JP2551786B2 - 減衰力可変式サスペンション制御装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は建造物あるいは走行装置の支持装置にあっ
て、外力または外乱（路面）の影響により振動を生じて
いる場合の振動制御装置に関する。

（従来の技術） 本発明者等は、先に、振動体のサスペンションにあっ
て、外力または外乱の影響により振動が生じている場合
の振動の抑制ないしは防振効果を奏する目的で、わずか
な消費エネルギーにより振動体の振動に伴う状態量の変
化をもとに最適な状態とするための目標制御力を演算
し、振動体のサスペンションの減衰力を目標制御力に追
従するように制御し、振動特性の改良および振動体の振
動量を低減する装置を開発した（特開昭62−108319号公
報参照）。

この振動制御装置は、第２図に示すように、振動体を
支えるサスペンションの特性に影響を与える物理量を検
出するとともに、サスペンションの動きを示す状態検出
手段Ｉと、制御手段IIと、制御手段IIの出力信号をパワ
ー増幅する駆動手段IIIと、パワー増幅手段IIIの出力に
基づきサスペンションの特性を連続的に可変制御するア
クチュエータ手段とを備え、また、制御手段IIは状態検
出手段Ｉの出力である物理量および状態量から、サスペ
ンションに働く外力または外乱を考慮して最適な目標制
御力を演算する目標制御力演算手段II₁と、状態検出手
段Ｉが検出した物理量に対応した検出制御力を演算する
検出制御力演算手段II₂と、目標制御力と検出制御力と
の偏差を演算する偏差演算手段II₃からなり、サスペン
ションに働く外力または外乱を考慮した目標制御力と検
出した制御力との差に応じた制御力を等価的に発生する
ようにサスペンションの特性を連続的に可変制御するの
で、結果的にサスペンションに目標制御力を等価的に付
加することにより振動を抑圧するものである。

この従来の振動制御装置は、外力または外乱を考慮し
てきめ細かに物理量が制御でき、かつエネルギー消費を
おさえ、構成を簡単にし、動力源、配管等の重量，スペ
ース，コストを低減するものである。

（発明が解決しようとする問題点） 従来技術では、車両のサスペンションにおける状態変
化に伴い、支持構造毎に単独に目標制御力を算出し、こ
の算出した目標制御力と制御目標値との制御偏差に基づ
いて制御信号を付与している。従って、多自由度振動系
より成る車両にあっては、種々の振動モードの連成振動
に対して、振動体の全体の状態検出に伴う目標制御力を
設定することができないという難点があった。

また、最適な目標制御力は、その振動体たる車両の時
々刻々の状態変化量に基づいて、最も卓越した振動モー
ドに即応した制御力であることが必要であるので、状態
判別機能を有する必要があった。

本発明は、それらを供給するものである。

（問題点を解決するための手段） 本発明は、状態検出手段I,制御手段II,駆動手段III,
アクチュエータ手段IVを具備し、制御手段II内に振動体
の振動状態をその主要振動状態に照らし状態を判別する
状態判別手段II₀₁と、その状態判別手段に基づく目標制
御力演算手段II₀₂と、検出制御力演算手段II₂および目
標制御力と検出制御力の偏差演算手段II₃を具備するこ
とを特徴とする。

すなわち、状態検出手段Ｉは車両を支えるサスペンシ
ョンの特性に影響を与える物理量を検出するとともにサ
スペンションの動きを示す状態量および車両の走行状態
を示す状態量を検出するものである。

状態検出手段Ｉの出力である車両全体の運動およびサ
スペンションに働く外力および外乱等の外部状態を表わ
す物理量および状態量から、車両全体のピッチ，ロー
ル，バウンス等の組合せから構成される各振動モードを
演算し、各振動モードのうち卓越した車両全体の主要振
動モードを判別する状態判別手段II₀₁と、状態判別手段
II₀₁により判別された車両全体の主要振動モードに基づ
いて最適な目標制御力を演算する目標制御力演算手段II
₀₂と、状態検出手段Ｉが検出した物理量に対応した検出
制御力を演算する検出制御力演算手段II₂、目標制御力
と検出制御力との偏差を演算する偏差演算手段II₃とを
具備してなるものである。

駆動手段IIIは制御手段IIの出力である両制御力の偏
差信号をパワー増幅するものである。

アクチュエータ手段IVはパワー増幅された出力に基づ
きサスペンションに働く外力または外乱を考慮した目標
制御力に対する現実の検出した制御力の偏差に応じた制
御力を等価的に発生すべくサスペンションの特性を連続
的に可変制御するものである。

そして、これらの手段により、車両全体および各輪の
サスペンションの状態量または物理量の変化度合から、
車両全体に卓越した主要振動モードを判別し、それに応
じた最適目標制御力を演算することにより、車両全体の
主要振動モードに即した最適な目標制御力を発生させ、
サスペンションの特性を連続的に最適可変制御するもの
である。

（作用および効果） 多自由度振動系を構成する懸架支持装置にあって、少
なくとも２つの支持構造を有する振動体には、各々の振
動モードに相関連する連成振動が生じる。本装置におい
ては、振動体に生じる連成モード毎に最適ゲインを設定
し、その主要振動モードによって振動を制御する。すな
わち、前記目標制御力演算手段II₀₂に至る過程で、状態
判別手段II₀₁により振動体の主要振動モードを同定し、
予め算定した最適フィードバックゲインを状態量に掛け
合せ、最適な目標制御力を演算する。

これより、振動体の主要振動モードに応じた最適な制
御を付与することが可能となり、各振動系単独の制御に
比して、振動体全体の挙動に即して振動レベルを低減で
きる。更に、状態変化に速応した振動低減の適応性の向
上を図ることが可能となり、所定レベル以上の振動量に
達すると同時に、その振動モードの制御量を多大にし、
その時点までの主要振動モードの制御を速やかに切り換
えることができる。また、必要な時に必要な量の制御を
付加するので、常時エネルギーを使用する必要が減じ、
省エネルギーで小型廉価なシステムを構成することがで
きる。

以上のような本発明の作用原理について更に具体的に
説明する。

振動体が車両のようにばね上質量および４輪のばね下
質量より成り、ばね上質量ｍを支えるサスペンションに
働く外力または外乱によって生じる振動体の振動を考慮
した時系列の最適な目標制御力ｕは、アクティブ制御を
前提とした場合、以下のように求まる。

ピッチ・バウンス制御 ばね上質量ｍのピッチ・バウンス連成振動モデルを、
第３図（ａ）のように想定する。

ｍ＝−C₁（_fR−_fOR）−k₁（Z_fR−Z_fOR）＋f₁ −C₂（_rR−_rOR）−k₂（Z_rR−Z_rOR）＋f₂（１−１） Ｉ＝l_f｛C₁（_fR−_fOR）＋k₁（Z_fR−Z_fOR）−f₁｝ −l_r｛C₂（_rR−_rOR）＋k₂（Z_rR−Z_rOR）−f₂（１−
２） ここで、前後輪目標制御力u₁とu₂に対して、実際の作
動力f₁,f₂に１次遅れの特性を近似し得るとする。

式（１）〜（４）をもとに、６入力２出力制御最適レ
ギュレータを構成する。状態変数を車両の右側の前後輪
それぞれに対して、次のように採用する。

ここで、状態空間方程式は、 なお、ここで y₁＝Z_fR−Z_fOR y₂＝Z_rR−Z_rOR （１−７） 次に、第３図（ａ）のように、更に２組の車両の左側
の前後輪について同様なピッチ・バウンス連成振動モデ
ルを想定すると、サスペンション相対変位を y₃＝Z_fL−Z_fOL y₄＝Z_rL−Z_rOL （１−８） のように示して、状態変数を車両の左側の前後輪に対し
て、次のように採る。

ここで、状態空間方程式は次式で示される。

さらに詳しく説明すると、状態空間方程式（１−６）
および（１−10）は、一般に以下のようになる。

ばね上質量ｍのピッチ・バウンス２自由度モデルを、
第３図（ｂ）のように想定する。

ｍ＝−c₁（_ｆ−_fO）−k₁（Z_f−Z_fO）＋f₁ −c₂（_ｒ−_rO）−k₂（Z_r−Z_rO）＋f₂ （１−11） Ｉ＝l_f｛C₁（_ｆ−_fO）＋k₁（Z_f−Z_fO）−f₁｝ −l_r｛C₂（_ｒ−_rO）＋k₂（Z_r−Z_rO）−f₂｝（１−1
2） ここで、 Z_f＝Ｚ＋（−l_f）θ,Z_r＝Ｚ＋l_rθ （１−13）_ｆ ＝＋（−l_f），_ｒ＝＋l_r （１−13′） 状態変数y₁＝Z_f−Z_fO,y₂＝Z_r−Z_rOとおく。

とすると、（１−１），（１−２）式は次のようにな
る。

前輪制御操作力u₁と差動力f₁とに１次遅れが、また、
後輪制御操作力u₂と作動力f₂とに同じく１次遅れが存在
すると仮定する。

（１−５），（１−６）式および（１−７），（１−
８）式をもとに、６入力２出力制御最適レギュレータを
構成する。

状態空間方程式を次のように記述する。

変数変換 （x₁,x₂,x₃,x₄,x₅,x₆）＝（y₁,₁,y₂,₂,f₁,f₂）を施
すと、状態空間方程式は次のようになる。

評価関数J₁は ここで、 これより、Q₁マトリックスは次のようになる。

これより、最適フィードバックゲイン が求まる。

次に、ロール・バウンスモードについて説明する。

ロール・バウンス制御 ロール・バウンスモデルを第４図のように想定する。

ｍ＝−c_L（_Ｌ−_LO）−k_1L（Z_L−Z_LO）＋f_L −c_R（_Ｒ−_RO）−k_1R（Z_R−Z_RO）＋f_R （２−１） ここで、 Z_L＝Ｚ＋（−l_L）ζ,Z_R＝Ｚ＋l_Rζ （２−３）_Ｌ ＝＋（−l_L），_Ｒ＝＋l_R （２−３′） ζ：ロール角｛第４図（ｂ）参照｝ 左輪制御操作力u_Lと差動力f_Lおよび右輪制御操作力u_Rと
差動力f_Rとに１次遅れが存在すると仮定する。

状態変数y₁＝Z_L−Z_LO,y₂＝Z_R−Z_ROとおく。係数b₁,
b₂,b₃を次のようにする。

変数変換 （x₁,x₂,x₃,x₄,x₅,x₆）＝（y₁,₁,y₂,₂,f_L,f_R）を施
すと、状態空間方程式は次のようになる。

（２−１），（２−２），（２−４），（２−５）式よ
り、_１ ＝x₂ （２−７） _３＝x₄ （２−９） 上記６式より、状態空間方程式は次のようになる。

評価関数Ｊを次のように想定する。

従って、q₁＝q₂＝１とすると、Ｑマトリックスは次式
となる。

これより、最適フィードバックゲイン列が求まる。

ピッチ・ロール制御 ピッチ・ロールモデルを第５図のように想定する。

I_P＝l_f｛C_F（_Ｆ−_FO）＋k_F（Z_F−Z_FO）＋f_FL｝ −l_r｛C_R（_Ｒ−_RO）＋k_R（Z_R−Z_RO）＋f_RR｝（３−
１） ここで、 Z_F＝（−l_f）θ＋（l_L）ζ,Z_R＝l_rθ＋l_Rζ （３−３）_Ｆ ＝（−l_f）＋（−l_L），_Ｒ＝l_r＋l_R（３
−３′） θ：ピッチ角，ζ：ロール角｛第５図（ｂ）参照｝ 左前輪制御操作力u_FLと作動力f_FLおよび右後輪制御操作
力u_RRと作動力f_RRとに１次遅れが存在するとする。

状態変数 y₁＝Z_F−Z_FO,y₂＝Z_R−Z_RO （３−６） 従って、状態空間方程式は以下のようになる。

（x₁,x₂,x₃,x₄,x₅,x₆）＝（y₁,₁,y₂,₂,f_FL,f_FR） ＝x₂ （３−７）_２ ＝（l₁k_F＋l₄）x₁＋l₁c_FX₂−（l₂k_R＋l₄）x₃ −l₂c_Rx₄−l₃x₅＋l₂x₆ （３−８）_３ ＝x₄ （３−９）_４ ＝−（l₂k_F＋l₅）x₁−l₂c_FX₂＋（l₃k_R＋l₅）x₃ ＋l₃c_Rx₄＋l₂x₅−l₃x₆ （３−10） 上記６つの式より、 ここで、評価関数Ｊを次のように考える。

評価関数Ｊに対応するＱマトリックスは、q₁＝q₂＝１
とすると、次式で示される。

一方、振動体ｍを支えるサスペンションに働く外力ま
たは外乱によって生じる振動体の振動を考慮した時系列
の最適な目標制御力ｕは、アクティブ制御を前提とした
場合に、例えば第６図における運動方程式は次式のよう
になる。

ｍ＝ｕ（x,，） ……（４） ただし、ｘは外力または外乱によるサスペンション変
位、はサスペンション速度、は振動体に与えられる
加速度である。すなわち、目標制御力ｕはx,，の関
数である。

ここで、更に目標制御力ｕを一般的な形で示すと、次
のようになる。

ここで、g_iとは最適な振動抑制を与えるための寄与ゲ
イン係数、すなわち上記状態方程式における に相当する制御ゲインであり、x_iとは本振動系を記述し
得る全ての状態量であり、前記のサスペンション変位，
速度および加速度はもちろんのこと、サスペンション各
部間の伝達力等もこれに含まれるのが通例である。すな
わち、最適目標制御力ｕは、振動体ｍの状態物理量x_iを
瞬時瞬時に検出し、それぞれの寄与度によって係数g_iを
与えることにより、いわゆる瞬時状態フィードバック制
御系を構成することになり、本質量振動系に対して最適
な振動抑制を与えることができるものである。

この目標制御力ｕに対して、サスペンションに作用し
ている物理量ｆをセンサで検出し、その物理量をネガテ
ィブフィードバックし、その偏差ε（＝ｕ−ｆ）の出力
を駆動手段IIIでパワー増幅し、サスペンションに取付
けてあるアクチュエータ手段IVを駆動し、物理量ｆを連
続的に制御する。すなわち、最適な目標制御力ｕ（x,
，）から物理量ｆに関する力を抽出し、その物理量
を制御することにより、従来の振動制御装置に比べ、外
力または外乱を考慮してきめ細かに物理量ｆが制御で
き、かつエネルギー消費をおさえ、構成を簡単にし、動
力源，配管等の質量，スペース，コストを低減するもの
である。

次に，本制御における状態判別手段II₀₁の作用を説明
する。すなわち、振動体たる車両にあって、振動状態を
検出し、その主要な振動状態、すなわち卓越した振動モ
ードを選択する必要がある。

状態検出手段Ｉは、バネ上質量と４つのバネ下質量か
ら成る車両にあって、それぞれのバネ下質量とバネ上質
量との相対変位を検出する４つの変位計から成り立って
いる。状態検出手段Ｉにより検出した前輪左輪，前輪右
輪，後輪左輪および後輪右輪の相対変位y₁,y₂,y₃,およ
びy₄に基づいて、３つの振動モードに対応する車両状態
量である二組の姿勢角度φ_f,φ_r,P_L,P_R、およびPR₁,PR₂
を算すること。また、これらの二組の状態評価量演算結
果に基づき、各々の二組の値の平均値φ_t,PR_t,PB_tを求
めることにより、状態評価量を求める。そして、これら
の状態評価量φ_t,PR_t,PB_tの大きさを調べることによ
り、各振動モードの大小を判定し、卓越した車両全体の
主要振動モードを判別することができる。第７図および
第１表に演算の流れと評価量をまとめて示した。なお、
第１表において、T_f,T_r,Lはそれぞれフロントおよびリ
アの各軸距、すなわちトレッドおよびフロントリア軸
距、すなわちホイルベースを表わすものである。

（実施例） 具体的実施例を、第８図（ａ）に示すような油圧シリ
ンダ110と気液流体バネ120の間を連通させる油路または
配管150の途中にオリフィス130を配設した自動車の気液
流体サスペンション装置に適用したものである。ここで
は、代表的に車輪のサスペンションについて、第８図な
いし第11図を用いて説明する。

本実施例の振動制御装置は、基本的には第１図に示さ
れる態様に属し、状態検手段Ｉと、制御手段IIと、駆動
手段IIIと、アクチュエータ手段IVとから成る。その制
御手段IIは、状態判別手段II₀₁と、検出制御力演算手段
II₂と目標制御力演算手段II₀₂と、偏差演算手段II₃と、
符号調整手段II₄と、および積分手段II₅とから成る。

状態検出手段Ｉは、第９図に示すように、サスペンシ
ョンの車輪を回転可能に支持するサスペンションアーム
62および車体フレーム63との間に挿置して相対変位を検
出するポテンショメータ10と、ポテンショメータ10に接
続され自動車の走行時における車軸と車体との相対変位
ｙを表わす信号を出力するアンプ20と、アンプ20の出力
する相対変位ｙを微分して相対速度を検出する微分器
30と、油圧シリンダ110に取付けて作用している車輪荷
重を検出するための圧力センサ11aと、圧力より車輪荷
重ｗを検出するアンプ21aと、アキュームレータ120の油
室の入口に取付けて減衰力を検出するための圧力センサ
11bと、その圧力センサ11bに接続されその出力を増幅す
るアンプ21bと、そのアンプ21bの出力とアンプ21aの出
力との差として減衰力fcを検出する差動アンプ31と、車
体に取付けて加速度を検出する加速度センサ12と、加速
度センサ12に接続して増幅するアンプ22と、その出力を
積分してバネ上速度_２を検出する積分器32aと、その
出力をさらに積分してバネ上変位x₂を検出する積分器32
bと、アキュームレータ120のガス室に取り付けてガス温
度ｔを検出する温度センサ13と、温度センサ13に接続さ
れそのセンサ出力を増幅するアンプ23と、自動車のミッ
ションの出力軸に取付けて車速ｖを検出する前述の車速
センサ14と、変位センサ56と、変位を表わす信号を出力
するアンプ24とから成る。その変位センサ56は、第８図
（ｂ）に示すような、リニヤアクチュエータ55とバルブ
ボディ59より成るアクチュエータ手段IVにおいて、油路
150を連続に開閉して可変オリフィスとするスプール58
の変位を検出するものである。

状態判別手段II₀₁は、前記車速v,各輪の相対変位ｙ
（＝y₁,y₂,y₃,y₄），車輪荷重w,ガス温度ｔを取込む入
力部71と、その入力に基づいて第７図に示す演算処理に
よって第１表に示す車両状態量を演算し、主要振動モー
ドを判別し、目標制御力を得るための最適ゲインを算出
する演算処理部72と、演算処理部72の演算法を記憶して
いる記憶部73と、演算処理部72で演算処理された結果を
出力する出力部74より構成されるマイクロコンピュータ
70から成る。

マイクロコンピータ70で行う機能を、第10図のフロー
チャートに沿って詳細に説明する。車速センサ14の出力
を取り込んで、次いで乗員の人数あるいは積載荷物によ
って変わる車体の重量、すなわち気液流体サスペンショ
ンのバネ上質量ｍを検出するために、各輪作用力Ｗを各
々読み込み、各輪の荷重補正のためのガス温度信号およ
び各輪相対変位ｙを読み込む（フローチャート上ステッ
プP₂）。

次いで、各輪相対変位y₁,y₂,y₃,y₄より第１表に示す
各車両状態量演算を行う（P₃）。また、車両が走行状態
であるか否かの走行判定を行ない（P₄）、走行状態に至
らぬ場合には、減衰弁の初期位置を初期化する（P₅）。

次いで、P₆,P₇,P₈で車両状態量が各々の振動モード評
価量の判定値からの大小関係で、それぞれの振動モード
に対応した目標制御力u₁〜u₄を演算するための最適ゲイ
ンK_i1〜K_i6を算出する（P₉）。

一方、ピッチロール，ロールバウンスおよびピッチバ
ウンス振動の評価量が判定値よりも大きくない場合に
は、予め車輪サスペンションを線形２自由度モデルに置
き換え、前記アクティブ制御のサスペンションを想定し
て、線形２乗形式最適制御法を用いて、相対変位y,相対
速度，バネ上変位x₂,バネ上速度₂,減衰力fcに対す
る最適ゲインG_i1〜G_i5を算出し、前記出力部74より出力
させる（P₁₀）。

また、ステップP₆,P₇,P₈における各振動モードが卓越
している場合には、P₉のモード別最適ゲインK_i1〜K
_i6（ｉ＝１〜４）と、P₁₀の各輪毎の最適ゲインG_i1〜G
_i5の各々の状態変数毎に係数を加算し、最終の最適ゲイ
ンを算出する（P₁₁）。

最適目標制御力演算手段II₀₂は、マイクロコンピュー
タ70の出力部74より出力された最適ゲインG_i1〜G_i5とそ
れに対応する状態信号より、次式に従い、最適目標制御
力ｕを算出するための各輪毎に５個の乗算器41〜45と加
算器50とから成る。

すなわち、第１輪から第４輪について、最適目標制御
力をu₁,u₂,u₃,u₄とすると、次式のようになる。

u₁＝（G₁₁＋K₁₁）ｙ＋（G₁₂＋K₁₂）＋G₁₃・x₂ ＋G₁₄・_２＋（G₁₅＋K₁₅）fc u₂＝（G₂₁＋K₂₁）ｙ＋（G₂₂＋K₂₂）＋G₂₃・x₂ ＋G₂₄・_２＋（G₂₅＋K₂₅）fc u₃＝（G₃₁＋K₁₃）ｙ＋（G₃₂＋K₁₄）＋G₃₃・x₂ ＋G₃₄・_２＋（G₃₅＋K₁₆）fc u₄＝（G₄₁＋K₂₃）ｙ＋（G₄₂＋K₂₄）＋G₄₃・x₂ ＋G₄₄・_２＋（G₄₅＋K₂₆）fc 一方、バネ上振動モデル（バウンス・ピッチ，ピッチ
ロール）では、記号の取り方により、次のように表記で
きる。

u₁＝G₁₁y＋G₁₂＋（G₁₃＋K₁₁）x₁₂ ＋（G₁₄＋K₁₂）₁₂＋（G₁₅＋K₁₅）f₁c u₂＝G₂₁y＋G₂₂＋（G₂₂＋K₂₁）x₂₂ ＋（G₂₄＋K₂₂）₂₂＋（G₂₅＋K₂₅）f₂c u₃＝G₃₁y＋G₃₂＋（G₃₃＋K₃₁）x₃₂ ＋（G₃₄＋K₂₃）₃₂＋（G₃₅＋K₁₆）f₃c u₄＝G₄₁y＋G₄₂＋（G₄₃＋K₄₁）x₄₂ ＋（G₄₄＋K₂₄）₄₂＋（G₄₅＋K₂₆）f₄c これを、一般的に次のように表記して、以下説明す
る。

ｕ＝G₁・ｙ＋G₂・＋G₃・x₂＋G₄・_２＋G₅・fc ……
（６） 偏差演算手段II₃は、目標制御力演算手段II₀₂より出
力される最適な目標制御力ｕに対して検出制御力演算手
段II₂により算出される検出制御力（すなわち本実施例
の場合は検出しようとする減衰力）fcとの偏差εを算出
する偏差器51から成る。

符号調整手段II₄は、偏差器51の出力εにサスペンシ
ョン相対速度を掛け合せる乗算器52から成る。乗算器
52は、目標制御力ｕに対する偏差εに応じて減衰力制御
を行う上で、目標制御力に対する偏差εが減衰力によっ
て制御できるか否かを判別し、かつ、制御可能な場合に
は減衰力の増減方向を決める信号を出力し、また、制御
不能な場合には減衰力を減少させ、零に近付ける方向の
信号を出力させることである。

第２表および第８図（ａ）を用いて、乗算器52による
符号調整機能を説明する。目標制御力ｕを車体に対して
垂直方向の上向きに正をとり、また、サスペンションの
相対速度を気液流体サスペンションの縮み方向に正を
とるとき、目標制御力ｕと相対速度がともに同方向、
例えば油圧シリンダ110のピストンが上向き（正方向）
に動き、目標制御力ｕも上向き（正方向）である場合に
は、油圧シリンダ110内の油が相対速度に比例してオ
リフィス130を通りアキュームレータ120に流入するの
で、そのオリフィス130の開度を制御信号により変える
ことにより、油圧シリンダ110内の圧力、すなわち減衰
係数を上向き（正方向）の減衰力fcの大きさを変えるこ
とができる。この場合、偏差器51の出力εが正（ｕ＞f
c）ではオリフィス開度を閉方向とし、減衰係数を大き
くして減衰力を増加させ、εが負（ｕ＜fc）ではそれを
開方向とし、減衰係数を小さくして減衰力を減少させる
ような制御信号を出力すればよい。また、油圧シリンダ
110ピストンが下向き（負方向）に動き、目標制御力ｕ
も下向き（負方向）である場合には、上記とは逆に、油
がアキュームレータ120からオリフィス130を通り油圧シ
リンダ110内に流入するので、同様にオリフィス開度を
制御することにより、下向き（負方向）の減衰力fcの大
きさを変えることができる。この場合にも、εが正（−
ｕ＞−fc）ではオリフィス開度を開方向とし、減衰係数
を小さくして減衰力を減少させ、εが負（−ｕ＜fc）で
はそれを閉方向とし、減衰係数を大きくしてサスペンシ
ョンに等価的に作用する減衰力を増加させるような制御
信号を出力すればよい。従って、目標制御力ｕとサスペ
ンション相対速度が同方向のときは、目標制御力ｕに
基づいて減衰力fcを制御することができる。一方、目標
制御力ｕと相対速度が逆向き、例えば油圧シリンダ11
0のピストンが上向き（正方向）に動き、目標制御力ｕ
が下向き（負方向）である場合には、油圧シリンダ110
の油がオリフィス130を介してアキュームレータ120に流
入するので、オリフィス開度をある一定の開度にしてお
く（制御をしない）と、相対速度とともに上向き（正
方向）の減衰力が作用することになり、目標制御力ｕに
基づいて減衰力を制御することができない。

そこで、オリフィス開度を制御信号により全開にし減
衰係数を最小にして、サスペンションに等価的に作用す
る正方向の減衰力fcを小さくしてやれば、あたかも制御
をしないときの減衰力fcに対して目標制御力ｕの方向に
力を作用させ、それを小さくしたことに相当する。この
ときの偏差器51の出力ε（＝ｕ−fc）は、目標制御力ｕ
が負でfcが相対速度と同方向であることより正となる
ので、常に負となる。

また、油圧シリンダ110のピストンが下向き（負方
向）に動き、目標制御力ｕの方向が上向き（正方向）で
ある場合にも、上記と同様に、目標制御力ｕに基づいて
減衰力を制御することができないので、制御信号により
オリフィス開度を全開とし減衰係数を最小にして、サス
ペンションに等価的に作用する減衰力を小さくするのが
望ましい。このときの偏差器51の出力ε（＝ｕ−fc）
は、目標制御力ｕが正でfcが相対速度と同方向である
ことより負となるので、常に正となる。従って、目標制
御力ｕと相対速度の向きが逆方向のときは、目標制御
力ｕに基づいて減衰力の制御をすることができないの
で、制御信号によりオリフィス開度を全開とし減衰力を
小さくすればよいことになる。

以上述べたように、各状態の偏差器51の出力εに対す
る減衰力およびオリフィス開度の制御方向をまとめる
と、第２表のようになる。このロジックを基本的に達成
するためには、εの符号に減衰力と同方向であるサスペ
ンション相対速度の符号を掛け合せることにより、そ
の出力がオリフィス開度の制御方向と対応した制御信号
となる。ここでは、制御信号が減衰力の増減方向を決め
るものであればよく、また、目標制御力に対する偏差ε
信号に対するノイズの比、すなわちSN比をよくするため
に、乗算器52でεに直接相対速度を掛け合せたεを
制御信号とした。

積分手段II₅は、演算増幅器と積分ゲインを決める抵
抗ＲとコンデンサＣから構成される積分器53から成り、
乗算器52の出力εを時間積分して目標制御力ｕに対す
る減衰力fcとの偏差εのオフセット（残留偏差）をなく
すために、サスペンションの減衰力を検出し、フィード
バックして積分入力とするとともに、制御系の応答性お
よび安定性の観点から、積分ゲインK_K（＝1/CR）をK_K＝
2400とした。また、積分器53自身のドリフトを防止する
ために、その出力を抵抗で入力へフィードバックした。

駆動手段IIIは、前記積分器53の出力に対してアクチ
ュエータ手段IVのスプール変位信号をネガティブフィー
ドバックし、その偏差信号に比例した電流を出力する駆
動回路54から成る。

アクチュエータ手段IVは、第８図（ｂ）に示すよう
に、サスペンションアーム62と車体フレーム63に取り付
けた気液流体サスペンションの油圧シリンダ110と一体
と成したバルブボディ59と、アキュームレータ120の油
室と油圧シリンダ110の油室とをバルブボディ59の中を
通して連通させる油路150と、その油路150を連続に開閉
して可変オリフィスとするスプール58と、そのスプール
58と一体と成したリニアアクチュエータ55のムービング
コイル57と、そのムービングコイル57に流れる駆動回路
54の出力である電流に応じてそれに作用する力を与える
永久磁石60と、リニアアクチュエータ55に取り付けてム
ービングコイル57に作用する力を抑制するためにスプー
ル58の変位を検出する変位センサ56と、変位を表わす信
号を出力するアンプ24とから成る。

第11図を用いて、アクチュエータ手段IVの制御入力で
ある前記制御手段IIの乗算器52の出力εを時間積分し
た∫εdtに対するスプール58の動きを説明する。第11
図の横軸に制御入力∫εdtを、縦軸にスプール変位x_s
とオリフィス開度ａおよびスプール変位に対する減衰係
数Ｃを示す。乗車時の乗心地を確保するために、制御入
力∫εdtが零のときにはスプール変位信号を駆動回路
54にフィードバックしてスプール変位x_sを中立位置（０
％）に保ち、乗心地を満足するようなオリフィス開度、
すなわち減衰係数Ｃを与えた。そのときの減衰係数Ｃの
値は、サスペンションの相対速度の関数である。次
に、乗算器52の正出力（＋ε）に対しては制御入力も
正（＋∫εdt）となるので、スプール変位x_sはεに
応じて中立位置より油路150を全閉（x_s＝−100％）方向
に移動し、オリフィス開度ａを小さくし、減衰係数Ｃを
上げて減衰力を増加させる。また、乗算器52の負の出力
（−ε）に対しては制御入力も負（−∫εdt）とな
るので、スプール変位x_sはεに応じて中立位置より油
路150を全開（x_s＝＋100％）方向に移動し、オリフィス
開度ａを大きくし、減衰係数Ｃを下げて減衰力を減少さ
せる。

この実施例の作用は次のとおりである。

路面からの外力または外乱に対して、マイクロコンピ
ュータ70で車速センサ14の出力ｖと、アンプ21aで検出
した車輪荷重ｗと、直線型ポテンショメータで検出した
相対変位ｙと、温度センサ13で検出したガス温度ｔに基
づいて、相対変位y,相対速度，バネ上変位x₂,バネ上
速度₂,減衰力fcに対する最適ゲインG₁〜G₅を出力し、
前記（13）式に基づいて算出する最適な目標制御力ｕを
加算器50より出力する。この目標制御力ｕの出力に対し
て制御しようとする減衰力fcとの偏差をとり、その偏差
に乗算器52で相対速度を掛け合せて減衰力の制御信号に
変え、その出力に応じて積分器53,駆動回路54を経てリ
ニアアクチュエータ55に電流を与え、スプール58を移動
させることにより減衰係数が変わり、減衰力fcを連続的
に変えることができる。

なお、本発明の符号調整手段II₄では乗算器52を用い
たが、除算器でもよい。

また、上記実施例は気液流体サイペンションに適用し
たものであるが、本発明を気液流体サスペンションの代
わりにコンベンショナルなコイルサスペンションに具体
化し、高圧ガスバネの代りにコイルバネを用いて実施す
ることもできる。

上述の作用を有する本発明の実施例の装置は、気液流
体バネの非線形バネ定数kcを相対変位ｙおよびガス温度
ｔにより時々刻々検出するとともに、車両全体の主要連
成振動モードを同定し、それに応じて目標制御力を演算
するので、瞬時瞬時の車両の振動に対して即座に主要連
成振動モードに応じた最適な制御ができ、あらゆる走行
状態に適応することができ、その結果、乗心地や走行安
定性等をはかるに向上させることができるという利点が
ある。

また、符号調整手段II₄の乗算器52で、目標制御力に
対する偏差εとサスペンションの相対速度との積ε
としたことにより、偏差εに比べ信号レベルが上がるの
で、信号に対するノイズ比、すなわちSN比のよい制御信
号εが得られる。さらに、その信号を時間積分する積
分器53により、乗心地に影響するバネ上振動のふわふわ
成分（0.2Hz〜2Hz）を最適な振動レベルに制御するのに
有害なオフセット（残留偏差）をなくすことができる。
したがって、目標制御力ｕのふわふわ成分に追従した減
衰力の制御を可能にし、最適な振動レベルにすると同時
に、減衰力制御に悪影響を及ぼす高い周波数のノイズに
対してはゲインが小さく、振動制御に必要な周波数に対
しては十分にゲインが高いので、制御系の安定性を向上
させることができるという利点がある。

また、減衰力fcを制御するアクチュエータ手段IVは、
リニアアクチュエータで発生する力に対してリターンス
プリングを用いる代わりに、スプール58の変位をフィー
ドバックしているため、わずかな電気エネルギーでスプ
ールを動かすことができ、それによって発生する力を有
効に利用できるので、応答性が向上し、周波数の高い細
かな振動まで制御でき、かつ、油圧源，空気圧源等の動
力源が不要で、それによる配管等の重量，スペース，コ
ストの低減をはかれるという利点がある。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の基本的構成を示すブロック図、 第２図は従来技術を示すブロック図、 第３図（ａ）は２自由度ピッチバウンスモデルを示す
図、同図（ｂ）はロールバウンスモードを示す図、 第４図（ａ），（ｂ）は２自由度ロールバウンスモデル
を示す図、 第５図は（ａ），（ｂ）は２自由度ピッチロールモデル
を示す図、 第６図（ａ），（ｂ）は自動車の気液流体サスペンショ
ンのモデルを示す図、 第７図は本発明の状態量検出手段の機能を示す図、 第８図（ａ）は本発明の実施例の自動車気液流体サスペ
ンションの概略構成図、同図（ｂ）はアクチュエータ手
段の断面図、 第９図は本発明の実施例の構成を示すブロック図、 第10図は第９図の実施例の動作の流れを示す動作フロー
図、 第11図は制御入力とオリフィス開度、スプール変位、減
衰係数の関係を示す特性図である。 Ｉ……状態検出手段、II……制御手段、 II₀₁……状態判別手段、II₀₂……目標制御力演算手段、
II₂……検出制御力演算手段、 II₃……偏差演算手段、III……駆動手段、 IV……アクチュエータ手段。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 三戸 利泰 愛知県豊田市トヨタ町１番地 トヨタ自 動車株式会社内 (56)参考文献 特開 昭62−108319（ＪＰ，Ａ) 特開 昭50−83922（ＪＰ，Ａ)

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】車両を支えるサスペンションの特性に影響
   を与える物理量を検出するとともにサスペンションの動
   きを示す状態量および車両動きを示す状態量を検出する
   状態検出手段と、 該状態検出手段の出力である車両全体の運動およびサス
   ペンションに働く外力および外乱等の外部状態を表わす
   物理量および状態量から、車両全体のピッチ，ロール，
   バウンス等の組合せから構成される各振動モードを演算
   し、該各振動モードのうち卓越した車両全体の主要振動
   モードを判別する状態判別手段と、前記状態判別手段に
   より判別された車両全体の主要振動モードに基づいて最
   適な目標制御力を演算する目標制御力演算手段と、前記
   状態検出手段が検出した物理量に対応した検出制御力を
   演算する検出制御力演算手段と、前記目標制御力と検出
   制御力との偏差を演算する偏差演算手段とを具備する制
   御手段と、 該制御手段の出力である両制御力の偏差信号をパワー増
   幅する駆動手段と、 パワー増幅された出力に基づきサスペンションに働く外
   力または外乱を考慮した目標制御力に対する現実の検出
   した制御力の偏差に応じた制御力を等価的に発生すべく
   サスペンションの特性を連続的に可変制御するアクチュ
   エータ手段とからなり、 車両全体および各輪のサスペンションの状態量または物
   理量の変化度合から、車両全体に卓越した主要振動モー
   ドを判別し、それに応じた最適目標制御力を演算するこ
   とにより、車両全体の主要振動モードに即した最適な目
   標制御力を発生させ、サスペンションの特性を連続的に
   最適可変制御することを特徴とする減衰力可変式サスペ
   ンション制御装置。