別、即ち車輌が左
旋回状態にあるか否かの判別が行われ、肯定判別が行わ
れたときにはステップ480へ進み、否定判別が行われ
たときにはステップ490へ進む。In step 460, the time differential value (stroke speed) Xid (i = f) of the stroke Xi of each wheel is obtained.
l, fr, rl, rr) are calculated, and in step 470, it is determined whether or not the lateral acceleration Gy is positive, that is, whether or not the vehicle is turning to the left. Is performed, the process proceeds to step 480. If a negative determination is made, the process proceeds to step 490.
【0083】ステップ480に於いては旋回内側前輪の
ストローク速度Xfindが左前輪のストローク速度Xfld
に設定され、旋回外側前輪のストローク速度Xfoutd が
右前輪のストローク速度Xfrd に設定され、旋回内側後
輪のストローク速度Xrindが左後輪のストローク速度X
rld に設定され、旋回外側後輪のストローク速度Xrout
d が右後輪のストローク速度Xrrd に設定される。In step 480, the stroke speed Xfind of the front wheel on the inside of the turn is changed to the stroke speed Xfld of the left front wheel.
The stroke speed Xfoutd of the turning outer front wheel is set to the stroke speed Xfrd of the right front wheel, and the stroke speed Xrind of the turning inner rear wheel is set to the stroke speed X of the left rear wheel.
rld and the stroke speed Xrout
d is set to the stroke speed Xrrd of the right rear wheel.
【0084】同様にステップ490に於いては旋回内側
前輪のストローク速度Xfindが右前輪のストローク速度
Xfrd に設定され、旋回外側前輪のストローク速度Xfo
utdが左前輪のストローク速度Xfld に設定され、旋回
内側後輪のストローク速度Xrindが右後輪のストローク
速度Xrrd に設定され、旋回外側後輪のストローク速度
Xroutd が左後輪のストローク速度Xrld に設定され
る。Similarly, in step 490, the stroke speed Xfind of the front inside wheel is set to the stroke speed Xfrd of the right front wheel, and the stroke speed Xfo of the front outside wheel is set to Xfod.
utd is set to the stroke speed Xfld of the left front wheel, the stroke speed Xrind of the turning inside rear wheel is set to the stroke speed Xrrd of the right rear wheel, and the stroke speed Xroutd of the turning outside rear wheel is set to the stroke speed Xrld of the left rear wheel. Is done.
【0085】ステップ500に於いてはsignGy を横加
速度Gy の符号として横加速度の時間微分値ΔGy とsi
gnGy との積が正であるか否かの判別、即ち車輌の旋回
に起因する横加速度の大きさが増大過程にあり車体のロ
ール量が増大する状況にあるか否かの判別が行われ、肯
定判別が行われたときはステップ510に於いて旋回内
側前輪、旋回外側前輪、旋回内側後輪、旋回外側後輪の
ショックアブソーバの減衰係数Cj (j=fin 、fout、
rin 、rout)が前記式22〜25に従って演算され、否
定判別が行われたときにはステップ520に於いて各シ
ョックアブソーバの減衰係数Cj が前記式26〜29に
従って演算される。In step 500, the sign differential Gy is used as the sign of the lateral acceleration Gy, and the time derivative ΔGy
It is determined whether or not the product with gnGy is positive, that is, whether or not the magnitude of the lateral acceleration due to the turning of the vehicle is in the process of increasing and the roll amount of the vehicle body is increasing. If an affirmative determination is made, in step 510, the damping coefficients Cj (j = fin, fout, j) of the shock absorbers of the inside front wheel, the outside front wheel, the inside rear wheel, and the outside rear wheel are turned.
(rin, rout) are calculated in accordance with the above equations 22 to 25, and when a negative determination is made, in step 520, the damping coefficient Cj of each shock absorber is calculated in accordance with the above equations 26 to 29.
【0086】ステップ530に於いては左前輪のショッ
クアブソーバの減衰係数Cflが旋回内側前輪の減衰係数
Cfin に設定され、右前輪のショックアブソーバの減衰
係数Cfrが旋回外側前輪の減衰係数Cfoutに設定され、
左後輪のショックアブソーバの減衰係数Crlが旋回内側
後輪の減衰係数Crin に設定され、右後輪のショックア
ブソーバの減衰係数Crrが旋回外側後輪の減衰係数Cro
utに設定される。In step 530, the damping coefficient Cfl of the left front wheel shock absorber is set to the damping coefficient Cfin of the turning inside front wheel, and the damping coefficient Cfr of the right front wheel shock absorber is set to the damping coefficient Cfout of the turning outside front wheel. ,
The damping coefficient Crl of the left rear wheel shock absorber is set to the damping coefficient Crin of the turning inner rear wheel, and the damping coefficient Crr of the right rear wheel shock absorber is set to the damping coefficient Cro of the turning outer rear wheel.
Set to ut.
【0087】同様にステップ540に於いては横加速度
の時間微分値ΔGy とsignGy との積が正であるか否か
の判別が行われ、肯定判別が行われたときはステップ5
50に於いて旋回内側前輪、旋回外側前輪、旋回内側後
輪、旋回外側後輪のショックアブソーバの減衰係数Cj
が前記式22〜25に従って演算され、否定判別が行わ
れたときにはステップ560に於いて各ショックアブソ
ーバの減衰係数Cj が前記式26〜29に従って演算さ
れる。Similarly, in step 540, it is determined whether or not the product of the time differential value ΔGy of the lateral acceleration and the sign Gy is positive.
At 50, the damping coefficient Cj of the shock absorber of the inside turning front wheel, the outside turning front wheel, the inside turning rear wheel, and the outside turning rear wheel is shown.
Is calculated in accordance with the above equations 22 to 25, and when a negative determination is made, in step 560, the damping coefficient Cj of each shock absorber is calculated in accordance with the above equations 26 to 29.
【0088】ステップ570に於いては左前輪のショッ
クアブソーバの減衰係数Cflが旋回外側前輪の減衰係数
Cfoutに設定され、右前輪のショックアブソーバの減衰
係数Cfrが旋回内側前輪の減衰係数Cfin に設定され、
左後輪のショックアブソーバの減衰係数Crlが旋回外側
後輪の減衰係数Croutに設定され、右後輪のショックア
ブソーバの減衰係数Crrが旋回内側後輪の減衰係数Cri
n に設定される。At step 570, the damping coefficient Cfl of the left front wheel shock absorber is set to the damping coefficient Cfout of the turning front outer wheel, and the damping coefficient Cfr of the right front wheel shock absorber is set to the damping coefficient Cfin of the turning inside front wheel. ,
The damping coefficient Crl of the left rear wheel shock absorber is set to the damping coefficient Crout of the turning outer rear wheel, and the damping coefficient Crr of the right rear wheel shock absorber is set to the damping coefficient Cri of the turning inner rear wheel.
Set to n.
【0089】ステップ580に於いては各ショックアブ
ソーバの減衰係数がステップ430、450、530又
は570に於いて設定された減衰係数になるよう制御さ
れ、しかる後ステップ10へ戻る。In step 580, control is performed so that the damping coefficient of each shock absorber becomes the damping coefficient set in step 430, 450, 530 or 570. Thereafter, the flow returns to step 10.
【0090】かくして図示の第一の実施形態によれば、
ステップ420に於いて車輪の旋回時に於けるショック
アブソーバの減衰係数の制御が必要であるか否かの判別
が行われ、ステップ440に於いて車輌が過渡旋回状態
にあるか否かの判別が行われ、ステップ470に於いて
車輌の旋回方向が判定され、ステップ460、480及
び490に於いて各車輪のストローク速度が求められ、
ステップ500及び540に於いて車体のロール量が増
大する過程にあるか否かの判別が行われ、車体のロール
量が増大する過程にあるときにはステップ510及び5
50に於いて各ショックアブソーバの減衰係数Cj が式
22〜25に従って演算され、車体のロール量が減少す
る過程にあるときにはステップ520及び560に於い
て各ショックアブソーバの減衰係数Cj が式26〜29
に従って演算される。Thus, according to the illustrated first embodiment,
At step 420, it is determined whether or not it is necessary to control the damping coefficient of the shock absorber during turning of the wheels. At step 440, it is determined whether or not the vehicle is in a transient turning state. In step 470, the turning direction of the vehicle is determined, and in steps 460, 480, and 490, the stroke speed of each wheel is obtained.
In steps 500 and 540, it is determined whether or not the roll amount of the vehicle body is in the process of increasing. When the roll amount of the vehicle body is in the process of increasing, steps 510 and 5
In step 50, the damping coefficient Cj of each shock absorber is calculated according to equations 22 to 25. When the roll amount of the vehicle body is in the process of decreasing, in steps 520 and 560, the damping coefficient Cj of each shock absorber is calculated in equations 26 to 29.
Is calculated according to
【0091】従って図示の第一の実施形態によれば、車
輌が車体のロール量が増大する過渡旋回状態にあるとき
には、旋回内側のショックアブソーバの減衰係数が旋回
外側の減衰係数よりも高くなるよう各ショックアブソー
バの減衰係数が制御され、逆に車輌が車体のロール量が
減少する過渡旋回状態にあるときには、旋回外側のショ
ックアブソーバの減衰係数が旋回内側の減衰係数よりも
高くなるよう各ショックアブソーバの減衰係数が制御さ
れるので、車高を低下させ車体の重心を低下させて過渡
旋回時に於ける車輌の運動性能を向上させることができ
る。Therefore, according to the first embodiment, when the vehicle is in a transient turning state in which the roll amount of the vehicle body increases, the damping coefficient of the shock absorber inside the turning is higher than the damping coefficient outside the turning. When the damping coefficient of each shock absorber is controlled and, conversely, the vehicle is in a transient turning state in which the roll amount of the vehicle body is reduced, each shock absorber is set so that the damping coefficient of the shock absorber on the outside of the turn is higher than the damping coefficient on the inside of the turn. Is controlled, the vehicle height can be reduced, the center of gravity of the vehicle body can be reduced, and the kinetic performance of the vehicle during transient turning can be improved.
【0092】また図示の第一の実施形態によれば、左右
前輪のショックアブソーバの減衰係数及び左右後輪のシ
ョックアブソーバの減衰係数は相互に独立して制御され
るので、例えば前記式20〜29に於けるWf 及びWr
を適宜に設定し、補正量ΔCgf及びΔCgr、ΔCf 及び
ΔCr、ΔLf 及びΔLrを演算するためのマップ(図
4)を適宜に設定することにより、車輌の過渡旋回時に
於ける車体の前後方向の姿勢を制御し、例えば旋回初期
に於ける車体のノーズダイブを低減したり、旋回終期に
於ける車体のノーズリフトを低減したりすることができ
る。According to the illustrated first embodiment, the damping coefficients of the left and right front wheel shock absorbers and the right and left rear wheel shock absorbers are controlled independently of each other. Wr and Wr
Is appropriately set, and a map (FIG. 4) for calculating the correction amounts ΔCgf and ΔCgr, ΔCf and ΔCr, ΔLf and ΔLr is appropriately set, whereby the posture of the vehicle body in the front-rear direction during the transient turning of the vehicle is obtained. For example, the nose dive of the vehicle body at the beginning of a turn can be reduced, and the nose lift of the vehicle body at the end of a turn can be reduced.
【0093】また図示の第一の実施形態によれば、車体
ロール量が増大過程又は減少過程にあるか否かの判定は
車体の横加速度Gy に基づき行われるので、例えば車高
センサ26FL〜26RRにより検出される各輪のストロー
クXi に基づき車体の実際のロール量が演算され、その
実際のロール量に基づき車体ロール量が増大過程又は減
少過程にあるか否かが判定される場合に比して応答性よ
く各ショックアブソーバの減衰係数を制御することがで
きる。Further, according to the first embodiment shown in the drawings, whether the roll amount of the vehicle body is in the process of increasing or decreasing is determined based on the lateral acceleration Gy of the vehicle body. The actual roll amount of the vehicle body is calculated based on the stroke Xi of each wheel detected by the above, and it is determined whether or not the vehicle body roll amount is in the process of increasing or decreasing based on the actual roll amount. Thus, the damping coefficient of each shock absorber can be controlled with good responsiveness.
【0094】尚ステップ420〜580は第一及び第二
の実施形態に於いて共通であるので、以上の各作用効果
は後述の第二の実施形態に於いても同様に得られる。Steps 420 to 580 are common to the first and second embodiments, so that the above-described respective effects can be obtained in a second embodiment to be described later.
【0095】特に図示の第一の実施形態によれば、ステ
ップ30に於いて車輌の基準ヨーレートγtが演算さ
れ、ステップ40に於いて実ヨーレートγfと基準ヨー
レートγtとの偏差Δγが演算され、ステップ50〜7
0に於いて車輌がオーバステア状態又はアンダステア状
態にあるか否かの判別が行われ、車輌がオーバステア状
態にあるときにはステップ80及び100に於いて前輪
側の仮想のショックアブソーバの減衰係数Cgf、Cf及
び前輪側の車輌モデルの所定の距離Lfが偏差Δγに応
じて増大補正されると共に、後輪側の仮想のショックア
ブソーバの減衰係数Cgr、Cr及び後輪側の車輌モデル
の所定の距離Lrが偏差Δγに応じて低減補正される。In particular, according to the first embodiment shown in the figure, in step 30, the reference yaw rate γt of the vehicle is calculated, and in step 40, the deviation Δγ between the actual yaw rate γf and the reference yaw rate γt is calculated. 50-7
At 0, it is determined whether the vehicle is in the oversteer state or the understeer state. When the vehicle is in the oversteer state, in steps 80 and 100, the damping coefficients Cgf, Cf and Cff of the virtual shock absorber on the front wheel side are determined in steps 80 and 100. The predetermined distance Lf of the vehicle model on the front wheel side is increased and corrected in accordance with the deviation Δγ, and the damping coefficients Cgr and Cr of the virtual shock absorber on the rear wheel side and the predetermined distance Lr of the vehicle model on the rear wheel side are deviated. Reduction correction is performed according to Δγ.
【0096】逆に車輌がアンダステア状態にあるときに
はステップ90及び100に於いて前輪側の仮想のショ
ックアブソーバの減衰係数Cgf、Cf及び前輪側の車輌
モデルの所定の距離Lfが偏差Δγに応じて低減補正さ
れると共に、後輪側の仮想のショックアブソーバの減衰
係数Cgr、Cr及び後輪側の車輌モデルの所定の距離Lr
が偏差Δγに応じて増大補正される。Conversely, when the vehicle is in the understeer state, in steps 90 and 100, the damping coefficients Cgf and Cf of the virtual shock absorber on the front wheel side and the predetermined distance Lf of the vehicle model on the front wheel side decrease according to the deviation Δγ. While being corrected, the damping coefficients Cgr and Cr of the virtual shock absorber on the rear wheel side and the predetermined distance Lr of the vehicle model on the rear wheel side
Is increased in accordance with the deviation Δγ.
【0097】従って第一の実施形態によれば、車輌がオ
ーバステア状態にあるときにはオーバステア状態の程度
に応じて前輪側のロール剛性が増大されると共に後輪側
のロール剛性が低減され、車輌がアンダステア状態にあ
るときにはアンダステア状態の程度に応じて前輪側のロ
ール剛性が低減されると共に後輪側のロール剛性が増大
されるので、車輌の過渡旋回時に於ける車輌のステア変
化を低減して車輌の操縦安定性を向上させることができ
る。Therefore, according to the first embodiment, when the vehicle is in the oversteer state, the roll stiffness on the front wheel side is increased and the roll stiffness on the rear wheel side is reduced according to the degree of the oversteer state. In this state, the roll stiffness on the front wheel side is reduced and the roll stiffness on the rear wheel side is increased in accordance with the degree of the understeer state. Driving stability can be improved.
【0098】また図示の第一の実施形態によれば、仮想
のショックアブソーバの減衰係数Cgf、Cf、Cgr、Cr
に加えて車輌モデルの所定の距離Lf及びLrも偏差Δγ
に応じて増減補正されるので、仮想のショックアブソー
バの減衰係数のみが偏差Δγに応じて増減補正される場
合に比して実際のショックアブソーバの減衰係数を的確
に制御することができる。According to the illustrated first embodiment, the damping coefficients Cgf, Cf, Cgr, and Cr of the virtual shock absorber are set.
In addition, the predetermined distances Lf and Lr of the vehicle model also have a deviation Δγ.
, The actual damping coefficient of the actual shock absorber can be more accurately controlled as compared with the case where only the virtual damping coefficient of the virtual shock absorber is increased / decreased in accordance with the deviation Δγ.
【0099】また図示の第一の実施形態によれば、ステ
ップ110に於いて減衰係数Cgf、Cf、Cgr、Crの変
化率が制限され、またステップ120に於いて所定の距
離Lf及びLrの変化率が制限されるので、かかる変化率
の制限処理が行われない場合に比してショックアブソー
バの減衰力の急激な変化及びこれに起因する車輌の乗り
心地性の悪化を確実に防止することができる。Further, according to the first embodiment shown in the figure, the rate of change of the damping coefficients Cgf, Cf, Cgr, Cr is limited in step 110, and the change of the predetermined distances Lf, Lr is determined in step 120. Since the rate is limited, it is possible to reliably prevent a sudden change in the damping force of the shock absorber and a deterioration in ride comfort of the vehicle due to the sudden change in the damping force of the shock absorber as compared with a case where the processing for limiting the change rate is not performed. it can.
【0100】尚図示の第一の実施形態に於いては、車輌
のヨーレートγはヨーレートセンサ30により検出され
るようになっているが、操舵輪である左右前輪の車輪速
度Vwfl及びVwfrが検出され、Trを車輌のトレッドと
して車輪速度に基づき下記の式39に従って演算されて
もよい。 γ=(Vwfr−Vwfl)/Tr ……(39)In the illustrated first embodiment, the yaw rate γ of the vehicle is detected by the yaw rate sensor 30, but the wheel speeds Vwfl and Vwfr of the left and right front wheels, which are the steered wheels, are detected. , Tr as the tread of the vehicle, and may be calculated according to the following equation 39 based on the wheel speed. γ = (Vwfr−Vwfl) / Tr (39)
【0101】また図示の第一の実施形態に於いては、仮
想のショックアブソーバの減衰係数Cgf、Cf、Cgr、
Crに加えて車輌モデルの所定の距離Lf及びLrも偏差
Δγに応じて増減補正されるようになっているが、所定
の距離Lf及びLrの増減補正は省略されてもよい。また
図示の実施形態に於いては、同一の偏差Δγについて見
て減衰係数Cgf及びCgrの増減補正量は、減衰係数Cf
及びCrの増減補正量よりも大きく設定されているが、
減衰係数Cf及びCrの増減補正量が減衰係数Cgf及びC
grの増減補正量よりも大きく設定されてもよく、更には
減衰係数Cgf、Cgr及び減衰係数Cf、Crの一方の増減
補正が省略されてもよい。In the illustrated first embodiment, the damping coefficients Cgf, Cf, Cgr,
The predetermined distances Lf and Lr of the vehicle model in addition to Cr are also increased or decreased according to the deviation Δγ, but the increase or decrease of the predetermined distances Lf and Lr may be omitted. In the illustrated embodiment, the attenuation coefficient Cgf and the amount of increase / decrease correction of Cgr are determined based on the same deviation Δγ.
And Cr is set to be larger than the increase / decrease correction amount.
The amount of correction for the increase or decrease of the damping coefficients Cf and Cr is equal to the damping coefficients Cgf and Cgf.
It may be set to be larger than the increase / decrease correction amount of gr, and furthermore, the increase / decrease correction of one of the attenuation coefficients Cgf and Cgr and the attenuation coefficients Cf and Cr may be omitted.
【0102】更に図示の第一の実施形態に於いては、車
輌の目標ヨーレートγeは上記式30に従って演算され
るようになっているが、車速V及び操舵角δに基づき図
5に示されたグラフに対応するマップより演算されても
よい。Further, in the illustrated first embodiment, the target yaw rate γe of the vehicle is calculated according to the above equation 30, but is shown in FIG. 5 based on the vehicle speed V and the steering angle δ. It may be calculated from a map corresponding to the graph.
【0103】第二の実施形態 図9は本発明による減衰係数制御装置の第二の好ましい
実施形態に於ける減衰係数制御ルーチンの前半を示すフ
ローチャートである。 Second Embodiment FIG. 9 is a flowchart showing the first half of a damping coefficient control routine in a damping coefficient control device according to a second preferred embodiment of the present invention.
【0104】図には示されていないが、この第二の実施
形態の電気式制御装置24には車輌のヨーレートγを示
す信号、車速Vを示す信号、操舵角δを示す信号は入力
されず、スロットル開度センサよりスロットル開度Th
を示す信号及びブレーキストロークセンサよりブレーキ
ペダルの踏み込みストロークSbを示す信号も入力され
るようになっている。Although not shown, a signal indicating the yaw rate γ of the vehicle, a signal indicating the vehicle speed V, and a signal indicating the steering angle δ are not input to the electric control device 24 of the second embodiment. , Throttle opening Th from the throttle opening sensor
And a signal indicating the depressing stroke Sb of the brake pedal from the brake stroke sensor are also input.
【0105】またこの第二の実施形態の減衰係数制御ル
ーチンのステップ210に於いては各車輪のストローク
Xiを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ220
に於いては例えばスロットル開度Thの時間微分値とし
てスロットル開度速度Vtが演算される。In step 210 of the damping coefficient control routine of the second embodiment, a signal indicating the stroke Xi of each wheel is read, and step 220 is executed.
For example, the throttle opening speed Vt is calculated as a time differential value of the throttle opening Th.
【0106】ステップ230に於いてはスロットル開度
速度Vt及び車速Vに基づき図10(前輪駆動車)又は
図11(後輪駆動車)に示されたグラフに対応するマッ
プより前輪側の仮想のショックアブソーバ122Fの減
衰係数Cgfに対する配分比Kagが演算される。In step 230, based on the throttle opening speed Vt and the vehicle speed V, a virtual front wheel side of a map corresponding to the graph shown in FIG. 10 (front wheel drive vehicle) or FIG. 11 (rear wheel drive vehicle). The distribution ratio Kag to the damping coefficient Cgf of the shock absorber 122F is calculated.
【0107】同様にステップ240に於いてはスロット
ル開度速度Vt及び車速Vに基づき図12(前輪駆動
車)又は図13(後輪駆動車)に示されたグラフに対応
するマップより前輪側の仮想のショックアブソーバ12
4Fの減衰係数Cfに対する配分比Kaが演算される。Similarly, in step 240, the front wheel side of the map corresponding to the graph shown in FIG. 12 (front wheel drive vehicle) or FIG. 13 (rear wheel drive vehicle) based on the throttle opening speed Vt and the vehicle speed V. Virtual shock absorber 12
The distribution ratio Ka for the 4F damping coefficient Cf is calculated.
【0108】ステップ250に於いてはブレーキストロ
ークSbに基づき図14に示されたグラフに対応するマ
ップより前輪側の仮想のショックアブソーバ122Fの
減衰係数Cgfに対する配分比Kbgが演算される。In step 250, the distribution ratio Kbg for the damping coefficient Cgf of the virtual shock absorber 122F on the front wheel side is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 14 based on the brake stroke Sb.
【0109】同様にステップ260に於いてはブレーキ
ストロークSbに基づき図15に示されたグラフに対応
するマップより前輪側の仮想のショックアブソーバ12
4Fの減衰係数Cfに対する配分比Kbが演算される。Similarly, in step 260, the virtual shock absorber 12 on the front wheel side from the map corresponding to the graph shown in FIG. 15 based on the brake stroke Sb.
The distribution ratio Kb for the 4F damping coefficient Cf is calculated.
【0110】尚車輌がラリー車やスポーツカーの如く後
輪のコーナリングパワーを早く飽和させて曲り易くさせ
ることが好ましい車輌の場合には、配分比Kbg及びKb
はそれぞれ図16及び図17に示されたグラフに対応す
るマップより演算される。When the vehicle is a vehicle such as a rally car or a sports car, in which it is preferable to quickly saturate the cornering power of the rear wheels to make it easy to turn, the distribution ratios Kbg and Kb
Are calculated from maps corresponding to the graphs shown in FIGS. 16 and 17, respectively.
【0111】ステップ270に於いてはそれぞれ下記の
式40〜43に従って前輪側の仮想のショックアブソー
バ122F、後輪側の仮想のショックアブソーバ122
R、前輪側の仮想のショックアブソーバ124F及び後輪
側の仮想のショックアブソーバ124Rの減衰係数Cg
f、Cgr、Cf及びCrが演算される。 Cgf=KagKbgCgfo ……(40) Cgr=(1−Kag)(1−Kbg)Cgro ……(41) Cf=KaKbCfo ……(42) Cr=(1−Ka)(1−Kb)Cro ……(43)In step 270, the virtual shock absorber 122F for the front wheel and the virtual shock absorber 122 for the rear wheel are calculated according to the following equations 40 to 43, respectively.
R, the damping coefficient Cg of the virtual shock absorber 124F on the front wheel side and the virtual shock absorber 124R on the rear wheel side
f, Cgr, Cf and Cr are calculated. Cgf = KagKbgCgfo (40) Cgr = (1-Kag) (1-Kbg) Cgro ... (41) Cf = KaKbCfo ... (42) Cr = (1-Ka) (1-Kb) Cro ... (( 43)
【0112】ステップ280に於いては上述の第一の実
施形態のステップ110の場合と同様の要領にて減衰係
数Cgf、Cgr、Cf及びCrの変化率の制限処理が行わ
れ、しかる後ステップ420へ進む。In step 280, the process of limiting the rate of change of the damping coefficients Cgf, Cgr, Cf, and Cr is performed in the same manner as in step 110 of the above-described first embodiment. Proceed to.
【0113】かくして図示の第二の実施形態によれば、
ステップ220に於いてスロットル開度速度Vtが演算
され、ステップ230に於いてスロットル開度速度Vt
及び車速Vに基づき前輪側の仮想のショックアブソーバ
122Fの減衰係数Cgfに対する配分比Kagが演算さ
れ、ステップ240に於いてスロットル開度速度Vt及
び車速Vに基づき前輪側の仮想のショックアブソーバ1
24Fの減衰係数Cfに対する配分比Kaが演算され、ス
テップ270に於いて配分比Kag及びKaに基づく前後
輪の配分比にて各仮想のショックアブソーバ124Rの
減衰係数Cgf、Cgr、Cf及びCrが演算される。Thus, according to the illustrated second embodiment,
In step 220, the throttle opening speed Vt is calculated, and in step 230, the throttle opening speed Vt is calculated.
A distribution ratio Kag to the damping coefficient Cgf of the front-wheel virtual shock absorber 122F is calculated based on the vehicle speed V and the front wheel-side virtual shock absorber 1 based on the throttle opening speed Vt and the vehicle speed V in step 240.
The distribution ratio Ka for the damping coefficient Cf of the 24F is calculated, and in step 270, the damping coefficients Cgf, Cgr, Cf, and Cr of each virtual shock absorber 124R are calculated based on the distribution ratio of the front and rear wheels based on the distribution ratio Kag and Ka. Is done.
【0114】一般に、前輪駆動車の場合には車輌の旋回
加速時に前輪の駆動力に起因して車輌のステア特性がア
ンダステア側へ変化し、逆に後輪駆動車の場合には後輪
の駆動力に起因して車輌のステア特性がオーバステア側
へ変化するが、図示の第二の実施形態によれば、車輌が
前輪駆動車である場合には車輌の旋回加速時に前輪の仮
想のショックアブソーバの減衰係数に対する後輪の仮想
のショックアブソーバの減衰係数の比が増大されるの
で、車輌のアンダステア側へのステア特性の変化を低減
することができ、また車輌が後輪駆動車である場合には
車輌の旋回加速時に後輪の仮想のショックアブソーバの
減衰係数に対する前輪の仮想のショックアブソーバの減
衰係数の比が増大されるので、車輌のオーバステア側へ
のステア特性の変化を低減することができ、従って車輌
の操縦安定性を向上させることができる。In general, in the case of a front wheel drive vehicle, the steer characteristic of the vehicle changes to the understeer side due to the driving force of the front wheel during the turning acceleration of the vehicle. Although the steering characteristic of the vehicle changes to the oversteer side due to the force, according to the second embodiment shown in the figure, when the vehicle is a front wheel drive vehicle, the virtual shock absorber of the front wheel at the time of turning acceleration of the vehicle. Since the ratio of the damping coefficient of the virtual shock absorber of the rear wheels to the damping coefficient is increased, it is possible to reduce the change in the steer characteristics toward the understeer side of the vehicle, and when the vehicle is a rear wheel drive vehicle. During the turning acceleration of the vehicle, the ratio of the damping coefficient of the front wheel virtual shock absorber to the damping coefficient of the front wheel virtual shock absorber is increased, so that the change in the steer characteristics toward the oversteer side of the vehicle. It can be reduced, thus it is possible to improve the steering stability of the vehicle.
【0115】また図示の第二の実施形態によれば、ステ
ップ250に於いてブレーキストロークSbに基づき前
輪側の仮想のショックアブソーバ122Fの減衰係数Cg
fに対する配分比Kbgが演算され、ステップ260に於
いてブレーキストロークSbに基づき前輪側の仮想のシ
ョックアブソーバ124Fの減衰係数Cfに対する配分比
Kbが演算され、ステップ270に於いて配分比Kbg及
びKbに基づく前後輪の配分比にて各仮想のショックア
ブソーバ124Rの減衰係数Cgf、Cgr、Cf及びCrが
演算される。According to the illustrated second embodiment, in step 250, the damping coefficient Cg of the virtual shock absorber 122F on the front wheel side based on the brake stroke Sb.
The distribution ratio Kbg for f is calculated, and in step 260, the distribution ratio Kb for the damping coefficient Cf of the virtual shock absorber 124F on the front wheel side is calculated based on the brake stroke Sb, and in step 270, the distribution ratios Kbg and Kb are calculated. The damping coefficients Cgf, Cgr, Cf, and Cr of the respective virtual shock absorbers 124R are calculated based on the distribution ratio of the front and rear wheels.
【0116】従って第二の実施形態によれば、車輌の旋
回制動時に於ける車輌前方への荷重移動に起因するオー
バステア側へのステア特性の変化を低減し、これにより
車輌の操縦安定性を向上させることができる。Therefore, according to the second embodiment, the change in the steer characteristic to the oversteer side due to the load movement to the front of the vehicle during the turning braking of the vehicle is reduced, thereby improving the steering stability of the vehicle. Can be done.
【0117】また図示の第二の実施形態によれば、車輌
の加減速度は運転者の制動操作量であるブレーキストロ
ークSb及び運転者の加速操作量であるスロットル開度
速度に基づき推定されるので、車輌の加減速度が例えば
前後加速度センサにより検出される場合に比して応答性
よく各車輪のショックアブソーバの減衰係数を制御する
ことができる。According to the second embodiment, the acceleration / deceleration of the vehicle is estimated based on the brake stroke Sb, which is the driver's braking operation amount, and the throttle opening speed, which is the driver's acceleration operation amount. In addition, the damping coefficient of the shock absorber of each wheel can be controlled with higher responsiveness than when the acceleration / deceleration of the vehicle is detected by, for example, a longitudinal acceleration sensor.
【0118】また図示の第二の実施形態に於いても、ス
テップ280に於いて減衰係数Cgf、Cf、Cgr、Crの
変化率が制限されるので、かかる変化率の制限処理が行
われない場合に比してショックアブソーバの減衰力の急
激な変化及びこれに起因する車輌の乗り心地性の悪化を
確実に防止することができる。Also in the illustrated second embodiment, the rate of change of the damping coefficients Cgf, Cf, Cgr, and Cr is limited in step 280, so that the processing of limiting the rate of change is not performed. As a result, it is possible to reliably prevent a sudden change in the damping force of the shock absorber and a deterioration in ride comfort of the vehicle caused by the sudden change.
【0119】尚図示の第二の実施形態に於いては、車輌
のピッチング状態量としての車輌の加速度はスロットル
開度速度Vtに基づき推定されるようになっているが、
車輌の加速度は例えば自動変速機のトルクコンバータの
出力トルク等に基づき推定されてもよい。また車輌のピ
ッチング状態量としての車輌の減速度はブレーキストロ
ークSbに基づき推定されるようになっているが、車輌
の減速度は例えば図には示されていないブレーキペダル
の踏力やブレーキマスタシリンダ内の圧力に基づき推定
されてもよい。In the illustrated second embodiment, the acceleration of the vehicle as the pitching state quantity of the vehicle is estimated based on the throttle opening speed Vt.
The acceleration of the vehicle may be estimated based on, for example, the output torque of the torque converter of the automatic transmission. Further, the deceleration of the vehicle as the pitching state quantity of the vehicle is estimated based on the brake stroke Sb. However, the deceleration of the vehicle is, for example, the depressing force of a brake pedal not shown in the drawing or the brake master cylinder. May be estimated on the basis of the pressure.
【0120】以上に於ては本発明を特定の実施形態につ
いて詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定
されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実
施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろ
う。Although the present invention has been described in detail with reference to specific embodiments, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various other embodiments may be included within the scope of the present invention. It will be clear to those skilled in the art that is possible.
【0121】例えば上述の各実施形態に於いては、車体
ロール量の増大過程に於いては旋回内側のショックアブ
ソーバの減衰係数が旋回外側のショックアブソーバの減
衰係数よりも相対的に高く制御され、逆に車体ロール量
の減少過程に於いては旋回外側のショックアブソーバの
減衰係数が旋回内側のショックアブソーバの減衰係数よ
りも高く制御されるようになっているが、一般に車体ロ
ール量の減少過程(旋回終期)に於いて車輌の挙動が不
安定になる虞れは車体ロール量の増大過程(旋回初期)
に比して低いので、車体ロール量の減少過程に於いて旋
回外側のショックアブソーバの減衰係数を旋回内側のシ
ョックアブソーバの減衰係数よりも高くする制御が省略
されてもよい。For example, in each of the above-described embodiments, in the process of increasing the roll amount of the vehicle body, the damping coefficient of the inside shock absorber is controlled to be relatively higher than the damping coefficient of the outside shock absorber. Conversely, in the process of decreasing the body roll amount, the damping coefficient of the shock absorber on the outside of the turn is controlled to be higher than the damping coefficient of the shock absorber on the inside of the turn. At the end of turning, the behavior of the vehicle may become unstable.
Therefore, in the process of decreasing the roll amount of the vehicle body, the control for making the damping coefficient of the shock absorber on the outside of the turning higher than the damping coefficient of the shock absorber on the inside of the turning may be omitted.
【0122】具体的にはステップ520及び560に於
ける減衰係数Cj の演算が省略され、その代わりに各シ
ョックアブソーバの減衰係数Ci が例えばステップ45
0の場合と同様ハードの減衰係数Chighに設定され、し
かる後ステップ580へ進むよう修正されてもよい。Specifically, the calculation of the damping coefficient Cj in steps 520 and 560 is omitted, and instead, the damping coefficient Ci of each shock absorber is replaced with, for example, step 45.
As in the case of 0, it may be set to a hard damping coefficient Chigh, and then may be modified to proceed to step 580.
【0123】また上述の各実施形態に於いては、車体の
横加速度Gy の時間微分値ΔGy の符号に基づき車体ロ
ール量が増大過程又は減少過程にあるか否かの判定が行
われるようになっているが、この判定は例えばKh をス
タビリティファクタとし、Rg をステアリングギヤ比と
し、Hをホイールベースとして、図1に示された車速セ
ンサ32により検出される車速V及び操舵角センサ34
により検出される操舵角δに基づき、下記の式44に基
づき車輌の横加速度Gysが推定され、その推定された横
加速度に基づき行われてもよい。 Gys=V2δ/[(1+Kh V2)Rg H] ……(44)In each of the above embodiments, it is determined whether or not the roll amount of the vehicle body is in the process of increasing or decreasing based on the sign of the time differential value ΔGy of the lateral acceleration Gy of the vehicle body. This determination is made, for example, using Kh as the stability factor, Rg as the steering gear ratio, H as the wheel base, and the vehicle speed V and the steering angle sensor 34 detected by the vehicle speed sensor 32 shown in FIG.
The lateral acceleration Gys of the vehicle may be estimated based on the steering angle δ detected by the following equation (44), and may be performed based on the estimated lateral acceleration. Gys = V 2 δ / [(1 + Kh V 2 ) Rg H] (44)
【0124】同様に車体ロール量が増大過程又は減少過
程にあるか否かの判定は、車高センサ26FL〜26RRに
より検出されるストロークXi に基づき演算される車体
のロールレートの符号に基づき行われてもよい。またこ
の場合ロールレートは図1には示されていないロールレ
ートセンサにより検出されてもよい。Similarly, whether the body roll amount is in the process of increasing or decreasing is determined on the basis of the sign of the vehicle body roll rate calculated based on the stroke Xi detected by the vehicle height sensors 26FL-26RR. You may. In this case, the roll rate may be detected by a roll rate sensor not shown in FIG.
【0125】また上述の各実施形態に於いては、各車輪
のストローク速度Xidは車高センサ26FL〜26RRの検
出結果に基づき演算されるようになっているが、各車輪
のストローク速度は車体に設けられた上下加速度センサ
28FL〜28RRにより検出される車体の上下加速度Gbi
に基づきオブザーバにより推定され、車高センサが省略
されてもよい。In each of the above-described embodiments, the stroke speed Xid of each wheel is calculated based on the detection results of the vehicle height sensors 26FL to 26RR. The vertical acceleration Gbi of the vehicle detected by the provided vertical acceleration sensors 28FL-28RR.
May be estimated by the observer based on the vehicle height, and the vehicle height sensor may be omitted.
【0126】また上述の各実施形態に於いては、仮想の
ショックアブソーバの減衰係数Cgf、Cgr、Cf、Crや
所定の距離Lf、Lrの変化率が制限されるようになって
いるが、仮想のショックアブソーバの減衰係数や所定の
距離の変化率制限処理は省略されてもよい。Further, in each of the above-described embodiments, the rate of change of the damping coefficients Cgf, Cgr, Cf, Cr and the predetermined distances Lf, Lr of the virtual shock absorber is limited. The process of limiting the damping coefficient of the shock absorber and the rate of change of the predetermined distance may be omitted.
【0127】更に上述の第二の実施形態に於いては、ス
ロットル開度速度Vt及びブレーキストロークSbの両者
に基づき仮想のショックアブソーバの減衰係数の前後輪
配分比が変更されるようになっているが、仮想のショッ
クアブソーバの減衰係数の前後輪配分比はスロットル開
度速度Vt及びブレーキストロークSbの一方のみに基づ
き変更されるよう修正されてもよい。Further, in the above-described second embodiment, the front and rear wheel distribution ratio of the damping coefficient of the virtual shock absorber is changed based on both the throttle opening speed Vt and the brake stroke Sb. However, the front and rear wheel distribution ratio of the damping coefficient of the virtual shock absorber may be modified so as to be changed based on only one of the throttle opening speed Vt and the brake stroke Sb.
【0128】[0128]
【発明の効果】以上の説明より明らかである如く、本発
明の請求項1の構成によれば、車輌の過渡旋回時に第二
の仮想のショックアブソーバによってばね上の旋回外輪
側のリフトが抑制されるので、ばね上の重心を低下させ
て車輌の旋回時の運動性能を向上させることができると
共に、実際のショックアブソーバの減衰係数を車輌のス
テア特性の変化に応じて適正に制御し、これにより車輌
のステア特性の変化に拘わらず第一及び第二の仮想のシ
ョックアブソーバの仮想減衰係数の前後輪間の配分比が
一定である場合に比して過渡旋回時のステア特性の変化
を低減して車輌の操縦安定性を向上させることができ
る。As is apparent from the above description, according to the structure of the first aspect of the present invention, the lift on the revolving outer wheel side on the spring is suppressed by the second virtual shock absorber during the transient turning of the vehicle. Therefore, the center of gravity on the sprung can be lowered to improve the kinetic performance during turning of the vehicle, and the damping coefficient of the actual shock absorber is appropriately controlled in accordance with the change in the steering characteristics of the vehicle. Despite the change in the steering characteristic of the vehicle, the change in the steering characteristic during transient turning is reduced as compared with the case where the distribution ratio of the virtual damping coefficients of the first and second virtual shock absorbers between the front and rear wheels is constant. As a result, the steering stability of the vehicle can be improved.
【0129】また請求項2の構成によれば、車輌の旋回
挙動に応じて仮想減衰係数の前後輪間の配分比が可変設
定されるので、車輌の旋回挙動の如何に拘わらず第一及
び第二の仮想のショックアブソーバの仮想減衰係数の前
後輪間の配分比が一定である場合に比して過渡旋回時の
ステア特性の変化に起因する車輌の旋回挙動の悪化を確
実に低減することができる。Further, according to the configuration of claim 2, the distribution ratio of the virtual damping coefficient between the front and rear wheels is variably set according to the turning behavior of the vehicle, so that the first and second irrespective of the turning behavior of the vehicle. As compared with the case where the distribution ratio of the virtual damping coefficient of the second virtual shock absorber between the front and rear wheels is constant, it is possible to surely reduce the deterioration of the turning behavior of the vehicle due to the change in the steering characteristic during the transient turning. it can.
【0130】また請求項3の構成によれば、ばね上のピ
ッチ運動状態量に応じて仮想減衰係数の前後輪間の配分
比が可変設定されるので、ばね上のピッチ運動に伴うス
テア特性の変化を確実に低減することができる。According to the third aspect of the present invention, the distribution ratio of the virtual damping coefficient between the front and rear wheels is variably set in accordance with the amount of state of the pitch movement on the spring. Changes can be reliably reduced.
【0131】また請求項4の構成によれば、実際のショ
ックアブソーバの減衰係数オーバね上の加減速度に応じ
て適切に制御し、これにより車輌の前後方向の荷重移動
に起因するステア特性の変化を確実に低減することがで
きる。According to the structure of the fourth aspect, the control is appropriately performed in accordance with the actual acceleration / deceleration of the shock absorber over the damping coefficient, whereby the change in the steering characteristic caused by the load movement in the longitudinal direction of the vehicle. Can be reliably reduced.
【0132】また請求項5の構成によれば、ばね上の加
減速度は運転者による加減速操作量に基づき推定される
推定加減速度であるので、ばね上の加減速度が検出され
仮想減衰係数の前後輪間の配分比が検出された加減速度
に応じて制御される場合に比して応答遅れなく実際のシ
ョックアブソーバの減衰係数オーバね上の加減速度に応
じて適切に制御することができる。According to the fifth aspect of the present invention, the acceleration / deceleration on the spring is an estimated acceleration / deceleration estimated based on the amount of acceleration / deceleration operation by the driver. Compared to the case where the distribution ratio between the front and rear wheels is controlled in accordance with the detected acceleration / deceleration, the control can be appropriately performed in accordance with the acceleration / deceleration of the actual shock absorber over the damping coefficient without a response delay.
【図1】本発明による減衰係数制御装置の第一の好まし
い実施形態を示す概略構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a first preferred embodiment of a damping coefficient control device according to the present invention.
【図2】第一の実施形態に於ける減衰係数制御ルーチン
の前半を示すフローチャートである。FIG. 2 is a flowchart illustrating a first half of a damping coefficient control routine according to the first embodiment.
【図3】第一の実施形態に於ける減衰係数制御ルーチン
の後半を示すフローチャートである。FIG. 3 is a flowchart showing the second half of a damping coefficient control routine according to the first embodiment.
【図4】ヨーレート偏差Δγと減衰係数の補正量ΔCg
f、ΔCgr、ΔCf、ΔCr及び所定の距離の補正量ΔL
f、ΔLrとの関係を示すグラフである。FIG. 4 shows the correction amount ΔCg of the yaw rate deviation Δγ and the damping coefficient.
f, ΔCgr, ΔCf, ΔCr and the correction amount ΔL for a predetermined distance
It is a graph which shows the relationship with f and (DELTA) Lr.
【図5】操舵角δ及び車速Vと車輌の目標ヨーレートγ
eとの関係を示すグラフである。FIG. 5 shows a steering angle δ, a vehicle speed V, and a target yaw rate γ of the vehicle.
It is a graph which shows the relationship with e.
【図6】実際の車輌の二輪モデルを示す説明図である。FIG. 6 is an explanatory diagram showing a two-wheel model of an actual vehicle.
【図7】車輌の旋回内側に仮想のショックアブソーバが
配設された仮想モデルを示す説明図である。FIG. 7 is an explanatory diagram showing a virtual model in which a virtual shock absorber is provided inside the turning of the vehicle.
【図8】車輌の旋回内側に仮想のショックアブソーバが
配設された前輪側及び後輪側の仮想モデルを示す説明図
である。FIG. 8 is an explanatory diagram showing virtual models on the front wheel side and the rear wheel side in which virtual shock absorbers are provided inside the turning of the vehicle.
【図9】第二の実施形態に於ける減衰係数制御ルーチン
の前半を示すフローチャートである。FIG. 9 is a flowchart illustrating the first half of a damping coefficient control routine according to the second embodiment.
【図10】前輪駆動車についてスロットル開度速度Vt
と減衰係数Cgfに対する配分比Kagとの関係を示すグラ
フである。FIG. 10 shows a throttle opening speed Vt for a front wheel drive vehicle.
9 is a graph showing a relationship between the distribution ratio Kag and the distribution coefficient Kag with respect to the damping coefficient Cgf.
【図11】後輪駆動車についてスロットル開度速度Vt
と減衰係数Cgfに対する配分比Kagとの関係を示すグラ
フである。FIG. 11 shows a throttle opening speed Vt for a rear wheel drive vehicle.
9 is a graph showing a relationship between the distribution ratio Kag and the distribution coefficient Kag with respect to the damping coefficient Cgf.
【図12】前輪駆動車についてスロットル開度速度Vt
と減衰係数Cfに対する配分比Kaとの関係を示すグラフ
である。FIG. 12 shows a throttle opening speed Vt for a front wheel drive vehicle.
4 is a graph showing the relationship between the distribution ratio Ka and the damping coefficient Cf.
【図13】後輪駆動車についてスロットル開度速度Vt
と減衰係数Cfに対する配分比Kaとの関係を示すグラフ
である。FIG. 13 shows a throttle opening speed Vt for a rear wheel drive vehicle.
4 is a graph showing the relationship between the distribution ratio Ka and the damping coefficient Cf.
【図14】通常の車輌についてブレーキストロークSb
と減衰係数Cgfに対する配分比Kbgとの関係を示すグラ
フである。FIG. 14 shows a brake stroke Sb for a normal vehicle
6 is a graph showing the relationship between the distribution coefficient Kbg and the damping coefficient Cgf.
【図15】通常の車輌についてブレーキストロークSb
と減衰係数Cfに対する配分比Kbとの関係を示すグラフ
である。FIG. 15 shows a brake stroke Sb for a normal vehicle
6 is a graph showing the relationship between the distribution ratio Kb and the damping coefficient Cf.
【図16】特殊な車輌についてブレーキストロークSb
と減衰係数Cgfに対する配分比Kbgとの関係を示すグラ
フである。FIG. 16 shows a brake stroke Sb for a special vehicle.
6 is a graph showing the relationship between the distribution coefficient Kbg and the damping coefficient Cgf.
【図17】特殊な車輌についてブレーキストロークSb
と減衰係数Cfに対する配分比Kbとの関係を示すグラフ
である。FIG. 17 shows a brake stroke Sb for a special vehicle.
6 is a graph showing the relationship between the distribution ratio Kb and the damping coefficient Cf.
14…ステアリングホイール 16…パワーステアリング装置 20…車体 24…電気式制御装置 26FL〜26RR…車高センサ 28…横加速度センサ 30…ヨーレートセンサ 32…車速センサ 34…操舵角センサ 110…車体 112L、112R…車輪 114L、114R…サスペンションスプリング 116L、116R…ショックアブソーバ 122、124…ショックアブソーバ DESCRIPTION OF SYMBOLS 14 ... Steering wheel 16 ... Power steering device 20 ... Body 24 ... Electric control device 26FL-26RR ... Vehicle height sensor 28 ... Lateral acceleration sensor 30 ... Yaw rate sensor 32 ... Vehicle speed sensor 34 ... Steering angle sensor 110 ... Body 112L, 112R ... Wheels 114L, 114R: Suspension springs 116L, 116R: Shock absorbers 122, 124: Shock absorbers
─────────────────────────────────────────────────────
────────────────────────────────────────────────── ───
【手続補正書】[Procedure amendment]
【提出日】平成11年6月24日(1999.6.2
4)[Submission date] June 24, 1999 (1999.6.2
4)
【手続補正1】[Procedure amendment 1]
【補正対象書類名】明細書[Document name to be amended] Statement
【補正対象項目名】0016[Correction target item name] 0016
【補正方法】変更[Correction method] Change
【補正内容】[Correction contents]
【0016】上記請求項5の構成によれば、ばね上の加
減速度は運転者による加減速操作量に基づき推定される
推定加減速度であるので、ばね上の加減速度が検出され
仮想減衰係数の前後輪間の配分比が検出された加減速度
に応じて制御される場合に比して応答遅れなく実際のシ
ョックアブソーバの減衰係数をばね上の加減速度に応じ
て適切に制御することが可能になる。According to the fifth aspect of the present invention, the acceleration / deceleration on the spring is an estimated acceleration / deceleration estimated based on the amount of acceleration / deceleration operation by the driver. It can be appropriately controlled according to the acceleration of the upper ne attenuation coefficient Woba actual shock absorber without a delay in response as compared to the case where the distribution ratio between the front and rear wheels is controlled in accordance with the acceleration speed detected become.
【手続補正2】[Procedure amendment 2]
【補正対象書類名】明細書[Document name to be amended] Statement
【補正対象項目名】0131[Correction target item name]
【補正方法】変更[Correction method] Change
【補正内容】[Correction contents]
【0131】また請求項4の構成によれば、実際のショ
ックアブソーバの減衰係数をばね上の加減速度に応じて
適切に制御し、これにより車輌の前後方向の荷重移動に
起因するステア特性の変化を確実に低減することができ
る。[0131] According to the fourth aspect, suitably controlled according to the actual acceleration or deceleration of the upper ne damping coefficient Woba of the shock absorber, thereby the steering characteristic due to load movement in the longitudinal direction of the vehicle Changes can be reliably reduced.
【手続補正3】[Procedure amendment 3]
【補正対象書類名】明細書[Document name to be amended] Statement
【補正対象項目名】0132[Correction target item name]
【補正方法】変更[Correction method] Change
【補正内容】[Correction contents]
【0132】また請求項5の構成によれば、ばね上の加
減速度は運転者による加減速操作量に基づき推定される
推定加減速度であるので、ばね上の加減速度が検出され
仮想減衰係数の前後輪間の配分比が検出された加減速度
に応じて制御される場合に比して応答遅れなく実際のシ
ョックアブソーバの減衰係数をばね上の加減速度に応じ
て適切に制御することができる。According to the fifth aspect of the present invention, the acceleration / deceleration on the spring is an estimated acceleration / deceleration estimated based on the amount of acceleration / deceleration operation by the driver. it can be appropriately controlled in accordance with the acceleration of the upper ne attenuation coefficient Woba actual shock absorber without a delay in response as compared to the case where the distribution ratio between the front and rear wheels is controlled in accordance with the acceleration speed detected .
フロントページの続き (72)発明者 大沼 敏男 愛知県豊田市トヨタ町1番地 トヨタ自動 車株式会社内 Fターム(参考) 3D001 AA02 AA12 BA01 CA01 DA17 EA08 EA22 EA36 EA42 EB32 ED02 Continued on the front page (72) Inventor Toshio Onuma 1 Toyota Town, Toyota City, Aichi Prefecture Toyota Motor Co., Ltd. F-term (reference) 3D001 AA02 AA12 BA01 CA01 DA17 EA08 EA22 EA36 EA42 EB32 ED02
Claims (5)
ョックアブソーバが設けられた車輌の減衰係数制御装置
にして、車輌の旋回状態を検出する手段と、車輌のステ
ア特性の変化を検出する手段と、前記車輌の旋回状態に
基づき前記ばね上の重心に対しリフトすると推定される
側へ前記ばね上より所定の距離車輌横方向に隔置された
仮想位置に前記ばね上の仮想の揺動中心を有すると共に
前記仮想の揺動中心の周りに作用する第一の仮想のショ
ックアブソーバ及び前記仮想位置にて上下方向に作用す
る第二の仮想のショックアブソーバを有する前輪側及び
後輪側の車輌モデルと、前記車輌のステア特性の変化に
応じて前記第一若しくは第二の仮想のショックアブソー
バの仮想減衰係数の前後輪間の配分比を可変設定する仮
想減衰係数設定手段と、少なくとも前記仮想減衰係数に
基づき前記実際のショックアブソーバの目標減衰係数を
演算する手段と、前記目標減衰係数に基づき前記実際の
ショックアブソーバの減衰係数を制御する手段とを有す
ることを特徴とする車輌の減衰係数制御装置。1. A vehicle damping coefficient control device provided with an actual shock absorber having a variable damping coefficient corresponding to each wheel, means for detecting a turning state of the vehicle, and detecting a change in steering characteristics of the vehicle. Means for performing a virtual swing on the spring at a virtual position spaced a predetermined distance laterally from the sprung vehicle to a side estimated to be lifted with respect to the center of gravity on the spring based on the turning state of the vehicle. A first virtual shock absorber having a moving center and acting around the virtual swing center and a second virtual shock absorber acting in the vertical direction at the virtual position; A virtual damping coefficient setting means for variably setting a distribution ratio of a virtual damping coefficient of the first or second virtual shock absorber between the front and rear wheels according to a change in a steering characteristic of the vehicle model; Means for calculating a target damping coefficient of the actual shock absorber based on at least the virtual damping coefficient; and means for controlling the damping coefficient of the actual shock absorber based on the target damping coefficient. A vehicle damping coefficient control device.
段は車輌の旋回挙動を検出し、前記仮想減衰係数設定手
段は前記車輌の旋回挙動に応じて前記仮想減衰係数の前
後輪間の配分比を可変設定することを特徴とする請求項
1に記載の車輌の減衰係数制御装置。A means for detecting a change in the steering characteristic of the vehicle; detecting a turning behavior of the vehicle; and a virtual damping coefficient setting means for distributing the virtual damping coefficient between the front and rear wheels according to the turning behavior of the vehicle. The vehicle damping coefficient control device according to claim 1, wherein the ratio is variably set.
段は前記ばね上のピッチ運動状態量を検出し、前記仮想
減衰係数設定手段は前記ばね上のピッチ運動状態量に応
じて前記仮想減衰係数の前後輪間の配分比を可変設定す
ることを特徴とする請求項1に記載の車輌の減衰係数制
御装置。3. A means for detecting a change in the steering characteristic of the vehicle detects a pitch movement state quantity on the spring, and the virtual damping coefficient setting means sets the virtual damping coefficient in accordance with the pitch movement state quantity on the spring. 2. The damping coefficient control device for a vehicle according to claim 1, wherein a distribution ratio of the coefficient between the front and rear wheels is variably set.
上の加減速度を含み、前記仮想減衰係数設定手段は前記
ばね上の加減速度に応じて前記仮想減衰係数の前後輪間
の配分比を可変設定することを特徴とする請求項3に記
載の車輌の減衰係数制御装置。4. The amount of pitch motion on the spring includes the acceleration / deceleration on the spring, and the virtual damping coefficient setting means determines a distribution ratio of the virtual damping coefficient between the front and rear wheels according to the acceleration / deceleration on the spring. The damping coefficient control device for a vehicle according to claim 3, wherein is variably set.
速操作量に基づき推定される推定加減速度であることを
特徴とする請求項4に記載の車輌の減衰係数制御装置。5. The vehicle damping coefficient control device according to claim 4, wherein the acceleration / deceleration on the sprung is an estimated acceleration / deceleration estimated based on an acceleration / deceleration operation amount by a driver.
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