JPH02175406A

JPH02175406A - 能動型サスペンション装置

Info

Publication number: JPH02175406A
Application number: JP33183388A
Authority: JP
Inventors: Yukio Fukunaga; 由紀夫福永; Naoto Fukushima; 直人福島; Yosuke Akatsu; 赤津　洋介; Itaru Fujimura; 藤村　至; Masaharu Sato; 佐藤　正晴; Kensuke Fukuyama; 福山　研輔
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1988-12-28
Filing date: 1988-12-28
Publication date: 1990-07-06
Anticipated expiration: 2011-06-12
Also published as: JP2506423B2

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕この発明は、車両に生じる横加速度に応じてロールを制
御する能動型サスペンション装置の改良に関する。

〔従来の技術〕

従来の能動型サスペンション装置としては、例えば本出
願人が先に提案した特開昭６２−２９５７１４号公報に
記載されているものがある。

この従来例は、車両の横加速度を検出して、その横加速
度検出値に基づいて各車輪と車体との間に介装された流
体圧シリンダに対する圧力を制御する圧力制御弁を制御
してアンチロール効果を発揮させ、車体を零ロール或い
は逆ロール状態に保持するようにしている。

〔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装置に
あっては、横加速度が発生している状態即ち旋回状態で
、車体のロール角を零に制御するためには、旋回外輪側
の流体圧シリンダの制御圧ゲインΔＰ０と旋回内輪側の
流体圧シリンダの制御圧ゲインΔＰ＋　とを下記（１）
式及び（２）式に従って制御する必要がある。

ここで、Ｗはばね上型量、Ａは流体圧シリンダの受圧面
積、ｈはロールセンタ及びばね上型心間の高さ、Ｄはト
レンド、εはサスペンションアームレバー比であり、Ｄ
・εは流体圧シリンダの取付スパンを表している。

実際には、前後輪に各々流体圧シリンダを備えているの
で、前輪側の流体圧シリンダに対する制御圧ゲインΔＰ
、及び後輪側の流体圧シリンダに対する制御圧ゲインΔ
ＰＲは、それぞれ下記（３）式及び（４）式で表すこと
ができる。

但し、Ｗ＝ＷＦ　＋Ｗ＊したがって、横加速度シに対してロール角を零にするた
めには、前後輪の流体圧シリンダに対して併せてΔＰ（
＝ΔＰ、＋ΔＰｌ＋、）の制御圧変化ゲインが必要とな
る。そして、前後輪のアンチロールモーメントＭｙ　、
Ｍｍは、前記（３）式及び（４）式から下記（５）式及
び（６）式で表すことができる。

Ｍ、＝ΔＰＦ　　・　（Ａ’ＤＦ　　・εＦ）　・・・
・・・（５）Ｍ、　　−ΔＰ７　・　（Ａ・Ｄ、Ｉ　・
　ε７　）　　・・・・・・（６）しかし、車両に横加
速度ｙが作用したときに車両の十分な走行安定性を確保
するためには、上記（５）式及び（６）式で算出される
アンチロールモーメント比で一般的な車両を制御した場
合は、適度なアンダーステア特性を得るためには不適合
であり、実際には前輪側及び後輪側のアンチロールモー
メントＭ１及びＭＩＩの加算値（Ｍｙ　＋？ｖＬ＋　）
を一定値に保らながら前輪側のアンチロールモーメント
Ｍ、をかなり大きくとる必要がある。

この結果、従来例では、流体圧シリンダの制御圧ゲイン
特性は、第２０図に示すように、実線図示の前輪側制御
圧Ｐ　ＦＬ＋　　Ｐ　ＦＲを点線図示の後輪側制御圧Ｐ
ＩＬ＋　　ＰＲＲに比較して大きくする必要があり、流
体圧シリンダの制御に必要な流体圧供給源のライン圧Ｐ
　ＷＡＸ′が前輪側の制御圧ゲインΔＰ、によって決定
されるので、適度なアンダーステア特性を得るためにラ
イン圧Ｐ　ＭＡＸ′　も高くしなければならず、サスペ
ンション制御に必要な消費エネルギが非常に大きくなり
、燃費が低下するという未解決の課題があった。

そこで、この発明は、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、車両に横加速度が作用したと
きに、これを検出して零ロール状態を得ながら車両のス
テア特性をアンダーステア特性に維持するために、前輪
側の制御圧ゲインを後輪側の制御圧ゲインに対して大き
くすることなく、即ち前後輪の制御圧ゲインを略等しく
保ってライン圧を低くした状態でアンダーステア特性を
得ることができる能動型サスペンション装置を提供する
ことを目的としている。

〔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）に係る能動型
サスペンション装置は、車体と各車輪との間に介挿され
た流体圧シリンダと、該流体圧シリンダの作動流体圧を
指令値のみに応じて制御する圧力制御弁と、前記車体の
横加速度を検出又は推定する加速度検出又は推定手段と
、該加速度検出又は推定手段の加速度検出値を受けこの
値に応じた値の前記圧力制御弁に対する指令値を出力す
る制御装置とを有する車両用サスペンションと、前記加
速度検出又は推定手段の横加速度検出値又は横加速度推
定値に基づいて後輪の舵角を制御する後輪舵角制御機構
とを備えたことを特徴としている。

また、請求項（２）に係る能動型サスペンション装置は
、車体と各車輪との間に介挿された流体圧シリンダと、
該流体圧シリンダの作動流体圧を指令値のみに応じて制
御する圧力制御弁と、前記車体の横加速度を検出又は推
定する加速度検出又は推定手段と、該加速度検出又は推
定手段の加速度検出値を受けこの値に応じた値の前記圧
力制御弁に対する指令値を出力する制御装置とを有する
車両用サスペンションと、後輪に連結された転舵用流体
圧シリンダを有する後輪操舵機構とを備え、前記後輪操
舵機構の転舵用流体圧シリンダに前記車両用サスペンシ
ョンの後輪側圧力制御弁の制御圧を供給することを特徴
としている。

さらに、請求項（３）に係る能動型サスペンション装置
は、請求項（２）の能動型サスペンション装置において
、後輪側圧力制御弁及び転舵用流体圧シリンダ間に流体
圧変動吸収手段を介装したことを特徴としている。

〔作用〕

請求項（１）に係る能動型サスベンジジン装置において
は、車両に作用する横加速度を検出又は推定し、これに
基づいて後輪操舵機構の転舵用流体圧シリンダを車両が
アンダーステア方向即ち後輪を前輪と同相側に転舵する
ことにより、前後輪の荷重分担率の変更による車両用サ
スペンションでのステア特性変更を必要としなくなり、
この結果前後輪の流体圧シリンダに対する制御圧ゲイン
を略等しくすることが可能となり、制御に必要なライン
圧を低減させて消費エネルギを減少させることができる
。

また、請求項（２）に係る能動型サスペンション装置に
おいては、車両に作用する横加速度に基づいて制御され
る圧力制御弁の制御圧を後輪操舵機構の転舵用流体圧シ
リンダに供給することにより、この転舵用流体圧シリン
ダが間接的に横加速度に制御されることになり、請求項
（１）の場合と同様の作用を得ることができる。

さらに、請求項（３）に係る能動型サスペンション装置
においては、請求項（２）の構成において、後輪側圧力
制御弁及び転舵用流体圧シリンダ間に介装した流体圧変
動吸収手段によって、不整路面を走行している際に、車
輪に入力される上下振動によって、流体圧シリンダの圧
力が変動したときに、その圧力変動を吸収することがで
き、流体圧シリンダの圧力変動が後輪操舵機構に影響す
ることを防止する。

〔実施例］以下、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。

第１図乃至第９図はこの発明の第１実施例を示す図であ
る。

第１図において、１１ＦＬ、　　１．１ＰＲ，１１ＲＬ
、　　１１１？Ｒは、それぞれ車体側部材１２と各車輪
１３ＦＬ。

１３Ｆ）ｌ、　　Ｉ　３ＲＬ、　　１３ＲＲを個別に支
持する車輪側部材１４との間に介装された能動型サスペ
ンションであって、それぞれアクチュエータとしての姿
勢制御用油圧シリンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲ、コイルスプ
リング１６ＰＬ〜１．６ＲＲ及び姿勢制御用油圧シリン
ダ１５ＦＬ〜１５ＲＲに対する作動油圧を、後述する制
御装置３６からの指令値のみに応動して制御する圧力制
御弁１７ＦＬ〜１７ＲＲ等を備えている。

ここで、姿勢制御用油圧シリンダ１５ＦＬ−１５ＲＲの
それぞれは、第１図及び第２図に示すように、そのシリ
ンダチューブ１５ａが車輪側部材１４に取付けられ、先
端にピストン１５ｂを取付けたピストンロッド１５ｃが
車体側部材１２に取付けられ、シリンダチューブ１５ａ
内の油圧室１５ｄの作動油圧が圧力制御弁１７ＰＬ〜Ｉ
ＩＲによって制御される。なお、ピストン１５ｂには上
下の油圧室１５ｄ間を連通ずる透孔１５ｄが穿設され、
ピストン１５ｂの上下の受圧面積の差によってシリンダ
チューブｉ５ａとピストンロッド１５ｃとが相対移動さ
れる。

また、コイルスプリング１６ＰＬ〜１６ＲＲのそれぞれ
は、車体側部材１２と姿勢制御用油圧シリンダ１５ＦＬ
〜１５ＲＲのシリンダチューブ１５ａとの間にピストン
ロッド１５ｃを巻回する関係で装着されて車体の静荷重
を支持している。なお、コイルスプリング１６ＦＬ〜１
６ＲＲは、車体の静荷重を支えるのみの低バネ定数のも
のでよい。

また、圧力制御弁１７ＦＬ〜１７ＲＲのそれぞれは、第
２図に示すように、円筒状の弁ハウジング２１と、これ
に一体的に設けられた比例ソレノイド２２とを有してい
る。弁ハウジング２１の中央部には、所定径の弁座２１
ｃを有する隔壁２１Ａにより画成された第２図における
上側の挿通孔２１．　Ｕき同図における下側の挿通孔２
１．　Ｌとが同軸上に形成されている。また、挿通孔２
１Ｌの上部であって隔壁２１Ａに所定路離隔てた下方位
置には、固定絞り２３が設けられ、これによって固定絞
り２３と隔壁２１Ａとの間にパイロット室Ｃが形成され
ている。また、挿通孔２１Ｌにおける固定絞り２３の下
側には、メインスプール２４がその軸方向に摺動可能に
配設され、このメインスプール２４の上方及び下方には
フィードバック室Ｆ、及びＦＬが夫々形成されると共に
、メインスプール２４の上下端はフィードバック室Ｆｕ
、ＦＬに各に配設されたオフセットスプリング２５Ａ、
２５Ｂにより規制される。そして、挿通孔２１Ｌに入力
ボート２１ｊ、制御ボー）２Ｉｎ及びドレンボート２１
ｏがこの順に連通形成され、入カポ−１−２１１はライ
ン圧配管工９を介して油圧供給源１８の吐出側に接続さ
れ、ドレンボート２１ｏはドレン配管２０を介して油圧
供給源１８のタンクに接続され、さらに制御ボート２１
ｎが油圧配管２７を介して油圧シリンダ１５ＦＬ〜１５
ＲＲの圧力室１５ｄに接続されている。

メインスプール２４は、入力ポート２１ｉに対向するラ
ンド２４ａと、ドレンボート２１ｏに対向するランド２
４ｂと、これら両ボート２４ａ２４ｂ間に形成された環
状溝でなる圧力室２４ｃと、この圧力室２４ｃ及び下側
のフィードバック室ＦＬとを連通ずるパイロット通路２
４ｄとを備えている。

また、上側の挿通孔２１．　Ｕには、ポペット２６が弁
部を弁座２１ｃに対向させて軸方向に摺動自在りご配設
されており、このポペット２６により挿通孔２１０をそ
の軸方向の２室に画成すると共に、前記弁座２１ｃを流
通する作動油の流量、即ちパイロット室Ｃの圧力を調整
できるようになっている。

さらに、前記入カポ−）２１ｉは途中にオリフィス２１
．。を有したパイロット通路２１ｓを介してパイロット
室Ｃに連通され、前記ドレンボート２１ｏはドレン通路
２１１を介して前記挿通孔２１Ｕに連通されている。

一方、前記比例ソレノイド２２は、軸方向に摺動自在な
プランジャ２７と、このプランジャ２７のポペット２６
側に固設された作動子２７Ａと、プランジャ２７をその
軸方向に駆動させる励磁コイル２８とを有しており、こ
の励磁コイル２８は制御装置３６からの直流電流でなる
指令値■によって適宜励磁される。これによって、プラ
ンジャ２７の移動が作動子２７Ａを介して前記ポペット
２６の位置を制御して、連通孔２１Ａを通過する流量を
制御する。そして、比例ソレノイド２２による押圧力が
ポペット２６に加えられている状態で、フィードバック
室Ｆ　Ｌ、　Ｆ　ｕの両者の圧力が釣り合っていると、
スプール２４は中立位置にあって制御ボート２１ｎと入
力ポート２１を及びドレンボート２１０との間が遮断さ
れている。

ここで、指令４ＩｔＩと制御ボート２　Ｉｎから出力さ
れる制御油圧Ｐ、との関係は、第３図に示すように、指
令値Ｉが零近傍であるときにＰ。１．４を出力し、この
状態から指令値■が正方向に増加すると、これに所定の
比例ゲインに、をもって制御出力Ｐ、が増加し、油圧供
給源１８のライン圧Ｐｔで飽和する。

そして、圧力制御弁１７ＰＬ〜１７Ｒ］？は、比例ソレ
ノイド２２による押圧力がポペット２６に加えられてお
り、且つ上側フィードバック室Ｆｕ及び下側フィードバ
ック室ＦＬの圧力が釣り合っている状態で、車輪に、例
えば路面の凸部通過による上向きのバネ上共振周波数に
対応する比較的低周波数の振動入力（又は凹部通過によ
る下向きの振動入力）が伝達されると、これにより油圧
シリンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲのシリンダチューブ１５ａ
が」−方（又は下方）に移動しようとし、油圧室１５ａ
の圧力が上昇（又は減少）する。

このように、油圧室１５ｄの圧力が上昇（又は減少）す
ると、これに応じて油圧室１５ａと油圧配管２７、制御
ボート２１ｎ及びパイロット通路２４ｄを介して連通さ
れた下側フィードバック室ＦＬの圧力が上昇（又は下降
）し、上側フィードバック室Ｆｕの圧力との均衡が崩れ
るので、スプール２４が上方（又は下方）に移動し、入
力ボート２１ｉと制御ボート２１ｎとの間が閉じられる
方向（又は開かれる方向）に、且つ出力ボート２１Ｏと
制御圧ボー）２１ｎとの間が開かれる方向（又は閉じら
れる方向）に変化するので、油圧室１、５　ｄの圧力の
一部が制御圧ボート２１ｎから出カポ−）２１ｏ及び油
圧配管２０を介して油圧供給源１８に排出され（又は油
圧源１８から入力ボート２１１、制御圧ボート２１ｎ及
び油圧配管２７を介して油圧室１５ｄに油圧が供給され
）る。

この結果、油圧シリンダ１５Ｆ１．〜１５［ＩＨの油圧
室１５ｄの圧力が減圧（又は昇圧）され、上向きの振動
入力による油圧室１５ｄの圧力上昇（又は下向きの振動
入力による圧力室１５ａの圧力減少）が抑制されること
になり、車体側部材１４に伝達される振動入力を低減す
ることができる。このとき、圧力制御弁１７ＦＬ〜１７
ＲＲの出力ボート２１゜と油圧供給源１８との間のドレ
ン配管２０に絞りが設けられていないので、上向きの振
動入力を抑制する際に、減衰力を発生することがない。

なお、第１図において、２８Ｔ（は圧力制御弁１７ＰＬ
〜１７ＲＲと油圧源２４との間の油圧配管２５の途中に
接続した脈動吸収用の高圧側アキュムレータ、２８Ｌは
圧力制御弁１７ＦＬ〜１７１１）１と油圧シリンダ１５
ＦＬ−１５ＲＲとの間の油圧配管２７に絞り弁２８Ｖを
介して連通された圧力制御弁１７ＰＬ〜１７ＲＲで追従
しきれないバネ下共振周波数域の圧力変動を吸収する低
圧側アキュムレータである。

一方、後輪１３ＲＬ及び１３ＲＲには、後輪操舵機構３
０が配設されている。この後輪操舵機構３０は、車体に
固定支持された両動型の後輪操舵用油圧シリンダ３１を
有する。この後輪操舵用油圧シリンダ３１は、シリンダ
チューブ３１ａ内におけるピストン３１ｂとシリンダチ
ューブ３１ａの内端との間にセンタリング用のコイルば
ね３１ｃが介装され、ピストンロッド３１ｄの両端がそ
れぞれサイドロッド３２Ｌ及び３２Ｒ及びナックルアー
ム３３Ｌ及び３３Ｒを介して後輪１３ＲＬ及び１３ＲＲ
に連結されている。そして、後輪操舵用油圧シリンダ３
１のピストン３１ｂで画成される左及び右油圧室３１ｆ
及び３１ｒが前記油圧源２４に接続されたサスペンショ
ン用の圧力制御弁１７ＦＬ〜１７ＲＲと同様の構成を有
する圧力制御弁３４Ｌ及び３４Ｒの制御圧ボートに接続
されている。なお、第１図においては、説明の便宜上後
輪操舵機構３０は平面図として記載しである。

また、車体には、ばね上重心位置のやや前方位置に横加
速度を検出する横加速度検出器３５が設けられ、この横
加速度検出器３５から車両の横加速度に応じて、横加速
度が零のとき零、右旋同時の横加速度発生時には横加速
度に比例する正の電流及び左旋回時の横加速度発生時に
は横加速度に比例する負の電流を横加速度検出値ｙとし
て出力され、この横加速度検出値ｙが制御装置３６に入
力される。

制御装置３６は、第４図に示すように、横加速度検出器
３５からの横加速度検出信号ｙが供給されるゲイン（増
幅度）Ｋｙｒ　、Ｋ）’＊及びにδ８を任意に変更可能
な増幅度可変増幅器で構成される前輪側ゲイン調整器３
７Ｆ、後輪側ゲイン調整器３７Ｒ及び後輪操舵ゲイン調
整器３７Ｓを有し、前輪側ゲイン調整器３７Ｆの出力が
前輪側ロール抑制指令値ＩＦとしてこれに予め設定され
た所定値の中立圧電流■。を加算する加算器３８ＦＬに
供給され、この加算器３８ＦＬの加算出力がロール抑制
指令電流ＩＦＬとして前左側の圧力制御弁１７ＰＬに供
給されると共に、前右側の圧力制御弁１７ＰＲには、マ
イナス１を乗算する符号反転器３９Ｆで符号反転され、
これに前記加算器３８ＦＬと同様の加算器３８ＦＲで中
立圧電流Ｉ９を加算したロール抑制指令電流■□が供給
される。

同様に、後輪側ゲイン調整器３７Ｒの出力が後輪側ロー
ル抑制指令値Ｉｌｌとして直接加算器３８ＲＬに供給さ
れ、その加算出力がロール抑制指令電流１１１１として
後左側の圧力制御弁１７ＲＬに供給されると共に、後右
側の圧力制御弁１７ＲＲには、後輪側ロール抑制指令値
■、にマイナス１を乗算する符号反転器３９Ｒを介して
加算器３８ＲＨに供給され、その加算出力がロール抑制
指令電流Ｉ■として供給される。

また、後輪操舵ゲイン調整器３７３の出力が後輪操舵指
令値Ｉｓとして加算器３８ＦＬ〜３８ＲＲと同様の加算
器３８ＳＬに供給され、その加算出力が後輪操舵指令電
流ＩＳＬとして後輪操舵用の右側圧力制御弁３４Ｒに供
給されると共に、左側圧力制御弁３４Ｌには、後輪操舵
指令値Ｉ、をマイナス１を乗算する符号反転器３８Ｓで
反転させ、その反転出力に加算器３９ＳＲで中立圧設定
電流■９を加算し、その加算出力を後輪操舵指令電流１
１、ｌとして供給される。

ここで、前輪側ゲイン調整器３７Ｆ、後輪側ゲイン調整
器３７Ｒ及び後輪操舵ゲイン調整器２７Ｓの各ゲインは
、第５図に示す如く、Ｋｙｒ＞Ｋδえ＞ＫｙＲの関係を
保ちながら略等しい値に選定され、且つ前輪側の制御圧
ゲインＫｙＦが従来例における制御圧ゲインΔＰ、に比
較して例えば（ΔＰ、＋ΔＰ＋１）／２程度の小さな値
に選定され、これに応じて加算器３８ＦＬ〜３８ＳＲの
中立圧設定電流値■８も従来例における中立圧電流値Ｉ
Ｎ／に比較して小さく選定されている。

したがって、横加速度検出値ｙ（右旋回時を正とする）
を横軸に、流体圧シリンダ１５ＦＬ−１５ＲＲの制御圧
ＰＦＬ−Ｐ□を縦軸にとったサスペンション制御圧特性
は、第５図に示すようになり、ライン圧ＰＮＡＸ、中立
圧ＰＭが従来例に比較して小さな値に選定されている。

次に、上記実施例の動作を説明する。今、車両が路面に
凹凸がなく平坦な良路を直進走行しているものとする。

この状態では、車体にロールが生じないので、横加速度
検出器３５の横加速度検出値ｙの値は略零となる。この
ため、制御装置３６のゲイン調整器３７Ｆ、３７Ｒ及び
３７Ｓから出力される指令値Ｔ、、１．及びＩ、も略零
となり、これらに加算器３８ＦＬ〜３８ＳＲで中立圧設
定電流１．が加算されるので、圧力指令値Ｉ□〜■ｏは
略中立圧設定電流ＩＮとなり、これが各圧力制御弁１７
ＦＬ〜１７ＲＲ及び３４Ｌ、３４Ｒに供給されるので、
これら圧力制御弁の制御圧Ｐｅが中立圧Ｐ、４に設定さ
れる。

したがって、この状態では、前述したように、路面から
車輪１３ＦＬ〜１３ＲＲを介して入力される比較的低周
波数の振動入力に対しては、圧力制御弁１７ＦＬ−１７
ＲＲの圧力制御室Ｃの圧力変動によるスプール２４の移
動によって吸収し、路面の細かな凹凸によるバネ下共振
周波数に対応する比較的高周波数の振動入力に対しては
、絞り弁２８Ｖ及びアキュムレータ２８Ｌによって吸収
され、車体への振動伝達率を低減させて良好な乗心地を
確保することができる。

一方、後輪操舵機構３０においては、圧力制御弁３４Ｌ
及び３４Ｒの制御圧が共に中立圧Ｐ、であることから、
後輪操舵用油圧シリンダ３１の左右の圧力室３１１及び
３１ｒの圧力が等しくなり、センタリング用コイルばね
３１．　ｃによってピストンロッド３１ｄが中立位置に
保持され、このため後輪１３ＲＬ及び１３ＲＲが中立位
置即ち直進走行状態に保持される。

この直進走行状態から、ステアリングホイールを右切り
して右旋回状態に移行すると、第７図に示す如く、車体
が前側からみて右下がりにロール角θをもって傾斜する
ロールが生じる。このとき第８図に示すように、車両の
一輪について説明する。ここで、車両の質量をＭ、油圧
シリンダｌ５ＦＬの有効面積をＡとする。

そして、圧力制御弁１７の第３図に示す特性の線形範囲
を考慮すると、Ｐ＝に、−Ｉ　　・・・・・・・・・・・・（７）で表
される。

一方、第８図より、Ｍ！２　＝Ｐ−Ａ＋Ｋ（ｘ＋　　ｘｚ）・・・・・・（
８）となり、指令値Ｉは、ｒ＝Ｋｙ・シ　　　　　・・・・・・・・・・・・（９
）となる。

したがって、（８）式に（７）式を代入して整理すると
、Ｍ’ｔ２　＋Ｋ（Ｘ２−ｘ１）＝に＋　−１−Ａ−・
−ＧＯ）となる。

ここで、バネ上変位Ｘ１を零（Ｘ＋　＝Ｏ）として指令
値Ｉに対するバネ上変位Ｘ！の応答の形の伝達関数で表
わすと、となり、横加速度ｙに対する応答の形の伝達関数で表せ
ば、となる。

一方、アンチロール制御を行わない車両において第９図
に示すように、横加速度ｙが作用したときの車体のロー
ル運動は、ロール慢性モーメントをＪ、ロール角をθ１
重心及びロールセンタ間の距離をＨ、バネ定数をＫ、ト
レッドをＬとすると、次式で表すことができる。

この０■弐において横加速度νに対する応答の形の伝達
関数で表すと、さらに、Ｘｚ　＝Ｌθ／２であるので、これを前記０３
）式に代入し、これを横加速度ｙに対する応答の形の伝
達関数で表すと、となる。

したがって、前記０２）式はこの発明の油圧系の応答を
表し、前記０ω式は、横加速度ｙに対するロール運動を
表し、両者を比較すると分母は共に２次で等価となる。

したがって、前記θ′！Ｊ式のゲインＫｙを適切に設定
することにより、ロール運動はこの発明の油圧系で動的
に抑制することができることが理解できる。

したがって、第７図に示すように車両が前側からみて右
下がりにロールしている状態では、横加速度検出器３５
の横加速度検出値ｙが正の値となるので、これがそれぞ
れゲイン調整器３７Ｆ、３７Ｒ及び３７Ｓに供給される
。

そして、ゲイン調整器３７Ｆ及び３７Ｒから出力される
横加速度検出値ｙをゲインＫｙ、Ｆ及びＫｙ８倍した前
輪及び後輪ロール抑制指令値１．及びＩＲが直接加算器
３８ＦＬ及び３８ＲＬに供給されので、これら加算器３
８ＦＬ及び３８ＲＬから前輪及び後輪ロール抑制指令値
Ｉ、及び１に中立圧設定電流ＩＮを加算したロール抑制
指令電流ＩＦＬ及びＩＲＬが左側の圧力制御弁１７ＦＬ
及び１７ＲＬに供給されるので、これら左側の圧力制御
弁１．７ＦＬ及び１．７ＲＬの制御圧ＰＦＬ及びＰれが
、第５図に示すように、中立圧Ｐ８より増加することに
なる。

一方、右側の圧力制御弁１７Ｆ！？及び１７ＲＨには、
前輪及び後輪ロール抑制指令値１Ｆ及びＩ、が符号反転
器３９Ｆ及び３９Ｒを介して加算器３８ＦＲ及び３８Ｒ
Ｒに供給されるので、これらの制御圧Ｐ□及びＰｉｌｌ
が、第５図で示すように中立圧ＰＭより減少する。

したがって、左側の油圧シリンダ１５Ｆ１、及び１５Ｒ
Ｌの油圧室１５ｄの圧力は増加する。このため、ピスト
ン１５ｂの上側の油圧室における受圧面積と下側の油圧
室における受圧面積とでは上側の油圧室の受圧面積の方
が下側の油圧室の受圧面積よりピストンロンドの断面積
分だけ小さいので、両者の面積差に圧力を乗じた推力が
上方に作用することになり、この推力によって左側の油
圧シリンダＸ５ＦＬ及び１５ＲＬがロールにより収縮す
る収縮力に抗するシリンダ付勢力を発生することができ
、車体を零ロール状態に維持するアンチロール効果を発
揮することができる。

また、右側の油圧シリンダ１５ＦＲ及び１５ＲＲの油圧
室１５ｄの圧力は減少し、これによって上記と同様の理
由によってピストン１５ｂを上方に付勢する推力が減少
し、ロールによる伸長力を助長しないような付勢力に制
御される。

このとき、前輪の油圧シリンダ１５ＦＬ、　　１５ＦＲ
及び後輪側の油圧シリンダＩ　５ＲＬ、　　１５ＲＲで
発生する付勢力は第５図から明らかなように略等しいの
で、前輪側及び後輪側で発生するアンチロールモーメン
トＭ、及びＭ、も略等しくなり、サスペンションによる
ステア特性としては略ニュートラルステア特性に保持さ
れる。

しかしながら、ゲイン調整器３８Ｓから出力される横加
速度検出値ゾを後輪操舵ゲインに６５倍した後輪操舵指
令値■、が直接加算器３８ＳＬに供給され、この加算器
３ＢＳＬで後輪操舵指令値Ｉｓに中立圧設定電流値Ｉ８
が加算されるので、その加算出力即ち後輪操舵指令電流
ｉｓＬは中立設定電流Ｉ。より大きな値となり、一方加
算器３８ＳＲには後輪操舵指令値Ｉ、が符号反転器３９
Ｓで反転されて供給されるので、後輪操舵指令電流■ｏ
は中立設定電流１．より小さな値となる。

したがって、圧力制御弁３４Ｒの制御圧ｐｉ＋ｔが中立
圧Ｐ２より大きな値となり、圧力制御弁３４Ｌの制御圧
Ｐ！Ｌが中立圧Ｐ８より小さな値となって、後輪操舵用
シリンダ３１の右側圧力室３１ｒの圧力が左側圧力室３
１ｆの圧力に比較して大きくなり、ピストン３１ａが両
圧力室３１ｒ及び３１１の圧力差とセンタリングコイル
ばね３１ｃの弾性とが釣り合う位置まで左動し、これに
よって後輪１．３ＲＬ及び１．３ＲＲが第６図に示すよ
うに右側に前輪１３ＦＬ及び１３ＦＲと同相に転舵され
、アンダーステア特性を得ることができる。

このように、後輪１３ＲＬ及び１３ＲＲをアンダーステ
ア方向に転舵することにより、後輪１３ＲＬ及び１３Ｒ
Ｒの等価コーナリングパワーが増大し、油圧供給源２４
のライン圧ＰＭＡＸを低下させて、前後輪のアンチロー
ルモーメント比を１゛に近づけても車両のステア特性は
ニュートラルステア又はオーバーステア特性となること
はなく適度のアンダーステア特性を維持することになり
、走行安定性を向上させることができる。すなわち、例
えば高速走行時の車線変更を行う場合に、後輪操舵を行
わないときには、急激な車Ｉ！ｊ！変更によって車両が
尻振りを起こし易くなるが、後輪を操舵することにより
、安定した車線変更が可能となる。

また、車両を左旋回させたときには、横加速度検出器３
５から負の横加速度検出値ｙが出力されるので、上記右
旋回とは逆に右側の油圧シリンダ１５ＰＲ，１，５ＲＲ
の圧力が増加し、左側の油圧シリンダ１５ＦＬ、　　ｌ
　５ＲＬの圧力が減少して、車体を零ロール状態に維持
するアンチロール効果を発揮することができる共に、後
輪操舵用シリンダ３１のピストンロッド３１ｄが右動し
て後輪１３１？Ｌ、１３ＲＩｉが第６図に示すように左
に転舵され、これによって車両のステア特性がアンダー
ステア特性に維持される。

なお、上記第１実施例においては、後輪操舵機構３０の
圧力制御弁３４Ｌ、３４Ｒの制御圧ＰＳＬ及びＰ！１１
が第５図に示すように、横加速度検出値ゾに比例する場
合について説明したが、これに限定されるものではなく
、第１０図に示すように、制御圧ｐｓｔ及びＰ。に横加
速度検出値ゾに対して不感帯を設定して、後輪操舵機構
３０の後輪操舵特性を、第１１図に示すように、横加速
度検出値ｙが所定値子ｙ、より小さい範囲では中立位置
を保持し、横加速度検出値ｙが所定値±ｙｓ以上となっ
たとき、横加速度検出値ｙの値に比例して転舵量δ、が
増加するようにしてもよく、この場合には、横加速度検
出値ｙが比較的小さいときには、後輪を転舵しない中立
位置に保持されるので、車両の特性がニュートラルステ
ア特性となり回顧性が向上し、横加速度検出値ｙが大き
くなるにつれてアンダーステア特性となって走行安定性
を向上させることができる。

また、上記第１実施例においては、後輪操舵機構３０に
２つの圧力制御弁３４Ｌ、３４Ｒを適用した場合につい
て説明したが、これに限らず第１２図及び第１３図に示
すように、後輪操舵用油圧シリンダ３１の左右圧力室３
１２及び３１ｒの圧力をそれぞれパイロット圧としてス
プールに供給し、このスプールを電磁比例ソレノイドに
よって駆動することにより、指令型Ｆｉ　Ｉ　ｓに応動
して左又は右圧力室３Ｉｎ又は３１ｒへの圧力を制御す
る方向切換機能を有する１つの４ボートの圧力制御弁４
０を適用することもでき、この場合には、油圧配管系を
簡略化することができると共に、圧力制御弁１つ分の重
量を軽減することができる利点がある。なお、圧力制御
弁４０としては、例えば特開昭６１−１９３９１０号公
報に開示されている圧力制御弁を通用することができる
。

次に、この発明の第２実施例を第１４図について説明す
る。

この第２実施例は、後輪操舵機構３０の横加速度検出値
ｙによる圧力制御を別途後輪１桑舵用の圧力制御弁を設
けることなく、サスペンシロン制御用の後輪側の圧力制
御弁１７ＲＬ及び１７ＲＲの制御ボート２１ｎから出力
される制御圧Ｐｃによって行うようにしたものである。

すなわち、第１４図に示すように、第１図の構成におい
て、圧力制御弁３４Ｌ、３４Ｒが省略され、これに代え
て後輪操舵機構３０における後輪操舵用油圧シリンダ３
１の左油圧室３１１が圧力制御弁１．７１？Ｉ？の制御
圧ボート２１ｎに、右油圧室３１ｒが圧力制御弁１７Ｒ
Ｌの制御圧ボー）２１ｎにそれぞれ油圧配管４１Ｌ、４
１．Ｒを介して接続されており、これに応じて制御装置
３６も第１５図に示すように、後輪操舵用のゲイン設定
器３７Ｓ、加算器３ＢＳＬ、３８３Ｒ及び符号反転器３
９Ｓが省略されていることを除いては前記第１実施例と
同様の構成を有し、第１図との対応部分には同一符号を
付してその詳細説明はこれを省略する。

この第２実施例によると、車両が直進走行しているもの
とすると、車両に横加速度が作用しないので、横加速度
検出器１５の横加速度検出値ｙは零であり、後輪側の圧
力制御弁１３Ｒし及び１．３ＲＲの制御圧が共に中立設
定圧Ｐｓとなっているので、車体は零ロール状態に維持
されると共に、後輪操舵用油圧シリンダ３Ｉの左右の油
圧室３１！！、及び３１ｒの圧力が共に中立設定圧ＰＮ
となるので、ピストンロッド３１ｄが中立位置に維持さ
れて後輪１３ＲＬ及び１３ＲＲが直進走行状態を維持す
る。

この直進走行状態から例えば右旋回して車両に横加速度
が生じると、これが横加速度検出器３５で検出され、こ
の横加速度検出器３５から正の横加速度検出値ｙが制御
装置３６に出力されるので、この制御装置３６から前述
したように後左側圧力制御弁１７ＲＬに対して中立設定
電流ＩＮより大きい値のロール抑制指令電流■１が出力
されると共に、後右側圧力制御弁１７ＲＲに対して中立
設定電流ＩＮより小さい値のロール抑制指令電流ＩＲＫ
が出力される。したがって、圧力制御弁１１ＲＬの制御
圧ＰＲＬが第１６図で点線図示のように、中立圧ＰＮよ
り高い値となり、逆に圧力側？１ｌ１７ＲＲの制御圧ｐ
Ｈ１１が中立圧Ｐ、４より低い値となり、これが油圧シ
リンダ１５ＲＬ及び１５ＲＲに供給されるので、車体の
ロールを抑制して零ロール状態に制御することができる
。これと同時に、圧力制御弁１７ＲＬの高制御圧ＰＩＩ
Ｌが油圧配管４０Ｌを介して後輪操舵用油圧シリンダ３
１の右油圧室３１ｒに、圧力制御弁１”７ＲＲの低制御
圧Ｐ。が油圧配管４０Ｒを介して後輪操舵用油圧シリン
ダ３１の左油圧室３１℃に供給されるので、両袖圧室３
１ｒ及び３１２の差圧とセンタリング用コイルばね３１
ｃの付勢力とが釣り合う位置までピストンロッド３１ｄ
が左動し、これによって後輪１３１？Ｌ及び１３Ｒ１？
が右に転舵される。

また、車両が左旋回したときには、上記と逆に後輪１３
ＲＬ及び１３ＲＲが左に転舵される。

この結果、後輪１３ＲＬ及び１３ＲＩｌが第１７図に示
すように、前輪１３ＰＬ及び１３ＦＲと同相に転舵され
るので、車両のステア特性がアンダーステア特性となり
、前記第１実施例と同様に、後輪操舵機構によって車両
のステア特性をアンダーステア特性とすることができ、
サスペンションの油圧シリンダ１７ＦＬ〜１７ＲＲで発
生させるアンチロールモーメントによってアンダーステ
ア特性を得る必要がないので、前輪側及び後輪側の油圧
シリンダ１５ＦＬ〜１５ＲＲの制御圧ゲインを略等しく
することができ、これによってライン圧を低下させて、
零ロールを維持しながらアンダーステア特性を得ること
ができる。しかも、この第２実施例によると、後輪操舵
用の圧力制御弁とサスペンション制御用圧力制御弁とを
共用しているので、後輪操舵用の圧力制御弁を別途設け
る必要がなく、この分部品点数及び車体重量を減少させ
ることができる。

次に、この発明の第３実施例を第１８図について説明す
る。

この第３実施例は、上記第２実施例において、圧力制御
弁及び後輪操舵用油圧シリンダ３１間に圧力吸収手段を
介挿し、この圧力吸収手段によって、サスペンション用
油圧シリンダの圧力変動が後輪操舵用シリンダに影響す
ることを回避するようにしたものである。

すなわち、第１８図に示すように、第２実施例における
後輪操舵用油圧シリンダ３１の両袖圧室３１！及び３１
ｒとサスペンション制御用の圧力制御弁１７ＲＩ、及び
１７ＲＲとの間を接続する油圧配管４１Ｌ、４１Ｒの後
輪操舵用油圧シリンダ３１側にそれぞれ圧力吸収手段と
してのオリフィス等の絞り弁４２Ｌ、４２Ｒが介挿され
ていることを除いては前記第２実施例と同様の構成を有
し、前記第１４図との対応部分には同一符号を付してそ
の詳細説明はこれを省略する。

この第３実施例によると、後輪側の圧力制御弁１７Ｒ１
、及び１７１？Ｒと後輪操舵用油圧シリンダ３１との間
が油圧配管４１Ｌ、４１Ｈによって接続されているので
、上記第２実施例と同様に、後輪操舵機構によって車両
のステア特性をアンダーステア特性とすることができ、
サスペンションの油圧シリンダ１７ＦＬ〜１．７Ｒ１？
で発生させるアンチロールモーメントによってアンダー
ステア特性を得る必要がないので、前輪側及び後輪側の
油圧シリンダ１．５ＦＬ〜１５ＲＲの制御圧ゲインを略
等しくすることができ、これによってライン圧を低下さ
せて、零ロールを維持しながらアンダーステア特性を得
ることができると共に、車両が不整路面を走行していて
、後輪１３ＲＬ及び１３ＲＩｌｌが上下変位した場合に
、サスペンション用の油圧シリンダ１５ＲＬ。

１５ＲＨのシリンダチューブ１５ａが上下動して、前述
したように、油圧シリンダ１５ＲＬ、　　ｌ　５ＲＲの
内圧が増減し、この圧力変動が圧力制御弁１７ＲＬ。

１７ＲＩ？に油圧配管４０Ｌ、４０Ｒを介して直接接続
された後輪操舵用油圧シリンダ３１に影響することにな
るが、油圧配管４０Ｌ、４０Ｒに絞り弁４１Ｌ、４１Ｒ
が介挿されているので、これらによって圧力変動の高周
波振動を減衰させることができ、後輪操舵用油圧シリン
ダ３１にサスペンション用の油圧シリンダ１５ＲＬ、　
　１５ＲＨの圧力変動が伝達されることを防止すること
ができ、後輪操舵用油圧シリンダ３１の左右油圧室３１
１及び３１ｒの圧力変動によって後輪操舵角が変動する
ことを防止し、不整路面での安定走行を確保することが
できる。

また、車体の各車輪位置での上下加速度を上下加速度検
出器で検出し、その加速度検出値を積分した車体上下速
度に基づいてサスペンション用油圧シリンダ１５ＦＬ−
１５ＲＲを制御するバランス減衰制御を追加した能動型
サスペンション（例えば特開昭６２−２８９４２０号公
報参照）にあっては、その制御時に後輪側の油圧シリン
ダ１．５ＲＬ。

１５１？ｌ？の左右での制御圧アンバランスが生じるが
、この制御圧アンバランスを絞り弁４２Ｌ、４２Ｒで吸
収することができ、後輪操舵機構３０が誤操舵を生じる
ことも防止することができる。

なお、上記第３実施例においては、圧力制御弁１７ＲＬ
及び１７ＲＲと後輪操舵用油圧シリンダ３１とを接続す
る油圧配管４１Ｌ、４１Ｒに絞り弁４２Ｌ、４２Ｒを介
挿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、第１９図に示すように、油圧配管４１Ｌ、４
１Ｒにそれぞれ絞り弁４３Ｌ、４３Ｒを介してアキュム
レータ４４Ｌ。

４４Ｒを接続し、これらアキュムレータ４４Ｌ。

４４Ｒによって後輪操舵用油圧シリンダ３１に伝達され
る圧力変動を吸収するようにしてもよく、この場合には
より高い圧力変動吸収効果を得ることができる。

上記第３実施例のように、サスペンション用の圧力制御
弁１７ＲＬ及び１７ＲＲと後輪操舵用油圧シリンダ３１
との間の油圧配管４１Ｌ、４１Ｒに、絞り弁４２Ｌ、４
２Ｒ又は絞り弁４３Ｌ、４３Ｒ及びアキュムレータ４４
Ｌ、４４Ｒでなる圧力吸収要素を介挿すると、後輪操舵
用油圧シリンダ３１の応答が横加速度検出器３５で検出
した横加速度検出値シに対して若干遅れることになるが
、寧ろこの方が前輪操舵によってヨーモーメントが発生
してから後輪が操舵されてアンダーステアとなるため、
回頭性も川なわずに自然な操舵感覚を得ることができる
。

また、前記各実施例においては、横加速度検出器３５を
使用して車両に生じる横加速度を検出する場合について
説明したが、これに限定されるものではなく、車両の速
度Ｖと操舵角δとをそれぞれ車速検出器及び操舵角検出
器で検出し、これらに基づいて所定の演算処理を実行し
て車両に生じる真の横加速度を検出する横加速度検出装
置（特開昭６２−２９３１６７号参照）を設けるように
してもよく、この場合には、車体のロールの影響を受け
ることがない真の横加速度に基づいて制御を行うことが
できるので、制御精度を向上させることができると共に
、制御系が実質的にオーブンループ系となるので、自助
振動を生じるおそれも全くない。

また、前記各実施例においては、流体圧シリンダとして
油圧シリンダ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、空気圧シリンダ等の他の流
体圧シリンダを適用し得ることは言うまでもない。

さらに、上記実施例では、横加速度検出器３５から右旋
回時に正、左旋回時に負の加速度検出値ｙが出力される
場合について説明したが、これに限らず横加速度検出器
３５から横加速度が零の時に正の所定値を、右旋回時に
所定値より高い正の値を、左旋回時に所定値より低い正
の値をそれぞれ出力するようにし、これに応じて制御装
置３６の加算器３８ＲＬ〜３８ＲＲに代えて中立設定電
流ＩＮを減算する減算器を通用するようにしても上記実
施例と同様の作用効果を得ることができる。

〔発明の効果〕

以上説明したように、請求項（１）に係る能動型サスペ
ンション装置によれば、横加速度検出値又は横加速度推
定値に基づいて、圧力制御弁を制御して各車輪及び車体
間に介挿した流体圧シリンダを車体が零ロールとなるよ
うに制御し、且つ横加速度検出又は推定値に応じて後輪
操舵機構をアンダーステア方向に操舵するようにしてい
るので、前輪側及び後輪側の流体圧シリンダで発生させ
るアンチロールモーメントによって車両のステア特性を
アンダーステア特性とする必要がないので、前輪側及び
後輪側の流体圧シリンダの制御圧ゲインを略等しくする
ことができ、この結果、圧力制御弁に供給するライン圧
を低下させることが可能となり、消費エネルギを低減す
ることができる効果が得られる。

また、請求項（２）に係る能動型サスペンション装置に
よれば、後輪操舵機構の制御圧を姿勢制御用流体圧シリ
ンダを制御する圧力制御弁から得るようにし、圧力制御
弁を共用することができるので、上記請求項（１）の効
果に加えて、圧力制御弁の数を減少させることができ、
製造コスト、重量を軽減することができると共に、車両
に搭載する場合の設計自由度を向上させることができる
効果が得られる。

さらに、請求項（３）に係る能動型サスペンション装置
によれば、姿勢制御用流体圧シリンダを制御■する圧力
制御弁と後輪操舵用流体圧シリンダとの間に圧力変動吸
収手段が介挿されているので、不整路面走行時の姿勢制
御用流体圧シリンダの圧力変動の影響が後輪操舵機構に
及ぶことを防止することができ、後輪操舵機構を安定し
て制御することができ、信穎性を向上させることができ
、しかも圧力変動吸収手段によって後輪操舵機構の応答
が若干遅れることにより、回頭性を損なうことなく自然
な操舵感覚を得ることができる効果が得られる。

【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
図はこの発明に通用し得る圧力制御弁の一例を示す断面
図、第３図は第２図の圧力制御弁の指令値と出力圧力と
の関係を示すグラフ、第４図はこの発明に適用し得る制
御装置の一例を示すブロック図、第５図は横加速度と油
圧シリンダの制御圧との関係を示す特性線図、第６図は
横加速度と後輪操舵角との関係を示す特性線図、第７図
〜第９図はそれぞれ第１実施例の動作の説明に供する説
明図、第１０図及び第１１図はそれぞれ第１実施例の変
形例を示す第５図及び第６図に対応する特性線図、第１
２図及び第１３図は第１実施例の変形例を示す概略構成
図及び制御装置のブロック図、第１４図はこの発明の第
２実施例を示すブロック図、第１５図は第２実施例の制
御装置を示すブロック図、第１６図は横加速度と油圧シ
リンダの制御圧との関係を示す特性線図、第１７図は横
加速度と後輪操舵角との関係を示す特性線図、第１８図
はこの発明の第３実施例を示す概略構成図、第１９図は
第３実施例の変形例を示す概略構成図、第２０図は従来
例の横加速度と油圧シリンダの制御圧との関係を示す特
性線図である。図中、ＩＩＦＬ〜ＩＩＲＲは、能動型サスペンション、
１３ＦＬ〜１３１？Ｒは車輪、１５ＦＬ〜１．５ＲＲは
油圧シリンダ、１６ＦＬ〜１６１ｉＲはコイルスプリン
グ、１７ＰＬ−１７ＲＲは圧力制御弁、１８は油圧供給
源、３０は後輪操舵機構、３１は後輪操舵用油圧シリン
ダ、３４Ｌ、３４Ｒ，４０は圧力制御弁、４１Ｌ、４１
Ｒは油圧配管、４２Ｌ、４２Ｒ，４３Ｌ。４３Ｒは絞り弁（圧力変動吸収手段）、４４Ｌ。４４Ｒはアキュムレータ（圧力変動吸収手段）である。

Claims

【特許請求の範囲】

（１）車体と各車輪との間に介挿された流体圧シリンダ
と、該流体圧シリンダの作動流体圧を指令値のみに応じ
て制御する圧力制御弁と、前記車体の横加速度を検出又
は推定する加速度検出又は推定手段と、該加速度検出又
は推定手段の加速度検出値を受けこの値に応じた値の前
記圧力制御弁に対する指令値を出力する制御装置とを有
する車両用サスペンションと、前記加速度検出又は推定
手段の横加速度検出値又は横加速度推定値に基づいて後
輪の舵角を制御する後輪舵角制御機構とを備えたことを
特徴とする能動型サスペンション装置。
（２）車体と各車輪との間に介挿された流体圧シリンダ
と、該流体圧シリンダの作動流体圧を指令値のみに応じ
て制御する圧力制御弁と、前記車体の横加速度を検出又
は推定する加速度検出又は推定手段と、該加速度検出又
は推定手段の加速度検出値を受けこの値に応じた値の前
記圧力制御弁に対する指令値を出力する制御装置とを有
する車両用サスペンションと、後輪に連結された転舵用
流体圧シリンダを有する後輪操舵機構とを備え、前記後
輪操舵機構の転舵用流体圧シリンダに前記車両用サスペ
ンションの後輪側圧力制御弁の制御圧を供給することを
特徴とする能動型サスペンション装置。
（３）前記後輪側圧力制御弁及び転舵用流体圧シリンダ
間に流体圧変動吸収手段を介装したことを特徴とする請
求項（２）記載の能動型サスペンション装置。