JP3148219B2

JP3148219B2 - サスペンション装置

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Publication number: JP3148219B2
Application number: JP12103790A
Authority: JP
Inventors: アマー・ジー・ボーズ
Original assignee: Bose Corp
Current assignee: Bose Corp
Priority date: 1989-05-10
Filing date: 1990-05-10
Publication date: 2001-03-19
Anticipated expiration: 2016-03-19
Also published as: ATE177375T1; EP0397488A1; DE69032985T2; DE69032985D1; JPH0314710A; US4960290A; EP0397488B1; CA2016337A1

Description

【発明の詳細な説明】（イ）産業上の利用分野本発明は、一般に車輪組立体懸架に関し、さらに詳し
く言えば、非反発車輪組立体上に支持された反発車両本
体に伝達される力を著しく減じることを助成するように
粗い面上を移動する車両車輪組立体からエネルギ−を吸
収する新規な装置および技術に関するものである。

（ロ）従来技術底こすりを避けながら硬いまたは柔い乗車感のような
所定の特性を達成するように圧力が電気的に制御されう
るガスまたは流体を内蔵するショック・アブソーバのよ
うな電気的に制御される能動サスペンション部材を用い
ることは公知である。例えば、1985年８月号のポピュラ
・サイエンスの第66−69ページにおいて発表された論文
「Smart suspensions−handling tailored to road and
driver」（道路およびドライバに仕立てられたスマー
トなサスペンション処理）がある。さらに、ASME、1984
年６月号の第148ページには「Optimum Vehicle Suspens
ion with a Damped Absorber」（減衰されたアブソーバ
を有する最適車両サスペンション）という論文が、ま
た、ASME、1986年３月号の第22ページには「On the App
lication of Optimum Damped Absorber to Vehicle Sus
pention」（車両サスペンションに対する最適減衰アブ
ソーバの適用について）という論文がある。さらに、ヨ
ーロッパ特許出願第251603号、オーストラリア特許出願
第87174560号、英国特許第86/15427号等においても開示
されている。これらの系は市販の車両に広く実施されて
いなかった。

自動車技術者協会の1984年の「振動アブソーバおよび
最適出力フィードバック制御を有する作動サスペンショ
ン」という論文は、全状態フィードバックを有する道路
車両用作動サスペンションにおいて、車軸に加えられる
動的振動アブソーバの使用によって性能指数が改善され
うることを開示している。この論文は、電子流体式のも
のであると考えられるサスペンションを記述し、また、
振動アブソーバを設けて顕著な液圧動力節減を図らなけ
ればならないことを述べている。この論文の第２図は、
アクチュエータからなる作動部材にまたがるショック・
アブソーバを開示している。この論文はまた非反発質量
に対する減衰質量の比は結論として0.2と0.5との間が好
ましいと示唆し、また、この質量比を増加させることに
よって達成されうる車軸レスポンスの改善はまったく小
さいことを述べている。

（ハ）発明が解決しようとする課題本発明の重要な目的は、改良された車両車輪組立体を
提供することにある。

（ニ）課題を解決するための手段車両サスペンション系についての用語は時には類似の
系を記載するのに異なった用語を用い、また、時には異
なる系を同じ用語を用いることもある。本発明を明確に
理解しかつ従来技術から正しく区別するために、以下に
特定の定義をする。

線形系の定義時間の関数Ｘ（ｔ）に適用されたとき、固有の時間関
数Ｔ〔Ｘ（ｔ）〕を与える演算Ｔを考慮する。時間関数
X₁に適用されるＴは、Ｔ（X₁）を与える。また、X₂に適
用されるＴはＴ（X₂）を与える。演算Ｔは下記の場合は
線形になる。

Ｔ（aX₁＋bX₂）＝aT（X₁）＋bT（X₂）ただし、すべての複合時間関数X₁およびX₂、ならびに
複合定数ａおよびｂとする。線形系では、その励振Ｘお
よびレスポンスＹは、系内の変数X,Yの通常の範囲にわ
たって、線形演算Ｔ（Ｘ）＝Ｙによって関係付けられ
る。「Introductory Network Theony」（1965）を参照
されたい。

非線形系の定義非線形系は励振とレスポンスが線形演算によって関係
付けられない系である。

受動要素の定義受動要素は、ポートから抽出されるエネルギーが外部
源からポートに前もって加えられたエネルギーよりも小
さいか等しい要素である。

受動系の定義受動系は全受動要素からなる系である。

制御要素の定義制御要素は、出力ポートと関連した変数かまたはこれ
らの変数間の関係が制御ポートにおける入力信号によっ
て影響されうる要素である。

受動制御要素の定義受動制御要素は、その出力ポートから抽出されうるエ
ネルギーが外部源からそのポートに前もって加えられた
エネルギーより小さいかまたは等しい制御要素である。

能動制御系の定義能動制御系は、１またはそれ以上の動力供給ポートに
おいてある周波数の動力を受けかつ１またはそれ以上の
入力ポート（制御ポート）において信号の制御の下で出
力ポートにおける異なる周波数の動力を発生する系であ
る。

能動制御系の線形または非線形は、線形系の定義を入
力ポートおよび出力ポートにおける信号に適用すること
によって、決定される。

準静的制御系の定義準静的制御系は、制御信号の帯域幅が出力ポートにお
ける信号のそれよりもずっと小さい。

動的制御系の定義動的制御系は、制御信号の帯域幅が出力ポートにおけ
る信号のそれに匹敵しうる制御系である。

文献中に記載される車輪ダンパを用いる従来のサスペ
ンション系は、次の２つの範疇に入る。

1. 前述したASMEの論文に記載された系によって実施さ
れた受動線形系 2. 前述した自動車技術者協会の論文に記載された系に
よって実施された能動線形系サスペンション系のこれらの両範疇において、最適判
定条件は非反発質量と反発質量との間に顕著な抵抗力
（反発質量と非反発質量との速度の差に比例した力）を
生じた。この抵抗力は、反発質量の基本的共振に対する
減衰の利益にタイヤ・コンプライアンスを有する非反発
質量のタイヤー車輪共振に対するサスペンション・スプ
リングおよび部分的減衰を与えながら、望ましくない力
を反発質量に伝達する。従来系における車輪ダンパは、
非反発質量と反発質量との間の抵抗力によって供給され
ないタイヤー車輪共振に対する減衰の部分を供給するた
めにのみ要求される。その結果、費用を正当化するため
に十分な性能改善を車輪ダンパがつくり出さず、また、
その考え方は自動車における市場用途を見い出していな
い。

本発明は、車両サスペンションに使用される非線形
の、作動的（アクティブ）な、動的に制御されたシステ
ムが属する、特定の種類のダンパーの使用を取り扱う。
この種のシステムについてのみ、非反発質量と反発質量
との間に正味の抵抗力を本質的に持つことはできず、ま
た、車輪が路面の窪みに係合したり、車両が道路で安全
に動揺したりしたときに遭遇するような、大きな垂直行
程変位の間に、車両の制御を同時に維持することが可能
になる。正味抵抗力の欠除が反発質量の加速の所望の顕
著な減少を与える。しかし、この利益は、車輪ダンパが
タイヤを有する非反発質量の共振からエネルギーを除去
するために用いられる場合にだけ、実現される。線形で
あった従来の系における場合とは違って、車輪ダンパが
当該系に用いられたときに、非反発質量を有するタイヤ
の共振に対して減衰を本質的に供給しなければならな
い。このことは、非反発質量に対するダンパの質量の比
が、車輪ダンパが部分的減衰を与えていた従来の線形系
におけるよりも大きくなることを要求している。受動線
形系については、最適性能が0.1のこの質量比の値から
生ずると言ことが前述の論文に示されていた。能動線形
系については、この質量比の最適値が0.2と0.5との間に
あることが前述した論文に示されていた。能動非線形動
的制御系の場合には、この質量比の最適値は、性能およ
び費用を考慮に入れて、ほぼ0.1であり、また、この質
量比の実際の値の範囲は0.5と1.5との間にある。

本発明によれば、車輪および車輪支持部材を含む反発
質量および非反発質量を有する車両において、サスペン
ション装置は該反発質量と該非反発質量とを相互に連結
する非線形能動動的制御サスペンション系と、車輪支持
部材に接触された車輪ダンパとを有している。車輪ダン
パ支持構造体は車輪ダンパを車輪支持部材に接続して前
記非反発質量と前記反発質量との間で前記車輪ダンパを
介して力の伝達を防止するように構成されている。サス
ペンション装置は、反発質量と非反発質量とを相互に連
結する非線形能動制御サスペンション系からできてい
る。車輪支持部材上に回転自在に装着された車輪を有す
る能動サスペンション部材によって車輪支持部材に接続
されたフレームと、粘性減衰流体または慣用のショック
・アブソーバのような消費構造に並列のスプリングによ
って車輪支持部材に接続された減衰質量からなる車輪支
持部材に接続された減衰構造体とが設けられる。好まし
くは、非反発質量に対する減衰質量の比は0.5から1.5の
範囲内にあることが好ましく、車輪組立体の非反発質量
についての単位は、タイヤと、車輪と、車軸とからなっ
ている。好ましくは、その系は系の能動要素に並列な減
衰要素から自由である。

（ホ）実施例第１図において、従来の代表的車輪サスペンションの
概略構成が示されている。代表的にはフレームおよびそ
れに支持された要素を含む車両11の質量の約1/4に達す
る車両11の反発質量がショック・アブソーバ14と並列の
スプリング13によって車輪支持組立体12に接続されてい
る。車輪支持組立体12はハブ15Bとタイヤ15Cとを含む車
輪15を車軸12A上に支持している。車輪、ブレーキ集合
体（それが車輪とともに垂直方向に動く場合）、車輪支
持組立体は非反発質量Mwによって特徴づけられる。タイ
ヤ15CはコンプライアンスC_Tを有している。タイヤ15Cは
路面16上に支持される。スプリング13はコンプライアン
スC_Sによって特徴付けられ、また、ショック・アブソー
バ14は機械的抵抗R_SHによって特徴付けられている。

第２図において、第１図の機械的系の概略回路図が示
されている。V_Rは路面16に接触するタイヤ15Cの一部の
垂直速度を表し、また、車両反発質量部分11′と直列の
スプリング・コンプライアンス13′と直列のタイヤ・コ
ンプライアンス15C′に加えられる。スプリング・コン
プライアンス13′はショック抵抗14′によって側路され
ている。ショック抵抗14′によって側路されたコンプラ
イアンス13′と反発質量11′との直列組合せは、車輪非
反発質量15′によって側路される。

この機械的回路は、タイヤ・コンプライアンスC_Tが非
反発質量M_wと共振し、かつ、この共振周波数において車
輪15の高垂直速度に対応する共振によって特徴付けられ
ている。第３図において、垂直車輪速度V_w対V_Rの比のグ
ラフを表している。路面に接しているタイヤ部分の垂直
速度は、におけるピークを示す周波数の関数となっている。

この共振の欠点は、この共振ω_１における車輪偏位
（excursion）を減じるために、ショック・アブソーバ1
4が相当の力を反発質量11に伝達しなければならない。
さらに、電気的制御系において、この共振は、制御され
たサスペンション部材をかいする伝達に抵抗するように
試みられている系に課されるピーク・エネルギー要求を
著しく増加させる。従来の系においては、この共振は、
この共振力成分の伝達に抵抗するのに十分な大きさにな
るようにスプリング13およびショック・アブソーバ14に
よって与えられる機械的インピーダンスを拘束し、これ
により通常に要求されるものよりも硬い乗車感を与え
る。

第４図において、上述した共振効果を多少減じる減衰
組立体と共同する本発明の系の組合せ概略構成が示され
る。反発質量部分11はサスペンション部材17によって車
輪支持組立体12に接続される。サスペンション部材17は
電気的に制御されたサスペンションであってもよい。減
衰質量21からなる減衰組立体は、減衰抵抗23と並列の減
衰スプリング22によって車輪支持組立体12に接続され
る。減衰抵抗23は慣用のショック・アブソーバであって
もよい。その系はその系の能動成分に並列の減衰要素か
ら自由である。

第５図において、第４図の機械的系の概略回路図が示
されている。第２図の回路にわたる変化のみが、減衰抵
抗23′、非反発質量15′を側路する減衰質量21′、サス
ペンション部材17によって分路された減衰スプリング・
コンプライアンス22′の直列組合せからなる機械的回路
である。この構成の結果は、第３図に示すピークは著し
く減衰されている。減衰質量21′の質量は、非反発質量
M_Wにほぼ等しくつくられている場合に、合成応答は第６
図に示す単位を超えて4dbだけ重ねられたピークであ
る。第６図は、垂直車輪速度V_w対V_Rの比、すなわち路面
に接するタイヤ部分の垂直速度を周波数の関数として表
すグラフを示す。非反発質量タイヤ・コンプライアンス
共振用の代表的な周波数は、タイヤ・コンプライアンス
および非反発質量によって大きくつくられた15Hzであ
る。減衰質量21′は車輪共振エネルギーの最も多くを吸
収する。減衰質量21′対非反発質量の比の好ましい範囲
は、好ましい相当の単位の比でもって0.5〜1.5である。

第７図において、密封されたシリンダ24が車輪支持組
立体12に締め付けられている本発明の別の実施例を表す
概略構成が示されている。減衰質量21は密封されたシリ
ンダ24内で内側減衰流体23′を減衰スプリング22′から
吊り下げられる。

本発明は、本発明の原理を不明瞭にすることを避ける
ために、単独の車輪に関して記載されている。その原理
は、車両上の他の車輪にも適用できる。本発明は、車両
サスペンション用の電気的に動的な制御非線形能動系に
好ましくは用いられる。

【図面の簡単な説明】

第１図は代表的な自動車車輪サスペンションの概略説明
図。第２図は第１図の機械的系の概略回路図。第３図は
第２図の従来の機械的回路の応答特性を表すグラフ。第
４図は本発明にもとづく車両車輪集合体の概略説明図。
第５図は第４図の機械的系の概略回路図。第６図は第４
図および第５図の機械的系の応答特性を表すグラフ。第
７図は本発明の別の実施例の概略説明図。 11:車両、12:車輪支持組立体 12A:車軸、15:車輪 17:サスペンション部材 21:減衰質量、22:減衰スプリング 23:減衰抵抗、24:密封シリンダ。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献特開平２−88318（ＪＰ，Ａ) 特開昭63−251312（ＪＰ，Ａ) 実開昭61−155211（ＪＰ，Ｕ) 実公昭46−1925（ＪＰ，Ｙ１) 西独国特許出願公開1430836（ＤＥ, Ａ１) 西独国特許出願公開3641623（ＤＥ, Ａ１) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) B60G 15/06 B60G 17/015

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】反発質量（11）と、車輪（12）と車輪支持
部材（12A）とを含む非反発質量とを有する、車両のサ
スペンション装置において、前記反発質量（11）と前記非反発質量（12,12A）とを相
互に連結し、能動的に制御されるアクティブ・サスペン
ション系と、減衰質量（21）と減衰装置（22,23）とを有する車輪ダ
ンパ（21,22,23）であって、前記減衰装置（22,23）は
前記減衰質量（21）を前記車輪支持部材（12A）に連結
し、前記減衰質量（21）は、前記車輪ダンパを介して前
記反発質量と前記非反発質量との間に力の伝達が生じな
いように、前記車輪支持部材（12A）に関して相対的に
移動可能に構成され、かつ、前記サスペンション装置は
前記アクティブ・サスペンション系と並行な減衰要素を
不要とするように構成された、前記車輪ダンパ（21,22,
23）と、を有する、前記サスペンション装置において、前記能動的に制御されるアクティブ・サスペンション系
は、非線形制御される系によって構成され、前記車輪ダ
ンパの質量に対する前記非反発質量の比は、0.5から1.5
までの範囲にあることを特徴とする、車両のサスペンシ
ョン装置。
【請求項２】請求項１に記載のサスペンション装置にお
いて、前記減衰装置は、前記減衰質量を前記車輪支持部
材（12A）に連結する減衰スプリング（22）で構成さ
れ、前記車輪ダンパは、更に、前記減衰スプリングに並
行な機械的な抵抗（23）を有する、前記サスペンション
装置。
【請求項３】請求項２に記載のサスペンション装置にお
いて、前記車輪ダンパは前記車輪支持部材に取り付けら
れた密封シリンダ（24）を有し、前記機械的な抵抗は、前記密封シリンダの内部の減衰流
体（23′）を有し、前記減衰スプリングは前記密封シリ
ンダの内部のスプリング（22′）を有する、前記サスペンション装置。
【請求項４】請求項３に記載のサスペンション装置にお
いて、前記スプリング（22′）は前記密封シリンダの端
部から吊り下げられている、前記サスペンション装置。
【請求項５】請求項３に記載のサスペンション装置にお
いて、前記減衰質量は、前記密封シリンダの内部の前記
スプリングから吊り下げられた質量（21）によって構成
された、前記サスペンション装置。
【請求項６】請求項１ないし５のうちのいずれか一項に
記載のサスペンション装置において、前記車輪ダンパの
質量の前記非反発質量に対する比は、ほぼ1.0である、
前記サスペンション装置。
【請求項７】請求項１に記載のサスペンション装置にお
いて、前記車輪ダンパは、また、少なくとも減衰スプリ
ングを含む、前記サスペンション装置。
【請求項８】請求項７に記載のサスペンション装置にお
いて、前記車輪ダンパは、更に、少なくとも減衰抵抗
（23）を有する、前記サスペンション装置。