JP2529021Y2

JP2529021Y2 - アクティブサスペンション

Info

Publication number: JP2529021Y2
Application number: JP1988073745U
Authority: JP
Inventors: 辰也政村
Original assignee: KYB Corp
Current assignee: KYB Corp
Priority date: 1988-06-02
Filing date: 1988-06-02
Publication date: 1997-03-12
Anticipated expiration: 2003-06-02
Also published as: JPH01176507U

Description

【考案の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕本考案は、車輌におけるアクティブサスペンションに
関し、更に詳しくは、懸架スプリングを併用したシリン
ダ内圧制御方式におけるシリンダ減圧側制御能力の向上
を計るアクティブサスペンションの改良に関する。

〔従来の技術〕

車輌におけるアクティブサスペンションとしては、す
でに幾つかの方法が提案されており、その基本的なシス
テム構成を第５図及び第６図に示す。

即ち、第５図示の構成は、車体１をこれと車輪２のサ
スペンションアーム３との間に配置したスプリング４及
び油圧シリンダ５とによって懸架して、そのときの車体
重量とそれ等のスプリング反力及びシリンダ反力との釣
合い下に車高位置を決定するようになしてある。

そして、この場合のスプリング４は、前記釣合いを得
るために第７図示のばね特性で示す如く、拡圧力を蓄勢
した圧縮ばねが用いられる。

これに対して、前記シリンダ５は、その作動油の給排
回路中に圧力制御弁8aが設けられており、車体状況検出
センサー６からの情報信号を受けるコントローラ７が出
力する制御電流を該弁8aに与えて、シリンダ内圧P_cがそ
のときどきの目標値となるように制御される。

また、該シリンダ５と前記制御弁8aとの間には、車輪
２からの変位入力が大きくて、これに応じる前記制御動
作が追従できなくなった時のためにガスばね９が設けて
あり、該ガスばね９への給排路中に絞り機構10を設け
て、該シリンダ５がショックアブソーバー機能を発揮す
るようになしてある。

一方、第６図示の構成は、前記油圧シリンダ５（ショ
ックアブソーバー）のみで車体重量を支えるようになし
てある。そして、この構成によれば、シリンダ内圧と車
高との関係が一意的に定まらず、そのために、シリンダ
内圧の制御は変位センサー11で検出する車体と車輪との
間の相対変位を目標値に制御される。

この内圧制御はコントローラ７からの制御電流によっ
て作動する流量制御弁8bが用いられており、その他の構
成は前記第５図示の構成と略同様である。

しかして、これ等従来のアクティブサスペンションシ
ステムでは、車体１に設けた各種センサー６及び11等か
らの情報信号に基くコントローラ７での演算処理下に出
力する制御電流でもって、シリンダ５への作動油の給排
路中に設けた制御弁8a又は8b等を作動させて、車輌が常
に好適の状態になるように、シリンダ内圧又は車体１と
車輪２との相対変位を制御するように作動する。

〔考案が解決しようとする課題〕

ところで、かかるアクティブサスペンションの機能を
左右する一つの要因として制御力の可変範囲が挙げられ
る。

そして、この可変範囲が大きい程、車体重量の広い範
囲の変化に適応することが出来ることから、能力の高い
システムであると言うことが出来る。

従って、この点から前述の第５図示及び第６図示の各
システムについて考察するに、第８図及び第９図はこれ
等両システムにおけるシリンダ内圧と車体への伝達力と
の関係を示す特性図で、標準車高時のシリンダ長さに固
定してシリンダ内圧P_cを変化させた際に、該シリンダ内
圧P_cが値P_1Gで車体重量Ｗと釣り合う車体への伝達力と
なることを示している。

これ等両図示の特性を比較するに、両システムとも増
圧側ではシリンダ圧力P_cを高くして行くに連れて車体へ
の伝達力は比例して大きくなるが、減圧側では油圧シリ
ンダのみで支持する前記第６図示構成では、第９図示の
如く、その制御力変化を車体重量Ｗと同じ重量変化させ
ることが出来るが、前記他方の第５図示構成では第８図
に示すように車体重量Ｗとスプリング反力F_sの差即ちＷ
−F_s分だけしか変化させることが出来ない。

また、これ等両システムを構成面から比較すると、前
記第６図示構成に用いる流量制御弁8bは、作動油の供給
回路用と排出回路用との二つの励磁コイルを必要とする
ので、第５図示構成に用いる圧力制御弁8aに比べて一般
的にコスト高となる。

このことから、従来のアクティブサスペンションシス
テムにおいて、スプリングを併用する構成では比較的低
廉に製造することが出来る反面、減圧側の制御能力が小
さい欠点を有し、他方のシリンダのみで支持する構成で
は、減圧側の制御能力は充分であるがコスト高となる欠
点があった。

そこで、本考案は、比較的安価に製造することの出来
る懸架スプリングを併用したシリンダの内圧を制御する
アクティブサスペンションシステムにおいて、減圧側の
制御能力を向上させることを目的とするアクティブサス
ペンションの改良に関する。

〔課題を解決するための手段〕

上記の目的を達成するため、本考案の構成は、車体側
と車輪側との間にスプリングと油圧シリンダとを併設
し、車体に設けたセンサーからの情報信号に基く演算処
理下のコントローラ出力制御電流で油圧シリンダの内圧
を制御して車高調整するアクティブサスペンションシス
テムにおいて、前記スプリングが標準車高位置となるシ
リンダストローク域でスプリング反力が零となる中立点
を有すると共にこの中立点位置からの伸縮移動に対して
夫々逆向きに作用するばね特性を有することを特徴とす
るものである。

〔作用〕

即ち、上記バネ特性を備えたスプリングを有すシステ
ムは、車体に設けた各種センサーからの情報信号に基く
演算処理下のコントローラ出力制御電流で、車輌が常に
最適の状態を保つようにシリンダ内圧を制御するように
作用することは従来システムと同様である。

ところで、このようなばね特性によれば、標準車高時
にスプリング反力が零となり、車体重量Ｗがシリンダ反
力だけで釣り合った状態になる。このときの状態（標準
車高）にシリンダ長さを固定したままで、シリンダ圧力
を零値まで降下させれば、これに比例して車体への伝達
力も零値まで低下するので、従来のシリンダのみの懸架
手段によるシステムと同様の減圧側の制御力変化を得る
ことが可能となる。

〔実施例〕

次に、本考案の図示の実施例について説明する。

第１図は本考案の一実施例を示す懸架部の構成図で、
全体の基本的システム構成が前述の第５図示の構成と同
様であり、殊に、ピストン12及びそのピストンロッド13
を摺動自在に挿入したシリンダ14は、前記車体１とサス
ペンションアーム３との間に、該ロッド13の上端を車体
側にシリンダ下端を車輪側にして取付ける構成が採られ
ている。

そして、このシリンダ14の前記ピストン12によって仕
切られる上室Ａと下室Ｂとの間は、該ピストン12に開穿
した連通孔15によって連通されており、ピストン移動に
際して上下室間に作動油を自由に移動させて、これによ
るピストン移動への抵抗が生じないようになしてある。

また、前記ピストンロッド13に設けた貫通孔16を通し
て、シリンダ14への作動油の供給並びに該シリンダ14か
らの排出を行うようになしてある。

そして、ピストンロッド13に固定したアッパーサポー
ト17とシリンダ14に固定したロアーサポート18との間
に、圧縮ばねから成りピストンロッド13を伸長させる向
きに作用するメインスプリング19を配置してある。これ
に対して、シリンダ14の上端内壁とピストン12の上側面
との間に、圧縮ばねから成りピストンロッド13を引き込
む向きに作用するカウンタースプリング20を配在せしめ
てある。

第２図は本考案の他の実施例を示す要部の構成図で、
前記第１図示構成におけるシリンダ内組付けのカウンタ
ースプリング20に替えて、カウンタースプリング20′を
アッパーサポート17とロアーサポート18との間に、前記
メインスプリング19に並置して組付けてあり、しかも、
この場合のカウンタースプリング20′は引張ばねから成
り、その両端を前記両サポート17及び18に夫々固定し
て、ピストンロッド13に引き込む向きの作用力を変える
ようになしてある。

また、第３図は本考案の更に今一つの実施例を示す要
部の構成図で、懸架スプリングがアッパーサポート17と
ロアーサポート18とに上下端を夫々固定されたメインス
プリング19′だけで構成され、該スプリング19′の自由
長さがシリンダ14の伸切り時の両サポート17、18間の長
さよりも短くて、ピストンロッド13のストローク後半の
引き込み行程に対して圧縮ばねとして作用し、逆に伸長
行程のストローク後半に対して引張ばねとして作用する
ようになしてある。

このような構成よりなる各実施例によれば、それ等の
制御動作が、前述の第５図示の従来構成におけるそれと
同様に、車体１に設けた各種センサー６及び11からの情
報信号に基き、コントローラ７での演算処理下に制御弁
8aを作動させて、シリンダ内圧を加減することによって
なされるが、このとき、第１図及び第２図示の実施例に
おけるシリンダ14に並設したメインスプリング19及びカ
ウンタスプリング20又は20′が第４図上直線l₁及びl₂で
示すようなばね特性を夫々有し、同図上直線l₃で示すよ
うなこれ等スプリング19、20又はスプリング19、20′の
合成ばね特性が得られる。

そして、第３図示の実施例における圧縮ばね及び引張
ばねの両作用を発揮するメインスプリング19′はそのば
ね特性が単独で前記第４図上における直線l₃図示特性を
有すように設定してある。

なお、上記第４図において、細線Ｏ−L_minはピストン
ロッド13の最伸長状態から最圧縮状態までのストローク
域を示し、1Gは標準車高状態点を示す。

このようなばね特性（直線l₃）に設定された各実施例
の懸架スプリング構造によれば、車体１が標準車高状態
点1Gにあるとき、スプリング反力が零となるので、その
ときの車体重量Ｗはシリンダ反力とだけの釣り合い下に
置かれている。

従って、この標準車高時のシリンダ長を保ったまま
で、シリンダ内圧P_cを零まで下げると、車高への伝達力
も零まで低下するから、このときの制御状態が前述の第
９図示の場合と同様に減圧側の制御力変化を得ることが
出来る。

〔考案の効果〕

このように、本考案によれば、油圧シリンダに併設す
るスプリング構造体が標準車高位置となるシリンダスト
ローク域でスプリング反力が零となる中立点を有すると
共にこの中立点位置からの伸縮移動に対して夫々逆向き
に作用するばね特性を有するように構成したので、標準
車高時にスプリング反力が零となり、車体重量がシリン
ダ反力だけで釣り合った状態になる。このときの状態に
油圧シリンダ長さを固定したままでシリンダ圧力を零値
まで降下させれば、これに比例して車体への伝達力も零
値まで低下する。従ってシリンダ内圧の減圧側の制御力
変化を、従来における懸架スプリングを持たない手段と
同様に広げることが出来て、比較的低廉に構成すること
ができるところのこの種スプリングを備えたアクティブ
サスペンションにおける減圧側の制御能力を向上させる
ことが出来る。

【図面の簡単な説明】

第１図は本考案アクティブサスペンションの一実施例を
示す懸架部の構成図、第２図及び第３図は本考案アクテ
ィブサスペンションにおける懸架部の夫々他の実施例を
示す構成図、第４図は本考案アクティブサスペンション
における懸架スプリング特性図、第５図及び第６図は従
来のアクティブサスペンションシステムの夫々基本的手
段を示す構成図、第７図は上記従来手段における懸架ス
プリングの特性図、第８図及び第９図は前記第５図及び
第６図の各手段における夫々の制御特性図である。〔符号の説明〕１……車体、２……車輪、３……サスペンションアー
ム、４……懸架スプリング、５……油圧シリンダ、8a…
…圧力制御弁、8b……流量制御弁、12……ピストン、13
……ピストンロッド、14……シリンダ、19及び19′……
メインスプリング、20及び20′……カウンタースプリン
グ。

Claims

(57)【実用新案登録請求の範囲】

【請求項１】車体側と車輪側との間にスプリングと油圧
シリンダとを併設し、車体に設けたセンサーからの情報
信号に基く演算処理下のコントローラ出力制御電流で油
圧シリンダの内圧を制御して車高調整するアクティブサ
スペンションシステムにおいて、前記スプリングが標準
車高位置となるシリンダストローク域でスプリング反力
が零となる中立点を有すると共にこの中立点位置からの
伸縮移動に対して夫々逆向きに作用するばね特性を有す
ることを特徴とするアクティブサスペンション。