JP2575485B2

JP2575485B2 - 能動型サスペンション

Info

Publication number: JP2575485B2
Application number: JP1027899A
Authority: JP
Inventors: 直人福島
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1989-02-07
Filing date: 1989-02-07
Publication date: 1997-01-22
Anticipated expiration: 2012-01-22
Also published as: JPH02208108A

Description

【発明の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕この発明は、車両用の能動型サスペンションに係り、
とくに、車体と車輪との間に、車体支持用のスプリング
と、車体・車輪間の伸縮速度に対応した減衰力を発生す
るショックアブソーバとを併設し、その減衰力を制御す
るようにした能動型サスペンションに関する。

〔従来の技術〕

従来の能動型サスペンションとしては、例えば本出願
人が既に提案している特開昭60−213512号公報記載のも
のがある。

この従来例は、車両のバネ上及びバネ下間に、スプリ
ング及び振動吸収用ショックアブソーバを併設すると共
に、バネ上及びバネ下間の相対変位若しくは車両姿勢の
変化を検出する検出器と、この検出器の検出信号によっ
てショックアブソーバの減衰特性を制御するコントロー
ラとを具備している。具体的には、ショックアブソーバ
は、作動液を充填したシリンダと、このシリンダ内部の
上部液室及び下部液室に隔成するピストンと、上部液室
と下部液室とを連通する管路と、この管路の中途に介装
した弾性体容器又は固定オリフィス若しくは設定差圧以
上で作動するリリーフ弁などで成る減衰力発生手段とを
具備している。更に、前記上部液室と下部液室とを連通
する別体の管路を設け、この管路の途中部にポンプを配
設し、このポンプの回転を前記コントローラからの制御
信号により制御して、管路内液体に圧力差を発生させる
ようになっている。これによって、ショックアブソーバ
単体では路面側から入力する、比較的低周波数域付近の
振動入力に対しては、乗心地を良くするために、意図的
に減衰力を発生させないで、比較的高周波数であるバネ
下共振周波数域付近の振動入力に対しては、減衰力発生
手段が効くようにしている。一方、バネ上共振周波数付
近の振動入力に対しては、電動ポンプによる管路内液体
の圧力差のみで、それに対する減衰力を発現させる。ち
なみに、このバネ上共振周波数付近の振動入力は、直接
検出されず、バネ上・バネ下間相対変位を微分したサス
ペンション相対速度で代用している。

〔発明が解決しようとする課題〕

しかしながら、上記従来の能動型サスペンションにあ
っては、バネ上共振周波数域付近の振動入力に対する減
衰は電動ポンプの発生圧力のみに依存しており、しかも
質量の大きなバネ上の振動入力に対する減衰力は大きな
ものでなければならないことから、バネ上共振を減衰さ
せるのに大きなパワーが必要になり、これに対処するた
めに電動ポンプモータの重量増及び大型化を招来し、こ
れがため、車両用サスペンションとしては不向きである
という未解決の問題がある。また、上記従来の能動型サ
スペンションでは、サスペンションの相対速度，つまり
バネ上・バネ下間相対速度に応じた減衰力を発生させて
バネ上共振を減衰させる構成となっていたため、仮に車
両に搭載したとしても、アクティブ減衰制御を行ってい
る割にはバネ上共振の減衰効果が小さいという未解決の
問題もあった。

この発明は、このような未解決の問題に着目してなさ
れたもので、バネ上共振域の振動入力に対する減衰力制
御を、より少ないパワーで且つ効率的に行うようにする
ことを、その解決しようとする課題とする。

〔課題を解決するための手段〕

上記目的を達成するため、請求項（１）記載の発明
は、車両のバネ上及びバネ下間に、スプリングと、一定
の減衰定数を有して当該バネ上・バネ下間の伸縮速度に
対応した減衰力を発生するショックアブソーバとを夫々
併設し、当該ショックアブソーバは、バネ上・バネ下間
の相対速度に応じて移動されるピストンで画成されたシ
リンダ室を備え、当該シリンダ室に連通する室と、当該
室とシリンダ室との間で所定の減衰力を発生する絞り
と、バネ上の各種揺動を検出するバネ上揺動検出手段
と、このバネ上揺動検出手段の検出値に基づいてバネ上
の揺動を抑制する指令信号を求める揺動制御手段と、こ
の揺動制御手段の出力する指令信号に応じて回転駆動
し、前記絞りとピストンとの間に配設して両者間の流体
圧を調整して減衰力を発生するポンプとを具備してい
る。

請求項（２）記載の発明は、請求項（１）記載のバネ
上揺動検出手段を、バネ上の上下加速度を検出する手段
とし、揺動制御手段を、当該上下加速度検出値に基づく
バネ上の上下方向絶対速度に応じた指令信号を求める手
段としている。

請求項（３）及び（４）記載の発明は、請求項（１）
記載のバネ上揺動検出手段を、バネ上の前後加速度及び
横加速度を夫々検出する手段とし、揺動制御手段は、当
該検出値に基づき前後方向及び横方向の揺動を抑制する
指令信号を夫々求める手段としている。

また、請求項（５）記載の発明は、請求項（１）記載
の構成で、ショックアブソーバを、バネ下又はバネ上側
に連結したシリンダと、このシリンダ内を上下移動し且
つ上下に連通する連通孔が形成されたピストンと、この
ピストンとバネ上又はバネ下側を連結するロッドと、前
記シリンダ内に一体装備又は該シリンダに連通させて別
体装備したガス室と、このガス室と前記シリンダ室との
間に設けた絞りとを有して構成し、前記絞り及びピスト
ン間にポンプを配設した構造としている。

更に、請求項（６）記載の発明は、車両のバネ上及び
各バネ下間に、バネ上を支持するスプリングと、一定の
減衰定数を有して当該バネ上・バネ下間の伸縮速度に対
応した減衰力を発生するショックアブソーバとを夫々併
設し、バネ上，バネ下間の相対変位量を検出する相対変
位量検出手段と、この相対変位量検出手段の検出値に負
のゲインを乗じた値に基づく指令信号を求める揺動制御
手段と、この揺動制御手段の出力する指令信号に応じて
回転駆動し前記ショックアブソーバのシリンダ室内又は
該シリンダ室に連通した位置に配置したポンプとを各輪
毎に具備している。

〔作用〕

請求項（１）記載の発明では、前記ショックアブソー
バのシリンダ室とそれに連通する室との間の所定の減衰
定数の絞り及び当該ショックアブソーバ自体の減衰力に
より、減衰力そのものが小さくてよいバネ下振動入力は
有効に減衰され、これに合わせてバネ上の共振周波数域
でも、ある程度の減衰力で当該バネ上振動入力を減衰す
る。一方、このショックアブソーバのピストンと前記絞
りとの間に配設されたポンプの出力で両者間の流体圧を
調整することにより、それらに連通する前記シリンダ室
内の流体圧を調整することができ、これによりピストン
の動きを抑制したり促進したりすることができるから、
等価的なスカイフックダンパーが構成される。そこで、
バネ上の揺動がバネ上揺動検出手段により検出され、そ
の検出値に基づいて、揺動制御手段がポンプに指令信号
を送る。これにより、ポンプが指令方向に指令速度で回
転すると、その回転駆動状態に対応した圧力差が発生
し、この差圧がピストンを押圧したり、吸引したりし
て、その上下動を調整するので、車体の揺動も抑制さ
れ、バネ上共振が防止される。つまり、質量の大きなバ
ネ上の振動入力を減衰するための減衰力は、質量の小さ
な前記バネ下の振動入力に対するそれよりも大きいた
め、例えばバネ上共振周波数域のバネ上振動に対して、
前記絞りやショックアブソーバのみで発生する減衰力で
はそれを減衰しきれなくなって、バネ上（車体）が揺動
すると、その揺動分，つまり減衰力の不足分を前記スカ
イフックダンパーを構成するポンプで補うことができる
から、このスカイフックダンパー及びショックアブソー
バ及び絞りにより姿勢制御が共同してなされる。このた
め、簡単な構成で大きな減衰効果を得ることができる。
また、後段に詳述するように、本発明のアクティブダン
パーでバネ上共振域の振動入力を減衰するときのアクチ
ュエータ発生力は、スカイフックダンパーを併設しない
従来のアクティブダンパーでそれを減衰するときのアク
チュエータ発生力の凡そ1/2^1/2程度に抑制して省エネル
ギ化が図られると共に、装置の軽量・小型化を推進可能
となり、しかもフラットな走行フィーリングが得られ
る。

また、請求項（２）記載の発明では、とくに、車体上
の上下方向の振動が的確に減衰される。請求項（３）及
び（４）記載の発明では、とくに、車体のロール及びス
カット・ノーズダイブが夫々的確に抑制される。

さらに、請求項（５）記載の発明では、とくに、ショ
ックアブソーバのシリンダ室の作動流体は、ピストンの
上下室を連通孔を介してフリーに流通するので、ピスト
ンの上下動した場合、ロッドの伸縮量に比例した分の作
動流体が、絞りを介してガス室との間で流通し、絞りに
おいて伸縮速度に応じた減衰力を発生する。

さらにまた、請求項（６）記載の発明では、揺動制御
手段は、相対変位量検出手段の検出値に負のゲインを乗
じた値に基づく指令信号をポンプに送り、ポンプを駆動
する。このポンプの駆動による圧力差はピストンの動き
を、相対変位量に応じた負のバネ力を発生するように規
制する。このため、スプリングのバネ力が等価的に弱め
られるから、バネ上共振点が大幅に低くなり且つ共振点
ピークが非常に小さいものとなるので、車体への振動伝
達率が殆ど増加することはない。一方、バネ下共振域に
対応する入力振動は、ショックアブソーバが発生する減
衰力によって減衰される。

〔実施例〕

（第１実施例）以下、この発明の第１実施例を第１図乃至第５図に基
づき説明する。

第１図は、この第１実施例に係る能動型サスペンショ
ンを、独立制御に係る任意一輪について示す構成図であ
る。同図において、２は車体、４は車輪、６は能動型サ
スペンションである。

能動型サスペンション６は、車体２及び車輪４間に並
列に介装した、荷重支持用のコイルスプリング８及び減
衰力発生用のショックアブソーバ10と、ショックアブソ
ーバ10内に設けた軸流ポンプ12と、車体２の所定位置に
固定され且つ回転軸が軸流ポンプ12に連結された電動モ
ータ14とを有するとともに、車体の所定位置に固設され
たバネ上揺動検出手段としての上下加速度センサ16と、
このセンサ16の検出信号に基づき前記電動モータ14の回
転を制御する揺動制御手段18とを有している。

前記ショックアブソーバ10は本実施例では、ガス室付
きショックアブソーバの構成を採っている。具体的に
は、図示の如く、車体２側に固定したシリンダ10aと、
このシリンダ10a内を上下自在に移動可能であって、シ
リンダ室を上下に隔成して上室U,下室Ｌを形成するピス
トン10bと、このピストン10b及び車輪４側に両端を固定
したピストンロッド10c（ロッド面積Ｓ）と、シリンダ1
0aとは別体に設け且つ所定圧のガスを封入したガス室10
dと、このガス室10d及びシリンダ上室Ｕとを連通する管
路10eと、この管路10eの途中に挿入した減衰力発生用の
絞り10f（減衰定数Ｃ）とから成る。前記ピストン10bに
は、シリンダ10aの上室Ｕ及び下室Ｌを連通させる連通
孔Ａが形成してあり、これにより、作動油が上室U,下室
Ｌ間でフリーに往来できる。このため、ピストン10bの
有効面積は、ピストンロッド10cの断面積Ｓに等しくな
る。

このため、路面の凹凸等によって車輪４が上下に振動
すると、ピストンロッド10c,即ちピストン10bが上下に
変位する。これにより、ピストンロッド10cの伸縮量の
Ｓ倍の作動油が絞り10fを介してガス室10dに出入りする
ことから、絞り10fで差圧が生じて減衰力が生じる。こ
のショックアブソーバの減衰力特性，特に減衰定数は、
前記絞り10fの減衰定数Ｃ一定となるから、第２図に示
すように、振動入力の周波数に依らず一定になる。

また、前記軸流ポンプ12は、図示の如く、シリンダ上
室Ｕ内に設けられており、その回転軸が電動モータ14の
回転軸に直結されている。この軸流ポンプ12及び電動モ
ータ14は、本実施例では電動式のポンプを構成してい
る。

さらに、前記上下加速度センサ16は、車体の上下方向
の加速度を検知し、これに応じた加速度信号_２を揺動
制御手段18に出力するようになっている。

揺動制御手段18は、コントローラ20と、ドライバ22
と、オルタネータ24とを含んで構成されている。コント
ローラ20は、入力する上下加速度検出信号_２を受け
て、_２＝−C_a∫_２dtなる積分演算を実施し、車体の
上下方向絶対速度の対応した信号_２をドライバ22に出
力する。ドライバ22は、演算された絶対速度信号_２に
応じたモータ駆動信号SS（指令信号）をモータ14に出力
する。オルタネータ24は、ドライバ22などに電力を供給
するものである。

次に、上記実施例の動作を説明する。

いま、車両が平坦な良路を一定速度で直進していると
する。この走行状態では、路面側からの振動入力も無い
ので、車体２の上下変位も生じることがない。そこで、
上下加速度センサ16の検出信号_２＝０であるから、上
下絶対速度信号_２＝０となり、モータ駆動信号SSも零
となって、モータ14は回転しない。このため、軸流ポン
プ12も非回転状態であるから、その両端の圧力差が零と
なるから、車体はスプリング８によって定まる一定車高
値のフラットな姿勢をとる。

さらに、車両が上述の定速直進状態から比較的細かな
凹凸のある路面を走行し、これによりバネ下共振域付近
の高周波数（例えば5Hz〜10Hz）の振動が路面側かサス
ペンション６に入力したとする。この振動入力によりピ
ストン10bが上下に微動し、この微動に応じた少量の作
動油が絞り10fを介してシリンダ上室，下室U,L及びガス
室10dとの間で往来する。このとき、絞り10fでは振動入
力に対する減衰力が発生し、路面側からの振動が車体２
に伝達するのを的確に防止するので、路面側から伝わる
ゴツゴツ感が減少し、良好な乗心地を確保できる。

また、このときには、このショックアブソーバの特に
絞り10fによる減衰作用により、バネ上（車体２）には
振動が殆ど発生せず、従って上下加速度センサ16で検出
される上下加速度が“0"となり、前述と同様に軸流ポン
プ12は回転せずともよい。

さらに、車両が低周波の大振幅が連続するうねり路や
大悪路を通過し、これによりバネ上共振域付近の比較的
低周波数（例えば1Hz）の振動入力があったとする。こ
れにより、ピストン10bが低速で大きく上下に変位する
から、この変位に応じた大流量の作動油がガス室10dと
の間で前述と同様に往来し、絞り10fで減衰力を発生す
る。しかし、この走行状態では、質量の大きなバネ上の
振動入力を減衰するための減衰力も大きくなりがちで、
前記絞り10fで発生する減衰力だけでは振動を吸収しき
れず、遂に車体２も上下に変位する場合がある。

このように車体２が上下動する事態に至ると、上下加
速度センサ16が、かかる上下動に伴う上下加速度を検出
し、その検出信号_２をコントローラ20に出力する。そ
して、コントローラ20は上下絶対速度_２を演算し、こ
の演算値_２を受けたドライバ22は該演算値_２に応じ
たモータ駆動信号SSをモータ14に供給する。これによ
り、モータ14が指令方向に指令速度で回転するので、軸
流ポンプ12も同一に駆動し、その回転速度及び回転方向
に対応した圧力差が軸流ポンプ12の軸方向両端，即ちガ
ス室10d及びシリンダ上，下室U,L間で発生し、その圧力
差がピストン10bの動きを能動的に抑制する。

つまり、車体２が沈み込もうとして、サスペンション
ストロークが縮小方向に変化しつつあるときには、ピス
トン10bを押し下げる方向の圧力差を発生させ、一方、
車体２が浮き上がろうとして、当該ストロークが伸長方
向に変化しつつあるときには、ピストン10bを引きつけ
る方向の圧力差を発生させる。これによって、前述した
絞り10fによる減衰力の他に、車体の絶対上下速度に応
じた減衰力を発生させることができるから、車体２の上
下方向の揺動を確実に抑制して、良好な乗心地を確保で
きる。

そこで、上述のバネ上共振域の制振制御に関して、本
実施例と前述した従来例（特開昭213512号：以下、「従
来例」という）とを定量的に解析し、その相違を説明す
る。

第３図（ａ）は従来例の等価モデル図である。同図に
おいて、30はバネ上・バネ下間の相対変位量を検出する
センサであり、このセンサ30の出力信号「x₁−x₂」がコ
ントローラ31にて微分演算されて、上下相対速度「_１
−_２」となる。コントローラ31は、上下相対速度「
_１−_２」によりアクチュエータ（ポンプ）発生力F
_a（＝Ｃ（_１−_２）を制御する。ここで、x₂は車体
上下変位，x₁はタイヤ上下変位（路面変位に等しいとす
る）,Kはスプリングのバネ定数,Cはショックアブソーバ
全体の減衰定数であり、前記ポンプ発生力Faによって可
変に制御される。このため、同図（ａ）を更に簡略化し
た等価モデル図は同図（ｂ）のように表される。つま
り、サスペンションの相対速度に応じた減衰力を常時ア
クティブに発生させるものであり、前述のように本来シ
ョックアブソーバの減衰定数では減衰力が発現しないバ
ネ上共振域付近で、通常のショックアブソーバと同等の
減衰力が発現するようにポンプ発生力を制御している。
したがって、第５図中の曲線ａで示すように、バネ上共
振付近の振動特性は、従来のコンベンショナルサスペン
ションと変わらず、前述のようなアクティブ制御を行っ
ても、バネ下方からバネ上への振動伝達比は大きくなっ
て、さほどの減衰効果を得ることができない。

このとき、振動伝達比x₂／x₁は、であり（ｍは車体の質量,sはプラズマ演算子）、バネ上
共振点（ω＝ω_１）でのアクチュエータ発生力F_aとx₁と
の比は、であるから、ｓ＝ｊ(K/m)_1/2を代入して、｜F_a／x₁｜＝Ｋ …（２）を得る。

一方、本実施例における、第３図（ａ）（ｂ）に対応
した等価モデル図は、夫々、第４図（ａ）（ｂ）に示す
ように表される。つまり、ばね定数Ｋのスプリング8,減
衰定数Ｃのショックアブソーバ10を有する構造（従来の
パッシブサスペンションと同じ）に、軸流ポンプ12の発
生する差圧に依る可変減衰定数C_aで表されるスカイフッ
クダンパー（一端が天空の定点に固定されたのと同等に
機能するダンパー）の機能を新たに付加したことにな
る。

この構成による、振動伝達比x₂／x₁は、であり、バネ上共振点（ω＝ω_１）でのアクチュエータ
（軸流ポンプ12）発生力F_aとx₁との比は、であるから、ｓ＝ｊ(K/m)^1/2，C_a＝C,減衰係数ζ＝C/2
(mK)^1/2＝0.5として、を得るしたがって、振動特性は第５図中の曲線ｂに示すよう
に、曲線ａの従来例に対して大幅に改善され、アクチュ
エータ発生力F_aもバネ上共振域付近では、（３）（４）
式の対比から程度に低減される。つまり、より少ないパワーでより大
きなバネ上振動抑制効果が得られる。

（第２実施例）次に、第２実施例を第6,7図により説明する。なお、
第１実施例と同一の構成要素については同一符号を用い
ると共に、前左輪4FLに対する構成を代表的に説明する
（必要に応じて前左〜後右に対応する記号「FL〜RR」を
付す）。

この第２実施例は、車体のロールに応じて第１実施例
と同等のアクティブ制御を行おうとするもので、第６図
に示すように、車体２にバネ上揺動検出手段としての横
加速度センサ40が所定位置に搭載されている。この横加
速度センサ40は、車体の横方向に生じる横加速度を検出
し、これに応じた横加速度信号をコントローラ42に出
力するものである。コントローラ42は、四輪に対して第
７図に示すように、前後輪で各別の値を有し且つ左右輪
で逆相となるゲインK_y1,K_y2をゲイン設定器42FL〜42RR
により乗じて、次段のドライバ44FL〜44RRに出力するも
のである。

その他の構成は、第１実施例と同等である。

このため、本第２実施例によっても、第１実施例と同
一のバネ下制振効果が得られるとともに、バネ上制振に
対しても、各軸流ポンプ12FL〜12RRの発生する左右逆相
の差圧によってロールに抗する力が各輪位置で発生し、
より少ない消費パワーで旋回走行，スラローム走行に対
する的確なアンチロール効果が得られる。

（第３実施例）次に、第３実施例を第8,9図により説明する。なお、
この第３実施例は、第２実施例とほぼ同一の構成になっ
ており、相違する部分のみを説明する（第２実施例と同
一の構成には同一符号を用いる）。

この第３実施例は、車体のスカット，ダイブに応じて
第１実施例と同様のアクティブ制御を行おうとするもの
である。そのため、第８図に示すように、車体２にバネ
上揺動検出手段としての前後加速度センサ46が所定位置
に搭載されており、このセンサ46は、車体の前後方向に
生じる加速度を検知し、これに応じた前後加速度信号
をコントローラ48に出力するものである。コントローラ
48は、四輪に対しては第９図に示すように、前後輪で各
別且つ逆相となるゲインK_y1,K_y2をゲイン設定器46FL〜4
6RRにより乗じて、次段の駆動回路44FL〜44RRに出力す
る。

その他の構成は、第２実施例と同等である。

このため、本第３実施例によっても、第1,2実施例と
同一のバネ下制振効果が得られるとともに、バネ上制振
に対しても、各軸流ポンプ12FL〜12RRの発生する前後逆
相の差圧によって、加減速時のノーズダイブ，スカット
に抗する力が各輪位置で発生し、より少ない消費動力で
車体変動が抑制される。

（第４実施例）次に、第４実施例を第10〜12図により説明する。な
お、第１実施例と同一の構成要素には同一符号を用い、
相違する部分のみを説明する。

この第４実施例は、車体２及び車輪４間の相対振動に
応じた、所謂「負バネ制御」を行うものである。このた
め、第１実施例における上下加速度センサの代わりに、
相対変位量検出手段としてのストロークセンサ50がバネ
上・バネ下間に併設してあり、このセンサ50の相対変位
量検出信号ｈが揺動制御手段18内のコントローラ52に出
力されるように成っている。コントローラ52は、負のバ
ネ力を発生させるために、入力信号ｈに負の一定ゲイン
「−K_a」を乗じて、その演算値をドライバ22に出力する
ものである。

このため、本第４実施例では、前記各実施例と同一の
バネ下制振効果が得られるとともに、バネ上に対して
は、車体２及び車輪４間の相対変位量が変化した場合、
アクティブに負のバネ力を発生させる、負バネ制御を行
う。したがって、第11図に示すように、スプリング８の
バネ定数Ｋが等価格に「Ｋ−K_a」になって、サスペンシ
ョンが柔らかくなり、この等価モデルによる振動伝達特
性は第12図中の曲線ｃに示すものとなる。つまり、負バ
ネ制御を行わないときのバネ上共振点（ω＝ω_１）より
小さい周波数値（ω＝ω_１′：周波数は例えば0.6〜0.7
Hz）でピークを有するが、そのピークを小さい値に仰え
ることができる曲線となるから、バネ上制振も前記各実
施例とほぼ同等のものが得られる。また、ストロークセ
ンサ50を使用すること、コントローラ52の構成が簡単で
あること等により、第１実施例のものよりも部品コスト
が低いという利点がある。

なお、前記各実施例においては、車体２の上下、横，
前後の各方向の加速度及び車体２と車輪４間の相対変位
量に基づく減衰力制御を、夫々独立に実施する場合につ
いて説明したが、これらを適宜に組み合わせて実施し、
個々の利点を合わせ持つサスペンションとしてもよい。

また、この発明のショックアブソーバ及びポンプ（電
動モータ及び軸流ポンプ）は前記各実施例に示した構造
に限定されるものではなく、例えば第13図，第14図に示
したものであってもよい。この内、第13図におけるガス
室付きショックアブソーバ54は、シリンダ54aの上室Ｕ
から絞り54fに至る管路54eの途中にポンプ室54gを形成
し、このポンプ室54g内に前記各実施例と同様に軸流ポ
ンプ12を配設したものであり、その他は前述と同様であ
る。この構造によれば、車体２を比較的低くできる。

一方、第14図におけるガス室付きショックアブソーバ
56は、シリンダ56a内にガス室56d,絞り56f,モータ14,軸
流ポンプ12,ピストン56bを図示の如く一体に配設し、前
述した各ショックアブソーバと同等の機能を持たせた構
造になっている。これによれば、サスペンションの全体
構成が簡素になり、路面から跳ねた石などが当たって穴
があき、オイルが漏れるという事態も少なくなる。

さらに、この発明のショックアブソーバでは、ガス室
へ至る管路又は通路をシリンダ下室Ｌ側に連通させると
してもよく、これにより設計の自由度が増す。

〔発明の効果〕

以上説明したように、請求項（１）乃至（４）記載の
発明では、バネ上，バネ下共振域の振動入力に対してシ
ョックアブソーバ及び絞りにより基本的には同一の減衰
力を発生させておき、バネ上が上下，横，前後の各方向
に揺動したときには、揺動制御手段により回転駆動され
るポンプで等価的なスカイフックダンパーを構成し、こ
のダンパーで車体のバウンス，ロール，ピッチなどの揺
動をアクティブに抑制制御するとしたため、従来例で提
案されている、電動ポンプの発生圧力のみでバネ上共振
に対する減衰制御を行うものに比べて、比較的簡単な構
成でありながら、絞り及びショックアブソーバ及びスカ
イフックダンパーを共働させることにより、ダンパーに
かかる発生力が凡そ1/2^1/2程度に小さくて済み、その分
の消費パワーが低減し、これがため、省エネルギ化及び
軽量・小型化が推進できるとともに、より的確なバネ上
制振制御となり、絞り及びショックアブソーバによるバ
ネ下制振とあいまって良好な乗心地を確保できるという
効果がある。

また、請求項（５）記載の発明では、とくに、ショッ
クアブソーバのピストンにとって、摺動抵抗が無く、上
下動がスムーズであるから、耐久性に優れたショックア
ブソーバとなり、この状態で絞りによる一定の減衰定数
を確保できるという利点がある。

さらに、請求項（６）記載の発明では、とくに、車体
及び車輪間の相対変位に応じてサスペンションのバネ定
数を下げる、所謂、負のバネ力を発生させるようにした
ため、バネ上共振点が下がることにより、上記各発明と
ほぼ同等の効果を得ることができ、且つ、部品コストが
低いという利点がある。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの発明の第１実施例を示す概略構成図、第２
図は第１実施例の減衰定数特性を示すグラフ、第３図
（ａ）（ｂ）は第１実施例と対比するための、従来例の
等価モデル図、第４図（ａ）（ｂ）は第１実施例の等価
モデル図、第５図は従来例と対比して示す第１実施例の
振動特性のグラフ、第６図はこの発明の第２実施例を示
す概略構成図、第７図は第２実施例のバネ上制振制御に
関するブロック図、第８図はこの発明の第３実施例を示
す概略構成図、第９図は第３実施例のバネ上制振制御に
関するブロック図、第10図はこの発明の第４実施例を示
す概略構成図、第11図は第４実施例の等価モデル図、第
12図は従来例及び第１実施例と対比して示す第４実施例
の振動特性のグラフ、第13図及び第14図はショックアブ
ソーバの変形例を示す概略構成図である。図中、２は車体、４は車輪、６は能動型サスペンショ
ン、８はスプリング、10,54,56はショックアブソーバ、
10aはシリンダ、10bはピストン、10cはロッド、10dはガ
ス室、10eは管路、10fは絞り、12は軸流ポンプ、14は電
動モータ、16は上下加速度センサ、18は揺動制御手段、
40は横加速度センサ、46は前後加速度センサ、50はスト
ロークセンサ、Ａは連通孔、U,Lはシリンダ上室，下室
である。

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】車両のバネ上及びバネ下間に、スプリング
と、一定の減衰定数を有して当該バネ上・バネ下間の伸
縮速度に対応した減衰力を発生するショックアブソーバ
とを夫々併設し、当該ショックアブソーバは、バネ上・
バネ下間の相対速度に応じて移動されるピストンで画成
されたシリンダ室を備え、当該シリンダ室に連通する室
と、当該室とシリンダ室との間で所定の減衰力を発生す
る絞りと、バネ上の各種揺動を検出するバネ上揺動検出
手段と、このバネ上揺動検出手段の検出値に基づいてバ
ネ上の揺動を抑制する指令信号を求める揺動制御手段
と、この揺動制御手段の出力する指令信号に応じて回転
駆動し、前記絞りとピストンとの間に配設して両者間の
流体圧を調整して減衰力を発生するポンプとを具備した
ことを特徴とする能動型サスペンション。
【請求項２】前記バネ上揺動検出手段は、バネ上の上下
加速度を検出する手段であって、前記揺動制御手段は、
当該上下加速度検出値に基づくバネ上の上下方向絶対速
度に応じた指令信号を求める手段である請求項（１）記
載の能動型サスペンション。
【請求項３】前記バネ上揺動検出手段は、バネ上の前後
加速度を検出する手段であって、前記揺動制御手段は、
当該前後加速度検出値に基づき前後方向の揺動を抑制す
る指令信号を求める手段である請求項（１）記載の能動
型サスペンション。
【請求項４】前記バネ上揺動検出手段は、バネ上の横加
速度を検出する手段であって、前記揺動制御手段は、当
該横加速度検出値に基づき横方向の揺動を抑制する指令
信号を求める手段である請求項（１）記載の能動型サス
ペンション。
【請求項５】前記ショックアブソーバは、バネ下又はバ
ネ上側に連結したシリンダと、このシリンダ内を上下移
動し且つ上下に連通する連通孔が形成されたピストン
と、このピストンとバネ上又はバネ下側を連結するロッ
ドと、前記シリンダ内に一体装備又は該シリンダに連通
させて別体装備したガス室と、このガス室と前記シリン
ダ室との間に設けた絞りとを有して構成し、前記絞り及
びピストン間に前記ポンプを配設したことを特徴とする
請求項（１）記載の能動型サスペンション。
【請求項６】車両のバネ上及び各バネ下間に、バネ上を
支持するスプリングと、一定の減衰定数を有して当該バ
ネ上・バネ下間の伸縮速度に対応した減衰力を発生する
ショックアブソーバとを夫々併設し、バネ上，バネ下間
の相対変位量を検出する相対変位量検出手段と、この相
対変位量検出手段の検出値に負のゲインを乗じた値に基
づく指令信号を求める揺動制御手段と、この揺動制御手
段の出力する指令信号に応じて回転駆動し前記ショック
アブソーバのシリンダ室又は該シリンダ室に連通した位
置に配設したポンプとを各輪毎に具備したことを特徴と
する能動型サスペンション。