JP2010208360A - 車両の減衰力制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ばね上とばね下との間の見掛けのばね定数が低下するよう減衰力を制御することにより、車両の操縦安定性を低下させることなく車両の乗り心地性を向上させる。
【解決手段】ばね下がバウンド、リバウンドの中立位置にあるときのばね下に対するばね上の相対ストロークＸを０として、相対ストロークＸの大きさが増大する過程に於いては減衰力を低減修正し、相対ストロークＸの大きさが減少する過程に於いては減衰力を増大修正する減衰力修正制御量Ｆaを演算する（Ｓ１５０）。ショックアブソーバ１６の減衰力Ｆdと減衰力修正制御量Ｆaとの和を目標減衰力Ｆtとし（Ｓ１６０）、目標減衰力Ｆtに対応する目標減衰係数Ｃtを演算する（Ｓ１７０）。そしてショックアブソーバ１６の減衰係数が目標減衰係数Ｃtになるよう制御する（Ｓ１８０）。
【選択図】図３

Description

本発明は、減衰力可変式減衰力発生装置を備えた自動車等の車両の減衰力制御装置に係り、更に詳細には車両の乗り心地性を向上させるよう減衰力発生装置を制御する減衰力制御装置に係る。

減衰力可変式の減衰力発生装置を備えた自動車等の車両の減衰力制御装置は従来種々のものが知られている。例えば下記の特許文献１には、ばね下部材部材に対するばね上部材の上下方向の相対速度をばね上相対速度として検出し、ばね下部材の共振周波数を見掛け上高めるように減衰力を変更するための目標可変減衰力を決定し、目標可変減衰力とばね上相対速度とを用いて減衰力発生装置の減衰係数を可変制御する減衰力制御装置が記載されている。

上記公開公報に記載された減衰力制御装置によれば、ばね下部材の共振周波数を見掛け上高めるように減衰力を変更することができ、これにより車両の乗員が感じるばね下部材のばたつきを低減することができる。

特開２００５−７５２４１号公報

〔発明が解決しようとする課題〕
上記公開公報に記載された減衰力制御装置に於いて、ばね下部材の共振周波数を見掛け上高めるように減衰力を変更しても、ばね下部材が路面より受けた衝撃荷重がサスペンションを介してばね上部材へ伝達される度合を低減することができず、車両の乗り心地性を向上させることができない。

また車両の乗り心地性を向上させるべく、減衰力発生装置の減衰係数を低下させると、ばね下部材とばね上部材との相対変位により発生される減衰力が低下してしまう。そのため車体の上下振動に対する減衰効果が低下し、これにより車両の操縦安定性が低下してしまうという問題がある。

本発明は、減衰力可変式減衰力発生装置を備えた自動車等の車両の減衰力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、ばね上とばね下との間の見掛けのばね定数が低下するよう減衰力を制御することにより、ばね下が路面より受けた衝撃荷重がサスペンションを介してばね上へ伝達される度合を低減し、これにより車両の操縦安定性を低下させることなく車両の乗り心地性を向上させることである。
〔課題を解決するための手段及び発明の効果〕

上述の主要な課題は、本発明によれば、請求項１の構成、即ち減衰力可変式の減衰力発生手段と、前記減衰力発生手段により発生される減衰力を制御する制御手段とを有し、前記制御手段はばね下がバウンド、リバウンドの中立位置にあるときの前記ばね下に対するばね上の相対ストロークを０として、前記相対ストロークの大きさが増大する過程に於いては減衰力を低減修正し、前記相対ストロークの大きさが減少する過程に於いては減衰力を増大修正する減衰力修正制御量を演算し、前記減衰力発生手段により発生される減衰力が前記減衰力修正制御量にて修正されるよう前記減衰力発生手段を制御することを特徴とする車両の減衰力制御装置によって達成される。

図２８に示されている如く、ばね上とばね下との間に配設されたサスペンションスプリングのばね力Ｆsは相対ストロークＸに比例して変動し、減衰力発生手段により発生される減衰力Ｆdは相対ストロークＸの変化率Ｘd、即ち相対ストローク速度に比例して変動する。

従って図２８に於いてばね力について一点鎖線にて示されている如く、ばね上とばね下との間に作用する力Ｆpの大きさをサスペンションスプリングのばね力Ｆsの大きさよりも小さくすれば、ばね上とばね下との間の見掛けのばね定数、即ち相対ストロークＸの変化量に対する力Ｆpの変化量の比を低下させることができる。

そのためには図２８に於いて減衰力について一点鎖線にて示されている如く、サスペンションスプリングのばね力Ｆsと力Ｆpとの差の力が減衰力の修正により達成されればよい。即ち相対ストロークの大きさが増大する過程に於いては減衰力が低減修正され、相対ストロークの大きさが減少する過程に於いては減衰力が増大修正されればよい。

尚減衰力Ｆdの大きさは相対ストロークＸの変化率Ｘdの大きさが減少するにつれて減少し、相対ストロークＸの変化率Ｘdが０であるときには、換言すれば相対ストロークＸの大きさが最大であるときには減衰力Ｆdも０になる。よって上記減衰力の修正により発生される減衰力は図２８に於いて減衰力について例えば二点鎖線にて示されている如く変化する。

上記請求項１の構成によれば、減衰力修正制御量が演算され、減衰力発生手段により発生される減衰力が減衰力修正制御量にて修正されるが、減衰力修正制御量は相対ストロークの大きさが増大する過程に於いては減衰力を低減修正し、相対ストロークの大きさが減少する過程に於いては減衰力を増大修正する値に演算される。

従って相対ストロークの大きさが増大する過程に於いては相対ストロークの大きさの増大を抑制する力が小さくなり、相対ストロークの大きさが減少する過程に於いては相対ストロークの大きさの減少を抑制する力が大きくなる。よって減衰力修正制御量による減衰力の修正変化はあたかも相対ストロークＸの変化に伴う力Ｆpの変化を低減するように作用する。

よって相対ストロークＸの変化量に対する力Ｆpの変化量の比が小さくなり、ばね上とばね下との間の見掛けのばね定数が低下する。従ってばね下が路面より受けた衝撃荷重がサスペンションを介してばね上へ伝達される度合を低減し、これにより車両の乗り心地性を向上させることができる。

また上記請求項１の構成によれば、相対ストロークの大きさが増大する過程に於いては減衰力が低減されるが、相対ストロークの大きさが減少する過程に於いては減衰力が増大される。従って車体の上下振動に対する減衰効果は、例えば減衰係数が低下されることにより相対ストロークの大きさが増大する過程及び減少する過程の両方に於いて減衰力が低減される場合ほどには低下しないので、減衰効果の低下に起因する車両の操縦安定性の低下を回避することができる。

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、前記相対ストロークの大きさが０に近づくにつれて前記減衰力修正制御量の大きさが小さくなるよう構成される（請求項２の構成）。

上記請求項２の構成によれば、減衰力修正制御量の大きさは相対ストロークの大きさが０に近づくにつれて小さくなる。よって相対ストロークの大きさが０に近づくにつれて減衰力発生手段により発生される減衰力が小さくなることに対応して減衰力修正制御量の大きさを変化させることができる。

また上述の如く減衰力修正制御量は相対ストロークの大きさが増大する過程に於いては減衰力を低減修正し、相対ストロークの大きさが減少する過程に於いては減衰力を増大修正する値に演算される。従って相対ストロークがその大きさが減少して０になった後増大する際に減衰力発生手段の減衰係数が高い値と低い値との間に変化する。

上記請求項２の構成によれば、減衰力修正制御量の大きさは相対ストロークの大きさが０に近づくにつれて小さくなる。よって相対ストロークの大きさが０に近づくにつれて減衰力修正制御量の大きさが小さくならない場合に比して、相対ストロークがその大きさが減少して０になった後増大する際に於ける減衰力発生手段の減衰係数の変化を穏かにすることができ、減衰力発生手段の耐久性を向上させることができる。

また上記請求項２の構成によれば、減衰力修正制御量の大きさは相対ストロークの大きさが０に近づくにつれて小さくなるので、相対ストロークの大きさが０より大きくなるにつれて大きくなる。よって相対ストロークの大きさが０より大きくなる過程に於いて相対ストロークＸの変化量に対する力Ｆpの変化量の比を確実に小さくすることができ、これによりばね上とばね下との間の見掛けのばね定数を確実に低下させることができる。

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２の構成に於いて、前記相対ストロークの大きさが０であるときには前記減衰力修正制御量は０であるよう構成される（請求項３の構成）。

上記請求項３の構成によれば、相対ストロークの大きさが０であるときには減衰力修正制御量は０であるので、相対ストロークがその大きさが減少して０になった後増大する際に減衰力発生手段の減衰係数を高い値と低い値との間の中間値を経て変化させることができる。よって相対ストロークがその大きさが減少して０になった後増大する際に於ける減衰力発生手段の減衰係数の変化を確実に穏かにすることができ、減衰力発生手段の耐久性を確実に向上させることができる。

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乃至３の何れか一つの構成に於いて、前記相対ストロークの大きさが所定の変動範囲の最大値に近づくにつれて前記減衰力修正制御量の大きさが小さくなるよう構成される（請求項４の構成）。

上記請求項４の構成によれば、減衰力修正制御量の大きさは相対ストロークの大きさが所定の変動範囲の最大値に近づくにつれて小さくなる。よって相対ストロークの大きさが所定の変動範囲の最大値に近づく過程に於いて減衰力発生手段の減衰係数を高い値と低い値との間の中間値に近づけることができる。従って相対ストロークの大きさが所定の変動範囲の最大値に近づくにつれて減衰力修正制御量の大きさが小さくならない場合に比して、相対ストロークがその大きさが所定の変動範囲の最大値になった後低下するよう変化する際に於ける減衰力発生手段の減衰係数の変化を穏かにすることができ、減衰力発生手段の耐久性を向上させることができる。

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、前記相対ストロークの大きさが前記最大値以上であるときには前記減衰力修正制御量は０であるよう構成される（請求項５の構成）。

上記請求項５の構成によれば、減衰力修正制御量は相対ストロークの大きさが所定の変動範囲の最大値以上であるときには０であるので、相対ストロークがその大きさが所定の変動範囲の最大値になった後低下するよう変化する際に減衰力発生手段の減衰係数を高い値と低い値との間の中間値を経て変化させることができる。よって相対ストロークがその大きさが所定の変動範囲の最大値になった後低下するよう変化する際に於ける減衰力発生手段の減衰係数の変化を確実に穏かにすることができ、減衰力発生手段の耐久性を確実に向上させることができる。

上記請求項５の構成によれば、減衰力修正制御量は相対ストロークの大きさが所定の変動範囲の最大値よりも大きいときには０であるので、相対ストロークがその大きさが所定の変動範囲の最大値よりも大きくなるよう変動する場合に、ばね上とばね下との間の見掛けのばね定数が不自然に変化すること及びこれに起因する車両の乗り心地性の悪化を防止することができる。

また本発明によれば、上記請求項１乃至５の何れか一つの構成に於いて、前記所定の変動範囲は予め設定された範囲であるよう構成される（請求項６の構成）。

上記請求項６の構成によれば、所定の変動範囲は予め設定された範囲であるので、所定の変動範囲が例えば相対ストロークの変動状況に応じて可変設定される場合に比して、減衰力の修正制御を簡便に行うことができる。

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乃至６の何れか一つの構成に於いて、前記制御手段は現在までの予め設定された時間内の前記ばね上の共振周波数域に於ける前記相対ストロークの変動範囲に基づいて前記所定の変動範囲を可変設定するよう構成される（請求項７の構成）。

上記請求項７の構成によれば、所定の変動範囲は現在までの予め設定された時間内のばね上の共振周波数域に於ける相対ストロークの変動範囲に基づいて可変設定される。従って所定の変動範囲が予め設定された範囲である場合に比して、相対ストロークの変動状況に応じて減衰力の修正制御を適切に行うことができる。

また上記請求項７の構成によれば、車両の乗員がばね上の振動を敏感に感じ易いばね上の共振周波数域に於けるばね上とばね下との間の見掛けのばね定数を低下させることができるので、車両の乗り心地性を効果的に向上させることができると共に、ばね上の共振周波数域以外の周波数域についても見掛けのばね定数が低下される場合に比して、見掛けのばね定数の不必要な低下に起因する車両の操縦安定性の低下を効果的に回避することができる。

また本発明によれば、上記請求項求項１乃至７の何れか一つの構成に於いて、前記制御手段は前記相対ストロークの関数として前記減衰力修正制御量を演算するための演算式を記憶しており、前記相対ストロークに基づいて前記演算式により前記減衰力修正制御量を演算するよう構成される（請求項８の構成）。

上記請求項８の構成によれば、相対ストロークの関数として減衰力修正制御量を演算するための演算式が記憶されており、相対ストロークに基づいて演算式により減衰力修正制御量が演算される。従って相対ストロークを検出又は推定することにより、減衰力修正制御量を容易に且つ正確に求めることができる。

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乃至８の何れか一つの構成に於いて、前記相対ストロークの変動量に対するサスペンション荷重の変動量の比を見掛けのばね定数として、前記制御手段は前輪の見掛けのばね定数が後輪の見掛けのばね定数よりも大きくなるよう、前輪及び後輪の前記減衰力修正制御量を演算するよう構成される（請求項９の構成）。

上記請求項９の構成によれば、前輪の見掛けのばね定数が後輪の見掛けのばね定数よりも大きくなるよう、前輪及び後輪の減衰力修正制御量が演算されるので、前輪のロール剛性を後輪のロール剛性よりも高くすることができる。よって車両の横方向の荷重移動が大きい状況に於いて旋回外側後輪の横力が旋回外側前輪の横力よりも早く飽和することに起因して車両がスピン状態になることを効果的に防止することができる。

また本発明によれば、上記請求項１乃至９の何れか一つの構成に於いて、前記制御手段は車両横方向の荷重移動量の変化率が高いときには車両横方向の荷重移動量の変化率が低いときに比して前記減衰力修正制御量の大きさが小さくなるよう前記減衰力修正制御量を演算するよう構成される（請求項１０の構成）。

上記請求項１０の構成によれば、車両横方向の荷重移動量の変化率が高いときには車両横方向の荷重移動量の変化率が低いときに比して減衰力修正制御量の大きさが小さくなるよう減衰力修正制御量が演算される。従って定常的な旋回が行われる場合の車両の良好な乗り心地性を確保しつつ、過渡的な旋回が行われる場合に於ける車体の姿勢変化を効果的に抑制することができる。

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乃至９の何れか一つの構成に於いて、前記制御手段は車両前後方向の荷重移動量の変化率が高いときには車両前後方向の荷重移動量の変化率が低いときに比して前記減衰力修正制御量の大きさが小さくなるよう前記減衰力修正制御量を演算するよう構成される（請求項１１の構成）。

上記請求項１１の構成によれば、車両前後方向の荷重移動量の変化率が高いときには車両前後方向の荷重移動量の変化率が低いときに比して減衰力修正制御量の大きさが小さくなるよう減衰力修正制御量が演算される。従って定常的な加減速が行われる場合の車両の良好な乗り心地性を確保しつつ、過渡的な加減速が行われる場合に於ける車体の姿勢変化を効果的に抑制することができる。
〔課題解決手段の好ましい態様〕

本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至１１の何れか一つの構成に於いて、制御手段は減衰力発生手段の基本の減衰力と減衰力修正制御量との和に基づいて目標減衰係数を演算し、減衰力発生手段の減衰係数が目標減衰係数になるよう減衰力発生手段を制御するよう構成される（好ましい態様１）。

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乃至１１の何れか一つの構成に於いて、車両の横方向の荷重移動量が大きい旋回時又は車両の前後方向の荷重移動量が大きい加減速時には、減衰力発生手段により発生される減衰力は減衰力修正制御量にて修正されないよう構成される（好ましい態様２）。

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乃至１１の何れか一つの構成に於いて、相対ストロークの変動周波数がばね上の共振周波数に近いほど減衰力修正制御量の大きさが大きくなるよう、減衰力修正制御量の大きさは相対ストロークの変動周波数に応じて可変設定されるよう構成される（好ましい態様３）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項６の構成に於いて、所定の変動範囲はばね上の共振周波数域に於ける相対ストロークの変動範囲に基づいて予め設定された範囲であるよう構成される（好ましい態様４）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項７の構成に於いて、制御手段は現在までの予め設定された時間内のばね上の共振周波数域に於ける相対ストロークのＰＳＤを演算し、相対ストロークのＰＳＤに基づいてばね上の共振周波数に於けるパワーを演算し、該パワーに基づいて相対ストロークの所定の変動範囲を設定するよう構成される（好ましい態様５）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項８の構成に於いて、演算式は一次の項を含むが二次の項及び定数の項を含まない相対ストロークの三次関数であり、一次の項の係数は負の値であるよう構成される（好ましい態様６）。

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、一次の項の係数の絶対値は車速が高いほど小さいよう構成される（好ましい態様７）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項８の構成に於いて、演算式は相対ストロークと相対ストロークの指数関数との積に比例する関数であり、比例係数は負の値であるよう構成される（好ましい態様８）。

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８の構成に於いて、比例係数の絶対値は車速が高いほど小さいよう構成される（好ましい態様９）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１０又は１１の構成に於いて、制御手段は車両横方向の荷重移動量の変化率の大きさ及び車両前後方向の荷重移動量の変化率の大きさの線形和が大きいほど減衰力修正制御量の大きさが小さくなるよう減衰力修正制御量を演算するよう構成される（好ましい態様１０）。

本発明による車両の減衰力制御装置の第一の実施例を一つの車輪について示す概略構成図である。 ストローク速度Ｘdと減衰力Ｆdの比と制御段Ｓとの間の関係を示すグラフである。 第一の実施例に於ける減衰力制御ルーチンを示すフローチャートである。 第一の実施例に於けるストロークＸと減衰力修正制御量Ｆaとの間の関係を示すグラフである。 第一の実施例に於けるストローク速度Ｘdと減衰力Ｆdとの間の関係を示すグラフである。 第一の実施例に於けるストロークＸとサスペンション荷重Ｐとの間の関係を示すグラフである。 第二の実施例に於ける減衰力制御ルーチンを示すフローチャートである。 第一の実施例に於いてストロークＸの絶対値が所定のストロークＸeを越える場合について、ストローク速度Ｘdと目標減衰力Ｆdtとの間の関係を示すグラフである。 第一の実施例に於いてストロークＸの絶対値が所定のストロークＸeを越える場合について、ストロークＸとサスペンション荷重Ｐとの間の関係を示すグラフである。 第二の実施例に於けるストローク速度Ｘdと目標減衰力Ｆdtとの間の関係を示すグラフである。 第二の実施例に於けるストロークＸとサスペンション荷重Ｐとの間の関係を示すグラフである。 本発明による車両の減衰力制御装置の第三の実施例に於ける減衰力制御ルーチンを示すフローチャートである。 第三の実施例に於けるストロークＸと減衰力修正制御量Ｆaとの間の関係を示すグラフである。 第三の実施例に於けるストローク速度Ｘdと目標減衰力Ｆdtとの間の関係を示すグラフである。 第三の実施例に於けるストロークＸとサスペンション荷重Ｐとの間の関係を示すグラフである。 第一乃至第三の実施例に於いてストロークＸがその絶対値が所定のストロークＸe又はＸpよりも小さい範囲にて増減する場合について、ストローク速度Ｘdと目標減衰力Ｆdtとの間の関係を示すグラフである。 第一乃至第三の実施例に於いてストロークＸがその絶対値が所定のストロークＸe又はＸpよりも小さい範囲にて増減する場合について、ストロークＸとサスペンション荷重Ｐとの間の関係を示すグラフである。 本発明による車両の減衰力制御装置の第四の実施例に於ける減衰力制御ルーチンを示すフローチャートである。 図１８に示されたフローチャートのステップ１４０に於いて実行される所定のストロークＸeの演算ルーチンを示すフローチャートである。 第四の実施例に於けるストロークＸと減衰力修正制御量Ｆaとの間の関係を所定のストロークＸeが種々の大きさである場合について示すグラフである。 第四の実施例に於けるストロークＸとサスペンション荷重Ｐとの間の関係を所定のストロークＸeが種々の大きさである場合について示すグラフである。 路面より入力される振動の周波数と路面よりストロークＸへの伝達関数のゲインとの間の関係を示すグラフである。 本発明による車両の減衰力制御装置の第五の実施例に於ける減衰力制御ルーチンを示すフローチャートである。 後輪の係数Ｂrと後輪の見掛けのばね定数Ｋarとの間の関係を示すグラフである。 ストロークＸの変化と見掛けのばね定数Ｋaとの間の関係を示すグラフである。 前輪及び後輪のストロークＸの変化と前輪の見掛けのばね定数Ｋaf及び後輪の見掛けのばね定数Ｋarとの間の関係を示すグラフである。 本発明による車両の減衰力制御装置の第六の実施例に於ける減衰力制御ルーチンを示すフローチャートである。 本発明による減衰力の修正制御による見掛けのばね定数の低下の原理を説明するグラフである。

以下に添付の図を参照しつつ、本発明を好ましい実施例について詳細に説明する。
［第一の実施例］

図１は本発明による車両の減衰力制御装置の第一の実施例を一つの車輪について示す概略構成図である。

図１に於いて、１０はばね下を構成する車輪を示しており、１２はばね上を構成する車体を示している。車輪１０を回転可能に支持する車輪支持部材又はサスペンションアームと車体１２との間には、互いに並列の関係をなすようサスペンションスプリング１４及び減衰力可変式のショックアブソーバ１６が配設されている。尚サスペンションスプリング１４はばね定数がＫ0（正の定数）のスプリングである。

ショックアブソーバ１６は互いに共働して容積可変のシリンダ上室１８及びシリンダ下室２０を郭定するシリンダ２２及びピストン２４を有し、シリンダ上室１８及びシリンダ下室２０にはオイルの如き粘性を有する液体が充填されている。図示の実施例に於いては、ショックアブソーバ１６はシリンダ２２の下端にて車輪支持部材又はサスペンションアームに連結され、ピストン２４のロッド部の上端にて車体１２に連結されている。

図１には示されていないが、ピストン２４はシリンダ上室１８とシリンダ下室２０とを連通接続する通路の実効断面積を増減する伸び側及び縮み側の減衰力制御弁を内蔵している。これらの減衰力制御弁はピストン２４に組み込まれたアクチュエータ２６によって制御され、アクチュエータ２６は電子制御装置２８により後に詳細に説明する如く制御されるようになっている。

電子制御装置２８は例えば左前輪、右前輪、左後輪、右後輪の順に各車輪についてアクチュエータ２６を介して伸び側及び縮み側の減衰力制御弁の開度を多段階に制御し、従ってショックアブソーバ１６は減衰力可変式の減衰力発生装置として機能する。特に電子制御装置２８は、シリンダ２２に対するピストン２４の相対速度をストローク速度Ｘdとして、図２に示されている如く、減衰係数Ｃ、即ちストローク速度Ｘdに対する減衰力Ｆdの比が最も小さくなる制御段Ｓ1（ソフト）から減衰係数Ｃが最も大きくなる制御段Ｓn（ハード）まで制御段Ｓをｎ（正の整数）段階に制御する。

尚電子制御装置２８は図２に示されたストローク速度Ｘdと減衰力Ｆdとの関係と同一の関係としてストローク速度Ｘdと目標減衰力Ｆdtとの関係のマップを記憶装置に記憶している。

電子制御装置２８にはストロークセンサ３０よりサスペンションストローク、即ち車輪１０に対する車体１２のストロークＸ（図１のＸ2−Ｘ1）を示す信号、操舵角センサ３２より操舵角θを示す信号、前後加速度センサ３４より車両の前後加速度Ｇxを示す信号が入力される。ストロークセンサ３０は車輪１０がバウンドもリバウンドもしていない中立位置にあるときを０とし、バウンドストロークを正とし、リバウンドストロークを負としてストロークＸを検出する。

尚電子制御装置２８は、実際にはそれぞれＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、入出力ポート装置等を含み、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周知の構成のマイクロコンピュータであってよい。

電子制御装置２８は、車両が旋回状態又は加減速状態にあるときには、目標減衰係数Ｃtを予め設定された高い目標減衰係数Ｃhに設定し、減衰係数Ｃが目標減衰係数Ｃtになるようショックアブソーバ１６を制御する。これに対し車両が旋回状態及び加減速状態にないときには、電子制御装置２８は後に詳細に説明する如くばね上とばね下との間の見掛けのばね定数Ｋaをサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0よりも低くするための減衰力修正制御量Ｆaを演算する。そして電子制御装置２８はショックアブソーバ１６により発生される減衰力Ｆdが減衰力修正制御量Ｆaにて修正されるよう目標減衰係数Ｃtを演算し、減衰係数Ｃが目標減衰係数Ｃtになるようショックアブソーバ１６を制御する。

特に第一の実施例に於いては、電子制御装置２８はストロークＸに基づき下記の数１に従って減衰力修正制御量Ｆaを演算する。
Ｆa＝ＢＸ^３＋ＡＸ ……（１）

尚、上記式１に於いて、Ａは図４に示されている如く見掛けのばね定数Ｋaの最大低減量を示す負の一定の係数である。またＢはストロークＸが予め設定された値（所定のストローク）Ｘeであるときに減衰力修正制御量Ｆaが０になるよう所定のストロークＸe及び係数Ａにより決定される係数であり、下記の式２に従って演算される。尚所定のストロークＸeは、ストロークＸの変動周波数がばね上の共振周波数f0であるときのストロークＸに基づいて予め設定されている。
Ｂ＝−Ａ／Ｘe^２ ……（２）

次に図３に示されたフローチャートを参照して第一の実施例に於ける減衰力制御ルーチンについて説明する。尚図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。

まずステップ１１０に於いては操舵角θ及び車両の前後加速度Ｇxに基づき車両が旋回中又は加減速中であるか否かの判別、即ち見掛けのばね定数Ｋaを低下させるための減衰力修正制御を行わない方がよいか否かの判別が行われる。肯定判別が行われたときにはステップ１２０に於いて目標減衰係数Ｃtが予め設定された高い目標減衰係数Ｃhに設定された後ステップ１８０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ１５０へ進む。

ステップ１５０に於いては現在のストロークＸに基づき上記式１に従って減衰力修正制御量Ｆaが演算される。

ステップ１６０に於いては例えばストロークＸの時間微分値としてストローク速度Ｘdが演算されると共に、Ｃ0を標準の減衰係数としてストローク速度Ｘdに基づき下記の式３に従って目標減衰力Ｆtが演算される。
Ｆt＝Ｃ0Ｘd＋Ｆa ……（３）

ステップ１７０に於いては目標減衰力Ｆt及びストローク速度Ｘdに基づき図２に対応するマップより減衰力の目標制御段Ｓtが演算され、ステップ１８０に於いてはショックアブソーバ１６の制御段Ｓが目標制御段Ｓtになるようアクチュエータ２６が制御され、これによりショックアブソーバ１６の減衰力Ｆdが目標減衰力Ｆtに制御される。

以上の如く構成された第一の実施例に於いて、車両が旋回中でも加減速中でもないときには、ステップ１１０に於いて否定判別が行われることによりステップ１５０〜１８０が実行される。即ちステップ１５０に於いて現在のストロークＸに基づき上記式１に従って減衰力修正制御量Ｆaが演算される。そしてステップ１６０に於いて基本の減衰力Ｃ0Ｘdが減衰力修正制御量Ｆaにて修正された値（基本の減衰力Ｃ0Ｘdと減衰力修正制御量Ｆaとの和）として目標減衰力Ｆtが演算され、ステップ１７０及び１８０に於いてショックアブソーバ１６の減衰力Ｆdが目標減衰力Ｆtに制御される。
制御される。

従って第一の実施例によれば、バウンドストロークＸがＸeでありリバウンドストロークＸが−Ｘeであるよう車輪１０がバウンド、リバウンドする状況に於いては、減衰力Ｆdはストローク速度Ｘdの変化に対し図５に示されている如く変化する。尚図５に於いて、一点鎖線は基本の減衰力Ｃ0Ｘdを示している。

即ちストロークＸが０からバウンド方向の最大値Ｘeまで増大する過程に於いては、減衰力修正制御量Ｆaは０より負の値にて絶対値が増大した後０になる。またストローク速度Ｘdは最大値より０まで減少する。よって減衰力Ｆdは図５の第一象限に於いて標準の減衰力Ｃ0Ｘdの線よりも下方の線を描く。

またストロークＸがバウンド方向の最大値Ｘeから０まで減少する過程に於いても、減衰力修正制御量Ｆaは０より負の値にて絶対値が増大した後０になる。ストローク速度Ｘdは０より最小値まで減少する。よって減衰力Ｆdは図５の第三象限に於いて標準の減衰力Ｃ0Ｘdの線よりも下方の線を描く。

またストロークＸが０よりリバウンド方向の最小値−Ｘeまで減少する過程に於いては、減衰力修正制御量Ｆaは０より正の値にて増大した後０になる。またストローク速度Ｘdは最小値より０まで増大する。よって減衰力Ｆdは図５の第三象限に於いて標準の減衰力Ｃ0Ｘdの線よりも上方の線を描く。

更にストロークＸがリバウンド方向の最小値−Ｘeから０まで増大する過程に於いても、減衰力修正制御量Ｆaは０より正の値にて絶対値が増大した後０になる。ストローク速度Ｘdは０より最大値まで増大する。よって減衰力Ｆdは図５の第一象限に於いて標準の減衰力Ｃ0Ｘdの線よりも上方の線を描く。

車輪１０と車体１２との間に上下方向に作用する荷重をサスペンション荷重Ｐとする。図６に於いて実線にて示されている如く、ストロークＸに対するサスペンション荷重Pの比は、ストロークＸの変動範囲全体に亘りストロークＸに対するサスペンションスプリング１４のばね力Ｋ0Ｘ（図６に於いて一点鎖線にて示されている）以下の値になる。

またストロークＸの変化量に対するサスペンション荷重Pの変化量の比である見掛けのばね定数Ｋa（図６の実線の傾き）は、少なくともストロークＸの大きさが小さい範囲に於いては、図６に於いて一点鎖線にて示されたサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0（図６の一点鎖線の傾き）よりも小さくなる。尚図６に於いて、二点鎖線は目標の見掛けのばね定数Ｋa（＝Ｋ0＋Ａ）の線を示している。

従って第一の実施例によれば、少なくともストロークＸの大きさが小さい範囲に於いて見掛けのばね定数Ｋaが低下するようショックアブソーバ１６の減衰力Ｆdを制御することができる。よってストロークＸの大きさが小さい範囲にあるときに車輪１０が路面より受け易い衝撃が車体１２へ伝達される度合を低減し、車両の乗り心地性を向上させることができる。

特に第一の実施例によれば、車両が旋回中又は加減速中であるときには、ステップ１１０に於いて肯定判別が行われ、ステップ１５０〜１７０が実行されることなくステップ１２０が実行され、目標減衰係数Ｃtが予め設定された高い目標減衰係数Ｃhに設定される。
よって車両の旋回又は加減速時にも見掛けのばね定数Ｋaが低下されることに起因して荷重移動に伴う車体の姿勢変化が大きくなることを確実に防止することができる。尚この作用効果は後述の第二乃至第四の実施例に於いても同様に得られる。

また第一の実施例によれば、ストロークＸの大きさが０又は所定のストロークＸeに近づくにつれて減衰力修正制御量Ｆaの大きさが小さくなり、ストロークＸの大きさが０又は所定のストロークＸeであるときには、減衰力修正制御量Ｆaは０になる。よってストロークＸの大きさが０又は所定のストロークＸeに近づくにつれてショックアブソーバ１６の制御段Ｓが漸次標準の制御段Ｓ0に近づき、ストロークＸの大きさが０又は所定のストロークＸeになると制御段Ｓが標準の制御段Ｓ0になる。

よってストロークＸの大きさが減少して０になった後に増大する場合や、ストロークＸの大きさが増大して所定のストロークＸeになった後に減少する場合に、制御段Ｓは標準の制御段Ｓ0を経由して変化する。従って制御段Ｓがソフト側の制御段とハード側の制御段との間にて大きく段飛びすることを防止することができ、これによりショックアブソーバ１６及びアクチュエータ２６の耐久性を向上させることができる。尚この作用効果は後述の第二乃至第六の実施例に於いても同様に得られる。
［第二の実施例］

図７は本発明による車両の減衰力制御装置の第二の実施例に於ける減衰力制御ルーチンを示すフローチャートである。

この第二の実施例に於いては、ステップ１１０に於いて否定判別が行われると、ステップ１３０に於いてストロークＸの絶対値が所定のストロークＸeを越えているか否かの判別が行われる。肯定判別が行われたときにはステップ１３５に於いて目標減衰係数Ｃtが標準の減衰係数Ｃ0に設定された後ステップ１７０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ１５０へ進む。

上述の第一の実施例に於いては、ストロークＸの絶対値が所定のストロークＸeを越えると、ストロークＸの変化に伴って減衰力修正制御量Ｆaが正から負又は負から正へ変化する。そのため見掛けのばね定数Ｋaが不自然に変化し、それに起因して車両の乗り心地性を必ずしも良好に向上させることができない場合がある。

この点について図８を参照して更に説明する。ストロークＸがその絶対値が所定のストロークＸeを通過して増減する場合には、目標減衰力Ｆdtはストローク速度Ｘdに対し例えば図８に於いて実線及び二点鎖線にて示されている如く変化する。しかし図８に於いて二点鎖線にて示された目標減衰力Ｆdtはショックアブソーバ１６が発生することができない力である。そのため図８に於いて二点鎖線にて示された目標減衰力Ｆdtに対応する領域の減衰力Ｆdは、図８に於いて破線にて示されている如く、制御段Ｓを減衰係数Ｃが最小の制御段Ｓ1又は減衰係数Ｃが最大の制御段Ｓnに制御することによって発生される。

この場合減衰力修正制御量Ｆaが正から負又は負から正へ変化することに対応して、減衰力Ｆdはストローク速度Ｘdの大きさが大きい領域に於いて標準の減衰力Ｃ0Ｘdよりも低い値と標準の減衰力Ｃ0Ｘdよりも高い値との間に比較的急激に変化する。そのため図９に於いて実線にて示されている如く、ストロークＸがその絶対値が所定のストロークＸeを通過して増減する際に、見掛けのばね定数Ｋaがサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0よりも低い高い値とばね定数Ｋ0よりも低い値との間に急激に変化し、これに起因してジャークが発生する場合がある。

これに対し第二の実施例によれば、ストロークＸの絶対値が所定のストロークＸeを越えているときには、ステップ１３０に於いて肯定判別が行われるので、ステップ１３５に於いて目標減衰係数Ｃtが標準の減衰係数Ｃ0に設定される。

従ってストロークＸがその絶対値が所定のストロークＸeを通過して増減する場合には、目標減衰力Ｆdtはストローク速度Ｘdの変化に対し例えば図１０に於いて実線にて示されている如く変化する。図１０に示されている如く、ストロークＸのバウンドストローク又はリバウンドストロークについて見ると、減衰力Ｆdはストローク速度Ｘdの大きさが大きい領域に於いては標準の減衰力Ｃ0Ｘdよりも低い値又は標準の減衰力Ｃ0Ｘdよりも高い値でのみ変化する。またストローク速度Ｘdの大きさが小さい領域に於いては、ストロークＸのバウンドストローク又はリバウンドストロークの何れの場合にも、減衰力Ｆdは標準の減衰力Ｃ0Ｘdになる。

よってサスペンション荷重ＰはストロークＸの変化に対し図１１に於いて実線にて示されている如く変化する。図示の如くストロークＸの大きさが所定のストロークＸeよりも大きい範囲に於いては、見掛けのばね定数Ｋaは一点鎖線にて示されたサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0と同一になる。従ってストロークＸがその絶対値が所定のストロークＸeを通過して増減する際に、見掛けのばね定数Ｋaが急激に増減することを防止することができ、これにより第一の実施例の場合よりも車両の乗り心地性を良好に向上させることができる。
［第三の実施例］

図１２は本発明による車両の減衰力制御装置の第三の実施例に於ける減衰力制御ルーチンを示すフローチャートである。

この第三の実施例に於いては、ステップ１１０に於いて否定判別が行われた場合に実行されるステップ１５０に於いて、現在のストロークＸに基づき下記の式４に従って減衰力修正制御量Ｆaが演算される。尚下記の式４に於いて、Ａは図１３に示されている如く見掛けのばね定数Ｋaの最大低減量を示す負の一定の係数である。またＢは正の一定の係数である。
Ｆa＝ＡＸexp（−Ｂ|Ｘ|^Ｎ） ……（４）

図１３に示されている如く、ストロークＸの大きさが大きい領域に於いては、ストロークＸの大きさの増大につれて減衰力修正制御量Ｆaの大きさが漸次０に近づくと共に、上記式４の曲線の傾きも漸次０に近づく。

従って上記式４の曲線の変曲点のうちストロークＸの大きさが最も大きい変曲点Ｐp、ＰnのストロークＸの大きさをＸpとすると、ストロークＸがその絶対値がＸpを通過して増減する場合には、目標減衰力Ｆdtはストローク速度Ｘdに対し例えば図１４に於いて実線にて示されている如く変化する。

よってサスペンション荷重ＰはストロークＸの変化に対し図１５に於いて実線にて示されている如く変化する。即ちストロークＸの大きさがＸpよりも小さい値からＸpよりも大きい値に変化する際には、見掛けのばね定数Ｋaは漸次減少して一点鎖線にて示されたサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0に漸次近づき、ばね定数Ｋ0になる。また逆にストロークＸの大きさがＸpよりも大きい値からＸpよりも小さい値に変化する際には、見掛けのばね定数Ｋaはサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0より漸次増大する。

従ってストロークＸの大きさがストロークの大きさＸpを通過して増減する際に、見掛けのばね定数Ｋaを穏やかに変化させることができ、これにより第二の実施例の場合よりも車両の乗り心地性を良好に向上させることができる。

尚上述の第一乃至第三の実施例に於いて、ストロークＸがその絶対値が所定のストロークＸe又はＸpよりも小さい範囲にて増減する場合には、目標減衰力Ｆdtはストローク速度Ｘdに対し例えば図１６に於いて実線及び二点鎖線にて示されている如く変化する。しかし図１６に於いて二点鎖線にて示された目標減衰力Ｆdtはショックアブソーバ１６が発生することができない力である。そのため図１６に於いて二点鎖線にて示された目標減衰力Ｆdtに対応する領域の減衰力Ｆdは、図１６に於いて破線にて示されている如く、減衰係数Ｃが最小の制御段Ｓ1又は減衰係数Ｃが最大の制御段Ｓnに制御段Ｓを制御することによって発生される。

かかる状況に於いては、サスペンション荷重ＰはストロークＸの変化に対し図１７に於いて実線にて示されている如く変化する。よってこの場合にもストロークＸの絶対値が小さい範囲に於いては、見掛けのばね定数Ｋaを一点鎖線にて示されたサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0よりも小さい値にすることができ、これにより車両の乗り心地性を向上させることができる。
［第四の実施例］

図１８は本発明による車両の減衰力制御装置の第四の実施例に於ける減衰力制御ルーチンを示すフローチャートである。

この第四の実施例に於いては、ステップ１１０に於いて否定判別が行われた場合に実行されるステップ１４０に於いて、図１９に示されたフローチャートに従って所定のストロークＸeがばね上の共振周波数の振動成分の振幅の２分の１の値に演算される。
上記式４の曲線の変曲点のうちストロークＸが最も大きい変曲点ＰpのストロークＸpは下記の式５により表される。

よってステップ１４０の次に実行されるステップ１４５に於いては、上記式５のストロークＸpに所定のストロークＸeを代入することにより、係数Ｂが下記の式６の通り演算される。

図１９に示されたフローチャートのステップ１４１に於いては、ＰＳＤ（パワースペクトル密度）の演算に供されるストロークＸの時間的範囲をＴe時間として、Ｔe時間前から現在までのストロークＸのデータが記憶装置より読み込まれる。

ステップ１４２に於いては、ばね上の共振周波数f0の信号を通過させるバンドパスフィルタにてストロークＸのデータが処理されると共に、バンドパスフィルタ処理されたストロークＸのＰＳＤが演算される。

ステップ１４３に於いては、パワーＰ0を演算する周波数範囲をΔｆとして、f0−Δｆ／２よりf0＋Δｆ／２までの周波数範囲についてストロークＸのＰＳＤの面積がパワーＰ0として演算される。

ステップ１４４に於いては下記の式７に従って所定のストロークＸeがばね上の共振周波数f0に於けるばね上の振動振幅の２分の１の値に演算される。

この第四の実施例によれば、所定のストロークＸeは予め設定された定数ではなく、図１９に示されたフローチャートに従ってばね上の共振周波数f0に於けるストロークＸの値に演算される。

そして図１８に示されたフローチャートのステップ１４５に於いて係数Ｂが所定のストロークＸeに応じて可変設定される。よって図２０に示されている如く、所定のストロークＸeの大きさの変動に拘らず、上記式４の曲線の変曲点のうちストロークＸの大きさが最も大きい変曲点Ｐp、ＰnのストロークＸの値がそれぞれ所定のストロークに対応するＸe、−Ｘeに設定される。

従って第四の実施例によれば、見掛けのばね定数Ｋaは所定のストロークＸeの大きさに応じてサスペンション荷重ＰはストロークＸの変化に対し例えば図２１に於いて実線、破線、一点鎖線にて示されている如く変化する。即ち所定のストロークＸeの大きさの変動に拘らず、ストロークＸの大きさが小さい範囲に於いては見掛けのばね定数Ｋaはサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0よりも小さい値になる。

また所定のストロークＸeの大きさの変動に拘らず、見掛けのばね定数ＫaはストロークＸの大きさが所定のストロークＸeの大きさを通過して変動する際にサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0とそれよりも大きい値との間に徐々に変化する。

よって所定のストロークＸeの大きさの変動に拘らず、ストロークＸの変化に対し見掛けのばね定数Ｋaを良好に変化させることができ、これにより第一乃至第三の実施例の場合よりも車両の乗り心地性を良好に向上させることができる。

また図２２に示されている如く、路面よりストロークＸへの伝達関数のゲインは、１〜２Ｈzのばね上共振周波数ｆ1及び１０数Ｈzのばね下共振周波数ｆ2に於いて高いが、車両の乗員はばね上共振周波数ｆ1付近の振動に敏感である。よって車両の乗り心地性を向上させるためには、ばね上共振周波数ｆ1に於ける振動伝達関数のゲインを低下させることが有効である。

上述の第四の実施例によれば、ばね上共振周波数ｆ1に於ける見掛けのばね定数Ｋaを低下させることができるので、図２２に於いて破線にて示されている如く、ばね上共振周波数域のゲインを低下させることができ、これにより第一乃至第三の実施例の場合に比して効果的に且つ確実に車両の乗り心地性を良好に向上させることができる。またばね上共振周波数ｆ1以外の周波数に於ける見掛けのばね定数Ｋaを不必要に低下させないので、車両の旋回時や加減速時等に於いて見掛けのばね定数Ｋaが低いことに起因して車体の姿勢変化が大きくなって車両の操縦安定性が低下することを確実に回避することができる。

また上述の第一乃至第三の実施例に於いては、ストロークＸがその絶対値が所定のストロークＸe又はＸpよりも小さい範囲にて増減する場合には、目標減衰力Ｆdtはストローク速度Ｘdに対し例えば図１６に於いて実線及び二点鎖線にて示されている如く変化する。図示の如くストローク速度Ｘdが０を通過して正負の間に変化する際に、換言すればストロークＸがその大きさが最大値を通過して変化する前後に於いて、減衰係数Ｃが最小の制御段Ｓ1と減衰係数Ｃが最大の制御段Ｓnとの間に制御段Ｓが切り替えられなければならない。そのためショックアブソーバ１６の耐久性が悪化し易い。

これに対し第四の実施例によれば、所定のストロークＸeの大きさの変動に拘らず、ストロークＸが０又はその大きさ最大値に近づくにつれて、減衰力修正制御量Ｆaの大きさが漸次０に近づくので、制御段Ｓが切り替えをゆっくりと行うことができる。従って上述の第一乃至第三の実施例の場合に比して、ショックアブソーバ１６の耐久性を向上させることができ、またアクチュエータ２６による制御段Ｓの急激な切り替え作動に起因する騒音や発熱等の問題の発生の虞れを確実に低減することができる。
［第五の実施例］

図２３は本発明による車両の減衰力制御装置の第五の実施例に於ける減衰力制御ルーチンを示すフローチャートである。

この第五の実施例に於いては、ステップ２００及び３００に於いてそれぞれ左前輪及び右前輪について上述の第四の実施例によるショックアブソーバ１６の減衰力の制御が行われる。

この場合式４の係数Ａ及び指数Ｎはそれぞれ前輪の係数Ａf及び指数Ｎfとされ、所定のストロークＸeは図１９に示されたフローチャートに従ってそれぞれ左前輪及び右前輪についての所定のストロークＸefl、Ｘefrとして演算される。また式４の係数Ｂは式６のＸeにそれぞれ所定のストロークＸefl、Ｘefrが代入されることにより、それぞれ左前輪及び右前輪についてＢfl、Ｂfrとして演算される。

ステップ３００が完了すると、ステップ４００に於いて左前輪及び右前輪の所定のストロークＸefl、Ｘefrの平均値として前輪の所定のストロークＸefが演算され、ステップ５００に於いて左前輪及び右前輪の係数Ｂfl、Ｂfrの平均値として前輪の係数Ｂfが演算される。

見掛けのばね定数はサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0、ストロークＸ、係数Ａ及びＢ、指数Ｎの関数ｆ（Ｋ0，Ｘ，Ａ，Ｂ，Ｎ）であり、減衰力修正制御量Ｆaは上記式４により表されるので、見掛けのばね定数は下記の式８により表される。
ｆ（Ｋ0，Ｘ，Ａ，Ｂ，Ｎ）
＝Ｋ0＋Ａexp（−ＢＸ^Ｎ）−ＡＢＸ^ＮＮexp（−ＢＸ^Ｎ） ……（８）

よってステップ５００の次に実行されるステップ６００に於いては、式８により表される前輪及び後輪の見掛けのばね定数が互いに等しくなるときの後輪の係数Ｂr、即ち下記の式９成立するときの後輪の係数Ｂrが、後輪の係数Ｂrの基準値Ｂrbとして下記の式１０に従って演算される。尚式１０のLambertW(Z)は変数Ｚについて下記の式１１を満たす関数である。
ｆ（Ｋ0，Ｘf，Ａf，Ｂf，Ｎf）＝ｆ（Ｋ0，Ｘr，Ａr，Ｂr，Ｎr） ……（９）

LambertW(Z)・exp（LambertW(Z)）＝Z ……（１１）

図２４に示されている如く、後輪の見掛けのばね定数Ｋar＝ｆ（Ｋ0，Ｘr，Ａr，Ｂr，Ｎr）は後輪の係数Ｂrが大きいほど大きくなり、後輪の係数Ｂrが基準値Ｂrbよりも大きいときには前輪の見掛けのばね定数Ｋaf＝ｆ（Ｋ0，Ｘf，Ａf，Ｂf，Ｎf）よりも大きくなる。

よってステップ６００の次に実行されるステップ７００に於いてはＫaf＞Ｋarとするための値をＢr0（正の定数）として、後輪の係数Ｂrが基準値ＢrbよりＢr0を減算した値に演算される。

ステップ８００及び９００に於いてはそれぞれ左後輪及び右後輪について上述の第四の実施例によるショックアブソーバ１６の減衰力の制御が行われる。

この場合式４の係数Ａ及び指数Ｎはそれぞれ後輪の係数Ａr及び指数Ｎrとされ、係数Ｂはステップ７００に於いて演算されたＢrに設定される。また所定のストロークＸeは図１９に示されたフローチャートに従ってそれぞれ左後輪及び右後輪についての所定のストロークＸerl、Ｘerrとして演算される。

図２１のグラフの傾きである見掛けのばね定数Ｋaは、ストロークＸの変化に対し図２５に示されている如く変化する。特に見掛けのばね定数Ｋaは、ストロークＸの絶対値が大きい領域に於いてサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0よりも大きくなり、ストロークＸの絶対値が更に大きい領域に於いてはストロークＸの絶対値が増大するにつれて漸次低下しサスペンションスプリング１４のばね定数Ｋ0に近づく。

上記ストロークＸの変化に対する見掛けのばね定数Ｋaの変化は、前輪のみならず後輪に於いても生じる。そのため図２６に示されている如く、前輪及び後輪に於けるストロークＸの変化に対する見掛けのばね定数Ｋaの変化によっては、後輪の見掛けのばね定数Ｋarが前輪の見掛けのばね定数Ｋafよりも大きくなることがある。

後輪の見掛けのばね定数Ｋarが前輪の見掛けのばね定数Ｋafよりも大きくなると、後輪のロール剛性配分が前輪のロール剛性配分よりも高くなる。そのため車両が高い旋回横力を受け車両横方向の荷重移動が大きくなるような旋回運動をする際に、旋回外側後輪の横力が飽和し易くなるので、車両がスピン状態になる虞れがある。

これに対し第五の実施例によれば、ステップ５００〜７００に於いて後輪の見掛けのばね定数Ｋarが前輪の見掛けのばね定数Ｋafよりも小さくなるよう後輪の係数Ｂrが演算される。従って後輪のロール剛性配分が前輪のロール剛性配分よりも高くなることを確実に防止することができ、これにより車両が高い旋回横力を受けるような旋回運動をする場合にも車両の運動が不安定になることを効果的に防止することができる。

尚上述の第一乃至第五の実施例によれば、車両が旋回状態又は加減速状態にあるときにはステップ１１０に於いて肯定判別が行われ、ステップ１２０に於いて目標減衰係数Ｃtが予め設定された高い目標減衰係数Ｃhに設定され、減衰力の制御による見掛けのばね定数の低下は行われない。

従って車両が旋回状態又は加減速状態にあるか否かに関係なく減衰力の制御による見掛けのばね定数の低下が行われる場合に比して、旋回又は加減速時の荷重移動に起因して生じる車体の姿勢変化、即ちロールやピッチングを確実に低減することができる。
［第六の実施例］

図２７は本発明による車両の減衰力制御装置の第六の実施例に於ける減衰力制御ルーチンを示すフローチャートである。
この第六の実施例に於いては、上述の第一乃至第五の実施例に於いて実行されるステップ１１０及び１２０は実行されず、ステップ１１５に於いて下記の式１２に従って上記式４の係数Ａが演算される。

尚上記式１２に於いて、Ｋ1及びＫ2はそれぞれ正の定数であり、Ａ0は上記式４の係数Ａの標準値（負の定数）であり、θd及びＧxdはそれぞれ操舵角θ及び車両の前後加速度Ｇxの時間微分値、即ち操舵角速度及び車両の前後加加速度である。

ステップ１１５が完了すると、ステップ１４０へ進み、ステップ１５０に於ける減衰力修正制御量Ｆaの演算に於いてステップ１１５にて演算された係数Ａが使用される点を除き、ステップ１４０〜１８０による減衰力の制御による見掛けのばね定数の低下制御が上述の第四の実施例の場合と同様に実行される。

この第六の実施例によれば、上記式４の係数Ａは予め設定された定数ではなく、操舵角速度θd若しくは車両の前後加加速度Ｇxdの大きさが大きいほど小さくなるよう、操舵角速度θd若しくは車両の前後加加速度Ｇxdの大きさに応じて可変設定される。従って定常的な旋回や加減速が行われる場合の車両の良好な乗り心地性を確保しつつ、過渡的な旋回や加減速が行われる場合に車両の乗員が感じ易い車体の姿勢変化を効果的に抑制することができる。

またこの第六の実施例によれば、ステップ１４０〜１８０による減衰力の制御による見掛けのばね定数の低下制御が上述の第四の実施例の場合と同様に実行されるので、第四の実施例の作用効果と同様の作用効果を得ることができる。

尚操舵角速度θdは車両横方向の荷重移動量の変化の度合を示す指標値である。よって操舵角速度θdは車両横方向の荷重移動量の変化の度合を示す他の指標値、例えば車両の横加加速度や車両のヨーレートと車速との積の変化率に置き換えられてもよい。同様に車両の前後加加速度Ｇxdは車両前後方向の荷重移動量の変化の度合を示す指標値である。よって車両の前後加加速度Ｇxdは車両前後方向の荷重移動量の変化の度合を示す他の指標値、例えば運転者の加減速操作量の変化率に置き換えられてもよい。

以上に於いては本発明を特定の実施例について詳細に説明したが、本発明は上述の実施例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例が可能であることは当業者にとって明らかであろう。

例えば上述の第一乃至第五の実施例に於ける係数Ａ及び第六の実施例に於ける係数Ａの標準値Ａ0は負の定数であるが、一般に車速が高いほど路面の凹凸が少なく車両の操縦安定性が高いことが重要になるので、係数Ａ及び標準値Ａ0は車速が高いほど小さくなるよう車速に応じて可変設定されるよう修正されてよい。

また上述の第一乃至第五の実施例に於いては、ステップ１１０及び１２０により、車両が旋回中又は加減速中であるときには、減衰力の修正制御による見掛けのばね定数の低下制御が実行されることなく、目標減衰係数Ｃtが予め設定された高い目標減衰係数Ｃhに設定されるようになっているが、ステップ１１０及び１２０は省略されてもよい。

特に第一及び第二の実施例に於いてステップ１１０及び１２０が省略される場合には、上記式１の係数Ａが第六の実施例に於ける係数Ａと同様に車両横方向の荷重移動量の変化の度合を示す指標値及び車両前後方向の荷重移動量の変化の度合を示す指標値に基づいて可変設定されることが好ましい。

また上述の第五の実施例に於いては、後輪の見掛けのばね定数Ｋarが前輪の見掛けのばね定数Ｋafよりも小さくなるよう後輪の減衰力の修正制御が行われるようになっているが、上述の第五の実施例以外の実施例に於いても、後輪の見掛けのばね定数Ｋarが前輪の見掛けのばね定数Ｋafよりも小さくなるよう後輪の減衰力の修正制御が行われるよう修正されてもよい。

また上述の第五の実施例に於いては、前輪の見掛けのばね定数Ｋafを後輪の見掛けのばね定数Ｋarよりも大きくするための値Ｂr0は正の定数である。しかし後輪のロール剛性が全輪のロール豪勢よりも高いことに起因して車両が不安定になる虞れは、車両の旋回横力が高いほど大きくなる。よってＢr0は例えば車両の横加速度の絶対値の如き車両横方向の荷重移動量を示す指標値が高いほど大きくなるよう車両横方向の荷重移動量を示す指標値に応じて可変設定されるよう修正されてもよい。

また上述の第六の実施例に於いては、係数Ａが式１２に従って演算されることにより車両横方向の荷重移動量の変化の度合を示す他の指標値及び車両前後方向の荷重移動量の変化の度合を示す指標値に応じて可変設定されるようになっている。しかし車両横方向の荷重移動量の変化の度合を示す他の指標値及び車両前後方向の荷重移動量の変化の度合を示す指標値の何れか一方が省略されてもよい。また式１２の係数Ｋ1及びＫ2ｆそれぞれ正の定数であるが、車速が高いほど大きくなるよう車速に応じて可変設定されるよう修正されてもよい。

１０…車輪、１２…車体、１４…サスペンションスプリング、１６…ショックアブソーバ、２０…アクチュエータ、２８…電子制御装置、３０…ストロークセンサ、３２…操舵角センサ、３４…前後加速度センサ

Claims (11)

1. 減衰力可変式の減衰力発生手段と、前記減衰力発生手段により発生される減衰力を制御する制御手段とを有し、前記制御手段はばね下がバウンド、リバウンドの中立位置にあるときの前記ばね下に対するばね上の相対ストロークを０として、前記相対ストロークの大きさが増大する過程に於いては減衰力を低減修正し、前記相対ストロークの大きさが減少する過程に於いては減衰力を増大修正する減衰力修正制御量を演算し、前記減衰力発生手段により発生される減衰力が前記減衰力修正制御量にて修正されるよう前記減衰力発生手段を制御することを特徴とする車両の減衰力制御装置。
2. 前記相対ストロークの大きさが０に近づくにつれて前記減衰力修正制御量の大きさが小さくなることを特徴とする請求項１に記載の車両の減衰力制御装置。
3. 前記相対ストロークの大きさが０であるときには前記減衰力修正制御量は０であることを特徴とする請求項２に記載の車両の減衰力制御装置。
4. 前記相対ストロークの大きさが所定の変動範囲の最大値に近づくにつれて前記減衰力修正制御量の大きさが小さくなることを特徴とする請求項１乃至３の何れか一つに記載の車両の減衰力制御装置。
5. 前記相対ストロークの大きさが前記最大値以上であるときには前記減衰力修正制御量は０であることを特徴とする請求項４に記載の車両の減衰力制御装置。
6. 前記所定の変動範囲は予め設定された範囲であることを特徴とする請求項１乃至５の何れか一つに記載の車両の減衰力制御装置。
7. 前記制御手段は現在までの予め設定された時間内の前記ばね上の共振周波数域に於ける前記相対ストロークの変動範囲に基づいて前記所定の変動範囲を可変設定することを特徴とする請求項１乃至５の何れか一つに記載の車両の減衰力制御装置。
8. 前記制御手段は前記相対ストロークの関数として前記減衰力修正制御量を演算するための演算式を記憶しており、前記相対ストロークに基づいて前記演算式により前記減衰力修正制御量を演算することを特徴とする請求項１乃至７の何れか一つに記載の車両の減衰力制御装置。
9. 前記相対ストロークの変動量に対するサスペンション荷重の変動量の比を見掛けのばね定数として、前記制御手段は前輪の見掛けのばね定数が後輪の見掛けのばね定数よりも大きくなるよう、前輪及び後輪の前記減衰力修正制御量を演算することを特徴とする請求項１乃至８の何れか一つに記載の車両の減衰力制御装置。
10. 前記制御手段は車両横方向の荷重移動量の変化率が高いときには車両横方向の荷重移動量の変化率が低いときに比して前記減衰力修正制御量の大きさが小さくなるよう前記減衰力修正制御量を演算することを特徴とする請求項１乃至９の何れか一つに記載の車両の減衰力制御装置。
11. 前記制御手段は車両前後方向の荷重移動量の変化率が高いときには車両前後方向の荷重移動量の変化率が低いときに比して前記減衰力修正制御量の大きさが小さくなるよう前記減衰力修正制御量を演算することを特徴とする請求項１乃至９の何れか一つに記載の車両の減衰力制御装置。

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