JP3055377B2 - Vehicle characteristic control device for four-wheel steering vehicle - Google Patents

Vehicle characteristic control device for four-wheel steering vehicle

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JP3055377B2
JP3055377B2 JP27254393A JP27254393A JP3055377B2 JP 3055377 B2 JP3055377 B2 JP 3055377B2 JP 27254393 A JP27254393 A JP 27254393A JP 27254393 A JP27254393 A JP 27254393A JP 3055377 B2 JP3055377 B2 JP 3055377B2
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  • Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
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Abstract

PURPOSE:To perform optimum characteristic control to correspond with the behavior of a vehicle body by detecting a yaw rate of the vehicle, and varying the control gains of variable damping force shock absorbers and an auxiliary steering device according to the peak value of the yaw rate. CONSTITUTION:Variable damping force shock absorbers 3FL-3RR are disposed between each wheel 1FL-1RR and a vehicle body, with their damping forces switched by step motors 41FL-41RR. An auxiliary rear-wheel steering cylinder 79 is connected to the rear wheels 1RL, 1RR and is driven via a servo valve 85, etc. The step motors 41FL-41RR and the servo valve 85, etc., are controlled by a controller 4 in accordance with detection signals from sensors 51FL-51RR, 52FL-52RR, 53, 54S, 54R, 55 for detecting various operating conditions. In this case, the control gains of the shock absorbers and the cylinder 79 are varied according to the peak value of yaw rate which is detected by the sensor 55.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【0001】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、少なくとも後輪を操舵
角等に応じて補助操舵可能な4輪操舵車両の車両特性制
御装置に関し、乗心地及び操縦安定性を向上させるよう
にしたものである。
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle capable of assisting at least the rear wheels in accordance with a steering angle or the like to improve ride comfort and steering stability. is there.

【0002】[0002]

【従来の技術】従来の4輪操舵車両の車両特性制御装置
としては、例えば本出願人が先に提案した特開平1−9
5969号公報に記載されているものがある。この従来
例は、バネ定数、減衰力、ロール剛性等のサスペンショ
ン特性を切換制御可能なサスペンションと、前輪及び後
輪の少なくとも一方を補助操舵する補助操舵装置と、こ
の補助操舵装置を操舵角等に応じて制御する操舵制御手
段とを備えた4輪操舵車両において、前記サスペンショ
ン特性の変化を検出するサスペンション特性変化検出手
段と、このサスペンション特性変化検出手段の特性検出
値に応じて前記操舵制御手段の補助操舵量を補正する補
助操舵量補正手段とを備えた構成とすることにより、サ
スペンション特性の変化にかかわらず4輪操舵車両の操
舵特性を適正状態に維持するようにしたものである。
2. Description of the Related Art A conventional vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle is disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No.
There is one described in No. 5969. This conventional example includes a suspension capable of switching and controlling suspension characteristics such as a spring constant, a damping force, and a roll rigidity, an auxiliary steering device for auxiliary steering of at least one of a front wheel and a rear wheel, and an auxiliary steering device for adjusting a steering angle and the like. In a four-wheel steering vehicle provided with a steering control means for controlling the suspension characteristic change, the suspension characteristic change detection means for detecting a change in the suspension characteristic, and the steering control means according to a characteristic detection value of the suspension characteristic change detection means. By providing an auxiliary steering amount correcting means for correcting the auxiliary steering amount, the steering characteristics of the four-wheel steering vehicle are maintained in an appropriate state regardless of the change in the suspension characteristics.

【0003】[0003]

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来の4輪操舵車両の車両特性制御装置にあっては、単に
サスペンション特性の変更による操縦安定性の変化を補
正して、初期の操舵特性を維持するようにしているだけ
で、サスペンション制御特性及び操舵特性の双方を車両
の走行状態に応じて連繋制御するものではなく、あくま
でもサスペンション特性及び操舵特性の双方を独立して
制御するが、操舵特性についてはサスペンション特性の
変化に応じて補助操舵量を補正するだけであるので、操
縦安定性制御による違和感が生じたり、横風を受けたと
きに車両に振動を発生したりすることがあり、乗心地制
御と操縦安定性制御を車両の挙動に応じて適正に制御す
ることができないという未解決の課題がある。
However, in the above-mentioned conventional vehicle characteristic control apparatus for a four-wheel steering vehicle, a change in steering stability caused by a change in suspension characteristics is simply corrected to maintain the initial steering characteristics. The suspension control characteristic and the steering characteristic are not controlled in conjunction with each other according to the traveling state of the vehicle, but only the suspension characteristic and the steering characteristic are independently controlled. Only compensates for the amount of auxiliary steering according to changes in suspension characteristics.Therefore, the steering stability control may cause a sense of incongruity, or the vehicle may vibrate when exposed to crosswinds. However, there is an unsolved problem that the steering stability control cannot be properly controlled according to the behavior of the vehicle.

【0004】そこで、本発明は上記従来例の未解決の課
題に着目してなされたものであり、操縦安定性制御によ
る違和感の発生を抑制しながら車両の挙動に応じた最適
な特性制御を行うことができる4輪操舵車両の車両特性
制御装置を提供することを目的としている。
The present invention has been made in view of the above-mentioned unsolved problems of the prior art, and performs optimal characteristic control according to the behavior of a vehicle while suppressing the occurrence of discomfort due to steering stability control. It is an object of the present invention to provide a vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle that can control the vehicle characteristics.

【0005】[0005]

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、請求項1に係る4輪操舵車両の車両特性制御装置
は、減衰力可変ショックアブソーバを有するサスペンシ
ョンと、少なくとも後輪を補助操舵する補助操舵装置
と、前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰力を車体
の上下動に応じて制御する減衰力制御手段と、前記補助
操舵装置を操舵角等に応じて制御する操舵制御手段とを
備えた4輪操舵車両の車両特性制御装置において、車両
のヨーレートを検出するヨーレート検出手段と、該ヨー
レート検出手段のヨーレート検出値のピーク値を検出す
るピーク検出手段と、該ピーク検出手段で検出したピー
ク値に応じて前記減衰力可変ショックアブソーバ及び補
助操舵装置の制御ゲインを変更する制御ゲイン変更手段
とを備えたことを特徴としている。
In order to achieve the above object, a vehicle characteristic control apparatus for a four-wheel steering vehicle according to the first aspect of the present invention includes a suspension having a variable damping force shock absorber and an auxiliary steering of at least a rear wheel. An auxiliary steering device; damping force control means for controlling the damping force of the variable damping force shock absorber in accordance with vertical movement of the vehicle body; and steering control means for controlling the auxiliary steering device in accordance with a steering angle or the like. In a vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle, a yaw rate detecting means for detecting a yaw rate of the vehicle, a peak detecting means for detecting a peak value of a yaw rate detection value of the yaw rate detecting means, and a peak value detected by the peak detecting means Control gain changing means for changing the control gain of the variable damping force shock absorber and the auxiliary steering device according to It is.

【0006】また、請求項2に係る4輪操舵車両の車両
特性制御装置は、前記制御ゲイン変更手段が、ヨーレー
トピーク値に応じて補助操舵装置のヨーレートフィード
バック制御ゲインを変更するように構成されていること
を特徴としている。
According to a second aspect of the present invention, there is provided a vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle, wherein the control gain changing means changes a yaw rate feedback control gain of an auxiliary steering device according to a yaw rate peak value. It is characterized by having.

【0007】[0007]

【作用】請求項1に係る4輪操舵車両の車両特性制御装
置においては、車両のヨーレートを検出し、そのピーク
値を検出することにより、車両のフラツキを検出するこ
とができ、ピーク値からフラツキの大きさに応じて減衰
力特性及び操舵特性を制御することにより、違和感を生
じることなく最適な車両特性制御を行う。
In the vehicle characteristic control apparatus for a four-wheel steering vehicle according to the present invention, the yaw rate of the vehicle is detected and the peak value thereof is detected, whereby the fluctuation of the vehicle can be detected. By controlling the damping force characteristic and the steering characteristic according to the magnitude of the vehicle, optimal vehicle characteristic control is performed without causing a sense of incongruity.

【0008】また、請求項2に係る4輪操舵車両の車両
特性制御装置においては、ヨーレートピーク値に応じて
操舵制御におけるヨーレートフィードバック制御ゲイン
を変更することにより、ヨーレートピークを低減させて
操縦安定性を向上させる。
In the vehicle characteristic control apparatus for a four-wheel steering vehicle according to the second aspect, the yaw rate peak is reduced by changing the yaw rate feedback control gain in the steering control in accordance with the yaw rate peak value, thereby reducing the steering stability. Improve.

【0009】[0009]

【実施例】以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明
する。図2は、本発明を4輪操舵車両に適用した場合の
一実施例を示す概略構成図であって、各車輪1FL〜1RR
と車体2との間に夫々サスペンション装置を構成する減
衰力可変ショックアブソーバ3FL〜3RRが配設され、こ
れら減衰力可変ショックアブソーバ3FL〜3RRの減衰力
を切換えるステップモータ41FL〜41RRが後述するコ
ントローラ4からの制御信号によって制御される。
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing one embodiment in which the present invention is applied to a four-wheel steering vehicle.
The variable damping force shock absorbers 3FL to 3RR constituting a suspension device are disposed between the vehicle body 2 and the vehicle body 2, respectively. Is controlled by a control signal from

【0010】また、前輪1FL,1RRは、図示しないナッ
クルにタイロッド73L,73Rの一端が接続され、タ
イロッド73L,73Rの他端がラックアンドピニオン
式ステアリング装置74のラック軸74aに接続され、
ラックアンドピニオン式ステアリング装置74のステア
リングシャフト75がステアリングホイール76に接続
され、ステアリングホイール76を操舵することによ
り、その操舵方向と同一方向に前輪1FL,1RRが操舵さ
れる。
The front wheels 1FL, 1RR are connected to a knuckle (not shown) at one end of tie rods 73L, 73R, and the other ends of the tie rods 73L, 73R are connected to a rack shaft 74a of a rack and pinion type steering device 74.
A steering shaft 75 of the rack and pinion type steering device 74 is connected to a steering wheel 76, and by steering the steering wheel 76, the front wheels 1FL, 1RR are steered in the same direction as the steering direction.

【0011】一方、後輪1RL,1RRは、図示しないナッ
クルにタイロッド78L,78Rを介して後輪補助操舵
用シリンダ79のピストンロッド79aが接続されてい
る。そして、後輪1RL,1RRは、車軸80L,80Rを
介してディファレンシャル装置81の出力側に接続さ
れ、ディファレンシャル装置81の入力側がプロペラシ
ャフト82を介してエンジン83の回転力が入力される
変速器84の出力側に接続されて回転駆動される。
On the other hand, the rear wheels 1RL, 1RR are connected to a knuckle (not shown) through tie rods 78L, 78R, and a piston rod 79a of a rear wheel auxiliary steering cylinder 79. The rear wheels 1RL and 1RR are connected to the output side of a differential device 81 via axles 80L and 80R, and the input side of the differential device 81 is connected to a transmission 84 to which the rotational force of an engine 83 is input via a propeller shaft 82. And is rotationally driven.

【0012】また、後輪補助操舵用シリンダ79は、ピ
ストン79bによって画成される圧力室89L,89R
がクローズドセンタ型のサーボ弁85に接続されてアン
ロード弁87を介してエンジン83によって回転駆動さ
れる油圧ポンプ88の突出側に接続され、ドレンポート
が互いに接続されてオイルタンク89に接続されてい
る。なお、90はライン圧を蓄圧するアキュムレータで
ある。ここで、後輪補助操舵用シリンダ79、サーボ弁
85、アンロード弁87、油圧ポンプ88、オイルタン
ク89及びアキュムレータ90で後輪操舵装置が構成さ
れている。
Further, the rear wheel assist steering cylinder 79 has pressure chambers 89L, 89R defined by a piston 79b.
Are connected to a protruding side of a hydraulic pump 88 which is rotationally driven by an engine 83 via an unload valve 87, and drain ports are connected to each other and connected to an oil tank 89 via an unload valve 87. I have. Reference numeral 90 denotes an accumulator for accumulating the line pressure. Here, a rear wheel steering device is constituted by the rear wheel assist steering cylinder 79, the servo valve 85, the unload valve 87, the hydraulic pump 88, the oil tank 89, and the accumulator 90.

【0013】減衰力可変ショックアブソーバ3FL〜3RR
は、図3〜図7に示すように、外筒5と内筒6とで構成
されるシリンダチューブ7を有するツインチューブ式ガ
ス入りストラット型に構成され、内筒6内がこれに摺接
するピストン8によって上下圧力室9U,9Lに画成さ
れている。ピストン8は、図4〜図7で特に明らかなよ
うに、外周面に内筒6と摺接するシール部材9がモール
ドされ内周面に中心開孔10を有する円筒状の下部半体
11と、この下部半体11に内嵌された上部半体12と
で構成されている。
Variable damping force shock absorber 3FL-3RR
Is a twin-tube gas-filled strut type having a cylinder tube 7 composed of an outer cylinder 5 and an inner cylinder 6 as shown in FIGS. 8 define upper and lower pressure chambers 9U and 9L. 4 to 7, the piston 8 has a cylindrical lower half 11 having a sealing member 9 molded on the outer peripheral surface thereof in sliding contact with the inner cylinder 6 and having a center opening 10 on the inner peripheral surface. The lower half 11 has an upper half 12 fitted therein.

【0014】下部半体11には、上下に貫通して穿設さ
れた伸側油流路13と、上面側から下方にシール部材9
の下側まで延長して穿設された前記伸側油流路13より
大径の孔部14a及び円筒体11の外周面から孔部14
aの底部に連通して穿設された孔部14bで構成される
圧側油流路14と、中心開孔10の上下開口端に形成さ
れた円環状溝15U,15Lと、上面側に形成され円環
状溝15Uと前記伸側油流路13とに夫々連通する長溝
16と、下面側に形成され円環状溝15Lと連通する長
溝17とが形成され、伸側油流路13の下端側及び長溝
17が伸側ディスクバルブ18によって閉塞され、圧側
油流路14の上端側が圧側ディスクバルブ19によって
閉塞されている。
The lower half body 11 has an extension oil passage 13 penetrating vertically and a sealing member 9 extending downward from the upper surface side.
The hole 14 a having a diameter larger than that of the extension-side oil flow path 13 and extending from the outer peripheral surface of the cylindrical body 11 to the hole 14.
a, a pressure-side oil flow path 14 formed of a hole 14b drilled in communication with the bottom of the hole a, annular grooves 15U, 15L formed at the upper and lower open ends of the central hole 10, and formed on the upper surface side. A long groove 16 communicating with the annular groove 15U and the expansion-side oil flow path 13 and a long groove 17 formed on the lower surface side and communicating with the annular groove 15L are formed. The long groove 17 is closed by the extension-side disk valve 18, and the upper end side of the compression-side oil flow path 14 is closed by the compression-side disk valve 19.

【0015】また、上部半体12は、下部半体11の中
心開孔10内に嵌挿された小径軸部21と、この軸部2
1の上端に一体に形成された内筒6の内径より小径の大
径軸部22とで構成され、これら小径軸部21及び大径
軸部22の中心位置に、小径軸部21の下端面側から大
径軸部22の中間部まで達する孔部23aと、この孔部
23aの上端側に連通してこれより小径の孔部23b
と、この孔部23bの上端側に連通するこれより大径の
孔部23cとで構成される貫通孔23が形成され、小径
軸部21の円環状溝15U及び15Lに対向する位置に
夫々半径方向に内周面側に貫通する一対の貫通孔24
a,24b及び25a,25bが穿設され、且つ大径軸
部22の孔部23aの上端側にこれと連通する弧状溝2
6が形成されていると共に、この弧状溝26と下端面と
を連通するL字状の圧側油流路27が形成され、この圧
側油流路27の下端面開口部が圧側ディスクバルブ28
によって閉塞されている。
The upper half 12 has a small-diameter shaft portion 21 inserted into the center opening 10 of the lower half body 11 and the shaft portion 2.
The lower end face of the small-diameter shaft portion 21 is formed at the center of the small-diameter shaft portion 21 and the large-diameter shaft portion 22. 23a extending from the side to the middle of the large-diameter shaft portion 22, and a hole 23b communicating with the upper end of the hole 23a and having a smaller diameter than the hole 23a.
And a hole 23c having a larger diameter than the hole 23c communicating with the upper end side of the hole 23b. The through hole 23 is formed at a position facing the annular grooves 15U and 15L of the small diameter shaft 21 respectively. Pair of through holes 24 penetrating the inner peripheral surface side in the direction
a, 24b and 25a, 25b are drilled, and the upper end side of the hole 23a of the large-diameter shaft portion 22 is connected to the arc-shaped groove 2 communicating therewith.
6 is formed, and an L-shaped pressure-side oil flow path 27 communicating with the arc-shaped groove 26 and the lower end face is formed.
Is blocked by

【0016】そして、下部半体11と上部半体12と
が、下部半体11の中心開孔10内に小径軸部21を嵌
挿した状態で、小径軸部21の下部半体11より下方に
突出した下端部にナット29を螺合させてナット締めす
ることにより、一体に連結されている。さらに、上部半
体12の孔部23a内に可変絞りを構成する上端部が閉
塞された円筒状の弁体31が回動自在に配設されてい
る。この弁体31には、図4に示すように、上部半体1
2における大径軸部22の弧状溝26に対向する位置に
半径方向に内周面に達する貫通孔32が形成されている
と共に、図5〜図7に示すように上部半体12の小径軸
部21の貫通孔24a及び25a間に対応する外周面に
これらを連通する連通溝33が形成され、さらに図6に
示すように上部半体12の小径軸部21の貫通孔24b
及び25b間に対応する外周面にこれらを内周面側に連
通させる軸方向に延長する長孔34が形成されている。
そして、貫通孔32、連通溝33及び長孔34の位置関
係が、図8に示す弁体31の回転角即ち後述するステッ
プモータ41FL〜41RRのステップ角に対する減衰力特
性が得られるように選定されている。
The lower half 11 and the upper half 12 are positioned below the lower half 11 of the small-diameter shaft 21 with the small-diameter shaft 21 inserted into the central opening 10 of the lower half 11. The nut 29 is screwed into the lower end protruding from the nut, and the nut 29 is tightened to be integrally connected. Further, a cylindrical valve body 31 whose upper end is closed in a hole 23a of the upper half body 12 and constitutes a variable throttle is rotatably disposed. As shown in FIG. 4, the upper half 1
2, a through-hole 32 is formed at a position facing the arc-shaped groove 26 of the large-diameter shaft portion 22 so as to reach the inner peripheral surface in the radial direction, and the small-diameter shaft of the upper half body 12 as shown in FIGS. A communication groove 33 is formed in the outer peripheral surface corresponding to the space between the through holes 24a and 25a of the portion 21, and further, as shown in FIG. 6, the through hole 24b of the small diameter shaft portion 21 of the upper half body 12 is formed.
An elongated hole 34 extending in the axial direction is formed in the outer peripheral surface corresponding to the area between the inner peripheral surface and the inner peripheral surface side.
Then, the positional relationship between the through hole 32, the communication groove 33, and the long hole 34 is selected so as to obtain the damping force characteristic with respect to the rotation angle of the valve body 31 shown in FIG. 8, that is, the step angles of the step motors 41FL to 41RR described later. ing.

【0017】すなわち、例えば時計方向の最大回転角位
置である図8のA位置では、図4に示すように、貫通孔
32のみが弧状溝26に連通しており、したがって、ピ
ストン8が下降する圧側移動に対しては、下圧力室9L
から圧側油流路14を通り、その開口端と圧側ディスク
バルブ19とで形成されるオリフィスを通って上圧力室
9Uに向かう破線図示の圧側流路C1と、下圧力室9L
から弁体31の内周面を通り、貫通孔32、弧状溝2
6、圧側油流路27を通り、その開口端と圧側ディスク
バルブ28とで形成されるオリフィスを通って上圧力室
9Uに向かう破線図示の圧側流路C2とが形成され、且
つピストン8が上昇する伸側移動に対しては、上圧力室
9Uから長溝16、伸側流路13を通り、その開口端と
伸側ディスクバルブ18とで形成されるオリフィスを通
って下圧力室9Lに向かう破線図示の伸側流路T1のみ
が形成され、伸側に対してはピストン速度の増加に応じ
て急増する高減衰力を発生させて、圧側に対してはピス
トン速度の増加に応じて微増する低減衰力を発生させ
る。
That is, for example, at the position A in FIG. 8 which is the maximum rotation angle position in the clockwise direction, as shown in FIG. 4, only the through hole 32 communicates with the arc-shaped groove 26, so that the piston 8 descends. For pressure side movement, lower pressure chamber 9L
A pressure-side flow path C1 (shown by a dashed line) passing through the orifice formed by the open end of the pressure-side oil flow path 14 and the pressure-side disc valve 19 toward the upper pressure chamber 9U, and a lower pressure chamber 9L.
Through the inner peripheral surface of the valve body 31, through hole 32, arc-shaped groove 2
6. A pressure-side flow path C2, shown by a broken line, which passes through the pressure-side oil flow path 27, passes through an orifice formed by the opening end thereof and the pressure-side disc valve 28, and goes to the upper pressure chamber 9U, and the piston 8 rises. For the extension side movement, the upper pressure chamber 9U passes through the long groove 16 and the extension side flow path 13 and passes through the orifice formed by the opening end and the extension side disc valve 18 to the broken line toward the lower pressure chamber 9L. Only the expansion side flow path T1 shown in the figure is formed, and a high damping force is generated on the expansion side, which rapidly increases in accordance with an increase in the piston speed, and a low damping force on the compression side is slightly increased in accordance with the increase in the piston speed. Generates damping force.

【0018】このA位置から弁体31を反時計方向に回
動させることにより、図5に示すように、弁体31の連
通溝33と小径軸部21の貫通孔24a,25aとが連
通状態となり、回動角の増加に応じて連通溝33と貫通
孔24a,25aとの開口面積が徐々に増加する。この
ため、ピストン8の伸側移動に対しては、図5(a)に
示すように、流路T1と並列に長溝16、円環状溝15
U、貫通孔24a、連通溝33、貫通孔25a、円環状
溝15L、長溝17を通り、長溝17と圧側ディスクバ
ルブ18とで形成されるオリフィスを通って下圧力室9
Lに向かう流路T2が形成されことになり、減衰力の最
大値が図8に示すように、連通溝33と小径軸部21の
貫通孔24a,25aとの開口面積の増加に応じて徐々
に減少し、伸側移動に対しては、図5(b)に示すよう
に、流路C1及びC2が形成されている状態を維持する
ため、最小減衰力状態を維持する。
By rotating the valve body 31 in the counterclockwise direction from the position A, the communication groove 33 of the valve body 31 and the through holes 24a, 25a of the small diameter shaft portion 21 communicate with each other as shown in FIG. The opening area between the communication groove 33 and the through holes 24a and 25a gradually increases as the rotation angle increases. For this reason, as shown in FIG. 5 (a), when the piston 8 moves on the extension side, the long groove 16 and the annular groove 15 are arranged in parallel with the flow path T1.
U, the through-hole 24a, the communication groove 33, the through-hole 25a, the annular groove 15L, the long groove 17, and the lower pressure chamber 9 through the orifice formed by the long groove 17 and the pressure-side disc valve 18.
A flow path T2 toward L is formed, and the maximum value of the damping force gradually increases as the opening area between the communication groove 33 and the through holes 24a and 25a of the small diameter shaft portion 21 increases as shown in FIG. As shown in FIG. 5B, for the movement on the extension side, the state where the flow paths C1 and C2 are formed is maintained, so that the minimum damping force state is maintained.

【0019】さらに、弁体31を反時計方向に回動させ
て位置B近傍となると、図6に示すように、弁体31の
貫通孔24b,25b間が長孔34によって連通される
状態となる。このため、ピストン8の伸側移動に対して
は、図6(a)に示すように、流路T1及びT2と並列
に長溝16、円環状溝15U、貫通孔24a、長孔3
4、孔部23aを通って下圧力室9Lに向かう流路T3
が形成されることになり、伸側減衰力が最小減衰力状態
となると共に、ピストン8の圧側移動に対しては、流路
C1及びC2に加えて孔部23a、長孔34、貫通孔2
4b、円環状溝15Uを通って長溝16に達する流路C
3及び孔部23a、長孔34、貫通孔25b、円環状溝
15L、貫通孔25a、連通溝33、貫通孔24a、円
環状溝15Uを通って長溝16に達する流路C4が形成
されるが、図8に示すように、最小減衰力状態を維持す
る。
Further, when the valve element 31 is rotated counterclockwise to a position near the position B, as shown in FIG. 6, a state is established in which the through hole 24b, 25b of the valve element 31 is communicated by the elongated hole 34. Become. For this reason, as shown in FIG. 6A, the elongated groove 16, the annular groove 15U, the through hole 24a, the elongated hole 3 are arranged in parallel with the flow paths T1 and T2 with respect to the extension side movement of the piston 8.
4. Flow path T3 passing through hole 23a toward lower pressure chamber 9L
Is formed, the extension-side damping force becomes the minimum damping force state, and the piston 23 moves against the compression side in addition to the flow passages C1 and C2 as well as the hole 23a, the long hole 34, and the through hole 2
4b, the flow path C reaching the long groove 16 through the annular groove 15U
3, a flow path C4 is formed that reaches the long groove 16 through the hole 23a, the long hole 34, the through hole 25b, the annular groove 15L, the through hole 25a, the communication groove 33, the through hole 24a, and the annular groove 15U. As shown in FIG. 8, the minimum damping force state is maintained.

【0020】さらに、弁体31を反時計方向に回動させ
ると、長孔34と貫通孔24b及び25bとの間の開口
面積が小さくなり、回動角θB2で長孔34と貫通孔24
b及び25bとの間が図7に示すように遮断状態となる
が、貫通孔32と弧状溝26との間の開口面積は回動角
θB2から徐々に小さくなる。このため、回動角θB2から
反時計方向の最大回動角θC 迄の間では、ピストン8の
伸側移動に対しては、流路T1及びT2が併存すること
から最小減衰力状態を維持し、逆にピストン8の圧側移
動に対しては、貫通孔32と弧状溝26との間の開口面
積が徐々に減少することにより、最大減衰力が徐々に増
加し、弁体31が位置Cに到達したときに図7に示すよ
うに、貫通孔32と弧状溝26との間が遮断状態となる
ことにより、ピストンの圧側移動に対して、下圧力室9
Lから上圧力室9Uに達する流路が流路C1のみとな
り、圧側高減衰力状態となる。
Further, when the valve element 31 is rotated in the counterclockwise direction, the opening area between the elongated hole 34 and the through holes 24b and 25b is reduced, and the elongated hole 34 and the through hole 24 are rotated at the rotation angle θ B2.
7, the opening area between the through hole 32 and the arc-shaped groove 26 gradually decreases from the rotation angle θ B2 . For this reason, between the rotation angle θ B2 and the maximum rotation angle θ C in the counterclockwise direction, the flow path T1 and T2 coexist for the movement of the piston 8 on the extension side, so that the minimum damping force state is set. On the contrary, when the piston 8 is moved on the pressure side, the opening area between the through hole 32 and the arc-shaped groove 26 is gradually reduced, so that the maximum damping force is gradually increased, and the valve body 31 is moved to the position. As shown in FIG. 7, when the piston reaches pressure C, the space between the through-hole 32 and the arc-shaped groove 26 is cut off.
The flow path from L to the upper pressure chamber 9U is only the flow path C1, and the pressure side is in a high damping force state.

【0021】一方、上部半体12の孔部23cには、円
筒状のピストンロッド35が嵌着され、このピストンロ
ッド35の上端が、図3に示すように、シリンダチュー
ブ7より上方に突出され、その上端側が車体側部材36
に取付けられたブラケット37にゴムブッシュ38U及
び38Lを介してナット39によって固定されていると
共に、ピストンロッド35の上端にブラケット40を介
してステップモータ41FL〜41RRがその回転軸41a
を下方に突出した関係で固定され、この回転軸41aと
前述した弁体31とがピストンロッド35内に緩挿され
た連結杆42によって連結されている。なお、43はバ
ンパーラバーである。また、シリンダチューブ7の下端
は車輪側部材(図示せず)に連結されている。
On the other hand, a cylindrical piston rod 35 is fitted into the hole 23c of the upper half body 12, and the upper end of the piston rod 35 projects upward from the cylinder tube 7, as shown in FIG. The upper end side is the vehicle body side member 36.
Is fixed by a nut 39 via rubber bushes 38U and 38L to a bracket 37 attached to the piston rod 35, and the step motors 41FL to 41RR are mounted on the upper end of the piston rod 35 via a bracket 40 by the rotation shaft 41a.
The rotating shaft 41a and the above-described valve element 31 are connected by a connecting rod 42 loosely inserted into the piston rod 35. 43 is a bumper rubber. The lower end of the cylinder tube 7 is connected to a wheel-side member (not shown).

【0022】コントローラ4には、その入力側に、図9
に示すように、各車輪位置に対応する車体側に設けられ
た上下加速度に応じて、上向きで正となり下向きで負と
なるアナログ電圧でなる上下加速度検出値X2FL ″〜X
2RR ″を出力する上下加速度検出手段としての上下加速
度センサ51FL〜51RRと、例えば各減衰力可変ショッ
クアブソーバ3FL〜3RRのカバーに内蔵されて車体側部
材と車輪側部材との相対変位に応じたインダクタンス変
化によってアナログ電圧でなる相対変位検出値X
DFL (=X2FL −X1FL )〜XDRR (=X2RR
1RR )を出力する相対変位検出手段としてのストロー
クセンサ52FL〜52RRと、車速を検出する車速センサ
53と、ステアリングホイール76の操舵角を検出する
操舵角センサ54Sと、後輪補助操舵用シリンダ79の
移動量を検出することにより後輪舵角を検出する後輪舵
角センサ54Rと、車体発生するヨーレートを検出する
ヨーレートセンサ55とが接続され、出力側に各減衰力
可変ショックアブソーバ3FL〜3RRの減衰力を制御する
ステップモータ41FL〜41RRと、サーボ弁85とが接
続されている。
The controller 4 has, on its input side,
As shown in the figure, according to the vertical acceleration provided on the vehicle body side corresponding to each wheel position, the vertical acceleration detection values X 2FL ″ to X composed of analog voltages that are upwardly positive and downwardly negative are provided.
Vertical acceleration sensors 51FL to 51RR as vertical acceleration detecting means for outputting 2RR ", and an inductance which is built in, for example, the cover of each of the damping force variable shock absorbers 3FL to 3RR and which corresponds to the relative displacement between the vehicle body side member and the wheel side member. Relative displacement detection value X consisting of analog voltage due to change
DFL (= X 2FL −X 1FL ) to X DRR (= X 2RR
X 1RR ), stroke sensors 52FL to 52RR as relative displacement detecting means, a vehicle speed sensor 53 for detecting a vehicle speed, a steering angle sensor 54S for detecting a steering angle of the steering wheel 76, and a rear wheel assist steering cylinder 79. A rear wheel steering angle sensor 54R for detecting a rear wheel steering angle by detecting a moving amount of the vehicle and a yaw rate sensor 55 for detecting a yaw rate generated by the vehicle body are connected, and each of the damping force variable shock absorbers 3FL to 3RR is provided on the output side. The step motors 41FL to 41RR for controlling the damping force of the motor and the servo valve 85 are connected.

【0023】そして、コントローラ4は、入力インタフ
ェース回路56a、出力インタフェース回路56b、演
算処理装置56c及び記憶装置56dを少なくとも有す
るマイクロコンピュータ56と、上下加速度センサ51
FL〜51RRの上下加速度検出値X2FL ″〜X2RR ″をデ
ィジタル値に変換して入力インタフェース回路56aに
供給するA/D変換器57FL〜57RRと、ストロークセ
ンサ52FL〜52RRの相対変位検出値XDFL 〜XDRR
ディジタル値に変換して入力インタフェース回路56a
に供給するA/D変換器58FL〜58RRと、操舵角セン
サ54の操舵角検出値θS をディジタル値に変換して入
力インタフェース回路56aに供給するA/D変換器6
0Rと、後輪舵角センサ54Rの後輪舵角検出値δrd
ディジタル値に変換して入力インタフェース回路56a
に供給するA/D変換器60Rと、ヨーレートセンサ5
5のヨーレート検出値YD をディジタル値に変換して入
力インタフェース回路56aに供給するA/D変換器6
0Yと、出力インタフェース回路56bから出力される
各ステップモータ41FL〜41RRに対するステップ制御
信号が入力され、これをステップパルスに変換して各ス
テップモータ41FL〜41RRを駆動するモータ駆動回路
59FL〜59RRと、出力インタフェース回路56bから
出力される駆動制御信号CSra及びCSrbによって後輪
操舵装置のサーボ弁85を駆動する駆動回路61a,6
1bとを備えている。
The controller 4 includes a microcomputer 56 having at least an input interface circuit 56a, an output interface circuit 56b, an arithmetic processing device 56c, and a storage device 56d;
The vertical displacement detection values X 2FL ″ to X 2RR ″ of the FL to 51RR are converted into digital values and supplied to the input interface circuit 56a, and the relative displacement detection values X of the A / D converters 57FL to 57RR and the stroke sensors 52FL to 52RR. input interface circuit 56a converts the DFL to X DRR to a digital value
A / D converters 58FL to 58RR supplied to the A / D converter 6 and an A / D converter 6 which converts the detected steering angle θ S of the steering angle sensor 54 into a digital value and supplies the digital value to the input interface circuit 56a.
0R and the rear wheel steering angle detection value δ rd of the rear wheel steering angle sensor 54R are converted into digital values and input interface circuit 56a
A / D converter 60R that supplies the yaw rate sensor 5
5 of the yaw rate detection value Y D converted to a digital value input interface circuit 56a to supply the A / D converter 6
0Y, a step control signal for each of the step motors 41FL to 41RR output from the output interface circuit 56b is input, and the motor drive circuits 59FL to 59RR for converting this into step pulses to drive each of the step motors 41FL to 41RR. Drive circuits 61a and 61 for driving the servo valve 85 of the rear wheel steering device with the drive control signals CS ra and CS rb output from the output interface circuit 56b.
1b.

【0024】ここで、マイクロコンピュータ56の演算
処理装置56cは、図10〜図12の処理を実行して、
上下加速度センサ51FL〜51RRから入力される車体の
上下加速度検出値X2FL ″〜X2RR ″を積分した車体上
下速度X2FL ′〜X2RR ′と、ストロークセンサ52FL
〜52RRから入力される車輪及び車体間の相対変位検出
値XDFL (=X2FL −X1FL )〜XDRR (=X2RR −X
1RR )を微分した相対速度XDFL ′〜XDRR ′とに基づ
いてスカイフック制御を行うための減衰力係数Cを決定
し、決定された減衰係数Cに対応するステップモータ4
1FL〜41RRの目標ステップ角θT を算出し、この目標
ステップ角θT と現在のステップ角θPとの差値を算出
して、これに応じたステップ制御量をモータ駆動回路5
9FL〜59RRに出力すると共に、操舵角センサ54Sの
操舵角検出値θS に基づいて前輪舵角δf を算出し、次
いで車速センサ53の車速検出値Vに基づいて前後輪の
舵角比kを算出し、この舵角比kに基づいて後輪舵角δ
r を算出し、後輪舵角δrと後輪舵角検出値δrdとの差
値が零となるように開閉制御信号CSra及びCSrbを出
力し、さらにヨーレート検出値YD に基づいてそのピー
ク値を検出し、このピーク値の大きさに応じて操舵制御
におけるヨーレートフィードバック制御ゲインkP を変
更すると共に、旋回外輪側の減衰力可変ショックアブソ
ーバに対する減衰係数を変更する。
Here, the arithmetic processing unit 56c of the microcomputer 56 executes the processing of FIGS.
A vehicle body vertical velocity X 2FL '~X 2RR' obtained by integrating the vehicle body vertical acceleration detection value X 2FL "~X 2RR" input from the vertical acceleration sensor 51FL~51RR, stroke sensor 52FL
To 52RR, the relative displacement detection values X DFL (= X 2FL -X 1FL ) to X DRR (= X 2RR -X)
1RR ), the damping force coefficient C for performing the skyhook control is determined based on the relative speeds X DFL ′ to X DRR ′, and the step motor 4 corresponding to the determined damping coefficient C is determined.
Calculates a target step angle theta T of 1FL~41RR, this calculates the difference value between the target step angle theta T and the current step angle theta P, the motor driving circuit a step control amount corresponding to 5
And outputs the 9FL~59RR, calculates a front wheel steering angle [delta] f based on the steering angle detected value theta S of the steering angle sensor 54S, then the steering angle ratio k of the front and rear wheels based on the vehicle speed detection value V of the vehicle speed sensor 53 Is calculated based on the steering angle ratio k.
calculating a r, and outputs a switching control signal CS ra and CS rb as difference value between the rear wheel steering angle [delta] r and the rear wheel steering angle detected value [delta] rd becomes zero, based on further yaw rate detection value Y D The peak value is detected, the yaw rate feedback control gain k P in the steering control is changed according to the magnitude of the peak value, and the damping coefficient for the damping force variable shock absorber on the turning outer wheel is changed.

【0025】また、記憶装置56dは、演算処理装置5
6cの演算処理に必要なプログラムを予め記憶している
と共に、演算処理過程での必要な値及び演算結果を逐次
記憶し、さらに予め目標ヨーレートを算出するための目
標ヨーレートマップを格納している。ここで、目標ヨー
レートマップは、図13に示すように、X軸に操舵角セ
ンサ54Sの操舵角検出値θS 、Y軸に車速センサ53
の車速検出値V及びZ軸に目標ヨーレートYO を夫々と
り、例えば操舵角検出値θS が90度で車速検出値Vが
60km/hであるときにピークをとる3次元マップで構成
されている。なお、この目標ヨーレートマップは、あく
までタイヤ特性によって決定され、例えばグリップ力の
高いタイヤ等では、図13とは異なってピークポイント
が操舵角検出値θs が大きな範囲までまたがることにな
り、それを過ぎると急減するような特性となる。
The storage device 56d stores the arithmetic processing device 5
A program necessary for the arithmetic processing of FIG. 6c is stored in advance, necessary values in the arithmetic processing process and arithmetic results are sequentially stored, and a target yaw rate map for calculating a target yaw rate is stored in advance. Here, as shown in FIG. 13, the target yaw rate map has a steering angle detection value θ S of the steering angle sensor 54S on the X axis and a vehicle speed sensor 53 on the Y axis.
And a target yaw rate Y O on the Z-axis, respectively, and a three-dimensional map that peaks when the steering angle detection value θ S is 90 degrees and the vehicle speed detection value V is 60 km / h, for example. I have. Incidentally, the target yaw rate map is determined by only the tire characteristics, for example in high grip tires, etc., would span to a large extent a peak point steering angle detection value theta s is different from the FIG. 13, it If it passes too long, the characteristic will decrease sharply.

【0026】次に、上記実施例の動作をマイクロコンピ
ュータ56の演算処理装置56cの減衰力制御処理の一
例を示す図10、操舵制御処理の一例を示す図11及び
減衰係数設定処理の一例を示す図12を伴って説明す
る。すなわち、図10の減衰力制御処理は、所定時間
(例えば20msec)毎にタイマ割込処理として実行さ
れ、先ずステップS1で車速検出値V、操舵角検出値θ
S 及び各上下加速度検出値X2i″(i=FL,FR,RL,R
R)を読込み、次いで、ステップS2に移行して、各相
対変位検出値XDiを読込み、次いでステップS3に移行
して、ステップS1で読込んだ上下加速度検出値X2i
を例えばローパスフィルタ処理することにより積分して
車体上下速度X2i′を算出し、これらを記憶装置56d
の所定記憶領域に一時記憶し、次いでステップS4に移
行してステップS2で読込んだ相対変位検出値XDiを例
えばハイパスフィルタ処理することにより微分して相対
速度XDi′を算出し、これらを記憶装置56dの所定記
憶領域に一時記憶してからステップS5に移行する。
Next, the operation of the above embodiment will be described with reference to a micro computer.
Of the damping force control processing of the arithmetic processing unit 56c of the computer 56
FIG. 10 showing an example, FIG. 11 showing an example of a steering control process, and
A description will be given with reference to FIG. 12 showing an example of the attenuation coefficient setting process.
You. That is, the damping force control processing of FIG.
(For example, every 20 msec)
First, in step S1, the vehicle speed detection value V and the steering angle detection value θ
SAnd each vertical acceleration detection value X2i″ (I = FL, FR, RL, R
R), and then proceeds to step S2, where each phase is read.
Displacement detection value XDiAnd then proceed to step S3
Then, the vertical acceleration detection value X read in step S12i
Is integrated by, for example, low-pass filtering.
Body vertical speed X2i′ Are calculated and these are stored in the storage device 56 d
Is temporarily stored in a predetermined storage area, and then the process proceeds to step S4.
And the relative displacement detection value X read in step S2.DiThe example
For example, by performing high-pass filter processing,
Speed XDi′ Are calculated, and these are stored in a predetermined
After the temporary storage in the storage area, the process proceeds to step S5.

【0027】このステップS5では、前記ステップS3
及びS4で算出した車体上下速度X 2i′及び相対速度X
Di′と制御ゲインCS とに基づいて下記(1)式の演算
を行ってスカイフック制御を行うための減衰係数Cを算
出してからステップS6に移行する。 C=CS ・X2i′/XDi′ …………(1) ステップS6では、後述する図12の制御ゲイン設定処
理で減衰力制御フラグFM及びFHが共に“0”にリセ
ットされているか否かを判定し、減衰力制御フラグFが
“0”にリセットされているときには、直接ステップS
16に移行し、制御フラグFM及びFHの何れか一方が
“1”にセットされているときには、ステップS7に移
行する。
In step S5, step S3
And the vehicle vertical speed X calculated in S4 2i'And relative velocity X
Di'And control gain CSCalculation of the following equation (1) based on
To calculate the damping coefficient C for performing the skyhook control.
Then, the process proceeds to step S6. C = CS・ X2i'/ XDi'(1) In step S6, a control gain setting process of FIG.
Resets both the damping force control flags FM and FH to “0”.
It is determined whether or not the damping force control flag F has been set.
If it has been reset to "0", then step S
The process proceeds to 16 and one of the control flags FM and FH is
If it is set to "1", the process moves to step S7.
Run.

【0028】このステップS7では、制御フラグFMが
“1”にセットされているか否かを判定し、制御フラグ
FMが“1”にセットされているときにはステップS8
に移行し、ステップS5で算出した各減衰力可変ショッ
クアブソーバ3i(i=FL,FR,RL,RR)の減衰係数C
i が予め設定した中程度の減衰係数CM 以上であるか否
かを判定し、Ci ≧CM であるときには直接ステップS
16に移行し、Ci <CM であるときには、ステップS
9に移行して前輪の旋回外輪側の減衰係数CFOを中減衰
係数CM に設定してからステップS16に移行する。
In this step S7, it is determined whether or not the control flag FM is set to "1". When the control flag FM is set to "1", step S8 is executed.
And the damping coefficient C of each damping force variable shock absorber 3i (i = FL, FR, RL, RR) calculated in step S5.
i is equal to or a degree of damping coefficient C M or more in a preset, directly to step S when a C i ≧ C M
Proceeds to 16, when it is C i <C M, the step S
Proceeds to 9 transition from set to medium damping coefficient C M the damping coefficient C FO of front turning outer wheel side in step S16.

【0029】一方、ステップS7の判定結果が、制御フ
ラグFMが“0”にリセットされているものであるとき
には、制御フラグFHが“1”にセットされているもの
と判断して、ステップS12に移行し、ステップS5で
算出した各減衰力可変ショックアブソーバ3iに対する
減衰係数Ci が予め設定した中減衰係数CM と最大減衰
係数CMAX との中間の高減衰係数CH 以上であるか否か
を判定し、Ci ≧CHであるときには直接ステップS1
6に移行し、Ci <CH であるときには、ステップS1
3に移行して減衰係数Ci を高減衰係数CH に設定して
からステップS16に移行する。
On the other hand, if the result of the determination in step S7 is that the control flag FM has been reset to "0", it is determined that the control flag FH has been set to "1", and the flow proceeds to step S12. migrated, whether or not the damping coefficient C M and the maximum damping coefficient C MAX and intermediate high damping coefficient C H more of the damping coefficient C i for each variable damping force shock absorber 3i calculated in step S5 is set in advance Is determined, and if C i ≧ C H , step S1 is directly performed.
Moves to 6, when it is C i <C H is the step S1
3 proceeds to the migrating damping coefficient C i from the set to the high damping coefficient C H to step S16.

【0030】ステップS16では、上記ステップS5,
S9又はS13で算出した減衰係数Cが予め設定された
減衰力可変ショックアブソーバ3iでの最小減衰力C
MIN 以下であるか否かを判定し、C>CMIN であるとき
には、ステップS17に移行して車体上下速度X2i′が
正であるか否かを判定し、X2i′>0であるときには、
ステップS18に移行して、前記ステップS5,S9又
はS13で算出した減衰係数Cを伸側で設定するよう
に、図8に対応する制御マップのθA 〜θB1の領域を参
照して目標ステップ角θT を算出してからステップS1
9に移行する。
In step S16, steps S5 and S5 are executed.
The damping coefficient C calculated in S9 or S13 is the minimum damping force C in the damping force variable shock absorber 3i set in advance.
It is determined whether or not the vehicle speed is not more than MIN . When C> C MIN , the process proceeds to step S17 to determine whether or not the vehicle body vertical speed X 2i ′ is positive. When X 2i ′> 0, ,
In step S18, the target step is performed by referring to the region of θ A to θ B1 of the control map corresponding to FIG. 8 so that the attenuation coefficient C calculated in step S5, S9 or S13 is set on the extension side. Step S1 after calculating the angle θ T
Move to 9.

【0031】このステップS19では、記憶装置56d
に格納されている現在ステップ角θ P と目標ステップ角
θT との偏差を算出し、これをステップ制御量Sとして
記憶装置56dの所定記憶領域に更新記憶すると共に、
前記目標ステップ角θT を現在ステップ角θP として更
新記憶し、次いで、ステップS20に移行して、記憶装
置56dの所定記憶領域に格納されているステップ制御
量Sをモータ駆動回路59iに出力してからタイマ割込
処理を終了して所定のメインプログラムに復帰する。
In this step S19, the storage device 56d
Current step angle θ stored in PAnd target step angle
θTIs calculated as a step control amount S.
While updating and storing in a predetermined storage area of the storage device 56d,
The target step angle θTIs the current step angle θPUpdate as
The new storage is performed, and then the process proceeds to step S20, where the storage device
Step control stored in a predetermined storage area of the storage 56d
Outputs the amount S to the motor drive circuit 59i and then interrupts the timer
The process ends and returns to the predetermined main program.

【0032】また、ステップS17の判定結果がX2i
<0であるときには、ステップS21に移行して、前記
ステップステップS5,S9又はS13で算出した減衰
係数Cを圧側で設定するように、図8に対応する制御マ
ップのθB2〜θC の領域を参照して目標ステップ角θT
を算出してから前記ステップS19に移行する。さら
に、ステップS16の判定結果が、C≦CMIN であると
きには、ステップS22に移行して、図8に対応する制
御マップのθB1〜θB2の領域を参照して目標ステップ角
θT を算出してから前記ステップS19に移行する。
The result of the determination in step S17 is X 2i '.
If <0, the process proceeds to step S21, and the region of θ B2 to θ C in the control map corresponding to FIG. 8 is set so that the damping coefficient C calculated in step S5, S9 or S13 is set on the pressure side. Step angle θ T
Then, the process proceeds to step S19. Further, when the determination result in step S16 is C ≦ C MIN , the process proceeds to step S22, and the target step angle θ T is calculated with reference to the region from θ B1 to θ B2 of the control map corresponding to FIG. Then, the process proceeds to step S19.

【0033】この図10の処理が減衰力制御手段に対応
し、ステップS7〜S15の処理と後述する図12の減
衰係数設定処理とが減衰係数変更手段に対応している。
図11の操舵制御処理は、上記減衰力制御処理と同様
に、所定時間(例えば20msec)毎のタイマ割込処理と
して実行され、先ずステップS31で車速センサ53の
車速検出値V、操舵角センサ54Sの操舵角検出値
θS 、ヨーレートセンサ55のヨーレート検出値YD
び後輪舵角センサ54Rの後輪舵角検出値δrdを読込
み、次いでステップS32に移行して、操舵角検出値θ
S をステアリングギヤ比Nで除して前輪舵角δF (=θ
S /N)を算出する。
The processing in FIG. 10 corresponds to the damping force control means, and the processing in steps S7 to S15 and the later-described damping coefficient setting processing in FIG. 12 correspond to the damping coefficient changing means.
The steering control process of FIG. 11 is executed as a timer interrupt process every predetermined time (for example, 20 msec) similarly to the above-described damping force control process. First, in step S31, the vehicle speed detection value V of the vehicle speed sensor 53 and the steering angle sensor 54S the steering angle detection value theta S, reads the wheel steering angle detected value [delta] rd after the yaw rate detection value Y D and the rear wheel steering angle sensor 54R of the yaw rate sensor 55, then the process proceeds to step S32, the steering angle detection value theta
S is divided by the steering gear ratio N to obtain the front wheel steering angle δ F (= θ
S / N) is calculated.

【0034】次いで、ステップS33に移行して、車速
検出値Vをもとに下記(2)式の演算を行って前後輪の
舵角比kを算出する。 k={bL−mV2 (a/Cr )}/{aL−mV2 (a/Cf )}…(2) 次いで、ステップS34に移行して、車速検出値V及び
操舵角検出値θS をもとに図13の目標ヨーレートマッ
プを参照して目標ヨーレートYO を算出し、次いでステ
ップS35に移行して、目標ヨーレートYO とステップ
S31で読込んだヨーレート検出値YD との偏差ε(=
O −YD )を算出し、次いでステップS36に移行し
て、ヨーレート偏差εを例えばハイパスフィルタ処理に
よって微分してヨーレート偏差微分値ε′を算出し、次
いでステップS37に移行して下記(3)式の演算を行
って後輪舵角δr を算出する。
Next, the routine proceeds to step S33, where the following equation (2) is calculated based on the detected vehicle speed V to calculate the steering angle ratio k of the front and rear wheels. k = {bL−mV 2 (a / C r )} / {aL−mV 2 (a / C f )} (2) Then, the process proceeds to step S34, where the vehicle speed detection value V and the steering angle detection value θ are obtained. Based on S , the target yaw rate Y O is calculated with reference to the target yaw rate map of FIG. 13, and then the process proceeds to step S35, where the deviation between the target yaw rate Y O and the yaw rate detection value Y D read in step S31. ε (=
Y O −Y D ), and then proceeds to step S36 to differentiate the yaw rate deviation ε by, for example, high-pass filter processing to calculate a yaw rate deviation differential value ε ′, and then proceeds to step S37 to obtain the following (3) ) is calculated rear wheel steering angle [delta] r by performing the calculation of the equation.

【0035】 δr =k・δf +kP ・ε+kD ・ε′ …………(3) ここで、kP はヨーレートフィードバック制御ゲインで
あり、後述する図12の制御ゲイン設定処理で記憶装置
56dの所定記憶領域に更新記憶された値を読出して使
用し、kD は予め設定された固定値の制御ゲインであ
る。次いで、ステップS38に移行して、後輪舵角δr
と後輪舵角検出値δrdとの偏差Δδr (=δr −δrd
を算出し、差値Δδr が零であるときには、サーボ弁8
5に対する制御信号CSra及びCSrbを共に論理値
“0”に、差値Δδr が正(Δδr >0)であるときに
は、制御信号CSraを論理値“1”に、制御信号CSrb
を論理値“0”に、差値Δδr が負(Δδr <0)であ
るときには、制御信号CSraを論理値“0”に、制御信
号CSrbを論理値“1”に夫々設定して駆動回路61
a,61bに出力してからタイマ割込処理を終了して所
定のメインプログラムに復帰する。
Δ r = k · δ f + k P · ε + k D · ε ′ (3) where k P is a yaw rate feedback control gain, and is a storage device in a control gain setting process of FIG. The value updated and stored in the predetermined storage area of 56d is read and used, and k D is a preset fixed value control gain. Then, the process proceeds to step S38, the rear wheel steering angle [delta] r
Deviation between the rear wheel steering angle detected value [delta] rd and Δδ r (= δ r -δ rd )
Calculates, when the difference value .DELTA..delta r is zero, the servo valve 8
It is both a logic value "0" to the control signal CS ra and CS rb for 5, when a difference value .DELTA..delta r is positive (Δδ r> 0), the control signal CS ra to the logical value "1", the control signal CS rb
To logic value "0", when the difference value .DELTA..delta r is negative (Δδ r <0), the control signal CS ra to the logical value "0", respectively set the control signal CS rb to the logical value "1" Drive circuit 61
a, 61b, then terminates the timer interrupt process and returns to the predetermined main program.

【0036】この図11の処理が操舵制御手段に対応し
ている。さらに、図12の制御ゲイン設定処理は、上記
減衰力制御処理及び操舵制御処理と同様に、所定時間
(例えば20msec)毎のタイマ割込処理として実行さ
れ、先ずステップS41でヨーレート検出値YD (n) を
読込み、次いでステップS42に移行して、今回読込ん
だヨーレート検出値YD (n) の絶対値が前回読込んだヨ
ーレート検出値YD (n-1) の絶対値より小さいか否かを
判定することにより、ヨーレートピーク値YP を検出す
る。
The processing in FIG. 11 corresponds to the steering control means. Further, the control gain setting process of FIG. 12 is executed as a timer interrupt process every predetermined time (for example, 20 msec), similarly to the above-described damping force control process and steering control process. First, in step S41, the yaw rate detection value Y D ( n) reads, then the process proceeds to step S42, whether the absolute value of the current Kaidoku elaborate the yaw rate detection value Y D (n) is smaller than the absolute value of the previous Kaidoku elaborate the yaw rate detection value Y D (n-1) The yaw rate peak value Y P is detected by judging this.

【0037】次いでステップS43に移行して、ヨーレ
ートピーク値YP が予め設定した比較的小さい第1の設
定値YPS1 以上であるか否かを判定し、YP <YPS1
あるときには、ステップS44に移行して減衰力制御処
理における中減衰力制御フラグFM及び高減衰力制御フ
ラグFHを共に“0”にリセットすると共に、操舵制御
処理におけるヨーレートフィードバック制御ゲインkP
を低制御ゲインkPLに設定してこれを記憶装置56dの
所定記憶領域に更新記憶してからタイマ割込処理を終了
して所定のメインプログラムに復帰する。
[0037] Next, the routine proceeds to step S43, determines whether the yaw rate peak value Y P is preset relatively small first set value Y PS1 above, when a Y P <Y PS1, the step In S44, both the middle damping force control flag FM and the high damping force control flag FH in the damping force control processing are reset to "0", and the yaw rate feedback control gain k P in the steering control processing is performed.
Is set to the low control gain k PL , and this is updated and stored in the predetermined storage area of the storage device 56d, and then the timer interrupt process is terminated and the process returns to the predetermined main program.

【0038】また、ステップS43の判定結果がYP
PS1 であるときには、ステップS45に移行して、ヨ
ーレートピーク値YP が予め設定した第1の設定値Y
PS1 より大きい第2の設定値YPS2 以上であるか否かを
判定し、YP <YPS2 であるときには、ステップS46
に移行して、中減衰力制御フラグFMを“1”にセット
すると共に、ヨーレートフィードバック制御ゲインkP
を低制御ゲインkPLより高い標準制御ゲインkPNに設定
してこれを記憶装置56dの所定記憶領域に更新記憶し
てからタイマ割込処理を終了して所定のメインプログラ
ムに復帰する。
Further, the determination result of step S43 is Y P
When a Y PS1, the process proceeds to step S45, the first setting value Y yaw rate peak value Y P is set in advance
It is determined whether or not the second set value Y PS2 which is larger than PS1 is equal to or more than Y PS2 . If Y P <Y PS2 , the process proceeds to step S46.
To set the middle damping force control flag FM to "1", and set the yaw rate feedback control gain k P
The low control gain k it is set to higher than normal control gain k PN PL after updating stored in a predetermined storage area of the storage device 56d terminates the timer interrupt processing returns to the predetermined main program.

【0039】さらに、ステップS45の判定結果がYP
≧YPS2 であるときには、ステップS47に移行して、
高減衰力制御フラグFHを“1”にセットすると共に、
ヨーレートフィードバック制御ゲインkP を標準制御ゲ
インkPNより高い高制御ゲインkPHに設定し、これを記
憶装置56dの所定記憶領域に更新記憶してからタイマ
割込処理を終了して所定のメインプログラムに復帰す
る。
Further, the determination result of step S45 is Y P
If ≧ Y PS2 , the process proceeds to step S47,
While setting the high damping force control flag FH to “1”,
The yaw rate feedback control gain k P is set to a high control gain k PH higher than the standard control gain k PN , and this is updated and stored in a predetermined storage area of the storage device 56d. Return to.

【0040】したがって、今、車両が平坦な良路を定速
直進走行しているものとすると、この状態では、車体の
上下動が殆どないので、各上下加速度センサ51FL〜5
1RRから出力される上下加速度検出値X2FL ″〜
2RR ″は略零であり、操舵角検出値θS も零となる。
この結果、図12の減衰係数設定処理が実行されたとき
に、ステップS42で算出される目標ヨーレートYO
略零となる。このため、ステップS43を経てステップ
S44に移行して中減衰力制御フラグFM及び高減衰力
制御フラグFHが共に“0”にリセットされると共に、
操舵制御におけるヨーレートフィードバック制御ゲイン
P が低制御ゲインkPLに設定される。
Therefore, assuming that the vehicle is traveling straight ahead on a flat good road at a constant speed, there is almost no vertical movement of the vehicle in this state.
Vertical acceleration detection value X 2FL ″ output from 1RR
X 2RR ″ is substantially zero, and the detected steering angle θ S is also zero.
As a result, when the damping coefficient setting process of FIG. 12 is executed, the target yaw rate Y O calculated in step S42 also becomes substantially zero. Therefore, the process proceeds to step S44 via step S43, where the middle damping force control flag FM and the high damping force control flag FH are both reset to “0”, and
The yaw rate feedback control gain k P in the steering control is set to the low control gain k PL .

【0041】このため、図10の減衰力制御処理が実行
されたときに、ステップS3で算出される車体上下速度
2FL ′〜X2RR ′も略零となり、中及び高減衰力制御
フラグFM及びFHが共に“0”にリセットされている
ので、ステップS5で各減衰力可変ショックアブソーバ
3FL〜3RRに対する減衰係数CFL〜CRRも略零となるた
ため、ステップS6からステップS16を経てステップ
S22に移行して、伸側及び圧側最小減衰係数CnMIN
びCaMINとなるステップ角θB1〜θB2の範囲内のステッ
プ角を目標ステップ角θT として設定し、このステップ
モータ41FL〜41RRのステップ角が目標ステップ角θ
T に一致するように駆動される。このため、減衰力可変
ショックアブソーバ3FL〜3RRの弁体31が図6に示す
位置Bにセットされ、これによって、ピストン8の伸側
及び圧側の減衰係数Cが夫々最小減衰係数CnMIN及びC
aMINに設定される。したがって、この状態で、車輪に路
面の細かな凹凸による振動が入力されても、これが減衰
力可変ショックアブソーバ3FL〜3RRで吸収されて車体
に伝達されず、良好な乗心地を確保することができ、乗
心地を重視した減衰力制御を行うことができる。
Therefore, when the damping force control processing of FIG. 10 is executed, the vehicle body vertical speeds X 2FL ′ to X 2RR ′ calculated in step S3 become substantially zero, and the middle and high damping force control flags FM and Since both FH are reset to “0”, the damping coefficients C FL to C RR for the respective damping force variable shock absorbers 3 FL to 3 RR also become substantially zero in step S 5, so that step S 16 passes from step S 16 to step S 22. Then, the step angles within the range of the step angles θ B1 to θ B2 at which the extension-side and compression- side minimum damping coefficients C nMIN and CaMIN are set as the target step angle θ T , and the step angles of the step motors 41FL to 41RR are set. Is the target step angle θ
Driven to match T. For this reason, the valve elements 31 of the variable damping force shock absorbers 3FL to 3RR are set at the position B shown in FIG. 6, whereby the extension side and compression side damping coefficients C of the piston 8 are reduced to the minimum damping coefficients CnMIN and Cn, respectively.
Set to aMIN . Therefore, in this state, even if vibrations due to fine unevenness of the road surface are input to the wheels, the vibrations are absorbed by the variable damping force shock absorbers 3FL to 3RR and are not transmitted to the vehicle body, so that a good ride comfort can be secured. Thus, it is possible to perform damping force control with emphasis on ride comfort.

【0042】一方、図11の操舵制御処理が実行された
とき、車両が直進走行状態であるので、操舵角検出値θ
S が零であり、ステップS35で算出される目標ヨーレ
ートYO も零となるので、ステップS37で算出される
後輪舵角δr も零となるため、制御信号CSra及びCS
rbが共に論理値“0”となり、直進走行状態を維持す
る。このとき、ヨーレートフィードバック制御ゲインk
P が低制御ゲインkPLに制御されているので、砂利道等
で多少車体がふらついたとしても、前記(3)式に右辺
第2項のフィードバック項が小さい値となるので、後輪
操舵の応答性が低くなっているので、過度の操縦安定性
制御によって乗員に違和感を与えることを防止すること
ができる。
On the other hand, when the steering control process shown in FIG. 11 is executed, the vehicle is in a straight running state, so that the detected steering angle θ
Since S is zero and the target yaw rate Y O calculated in step S35 is also zero, the rear wheel steering angle δ r calculated in step S37 is also zero, so that the control signals CS ra and CS
rb both assume the logical value “0” and maintain the straight traveling state. At this time, the yaw rate feedback control gain k
Since P is controlled to a low control gain k PL, even if some were unsteady vehicle gravel road or the like, wherein (3) Since the feedback term of the second term becomes a small value in the expression, the rear wheel steering Since the responsiveness is low, it is possible to prevent the occupant from feeling uncomfortable due to excessive steering stability control.

【0043】この良路走行状態で、例えば前上がりの段
差等の一過性の段部を通過するときには、この段部通過
によって車体が上下動しないときには、車体上下速度X
2FL′〜X2RR ′が零を維持するので、最小減衰係数C
aMIN及びCnMIN状態を維持するため、車輪が段部に乗り
上げたときの突き上げ力を吸収することができるが、比
較的大きな段部に乗り上げて、その突き上げ力を吸収し
きれないときには、車体も上方に変位されることにな
り、このため車体上下速度X2FL ′〜X2RR ′が正方向
に増加することになる。このように、車体上下速度X
2FL ′〜X2RR ′が正方向に増加すると、ステップS1
7からステップS18に移行して、図8のステップ角θ
A 〜θB1の領域で減衰係数Cに応じた目標ステップ角θ
T が算出されるので、減衰力可変ショックアブソーバ3
FL〜3RRの弁体31が図5に示すように切換制御され
る。この結果、段部乗り上げによって相対速度XDFL
〜XDRR′が負即ち車体側の変位速度X2i′に対して車
輪側の変位速度X1i′が速くてピストン8が圧側に移動
するときには、圧側の最小減衰係数CaMINを維持してい
るので、車輪側への振動入力を吸収することができ、こ
の状態から段部を乗り越えることにより車輪側の上昇速
度が車体側の上昇速度より小さくなると相対速度
DFL ′〜XDRR ′が正となってピストン8が伸側に移
動することになる。このときには、減衰係数Cが大きな
値となるので、車体の上昇を抑制する制振効果を発揮
し、その後車体の上昇が停止すると、車体上下速度X
2FL ′〜X2RR ′が零となることにより、前述したよう
にステップモータ41FL〜41RRが反時計方向に回動さ
れて位置Bに復帰され、これによって圧側及び伸側が共
に最小減衰係数C aMIN及びCnMINに制御され、次いで車
体が下降を開始すると、これに応じて車体上下速度X
2FL ′〜X2RR ′が負方向に増加することにより、ステ
ップS17からステップS21に移行して、図8の制御
マップを参照してステップ角θB2〜θ C の範囲で減衰係
数Cに応じた目標ステップ角θT を算出することによ
り、弁体31がさらに反時計方向に回動されて、図7に
示す回動位置に回動される。このため、車体が下降し、
且つ相対速度XDFL ′〜XDRR ′が負となってピストン
8が圧側に移動する状態では、減衰力が大きくなること
により、大きな制振効果が発揮される。
In this good road traveling state, for example,
When passing through a temporary step such as a difference,
When the vehicle does not move up and down due to
2FL'~ X2RR′ Remain zero, so that the minimum damping coefficient C
aMINAnd CnMINWheels ride on steps to maintain condition
Although it can absorb the pushing force when raised,
Riding on a relatively large step, absorbing the thrust
Otherwise, the vehicle will be displaced upward.
Therefore, the vehicle vertical speed X2FL'~ X2RR′ Is positive
Will increase. Thus, the vehicle vertical speed X
2FL'~ X2RR′ Increases in the positive direction, step S1
7 to step S18, the step angle θ in FIG.
A~ ΘB1Target step angle θ according to the damping coefficient C in the region of
TIs calculated, so that the damping force variable shock absorber 3
The switching of the valve element 31 of FL to 3RR is controlled as shown in FIG.
You. As a result, the relative speed XDFL
~ XDRRIs negative, ie, the displacement speed X on the vehicle body side.2iCar
Wheel side displacement speed X1i'Is fast and piston 8 moves to the compression side
The minimum damping coefficient C on the pressure sideaMINMaintain
Therefore, vibration input to the wheel side can be absorbed,
The climb speed on the wheel side by overcoming the step from the state of
When the degree becomes lower than the ascent speed on the vehicle side, the relative speed
X DFL'~ XDRR′ Becomes positive and the piston 8 moves to the extension side.
Will move. At this time, the attenuation coefficient C is large.
Value, so it has a damping effect that suppresses the rise of the body
Then, when the vehicle body stops rising, the vehicle body vertical speed X
2FL'~ X2RR′ Becomes zero,
Then, the step motors 41FL to 41RR are turned counterclockwise.
To return to position B, whereby both the compression side and the extension side
The minimum damping coefficient C aMINAnd CnMINControlled by the car
When the body starts descending, the vehicle vertical speed X
2FL'~ X2RR′ Increases in the negative direction,
The process proceeds from step S17 to step S21, and the control shown in FIG.
Step angle θ with reference to the mapB2~ Θ CAttenuator in the range
Target step angle θ according to number CTBy calculating
As a result, the valve element 31 is further rotated counterclockwise, as shown in FIG.
It is turned to the turning position shown. For this reason, the body descends,
And relative speed XDFL'~ XDRR'Becomes negative and piston
In the state where 8 moves to the compression side, the damping force increases.
As a result, a great damping effect is exhibited.

【0044】逆に車輪が前下がりの段差を通過するとき
には、先ず車輪がリバウンドすることにより、相対速度
DFL ′〜XDRR ′が正方向に増加するが、このときに
は車体は上下動しないので、車体上下速度X2FL ′〜X
2RR ′は零であるので、減衰力可変ショックアブソーバ
3FL〜3RRの減衰係数は最小減衰係数CaMIN及びCnM IN
を維持し、車輪の下降を許容し、その後、車体が下降を
開始すると、車体上下速度X2FL ′〜X2RR ′が負方向
に増加すると、減衰係数Cが大きな値となって、ステッ
プ角θB2〜θC の範囲の目標ステップ角θT が算出され
ることになり、弁体31が図7に示す位置に回動される
ため、ピストン8の圧側の移動に対しては大きな減衰力
を与えて大きな制振効果を発揮することができ、その後
車体上下速度X2FL ′〜X2RR ′が小さくなって減衰係
数Cが小さくなるに応じて、弁体31が時計方向に回動
されて位置B側に戻り、車体上下速度X2FL ′〜
2RR ′が零となると、弁体31が位置Bとなって、最
小減衰係数CaMIN及びCnMINとなる。その後、車体が揺
り戻しによって上昇を開始すると、車体上下速度
2FL ′〜X2RR ′が正方向に増加すると共に、相対速
度XDFL ′〜XDRR ′が正方向となることにより、減衰
係数Cの増加に伴ってステップ角θA 側となる目標ステ
ップ角θT が算出されて、弁体31が時計方向に回動さ
れて図5に示す位置となることにより、ピストン8の伸
側の移動に対しては大きな減衰力を与えて制振効果を発
揮することができる。
Conversely, when the wheels pass through the step of descending forward, the relative speeds X DFL 'to X DRR ' increase in the forward direction by first rebounding the wheels. At this time, however, the vehicle body does not move up and down. Body vertical speed X 2FL '~ X
Since 2RR 'is zero, the damping coefficients of the damping force variable shock absorbers 3FL to 3RR are the minimum damping coefficients C aMIN and C nM IN
Maintaining, allowing the lowering of the wheels, then the vehicle starts to descend, the vehicle body vertical velocity X 2FL '~X 2RR' is increased in the negative direction, is the attenuation coefficient C is a large value, the step angle θ will be B2 through? C target step angle theta T ranging is calculated, since the valve body 31 is rotated to the position shown in FIG. 7, a large damping force against movement of the compression side of the piston 8 As a result, the valve body 31 is rotated clockwise as the vehicle vertical speeds X 2FL ′ to X 2RR ′ become smaller and the damping coefficient C becomes smaller. Return to the B side, and the vehicle vertical speed X2FL '~
When X 2RR ′ becomes zero, the valve element 31 is at the position B, and has the minimum damping coefficients C aMIN and C nMIN . Thereafter, when the vehicle body starts rising by swinging back, the vehicle body vertical speeds X 2FL ′ to X 2RR ′ increase in the positive direction, and the relative speeds X DFL ′ to X DRR ′ become the positive direction. is the target step angle theta T as a step angle theta a side with an increase in the calculation, by the valve body 31 is a position shown in FIG. 5 is rotated in the clockwise direction, the movement of the extension side of the piston 8 , A large damping force can be given to exert a vibration damping effect.

【0045】このように、良路を走行している状態で一
過性の段差を通過する場合には、スカイフック制御によ
って良好な制振効果を発揮することができ、悪路を走行
する場合にも、車体上下速度X2FL ′〜X2RR ′の正
(又は負)によってステップ角θA 側(又はステップ角
θC 側)の目標ステップ角θT が算出されることによ
り、車体が上昇して相対速度XDFL ′〜XDRR ′が負及
び車体が下降して相対速度XDFL ′〜XDRR ′が正とな
る加振方向であるときに減衰係数Cを最小減衰係数C
aMIN及びCnMINに制御し、逆に車体が上昇して相対速度
DFL ′〜XDRR ′が正及び車体が下降して相対速度X
DFL ′〜XDRR ′が負となる制振方向であるときに減衰
係数Cを上下速度度X2FL ′〜X2RR ′及び相対速度X
DFL ′〜XDRR′に応じた最適な減衰係数に制御して、
良好な乗心地を確保することができる。
As described above, when the vehicle travels on a temporary bump while traveling on a good road, a good vibration damping effect can be exerted by the skyhook control. also, by the target step angle theta T positive vehicle body vertical velocity X 2FL '~X 2RR' (or negative) by the step angle theta a side (or step angle theta C side) is calculated, the vehicle body is raised When the relative speeds X DFL 'to X DRR ' are negative and the vehicle body descends and the relative speeds X DFL 'to X DRR ' are positive, the damping coefficient C is set to the minimum damping coefficient C.
aMIN and CnMIN , the vehicle body rises and the relative speeds X DFL 'to X DRR ' become positive, and the vehicle body descends and the relative speed X
DFL 'to X DRR' vertical velocity of the damping coefficient C when it is damping direction as the negative X 2FL 'to X 2RR' and relative velocity X
By controlling to the optimal damping coefficient according to DFL 'to XDRR ',
Good ride comfort can be ensured.

【0046】また、悪路を走行する状態でも、上記段差
通過時と同様に、車体が上昇して相対速度XDFL ′〜X
DRR ′が負及び車体が下降して相対速度XDFL ′〜X
DRR ′が正となる加振方向であるときに減衰係数Cを最
小減衰係数CaMIN及びCnMINに制御し、逆に車体が上昇
して相対速度XDFL ′〜XDRR ′が正及び車体が下降し
て相対速度XDFL ′〜XDRR ′が負となる制振方向であ
るときに減衰係数Cを上下速度度X2FL ′〜X2RR ′及
び相対速度XDFL ′〜XDRR ′に応じた最適な減衰係数
に制御されて、良好な乗心地を確保することができる。
Also, even when the vehicle is running on a rough road, the vehicle body rises and the relative speeds X DFL 'to X
DRR 'is negative and the body descends and the relative speed X DFL ' ~ X
When DRR 'is in the excitation direction where it is positive, the damping coefficient C is controlled to the minimum damping coefficients C aMIN and C nMIN , and conversely, the vehicle body rises and the relative speeds X DFL ' to X DRR 'become positive and the vehicle body becomes When the relative velocity X DFL 'to X DRR ' is lowered and the relative velocity X DFL 'to X DRR ' is negative, the damping coefficient C is adjusted according to the vertical velocity X 2FL 'to X 2RR ' and the relative velocity X DFL 'to X DRR '. By controlling to an optimal damping coefficient, a good ride comfort can be secured.

【0047】したがって、車両が安定して直進走行して
いるときには、各減衰力可変ショックアブソーバ3FL〜
3RRの減衰力の制御幅は、図14で実線図示のように広
範囲となり、良好なスカイフック制御を行うことができ
る。この安定走行状態で、例えばトンネルを抜けて急に
横風が作用した状態となると、これによって車体にヨー
イングが生じ、ヨーレートセンサ55のヨーレート検出
値YD が図15に示すように、時t1 からヨーレートの
絶対値が急激に増加する。
Therefore, when the vehicle is traveling straight and stably, each of the damping force variable shock absorbers 3FL-
The control width of the damping force of the 3RR becomes wide as shown by the solid line in FIG. 14, and good skyhook control can be performed. In this stable running state, for example, a sudden crosswind exits the tunnel in a state of acting, thereby yawing occurs in the body, as the yaw rate detected value Y D of the yaw rate sensor 55 is shown in FIG. 15, since t 1 The absolute value of the yaw rate increases sharply.

【0048】この状態となると、時点t2 のピーク値に
達するまでの間は、図12の処理が実行されても、ピー
ク値を検出することができず、ステップS43からステ
ップS44に移行して、中減衰係数制御フラグFM及び
高減衰係数制御フラグFHが共に“0”のリセット状態
を継続すると共に、操舵制御におけるヨーレートフィー
ドバック制御ゲインkP が低制御ゲインkPLに設定され
た状態が継続されるので、ヨーレートを抑制することは
できない。
In this state, until the peak value at the time point t 2 is reached, the peak value cannot be detected even if the processing of FIG. 12 is executed, and the process proceeds from step S43 to step S44. , The middle damping coefficient control flag FM and the high damping coefficient control flag FH both continue to be reset to “0”, and the state in which the yaw rate feedback control gain k P in the steering control is set to the low control gain k PL continues. Therefore, the yaw rate cannot be suppressed.

【0049】しかしながら、時点t2 でヨーレートピー
ク値YP が検出されると、このヨーレートピーク値YP
が第2の設定値YPS2 以上であるので、図12の処理が
実行されたときにステップS45からステップS47に
移行して、高減衰係数制御フラグFHが“1”にセット
されると共に、操舵制御におけるヨーレートフィードバ
ック制御ゲインkP が高制御ゲインkPHに設定される。
However, when the yaw rate peak value Y P is detected at time t 2 , the yaw rate peak value Y P
Is greater than or equal to the second set value Y PS2 , the process proceeds from step S45 to step S47 when the processing of FIG. 12 is executed, the high damping coefficient control flag FH is set to “1”, and the steering is performed. The yaw rate feedback control gain k P in the control is set to the high control gain k PH .

【0050】このため、図10の減衰力制御処理が実行
されたときに、ステップS6からステップS7を経てス
テップS12に移行して、各減衰力可変ショックアブソ
ーバ3iに対する減衰係数Ci が高減衰力CH 以上であ
るか否かを判定し、Ci ≧C H であるときには、その減
衰係数がそのまま設定され、Ci <CH であるときに
は、ステップS13に移行して減衰係数Ci が高減衰係
数CH に規制される。このため、各減衰力可変ショック
アブソーバ3iの減衰力が図14で一点鎖線図示のよう
に、高減衰力CH より低下することがなくなり、各車輪
1FL〜1RRの接地性がより向上して、操縦安定性を重視
することになる。
For this reason, the damping force control processing of FIG.
When the process is completed, the process proceeds from step S6 to step S7.
Proceeding to step S12, each damping force variable shock absolute
Damping coefficient CiIs high damping force CHIs over
Judge whether or not Ci≧ C HIf it is
The decay coefficient is set as it is, and Ci<CHWhen
Goes to step S13 to calculate the attenuation coefficient CiHas high attenuation
Number CHIs regulated. Therefore, each damping force variable shock
The damping force of the absorber 3i is as shown by the dashed line in FIG.
And high damping force CHEach wheel no longer drops
1FL to 1RR with better grounding, emphasizing steering stability
Will do.

【0051】一方、図11の操舵制御処理で、ヨーレー
トフィードバック制御ゲインkP が高制御ゲインkPH
設定されているので、ステップS37で目標ヨーレート
Oとヨーレート検出値YD の偏差に基づく前記(3)
式の右辺第2項のフィードバック制御量が大きな値とな
ることにより、車体のフラツキを効果的に抑制して操縦
安定性を大幅に向上させることができる。
On the other hand, since the yaw rate feedback control gain k P has been set to the high control gain k PH in the steering control processing of FIG. 11, at step S37, the yaw rate feedback control gain k P is set based on the deviation between the target yaw rate Y O and the yaw rate detection value Y D. (3)
When the feedback control amount in the second term on the right side of the equation becomes a large value, it is possible to effectively suppress the fluctuation of the vehicle body and greatly improve the steering stability.

【0052】このため、図14に示すように、時点t2
以降ヨーレート検出値YD が徐々に低下することにな
り、その後時点t3 で第2の設定値YPS2 より小さいピ
ークを迎えると、これに応じて、図12の処理が実行さ
れたときにステップS45からステップS46に移行し
て、中減衰力制御フラグFMが“1”にセットされると
共に、操舵制御におけるヨーレートフィードバック制御
ゲインkP が標準制御ゲインkPNに設定される。
[0052] Therefore, as shown in FIG. 14, time t 2
Thereafter, the yaw rate detection value Y D gradually decreases. Thereafter, when a peak smaller than the second set value Y PS2 is reached at the time point t 3 , the step of FIG. The process proceeds from S45 to step S46, where the middle damping force control flag FM is set to “1” and the yaw rate feedback control gain k P in the steering control is set to the standard control gain k PN .

【0053】このため、図10の減衰力制御処理が実行
されたときに、ステップS6からステップS7を経てス
テップS8に移行して、各減衰力可変ショックアブソー
バ3iに対する減衰係数Ci が中減衰力CM 以上である
か否かを判定し、Ci ≧CMであるときには、その減衰
係数がそのまま設定され、Ci <CM であるときには、
ステップS9に移行して減衰係数Ci が中減衰係数CM
に規制される。このため、減衰係数Cが中減衰係数CM
以上に制限されるため、図14で破線図示のように、減
衰力の制御幅が中減衰力まで広がり、適度の接地性を確
保して操縦安定性を確保しながら乗心地も向上させるこ
とができる。
[0053] Therefore, when the damping force control process of FIG. 10 has been executed, the process proceeds to step S8 through the step S7 from step S6, the damping coefficient C i has a medium damping force for each variable damping force shock absorber 3i It is determined whether or not C M is equal to or more than C M. When C i ≧ C M , the attenuation coefficient is set as it is, and when C i <C M ,
The process proceeds to step S9 damping coefficient C i mid damping coefficient C M
Is regulated. Therefore, the damping coefficient C becomes the medium damping coefficient CM
Due to the above limitation, as shown by the broken line in FIG. 14, the control range of the damping force is extended to the middle damping force, and it is possible to improve the ride comfort while securing the appropriate ground contact property and the steering stability. it can.

【0054】一方、図11の操舵制御処理でも、ヨーレ
ートフィードバック制御ゲインkPが標準制御ゲインk
PNに設定されているので、ステップS37で目標ヨーレ
ートYO とヨーレート検出値YD の偏差に基づくフィー
ドバック制御量が高ヨーレート時より小さな値となるこ
とにより、これによっても操縦安定性を違和感を生じさ
せることが無い程度にきかせることができる。
On the other hand, also in the steering control processing of FIG. 11, the yaw rate feedback control gain k P is equal to the standard control gain k.
Since it is set to PN , the feedback control amount based on the difference between the target yaw rate Y O and the yaw rate detection value Y D becomes smaller than that at the time of the high yaw rate in step S37. It can be squeezed to the extent that it does not.

【0055】さらに、このようにして、図15に示すよ
うに、ヨーレートが徐々に収束して、ヨーレートピーク
値YP が第1の設定値YPS1 未満となると、図12の処
理が実行されたときに、ステップS43からステップS
44に移行して、前述した直進安定走行状態と同様の制
御状態に復帰し、乗心地を重視した制御状態となる。因
みに、従来例のように、操舵制御系と減衰力制御系を独
立させた場合には、図16に示すように、高ヨーレート
状態でのふらつき量が大きく、ヨーレートの収束性が低
下して、操縦安定性を確保することができない。
Further, as shown in FIG. 15, when the yaw rate gradually converges and the yaw rate peak value Y P becomes less than the first set value Y PS1 , the processing of FIG. 12 is executed. Sometimes, from step S43 to step S
The process returns to 44 to return to the control state similar to the above-described straight traveling stable traveling state, and the control state changes to a control state emphasizing ride comfort. Incidentally, when the steering control system and the damping force control system are made independent as in the conventional example, as shown in FIG. 16, the amount of fluctuation in the high yaw rate state is large, and the convergence of the yaw rate is reduced. Driving stability cannot be ensured.

【0056】高速走行時の車線変更やスラローム走行を
行った場合でも、上記と同様にヨーレートピーク値に基
づいて減衰係数C及びヨーレートフィードバック制御ゲ
インkP を最適値に設定することができるので、ヨーレ
ートの収束性を向上させながら、乗心地と操縦安定性を
最適状態に維持した車両特性制御を行うことができる。
Even when changing lanes or running slalom during high-speed running, the damping coefficient C and the yaw rate feedback control gain k P can be set to optimal values based on the yaw rate peak value in the same manner as described above. The vehicle characteristic control can be performed while improving the convergence of the vehicle and maintaining the ride comfort and the steering stability in an optimum state.

【0057】なお、上記実施例においては、ヨーレート
ピーク値YP が第2の設定値YPS2以上であるときに、
減衰係数Ci を高減衰係数CH 以上に制御する場合につ
いて説明したが、これに限定されるものではなく、最大
減衰係数CMAX に固定するようにしてもよい。また、上
記実施例においては、減衰力を制御する弁体31をロー
タリ形に構成した場合について説明したが、これに限定
されるものではなく、スプール形に構成して、圧側と伸
側とで異なる流路を形成するようにしてもよく、この場
合にはステップモータ41FL〜41RRの回転軸41aに
ピニオンを連結し、このピニオンに噛合するラックを連
結杆42に取り付けるか又は電磁ソレノイドを適用して
弁体31の摺動位置を制御すればよく、さらには減衰力
を連続的に変化させる場合に代えて減衰力を複数段階に
切換可能な減衰力可変ショックアブソーバを適用するこ
ともできる。
In the above embodiment, when the yaw rate peak value Y P is equal to or larger than the second set value Y PS2 ,
Has been described to control the damping coefficient C i above high damping coefficient C H, is not limited thereto, it may be fixed to the maximum damping coefficient C MAX. Further, in the above-described embodiment, the case where the valve element 31 for controlling the damping force is configured as a rotary type is described. However, the present invention is not limited to this. Different flow paths may be formed. In this case, a pinion is connected to the rotating shaft 41a of the step motors 41FL to 41RR, and a rack meshing with the pinion is attached to the connecting rod 42 or an electromagnetic solenoid is applied. Thus, the sliding position of the valve element 31 may be controlled, and instead of changing the damping force continuously, a damping force variable shock absorber capable of switching the damping force in a plurality of stages may be applied.

【0058】さらに、上記実施例においては、後輪補助
操舵用シリンダ79をクローズドセンサ型のサーボ弁8
5を使用してフィードバック制御する場合について説明
したが、これに限定されるものではなく、オープンセン
タ型サーボ弁を適用し、これに応じて四輪託79のピス
トンロッド79aに中立位置に復帰させる復帰スプリン
グを介装して制御するようにしてもよい。
Further, in the above embodiment, the rear wheel assist steering cylinder 79 is connected to the closed sensor type servo valve 8.
5, the feedback control has been described. However, the present invention is not limited to this. An open center type servo valve is applied, and the piston rod 79a of the four-wheel drive 79 is returned to the neutral position accordingly. The control may be performed with a return spring interposed.

【0059】さらにまた、上記実施例においては、マイ
クロコンピュータ56を適用して制御する場合について
説明したが、これに限定されるものではなく、比較器、
上下加速度センサ51iの出力を積分する積分器、スト
ロークセンサ52iの出力を微分する微分回路、関数発
生器等の電子回路を組み合わせて構成することもでき
る。
Further, in the above embodiment, the case where the control is performed by applying the microcomputer 56 has been described. However, the present invention is not limited to this case.
An electronic circuit such as an integrator for integrating the output of the vertical acceleration sensor 51i, a differentiating circuit for differentiating the output of the stroke sensor 52i, and a function generator may be used in combination.

【0060】また、上記実施例においては、ストローク
センサとしてポテンショメータを適用した場合について
説明したが、これに限定されるものではなく、車体と路
面との相対距離を検出する超音波距離センサ、検出コイ
ルを使用してインピーダンス変化又はインダクタンス変
化によって変位を検出する変位センサ等の任意の相対変
位検出手段を適用し得る。
In the above embodiment, the case where the potentiometer is applied as the stroke sensor has been described. However, the present invention is not limited to this. The ultrasonic distance sensor for detecting the relative distance between the vehicle body and the road surface, the detection coil Any relative displacement detection means such as a displacement sensor that detects displacement by impedance change or inductance change using the above method can be applied.

【0061】さらに、上記実施例においては、車体2の
各車輪1FL〜1RR位置に上下加速度センサ51FL〜51
RRを設けた場合について説明したが、何れか1つの上下
加速度センサを省略して、省略した位置の上下加速度を
他の上下加速度センサの値から推定するようにしてもよ
い。さらにまた、上記実施例においては、ステップモー
タ41FL〜41RRをオープンループ制御する場合につい
て説明したが、これに限らずステップモータの回転角を
エンコーダ等で検出し、これをフィードバックすること
によりクローズドループ制御するようにしてもよい。
Further, in the above embodiment, the vertical acceleration sensors 51FL to 51FL are located at the respective wheels 1FL to 1RR of the vehicle body 2.
Although the case where the RR is provided has been described, any one of the vertical acceleration sensors may be omitted, and the vertical acceleration at the omitted position may be estimated from the values of the other vertical acceleration sensors. Furthermore, in the above embodiment, the case where the step motors 41FL to 41RR are controlled by open loop has been described. However, the present invention is not limited to this, and the rotation angle of the step motors is detected by an encoder or the like, and this is fed back to perform closed loop control. You may make it.

【0062】[0062]

【発明の効果】以上説明したように、請求項1に係る4
輪操舵車両の車両特性制御装置によれば、ヨーレートを
ヨーレート検出手段で検出し、そのヨーレートピーク値
をピーク値検出手段で検出し、このピーク値に基づいて
制御ゲイン変更手段で減衰力制御又は操舵制御の制御ゲ
インを変更するようにしたので、車両のフラツキが少な
いときには、後輪操舵による制御ゲインを低下させて操
縦安定性制御を弱めて違和感が発生することを防止して
乗心地を重視した車両特性制御を行い、車両のフラツキ
が多いときには、減衰力制御及び操舵制御の制御ゲイン
を大きくして乗心地重視から操縦安定性重視の制御状態
に円滑に移行することができ、車両の挙動に応じた最適
な車両特性制御を行うことができるという効果が得られ
る。
As explained above, according to the first aspect of the present invention,
According to the vehicle characteristic control device for a wheel-steered vehicle, the yaw rate is detected by the yaw rate detecting means, the peak value of the yaw rate is detected by the peak value detecting means, and the damping force control or the steering is performed by the control gain changing means based on the peak value. Because the control gain of the control is changed, when the vehicle flicker is small, the control gain by the rear wheel steering is reduced, the steering stability control is weakened, and the occurrence of discomfort is prevented, and the ride comfort is emphasized. When vehicle characteristics control is performed and the vehicle fluctuates greatly, the control gains of damping force control and steering control are increased to smoothly shift from a ride comfort-oriented control mode to a steering stability-oriented control state. An effect is obtained that optimal vehicle characteristic control can be performed according to the control.

【0063】また、請求項2に係る4輪操舵車両の車両
特性制御装置によれば、制御ゲイン変更手段で、ヨーレ
ートピーク値に応じて操舵制御におけるヨーレートフィ
ードバック制御ゲインを変更するようにしたので、車両
のふらつきを効果的に抑制してヨーレートの収束性を向
上させることができるという効果が得られる。
Further, according to the vehicle characteristic control apparatus for a four-wheel steering vehicle according to the second aspect, the control gain changing means changes the yaw rate feedback control gain in the steering control according to the yaw rate peak value. The effect is obtained that the sway of the vehicle can be effectively suppressed and the convergence of the yaw rate can be improved.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図1】本発明の基本構成を示す概略構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a basic configuration of the present invention.

【図2】本発明の一実施例を示す概略構成図である。FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing one embodiment of the present invention.

【図3】減衰力可変ショックアブソーバの一例を示す一
部を断面とした正面図である。
FIG. 3 is a partially sectional front view showing an example of a variable damping force shock absorber.

【図4】車体上昇時の最大減衰力状態での減衰力調整機
構を示す拡大断面図である。
FIG. 4 is an enlarged sectional view showing a damping force adjusting mechanism in a maximum damping force state when the vehicle body is lifted.

【図5】車体上昇時の中間減衰力状態での減衰力調整機
構を示す拡大断面図であり、(a)は伸側、(b)は圧
側の作動油経路を夫々示している。
FIGS. 5A and 5B are enlarged cross-sectional views showing a damping force adjusting mechanism in an intermediate damping force state when the vehicle body is lifted, wherein FIG. 5A shows a hydraulic oil path on the extension side and FIG.

【図6】車体無変動時の減衰力調整機構を示す拡大断面
図であり、(a)は伸側、(b)は圧側の作動油経路を
夫々示している。
FIGS. 6A and 6B are enlarged cross-sectional views showing a damping force adjustment mechanism when the vehicle body does not fluctuate, wherein FIG. 6A shows a hydraulic oil path on the extension side and FIG.

【図7】車体下降時の最大減衰力状態での減衰力調整機
構を示す拡大断面図であり、(a)は伸側、(b)は圧
側の作動油経路を夫々示している。
FIGS. 7A and 7B are enlarged cross-sectional views showing a damping force adjusting mechanism in a state of maximum damping force when the vehicle body descends, wherein FIG. 7A shows a hydraulic oil path on the extension side and FIG.

【図8】減衰力可変ショックアブソーバのステップ角に
対する減衰力特性を示す説明図である。
FIG. 8 is an explanatory diagram showing a damping force characteristic with respect to a step angle of a variable damping force shock absorber.

【図9】コントローラの一例を示すブロック図である。FIG. 9 is a block diagram illustrating an example of a controller.

【図10】コントローラの減衰力制御処理手順の一例を
示すフローチャートである。
FIG. 10 is a flowchart illustrating an example of a damping force control processing procedure of a controller.

【図11】コントローラの操舵制御処理手順の一例を示
すフローチャートである。
FIG. 11 is a flowchart illustrating an example of a steering control processing procedure of a controller.

【図12】コントローラの制御ゲイン設定処理手順の一
例を示すフローチャートである。
FIG. 12 is a flowchart illustrating an example of a control gain setting processing procedure of the controller.

【図13】操舵角検出値、車速検出値及び目標ヨーレー
トの関係を示す目標ヨーレートマップを示す特性線図で
ある。
FIG. 13 is a characteristic diagram showing a target yaw rate map showing a relationship between a detected steering angle, a detected vehicle speed, and a target yaw rate.

【図14】ピストン速度と減衰力との関係を示す特性線
図である。
FIG. 14 is a characteristic diagram illustrating a relationship between a piston speed and a damping force.

【図15】本発明の作用の説明に供するタイムチャート
である。
FIG. 15 is a time chart for explaining the operation of the present invention.

【図16】従来例の作用の説明に供するタイムチャート
である。
FIG. 16 is a time chart for explaining the operation of the conventional example.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

1FL〜1RR 車輪 2 車体 3FL〜3RR 減衰力可変ショックアブソーバ 4 コントローラ T1〜T3 伸側流路 C1〜C4 圧側流路 41FL〜41RR ステップモータ 51FL〜51RR 上下加速度センサ 52FL〜52RR ストロークセンサ 53 車速センサ 54S 操舵角センサ 54R 後輪舵角センサ 55 ヨーレートセンサ 56 マイクロコンピュータ 59FL〜59RR モータ駆動回路 76 ステアリングホイール 79 後輪補助操舵用シリンダ 85 サーボ弁 1FL to 1RR Wheel 2 Body 3FL to 3RR Damping force variable shock absorber 4 Controller T1 to T3 Expansion side flow path C1 to C4 Pressure side flow path 41FL to 41RR Step motor 51FL to 51RR Vertical acceleration sensor 52FL to 52RR Stroke sensor 53 Vehicle speed sensor 54S Steering Angle sensor 54R Rear wheel steering angle sensor 55 Yaw rate sensor 56 Microcomputer 59FL-59RR Motor drive circuit 76 Steering wheel 79 Rear wheel auxiliary steering cylinder 85 Servo valve

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.7,DB名) B60G 17/015 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on front page (58) Field surveyed (Int. Cl. 7 , DB name) B60G 17/015

Claims (2)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項1】 減衰力可変ショックアブソーバを有する
サスペンションと、少なくとも後輪を補助操舵する補助
操舵装置と、前記減衰力可変ショックアブソーバの減衰
力を車体の上下動に応じて制御する減衰力制御手段と、
前記補助操舵装置を操舵角等に応じて制御する操舵制御
手段とを備えた4輪操舵車両の車両特性制御装置におい
て、車両のヨーレートを検出するヨーレート検出手段
と、該ヨーレート検出手段のヨーレート検出値のピーク
値を検出するピーク検出手段と、該ピーク検出手段で検
出したピーク値に応じて前記減衰力可変ショックアブソ
ーバ及び補助操舵装置の制御ゲインを変更する制御ゲイ
ン変更手段とを備えたことを特徴とする4輪操舵車両の
車両特性制御装置。
1. A suspension having a variable damping force shock absorber, an auxiliary steering device for auxiliary steering of at least a rear wheel, and damping force control means for controlling a damping force of the variable damping force shock absorber in accordance with a vertical movement of a vehicle body. When,
In a vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle, comprising: a steering control unit that controls the auxiliary steering device according to a steering angle or the like; a yaw rate detection unit that detects a yaw rate of the vehicle; and a yaw rate detection value of the yaw rate detection unit. And a control gain changing means for changing a control gain of the variable damping force shock absorber and the auxiliary steering device according to the peak value detected by the peak detecting means. A vehicle characteristic control device for a four-wheel steering vehicle.
【請求項2】 前記制御ゲイン変更手段は、ヨーレート
ピーク値に応じて補助操舵装置のヨーレートフィードバ
ック制御ゲインを変更するように構成されていることを
特徴とする請求項1記載の4輪操舵車両の車両特性制御
装置。
2. The four-wheel steering vehicle according to claim 1, wherein said control gain changing means is configured to change a yaw rate feedback control gain of an auxiliary steering device according to a yaw rate peak value. Vehicle characteristic control device.
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