JPH04100724A - Active stabilizer for vehicle - Google Patents

Active stabilizer for vehicle

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Publication number
JPH04100724A
JPH04100724A JP21795090A JP21795090A JPH04100724A JP H04100724 A JPH04100724 A JP H04100724A JP 21795090 A JP21795090 A JP 21795090A JP 21795090 A JP21795090 A JP 21795090A JP H04100724 A JPH04100724 A JP H04100724A
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JP
Japan
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cylinder
vehicle
pressure
chambers
same
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Application number
JP21795090A
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Japanese (ja)
Inventor
Masatsugu Yokote
正継 横手
Fukashi Sugasawa
菅沢 深
Toshihiro Yamamura
智弘 山村
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Nissan Motor Co Ltd
Original Assignee
Nissan Motor Co Ltd
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Publication date
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    • BPERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60VEHICLES IN GENERAL
    • B60GVEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G2204/00Indexing codes related to suspensions per se or to auxiliary parts
    • B60G2204/80Interactive suspensions; arrangement affecting more than one suspension unit
    • BPERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60VEHICLES IN GENERAL
    • B60GVEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G2204/00Indexing codes related to suspensions per se or to auxiliary parts
    • B60G2204/80Interactive suspensions; arrangement affecting more than one suspension unit
    • B60G2204/82Interactive suspensions; arrangement affecting more than one suspension unit left and right unit on same axle
    • BPERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B60GVEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G2204/00Indexing codes related to suspensions per se or to auxiliary parts
    • B60G2204/80Interactive suspensions; arrangement affecting more than one suspension unit
    • B60G2204/83Type of interconnection
    • B60G2204/8304Type of interconnection using a fluid

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  • Vehicle Body Suspensions (AREA)

Abstract

PURPOSE:To conduct steering control preferentially without changing the whole roll and pitch rigidity by providing the first passage for connecting the pressure chambers to each other, the volume changes of which are the same to rolling, and the second passage for connecting the same similarly, the volume changes of which are the same to pitching. CONSTITUTION:The respective hydraulic cylinders 20FL-20RR are constructed so that the cylinder chambers U, L are communicated with each other in the close state by the first pipelines 26A, 26B and the second pipelines 27A, 27B. It is supposed that a vehicle transits to a left turning state. A controller 36 sets a motor turning angle command value ¦thetaM¦ corre sponding to the lateral acceleration ¦alphar¦ with reference to a map. When the electric motor 34 is turned counter-clockwise by an angle thetaM, a piston rod 30c is moved, so that the operating pressure of an upper chamber U of the cylinder 20RR, a lower chamber L of 20RL, a lower chamber of 20FR and an upper chamber U of 20FL is increased at the same time, and the operating pressure of the opposite chambers U, L is decreased at the same time. The axial force F due to such differential pressure P works on the cylinder rod 20c, and the magni tude thereof ¦ F¦ is substantially equal. In this arrangement, though the roll rigidity on the rear side is increased, it is decreased on the front side so that though the whole roll rigidity is not changed almost, the vehicle is changed to the oversteer side so as to heighten the turning round efficiency.

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本願発明は、車両用能動型スタビライザに係り、とくに
、4輪のサスペンションリンク及び車体間に個別に複動
型の流体圧シリンダを介挿し、この流体圧シリンダの作
動圧を制御するようにした能動型スタビライザに関する
[Detailed Description of the Invention] [Industrial Application Field] The present invention relates to an active stabilizer for a vehicle, and in particular, a double-acting hydraulic cylinder is individually inserted between four-wheel suspension links and a vehicle body. The present invention relates to an active stabilizer that controls the operating pressure of this fluid pressure cylinder.

〔従来の技術〕[Conventional technology]

従来、車両のローリングを抑制する機能を備えたサスペ
ンションとして、本出願人は、例えば実開昭63−16
910号記載のもの(考案の名称は「能動型サスペンシ
ョン」)を提案している。
Conventionally, as a suspension having a function of suppressing rolling of a vehicle, the present applicant has proposed, for example,
910 (the name of the invention is "active suspension").

この公報記載のサスペンションは、車両の各車輪と車体
との間に複動型の流体圧シリンダを各々介挿し、その内
の左右の流体圧シリンダについては一方の上側圧力室と
他方の下側圧力室とをクロス配管で接続し、且つ、前後
の流体圧シリンダについては左輪側同士及び右輪側同士
を互いに配管で接続して配管系を構成し、この配管系を
パワーステアリング装置の操舵トルクに応動する制御弁
又はこれに連動する制御弁に接続して、旋回時に外輪側
となる流体圧シリンダを伸長させ、且つ、内輪側となる
流体圧シリンダを収縮させるようにしている。
The suspension described in this publication has double-acting fluid pressure cylinders inserted between each wheel of the vehicle and the vehicle body, and the left and right fluid pressure cylinders have an upper pressure chamber on one side and a lower pressure chamber on the other side. The front and rear fluid pressure cylinders are connected to each other by cross piping, and the left wheel sides and right wheel sides are connected to each other by piping to form a piping system, and this piping system is connected to the steering torque of the power steering device. It is connected to a responsive control valve or a control valve linked thereto, and when turning, the fluid pressure cylinder on the outer race side is extended and the fluid pressure cylinder on the inner race side is contracted.

〔発明が解決しようとする課題〕[Problem to be solved by the invention]

しかしながら、上述した従来のサスペンションは、左右
輪のクロス配管に拠ってトータルのロール剛性を制御し
、ロール角を抑制することが主目的であり、その点では
功を奏するものであるが、トータルのロール剛性を変更
すると、これに伴ってステア特性も変わってしまうから
、ステア特性のみを単独で制御できなかった。例えばコ
イルスプリングで設定される前後輪のロール剛性の分担
比が[10(後輪):5(前輪)」であるときに、前後
輪に「5」ずつ1合計「10」だけロール剛性を増加さ
せたとすると、ロール角制御時のロール剛性の分担比が
「15(後輪):10(前輪)」となって、その分担比
が変わってしまうことから、ステア特性がニュートラル
ステア側に移行するなど、その特性も変化してしまう。
However, the main purpose of the above-mentioned conventional suspension is to control the total roll stiffness and suppress the roll angle by using cross piping between the left and right wheels, and although it is successful in that respect, the total Changing the roll stiffness would also change the steering characteristics, so it was not possible to control the steering characteristics alone. For example, when the sharing ratio of roll stiffness between the front and rear wheels set by coil springs is [10 (rear wheel): 5 (front wheel)], the roll stiffness is increased by "5" for the front and rear wheels by a total of "10". If this is done, the sharing ratio of roll stiffness during roll angle control will be 15 (rear wheels): 10 (front wheels), and the sharing ratio will change, so the steering characteristics will shift to the neutral steer side. etc., its characteristics will also change.

本願発明は、このような状況に鑑みてなされたもので、
その解決しようとする課題は、全体のロール剛性又はピ
ッチ剛性を変えること無く、且つ、ロール剛性の前後配
分又はピッチ剛性の左右配分を積極的に制御して、ステ
ア特性やグリップ力の制御を優先的に行うことのできる
装置を提供することである。
The present invention was made in view of this situation,
The problem to be solved is to actively control the front-rear distribution of roll stiffness or the left-right distribution of pitch stiffness without changing the overall roll stiffness or pitch stiffness, giving priority to control of steering characteristics and grip force. The purpose of the present invention is to provide a device that can perform the following tasks.

[課題を解決するための手段] 上記課題を解決するため、請求項(1)記載の発明は、
4輪のサスペンションリンクと車体との間に各々揺動可
能に介挿される複動形の流体圧シリンダと、左右輪の前
記流体圧シリンダの圧力室の内、ローリングに対する容
積変化の増減方向が同一となる圧力室同士を相互に接続
する第1流路と、車両左右の夫々における前後輪の前記
流体圧シリンダの圧力室の内、ピッチングに対する容積
変化の増減方向が同一となる圧力室同士を相互に接続す
る第2流路とを備えたアクチュエータ部を設け、このア
クチュエータ部の内圧を走行状態に応じて変更する内圧
制御手段を設けている。
[Means for solving the problem] In order to solve the above problem, the invention described in claim (1) provides the following:
Double-acting hydraulic cylinders are swingably inserted between the suspension links of the four wheels and the vehicle body, and the pressure chambers of the hydraulic cylinders of the left and right wheels have the same volume change direction in response to rolling. A first flow path that interconnects the pressure chambers, and a first flow path that interconnects the pressure chambers that have the same volume change direction in response to pitching among the pressure chambers of the fluid pressure cylinders of the front and rear wheels on each of the left and right sides of the vehicle. An actuator section having a second flow path connected to the vehicle is provided, and an internal pressure control means is provided for changing the internal pressure of the actuator section according to the driving state.

〔作用] 例えば、旋回時のステア特性の制御を狙っているとする
。いま、各流体圧シリンダは、そのシリンダチューブが
車体側に連結され且つピストンロンドが車輪側に連結さ
れているとし、車両が左旋回に移行して、右輪側が沈み
込むローリングが生じようとしたとする。これにより、
内圧制御手段が例えば、後右輪の流体圧シリンダの上側
の圧力室の作動圧を高める方向に作動する。このとき、
4輪の流体圧シリンダ夫々の両圧力室はここでは左右輪
でクロスし且つ車体左右における前後輪でもクロスして
接続されているから、上述の作動圧上昇と同時に、後左
輪の流体圧シリンダの下側の圧力室、前右輪の流体圧シ
リンダの下側の圧力室、及び前左輪の流体圧シリンダの
上側の圧力室の作動圧上昇を招来する。これにより、各
流体圧シリンダの側圧力室間には差圧が生じ、この差圧
に基づく軸力がシリンダロッドに生じる。この軸力は、
後右輪側で下向き、後左輪で上向き、前右輪側で上向き
、及び前左輪側で下向きとなる。そこで、リヤ側のロー
ル剛性が増加した分だけフロント側のロール剛性が低下
するので、全体としては相殺され、ロール剛性はコイル
スプリング等で決まる値に保持される。しかし、上述し
たようにロール剛性の前後配分は、後輪側の方が高くな
ってステア特性を積極的にオーバーステア側に制御でき
る。
[Operation] For example, suppose that you are aiming to control the steering characteristics when turning. Now, assume that each hydraulic cylinder has its cylinder tube connected to the vehicle body side and its piston rond connected to the wheel side, and the vehicle shifts to a left turn, causing rolling in which the right wheel side sinks. shall be. This results in
The internal pressure control means operates, for example, to increase the operating pressure in the upper pressure chamber of the hydraulic cylinder of the rear right wheel. At this time,
The pressure chambers of each of the four wheels' hydraulic cylinders cross at the left and right wheels, and are also connected at the front and rear wheels on the left and right sides of the vehicle, so that at the same time as the above-mentioned increase in operating pressure occurs, the pressure chambers of the rear left wheel's hydraulic cylinder also cross. This causes an increase in the operating pressure in the lower pressure chamber, the lower pressure chamber of the front right wheel fluid pressure cylinder, and the upper pressure chamber of the front left wheel fluid pressure cylinder. As a result, a pressure difference is generated between the side pressure chambers of each fluid pressure cylinder, and an axial force based on this pressure difference is generated in the cylinder rod. This axial force is
It points downward on the rear right wheel side, upward on the rear left wheel side, upward on the front right wheel side, and downward on the front left wheel side. Therefore, the roll rigidity on the front side decreases by an amount equal to the increase in the roll rigidity on the rear side, so the overall value is canceled out and the roll rigidity is maintained at a value determined by a coil spring or the like. However, as described above, the front-rear distribution of roll stiffness is higher on the rear wheel side, making it possible to actively control the steering characteristics toward oversteer.

車両が右旋回の場合も同様である。The same applies when the vehicle turns to the right.

一方、上述した差圧による軸力発生の説明は、視点を変
えると、トータルのピッチ剛性を変えずに、ピッチ剛性
の左右配分を変更する場合にも同様に適合する。これに
より、車両左右輪のグリップ力のみを個別に制御する場
合等に有利になる。
On the other hand, from a different perspective, the above explanation of the generation of axial force due to differential pressure is similarly applicable to the case where the left-right distribution of pitch rigidity is changed without changing the total pitch rigidity. This is advantageous in cases where only the grip forces of the left and right wheels of the vehicle are individually controlled.

〔実施例〕〔Example〕

以下、本願発明の一実施例を添付図面の第1図乃至第4
図に基づき説明する。
An embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS. 1 to 4 of the accompanying drawings.
This will be explained based on the diagram.

第1図において、2FL〜2RRは車両の前左輪〜後右
輪を、4は車輪支持部材を、6は車体を示す。
In FIG. 1, 2FL to 2RR indicate the front left wheel to the rear right wheel of the vehicle, 4 indicates a wheel support member, and 6 indicates the vehicle body.

車輪支持部材4にはサスペンションリンク8の一端が揺
動可能に連結され、このサスペンションリンク8の他端
は車体6に揺動可能に連結されている。
One end of a suspension link 8 is swingably connected to the wheel support member 4, and the other end of the suspension link 8 is swingably connected to the vehicle body 6.

各車輪支持部材4及び車体6間には車両用サスペンショ
ン9が装備されており、このサスペンション9は、各サ
スペンションリンク8と車体6との間に個別に設けられ
たショックアブソーバ10及びコイルスプリング12と
、各サスペンションリンク8と車体6との間にアクチュ
エータ部が設けられた能動型スタビライザ14とを備え
ている。
A vehicle suspension 9 is installed between each wheel support member 4 and the vehicle body 6, and this suspension 9 includes a shock absorber 10 and a coil spring 12 that are individually provided between each suspension link 8 and the vehicle body 6. , an active stabilizer 14 in which an actuator portion is provided between each suspension link 8 and the vehicle body 6.

ショックアブソーバ10の夫々は従来周知の構成を有し
ており、その圧縮側と伸長側とでストローク速度に応じ
た減衰力を夫々発生するようになっている。
Each of the shock absorbers 10 has a conventionally well-known configuration, and is configured to generate damping forces depending on the stroke speed on its compression side and expansion side, respectively.

また、能動型スタビライザ14は、前後左右輪のサスペ
ンションリンク8.・・・、8及び車体6間に設けたア
クチュエータ部14Aと、このアクチュエータ部14A
の内圧を制御する内圧制御手段14Bとを備えている。
The active stabilizer 14 also includes suspension links 8 for the front, left, and right wheels. ..., an actuator section 14A provided between the vehicle body 6 and the actuator section 14A, and the actuator section 14A.
and an internal pressure control means 14B for controlling the internal pressure of the internal pressure.

アクチュエータ部14Aは、各輪2FL〜2RRに対応
して配設された流体圧シリンダとしての油圧シリンダ2
0FL〜20RRと、減衰力を発生する絞り弁22A〜
22Dと、蓄圧用のアキュムレータ24A〜24Dと、
連通用の1!磁切換弁25F。
The actuator section 14A includes a hydraulic cylinder 2 as a fluid pressure cylinder disposed corresponding to each wheel 2FL to 2RR.
0FL~20RR and throttle valve 22A~ that generates damping force
22D, accumulators 24A to 24D for accumulating pressure,
1 for communication! Magnetic switching valve 25F.

25Rとを有し、これらの各要素が油圧配管によって相
互に接続されている。
25R, and each of these elements is interconnected by hydraulic piping.

油圧シリンダ20FL〜20RHの夫々は、シリンダチ
ューブ20aと、このシリンダチューブ20a内を上側
のシリンダ室U(圧力室)及び下側のシリンダ室L(圧
力室)に分離し且つチューブ内を摺動可能なピストン2
0bと、このピストン20bに固設され輪画方向に延び
るピストンロンド20cとを有した両ロンド、複動形に
構成されている。かかる構造を有する油圧シリンダ20
FL〜20RRは、各々、ピストンロンド20cの下方
の端部がサスペンションリンク8に揺動可能に取り付け
られ、上方の端部がフリーな状態に置かれるとともに、
このフリ一端例のシリンダチューブ20aの端部が車体
6に揺動可能に支持され、これにより、油圧シリンダ2
0FL〜20RRが前後左右のバネ上、バネ下問に各々
介挿されている。
Each of the hydraulic cylinders 20FL to 20RH has a cylinder tube 20a, and the inside of this cylinder tube 20a is separated into an upper cylinder chamber U (pressure chamber) and a lower cylinder chamber L (pressure chamber), and is slidable inside the tube. piston 2
0b, and a piston rond 20c fixed to the piston 20b and extending in the ring direction. Hydraulic cylinder 20 having such a structure
In each of FL to 20RR, the lower end of the piston rod 20c is swingably attached to the suspension link 8, and the upper end is left in a free state.
An end of the cylinder tube 20a in this example is swingably supported by the vehicle body 6, and thereby the hydraulic cylinder 2
0FL to 20RR are inserted into the front, rear, left and right sprung tops and unsprung bottoms, respectively.

また、前輪側、後輪側の夫々において、左輪側油圧シリ
ンダ20FL (20RL)の上側シリンダ室Uが一方
の第1配管26Aを介して右輪側油圧シリンダ20PR
(20RR)の下側シリンダ室りに接続され、左輪側油
圧シリンダ20FL (20RL)の下側シリンダ室り
が他方の第1配管26Bを介して右輪側油圧シリンダ2
0PR(20RR)の上側シリンダ室Uに接続され、こ
れにより、シリンダ室U、Lが相互にクロスして接続さ
れている。この前後の第1配管26A、26Bがその途
中位置において電磁切換弁25F (25R)を介して
接続されている。電磁切換弁25F、25Rの各々は、
そのソレノイドに与えられる制御信号Sのオン。
Further, in each of the front wheel side and the rear wheel side, the upper cylinder chamber U of the left wheel side hydraulic cylinder 20FL (20RL) is connected to the right wheel side hydraulic cylinder 20PR via one first pipe 26A.
(20RR) is connected to the lower cylinder chamber of the left wheel side hydraulic cylinder 20FL (20RL), and the lower cylinder chamber of the left wheel side hydraulic cylinder 20FL (20RL) is connected to the right wheel side hydraulic cylinder 2 through the other first pipe 26B.
It is connected to the upper cylinder chamber U of 0PR (20RR), so that the cylinder chambers U and L are cross-connected to each other. The front and rear first pipes 26A, 26B are connected at an intermediate position via an electromagnetic switching valve 25F (25R). Each of the electromagnetic switching valves 25F and 25R is
Turning on the control signal S given to that solenoid.

オフに拠って閉、開位置となる、常時開(連通)の構造
を有する。
It has a normally open (communication) structure that is in the closed and open positions depending on the off state.

また、前輪側の一方の第1配管26Aは第2配管27A
を介して後輪側の一方の第1配管26Bに接続され、前
輪側の他方の第1配管26Bは第2配管27Bを介して
後輪側の他方の第1配管26Aに各々接続されている。
Also, one first pipe 26A on the front wheel side is connected to a second pipe 27A.
The other first pipe 26B on the front wheel side is connected to the other first pipe 26A on the rear wheel side via a second pipe 27B. .

これにより、車両左右における前後の油圧シリンダ20
FL、  20RL及び20PR,20RRのシリンダ
室U、Lがクロス状態で相互に連通している。
As a result, the front and rear hydraulic cylinders 20 on the left and right sides of the vehicle
The cylinder chambers U and L of FL, 20RL, 20PR, and 20RR communicate with each other in a cross state.

ここで、第1配管26A、26Bが本願発明の第1流路
に対応し、第2配管27A、27Bが本願発明の第2流
路に対応している。
Here, the first pipes 26A and 26B correspond to the first flow path of the present invention, and the second pipes 27A and 27B correspond to the second flow path of the present invention.

前後輪の第1配管26A、26Bには、第3配管28A
、28Bを各々接続してあり、この内、前輪側の第3配
管28A、28Bは絞り弁22A。
A third pipe 28A is connected to the first pipes 26A and 26B of the front and rear wheels.
, 28B, of which the third piping 28A, 28B on the front wheel side is a throttle valve 22A.

22Bを介してアキュムレータ24A、24Bに夫々至
る。また、後輪側の第3配管28A、28Bは絞り弁2
2C,22Dを介してアキュムレータ24C,24Dに
夫々至る。
22B to accumulators 24A and 24B, respectively. In addition, the third pipes 28A and 28B on the rear wheel side are connected to the throttle valve 2.
It reaches accumulators 24C and 24D via 2C and 22D, respectively.

一方、前記内圧制御手段14Bは、アクチュエータ部1
4Aの内圧を付勢するコントロールシリンダ30と、こ
のコントロールシリンダ30に接続される第4配管32
A、32Bと、コントロールシリンダ30を駆動する電
動モータ34とを備えるとともに、制御用のコントロー
ラ36.車速センサ38.及び操舵角センサ39を有す
る。
On the other hand, the internal pressure control means 14B
A control cylinder 30 that applies an internal pressure of 4A, and a fourth pipe 32 connected to this control cylinder 30.
A, 32B, and an electric motor 34 for driving the control cylinder 30, as well as a controller 36 for control. Vehicle speed sensor 38. and a steering angle sensor 39.

この内、コントロールシリンダ30は前述した油圧シリ
ンダ20FL〜20RRと同様に、両ロンド。
Among these, the control cylinder 30 is a double cylinder like the aforementioned hydraulic cylinders 20FL to 20RR.

複動形に構成されており、シリンダチューブ30aと、
このシリンダチューブ30a内を2つのシリンダ室R1
,R2に分離し且つ摺動可能なピストン30bと、この
ピストン30bに固設され輪画方向に延びるピストンロ
ッド30cとを有している。この内、シリンダ室R1,
R2は第4配管32A、32Bを介して、後輪側の第3
配管28A、28Bに各々連通している。また、ピスト
ンロッド30cの一端はフリーな状態に置かれ、他端に
ラック30dが形成されている。このう・ツク30dに
は電動モータ34のピニオン34aが噛み合うようにな
っている。
It is configured as a double acting type, and includes a cylinder tube 30a,
The inside of this cylinder tube 30a is divided into two cylinder chambers R1.
, R2 and a slidable piston 30b, and a piston rod 30c fixed to the piston 30b and extending in the ring direction. Among these, cylinder chamber R1,
R2 is connected to the third pipe on the rear wheel side via the fourth pipes 32A and 32B.
It communicates with piping 28A and 28B, respectively. Further, one end of the piston rod 30c is placed in a free state, and a rack 30d is formed at the other end. A pinion 34a of the electric motor 34 meshes with this hook 30d.

さらに、車速センサ38は例えば変速機の出力軸の回転
を検出するセンサで成り、車速に応じたパルス信号■を
コントローラ36に出力する。操舵角センサ39はステ
アリング系に装備されたパルス検出器で成り、操舵方向
及び操舵角に応じたパルス信号θをコントローラ36に
出力する。
Further, the vehicle speed sensor 38 is, for example, a sensor that detects the rotation of the output shaft of a transmission, and outputs a pulse signal (2) to the controller 36 in accordance with the vehicle speed. The steering angle sensor 39 is a pulse detector installed in the steering system, and outputs a pulse signal θ corresponding to the steering direction and steering angle to the controller 36.

コントローラ36は本実施例ではマイクロコンピュータ
及びモータ駆動回路、ソレノイド駆動回路などを有し、
車速センサ38及び操舵角センサ39の検出信号■及び
θを入力して後述する第2図の処理を行い、電動モータ
34を駆動するモータ駆動信号iを出力するようになっ
ている。なお、電動モータ34には図示しない回転角セ
ンサが取り付けられ、このセンサからのモータ回転位置
信号θRがコントローラ36に供給され、モータの回転
位置制御に供される。
In this embodiment, the controller 36 includes a microcomputer, a motor drive circuit, a solenoid drive circuit, etc.
Detection signals (2) and (theta) from the vehicle speed sensor 38 and steering angle sensor 39 are input, the processing shown in FIG. A rotation angle sensor (not shown) is attached to the electric motor 34, and a motor rotation position signal θR from this sensor is supplied to the controller 36 to control the rotation position of the motor.

次に、コントローラ360マイクロコンピユータで実行
される第2図の処理を説明する。同図の処理は電源オン
と共に起動するものである。
Next, the process shown in FIG. 2 executed by the controller 360 microcomputer will be explained. The process shown in the figure starts when the power is turned on.

これを説明すると、同図ステップ■において、コントロ
ーラ36のマイクロコンピュータは車速センサ38及び
操舵角センサ39の検出信号■及びθを読み込み、その
値を車速及び操舵角として記憶し、ステップ■に移行す
る。このステップ■では、ステップ■における読込み値
■、θから周知の演算(例えば特開昭62−29316
7号公報に示される手法参照)を行って横加速度α7を
推定する。
To explain this, in step (2) in the figure, the microcomputer of the controller 36 reads the detection signals (2) and θ from the vehicle speed sensor 38 and steering angle sensor 39, stores the values as the vehicle speed and steering angle, and moves to step (3). . In this step ■, well-known calculations (for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-29316
7) is performed to estimate the lateral acceleration α7.

この後ステップ■に移行し、予め設定しである零近傍の
基準横加速度α、。に対して、IαYl>α、。か否か
を判断する。この判断にてrNOJとなるときは、輪荷
重移動の制御は必要ないとしてステップ■の処理を介し
てステップ■に戻る。ステップ■では、制御信号S、S
を共にオフとし、フロント側、リヤ側の電磁切換弁25
F、25Rを「開」にし又はその「開」を維持する。
After this, the process moves to step (3), where the reference lateral acceleration α, which is near zero, is set in advance. For, IαYl>α. Determine whether or not. If this judgment results in rNOJ, it is assumed that control of wheel load movement is not necessary, and the process returns to step (2) via the process of step (2). In step ■, the control signals S, S
Both the front and rear electromagnetic switching valves 25 are turned off.
F, 25R is opened or kept open.

これに対してステップ■にてrYEsjの判断のときは
、かかる制御が必要であるとしてステップ■に移行する
。このステップ■では、制御信号S、Sを共にオンとし
、フロント側、リヤ側の電磁切換弁25F、25Rを「
閉」にし又はその「閉」を維持する。
On the other hand, when rYEsj is determined in step (2), it is determined that such control is necessary, and the process moves to step (2). In this step (2), control signals S and S are both turned on, and the front and rear electromagnetic switching valves 25F and 25R are turned on.
Closed or keep it closed.

次いでステップ■に移行し、予めメモリに記憶されてい
る第3図に対応したマツプを参照し、横加速度1α71
に応じて一義的に定まるモータ回転角指令値1θ81を
算出する。第3図の指令値θ、41特性はロール角を抑
えるため、横加速度α、1の増大に伴って増大するよう
になっている。
Next, the process moves to step (3), and with reference to the map corresponding to FIG. 3 stored in the memory in advance, the lateral acceleration 1α71
A motor rotation angle command value 1θ81 that is uniquely determined according to is calculated. The command value θ, 41 characteristic shown in FIG. 3 is designed to increase as the lateral acceleration α, 1 increases in order to suppress the roll angle.

次いでステップ■に移行し、ステップ■で入力した操舵
角信号θの符号からハンドル操作が右切りか否かを判断
する。
Next, the process moves to step (2), and it is determined from the sign of the steering angle signal θ input in step (2) whether or not the steering wheel is turned to the right.

この操舵方向の判断において「YES」の場合は、ステ
ップ■〜■の処理を行う。つまり、マイクロコンピュー
タはステップ■でモータ右回転(第1図中で反時計方向
とする)に対応した向きのモータ駆動信号iを出力する
。そして、ステップ■ではモータ回転位置信号θRを入
力し、ステップ[相]では入力信号θRを用いて電動モ
ータ34が右方向に指令値08分だけ回転したか否かを
判断する。そして、「NO」の場合はステップ■。
In the case of ``YES'' in this steering direction determination, steps ① to ② are performed. That is, the microcomputer outputs the motor drive signal i in the direction corresponding to the clockwise rotation of the motor (counterclockwise in FIG. 1) in step (3). Then, in step (2), the motor rotation position signal θR is input, and in step [phase], it is determined using the input signal θR whether the electric motor 34 has rotated in the right direction by the command value 08. If "NO", step ■.

[相]の処理を繰り返し、rYEs、の場合はステップ
■でモータ回転を中止させた後、ステップ■に戻る。こ
れによって、電動モータ34は指令値θ、だけ右方向に
回転する。
The process of [phase] is repeated, and if rYEs, the motor rotation is stopped in step (2), and then the process returns to step (2). As a result, the electric motor 34 rotates in the right direction by the command value θ.

一方、ステップ■にて「NO」の判断時には、ステップ
@〜0.■の処理を、ステップ■〜■と同様に行う、こ
れによって、電動モータ34は指令値θ、だけ左方向に
回転する。
On the other hand, when determining "NO" in step ■, steps @~0. The process (2) is performed in the same manner as steps (2) to (2), thereby causing the electric motor 34 to rotate to the left by the command value θ.

次に、本実施例全体の動作を説明する。Next, the overall operation of this embodiment will be explained.

車両は、凹凸の無い良路を定速で直進しているとする。Assume that the vehicle is traveling straight at a constant speed on a smooth road.

コントローラ36は第2図の処理開始に伴い、横加速度
αv′、0を推定するから、制御信号−オフが維持され
て電磁切換弁25F、25Rは共に開(連通)状態にあ
る。また、この直進状態では、電動モータ34の回転は
指令されないから、コントロールシリンダ30のピスト
ン30bは中立位置をとり、アクチュエータ部14Aの
内圧も付勢されない。これにより、非制御時にはロール
、ピッチに伴う不要な荷重移動が発生することなく、コ
イルスプリング12等のサスペンション要素で決まる所
定のサスペンション特性が得られる。
Since the controller 36 estimates the lateral acceleration αv', 0 with the start of the process shown in FIG. 2, the control signal is maintained at OFF and both the electromagnetic switching valves 25F and 25R are in an open (communicating) state. Further, in this straight-ahead state, since rotation of the electric motor 34 is not commanded, the piston 30b of the control cylinder 30 takes a neutral position, and the internal pressure of the actuator section 14A is not energized. As a result, predetermined suspension characteristics determined by suspension elements such as the coil spring 12 can be obtained without unnecessary load movement due to roll or pitch during non-control.

この直進中に、路面凹凸によって両輪にバウンスが生じ
たとする。この場合も、推定される横加速度αYは殆ど
零であるから、切換弁25F、25Rが連通のままであ
り、アクチュエータ部14Aの内圧は積極的には制御さ
れず、各ショックアブソーバ10に拠って発生される減
衰力がバウンスを減衰させる。その一方で、仮に、凸部
通過によって車輪2PL、  2PRがバウンドし、油
圧シリンダ20FL、  20PRのストロークが縮ま
ろうとすると、そのシリンダ20FL、  20PRの
上側シリンダ室Uが共に同時に縮小され、且つ、下側シ
リンダ室りが共に同時に拡張する。しかし、圧縮された
シリンダ室Uの作動油は配管26A、26B及び切換弁
25Fを介して互いに同じシリンダの下側シリンダ室り
及び反対側シリンダの下側シリンダLに殆ど等量ずつ流
れ込み、しかも、その両室U。
Assume that while the vehicle is traveling straight, both wheels bounce due to unevenness of the road surface. In this case as well, the estimated lateral acceleration αY is almost zero, so the switching valves 25F and 25R remain in communication, and the internal pressure of the actuator section 14A is not actively controlled and is controlled by each shock absorber 10. The damping force generated dampens the bounce. On the other hand, if the wheels 2PL and 2PR bounce due to passing through the convex portion and the strokes of the hydraulic cylinders 20FL and 20PR are about to be shortened, the upper cylinder chambers U of the cylinders 20FL and 20PR are simultaneously contracted, and the lower side Both cylinder chambers expand simultaneously. However, the compressed hydraulic oil in the cylinder chamber U flows through the pipes 26A, 26B and the switching valve 25F into the lower cylinder chamber of the same cylinder and the lower cylinder L of the opposite cylinder in almost equal amounts. Both chambers U.

Lの容積変化は両ロンド形であるため等しいことから、
シリンダ室Uから溢れた分の作動油は殆ど差分なく下側
シリンダ室りに収まり、第2配管28A、28B内の油
量変化は生じない。このことは、後輪側であっても同じ
あり、また、凹部通過によるリバウンドのときも上下関
係が反対になるでけで、全く同様である。
Since the volume change of L is equal since both are Ronde shapes,
The amount of hydraulic oil overflowing from the cylinder chamber U is stored in the lower cylinder chamber with almost no difference, and the amount of oil in the second pipes 28A and 28B does not change. This is true even on the rear wheel side, and is also exactly the same when there is a rebound due to passing through a recess, only the vertical relationship is reversed.

したがって、バウンド、リバウンド時共に作動油が絞り
弁22A〜22Dを通過しないから、減衰力も殆ど発生
せず、ソフトな減衰力特性が維持されて、バウンスを伴
う不整路走行時の乗心地悪化を防止している。
Therefore, since the hydraulic oil does not pass through the throttle valves 22A to 22D during bounce and rebound, almost no damping force is generated, and a soft damping force characteristic is maintained, preventing deterioration of ride comfort when driving on uneven roads accompanied by bounce. are doing.

また、かかる直進状態において、片方の例えば車輪2P
Lのみに突起乗越し等によるストローク変動が生じたと
する。この場合もアクチュエータ部14Aの積極的な内
圧制御は無いが、電磁切換弁2.5Fの連通状態にある
ため、シリンダ室Uから溢れた作動油は、切換弁25F
を介して自分の下側シリンダ室りに流れ込む。つまり、
切換弁25Fのバイパス作用によって配管28A、28
Bに油量変化が発生せず、減衰力も発生しない。したが
って、かかる片輪バウンスの場合も乗心地が損なわれる
ことは殆どない。
In addition, in such a straight-ahead state, one of the wheels 2P, for example,
Assume that a stroke variation occurs only in L due to riding over a protrusion or the like. In this case as well, there is no active internal pressure control of the actuator section 14A, but since the electromagnetic switching valve 2.5F is in communication state, the hydraulic oil overflowing from the cylinder chamber U is transferred to the switching valve 25F.
It flows into its own lower cylinder chamber through. In other words,
Piping 28A, 28 due to the bypass action of switching valve 25F
No oil amount change occurs in B, and no damping force occurs. Therefore, even in the case of such one-wheel bounce, riding comfort is hardly impaired.

今度は上述した直進状態から良路での旋回状態に移行し
たとする。この旋回が例えば第4図に示すように左旋回
であって、車両後ろ側からみて右輪2FR,2RR側の
車体が沈み込み、左輪2FL、  2RL側が浮き上が
る方向のローリングが発生しようとしたとする。この旋
回に際し、コントローラ36は操舵角θ及び車速■から
左旋回に応じた符号の横加速度α7を推定演算し、その
横加速度1αv 1に対応して一義的に定まるモータ回
転角指令値1θに 1をマツプ参照によって設定する。
Now assume that the vehicle has transitioned from the straight-ahead state described above to a turning state on a good road. For example, suppose this turning is a left turning as shown in Fig. 4, and when viewed from the rear of the vehicle, the vehicle body on the right wheels 2FR and 2RR sinks, and the left wheels 2FL and 2RL try to lift up. . During this turn, the controller 36 estimates and calculates the lateral acceleration α7 with a sign corresponding to the left turn from the steering angle θ and the vehicle speed ■, and sets the motor rotation angle command value 1θ, which is uniquely determined corresponding to the lateral acceleration 1αv1, to 1. Set by map reference.

そして、コントローラ36は操舵角信号θの正負から左
切り操舵を判定し、電動モータ34を左方向(いまの例
では第1図中で時計方向)に角度09分だけ回転させる
。この回転に付勢され、ピストンロッド30cは第1図
中の左端方向に回転角θHに相当した分だけ移動する。
Then, the controller 36 determines left-turn steering from the sign of the steering angle signal θ, and rotates the electric motor 34 to the left (clockwise in FIG. 1 in the present example) by an angle of 09 minutes. Forced by this rotation, the piston rod 30c moves toward the left end in FIG. 1 by an amount corresponding to the rotation angle θH.

これにより、コントロールシリンダ30の一方のシリン
ダ室R1が圧縮され、酸室R1の圧力が上昇すると同時
に、他方のシリンダ室R2が拡張され、酸室R2の圧力
が下降する。
As a result, one cylinder chamber R1 of the control cylinder 30 is compressed and the pressure in the acid chamber R1 increases, while the other cylinder chamber R2 is expanded and the pressure in the acid chamber R2 decreases.

この結果、後右側の油圧シリンダ20RRの上側シリン
ダ室U、後左側の油圧シリンダ20RLの下側シリンダ
室り、前右側の油圧シリンダ20PRの下側シリンダ室
り、及び前左側の油圧シリンダ20FLの上側シリンダ
室Uの作動圧が同時に上昇しく第4図の斜線部分)、こ
れと反対側のシリンダ室U、Lの作動圧が同時に降下す
る。これにより、各油圧シリンダ20FL〜20RRで
は上下のシリンダ室U、Lに差圧ΔPが発生し、この差
圧ΔPに因る軸力ΔFがシリンダチュー20cに作用す
る。
As a result, the upper cylinder chamber U of the rear right hydraulic cylinder 20RR, the lower cylinder chamber of the rear left hydraulic cylinder 20RL, the lower cylinder chamber of the front right hydraulic cylinder 20PR, and the upper side of the front left hydraulic cylinder 20FL. The working pressure in the cylinder chamber U increases at the same time (shaded area in FIG. 4), and the working pressures in the cylinder chambers U and L on the opposite side simultaneously decrease. As a result, a pressure difference ΔP is generated between the upper and lower cylinder chambers U and L in each of the hydraulic cylinders 20FL to 20RR, and an axial force ΔF due to this pressure difference ΔP acts on the cylinder chew 20c.

この軸力ΔFは、第4図中の矢印で示すように後右側、
前左側では下向き(路面に向かう方向)に、後左側、前
右側では上向き(車体に向かう方向)に作用し、且つ、
その大きさ1ΔF1はほぼ同じである。そこで、車体に
作用する反力は、図中の矢印と反対向きとなる。
This axial force ΔF is applied to the rear right side as shown by the arrow in Fig. 4.
It acts downward (toward the road surface) on the front left side, and upward (toward the vehicle body) on the rear left side and front right side, and
The magnitude 1ΔF1 is almost the same. Therefore, the reaction force acting on the vehicle body is in the opposite direction to the arrow in the figure.

いま、前右輪、後右輪2FR,2RRが外輪側であるか
ら、リヤ側の軸力ΔFに因るモーメントはローリングに
抗する方向となり、リヤ側のロール剛性は増加するが、
反対に、フロント側のそれはローリングに一致する方向
となり、フロント側のロール剛性は低下する。しかし、
各軸力1ΔF1が殆ど同じであるから、リヤ側のロール
剛性増加分とフロント側のロール剛性低下分とが相殺さ
れ、全体のロール剛性は殆ど変化せず、各ショックアブ
ソーバ10.・−・、10に拠って減衰力が発生し、姿
勢変動が抑制されるとともに、ロール角が4輪のコイル
スプリング12.・・・、12等で決まるロール剛性に
よって所期の値に制御される。
Now, since the front right wheel and the rear right wheels 2FR and 2RR are on the outer wheel side, the moment due to the rear side axial force ΔF will be in a direction that resists rolling, and the rear side roll rigidity will increase.
On the contrary, the direction on the front side corresponds to rolling, and the roll rigidity on the front side decreases. but,
Since each axial force 1ΔF1 is almost the same, the increase in roll rigidity on the rear side and the decrease in roll rigidity on the front side cancel each other out, and the overall roll rigidity hardly changes, and each shock absorber 10. ..., 10 generates a damping force and suppresses posture fluctuation, and the roll angle is 4-wheel coil spring 12. ..., 12, etc., is controlled to a desired value by the roll rigidity.

しかし、フロント側ではロール剛性が低下し、リヤ側で
はロール剛性が増加しているから、ロール剛性の前後配
分比はリヤ側の方が高まり、この結果、ステア特性はよ
りオーバーステア側に変更され、回頭性が高められる。
However, because the roll stiffness decreases on the front side and increases on the rear side, the front-rear distribution ratio of roll stiffness increases on the rear side, and as a result, the steering characteristics change to more oversteer side. , the turning ability is improved.

さらに、上述した制御において、コントロールシリンダ
30に対する負荷fの大きさ、即ちモータ回転角θにを
変えることにより、同じロール剛性アップ又はダウンで
あっても、そのアップ又はダウンさせる量を微細に調整
できる。具体的には本実施例では、マツプデータとなる
第3図に示した指令値特性の曲線の変化率を変えればよ
い。
Furthermore, in the above-described control, by changing the magnitude of the load f on the control cylinder 30, that is, the motor rotation angle θ, even if the roll rigidity is increased or decreased, the amount of increase or decrease can be finely adjusted. . Specifically, in this embodiment, the rate of change of the command value characteristic curve shown in FIG. 3, which is the map data, may be changed.

上述した制御は、左旋回時においても同様である。The above-mentioned control is the same when turning left.

そこで、例えば、横加速度α7の推定値の変化率から旋
回初期時及び旋回収束時を判定し、この旋回初期の判定
時にはリヤ側のロール剛性を高める方向の内圧制御を行
い、旋回収束の判定時にはフロント側のロール剛性を高
める方向の内圧制御を行うとよい。これにより、ロール
角をほぼ一定に保持した状態で、ステア特性を旋回初期
時にはオーバーステア化して回頭性を高め、旋回収束時
にはアンダーステア化して旋回安定性を確保することが
できる。
Therefore, for example, the initial stage of the turn and the time of the convergence of the turn are determined based on the rate of change of the estimated value of the lateral acceleration α7, and when determining the initial stage of the turn, internal pressure control is performed to increase the rear roll rigidity, and when determining the convergence of the turn, the internal pressure is controlled in the direction of increasing the rear roll rigidity. It is preferable to control the internal pressure in a direction that increases the roll rigidity on the front side. As a result, while the roll angle is held substantially constant, it is possible to change the steering characteristics to oversteer at the beginning of a turn to improve turning performance, and to understeer at the end of a turn to ensure turning stability.

また、本実施例では単独の内圧制御手段14Bによって
車両前後の内圧を同時に制御しているので、車両前後の
内圧を別々の制御手段で制御する場合に比べて、構成の
簡素化により製造コストが低減する一方、軽量化も図ら
れる。
Furthermore, in this embodiment, the internal pressures at the front and rear of the vehicle are simultaneously controlled by a single internal pressure control means 14B, so the manufacturing cost is reduced due to the simplified configuration compared to the case where the internal pressures at the front and rear of the vehicle are controlled by separate control means. At the same time, the weight can also be reduced.

さらにまた、本実施例の内圧制御は視点を変えると、ピ
ッチ剛性の左右配分をも同時に制御していることになる
。このため、制動時に例えば前述した左旋回の内圧制御
を行ったとすると(第4図参照)、車体前側が沈み込も
うとしているピッチングに対して、左輪側のピッチ剛性
が増加し、その分右輪側のピッチ剛性が低下する。この
結果、コイルスプリング12等のサスペンション要素に
よって決まる全体のピッチ剛性を変化させない状態で、
左輪側のグリップ力が下げられ、且つ、右輪側のグリッ
プ力が高められる。しかも、そのピッチ剛性の左右配分
はコントロールシリンダ30を負荷する力f、即ち、モ
ータ回転角θ、によって調整できるので、車両が旋回加
減速走行をしている状態で且つスピン(加速時)又はタ
ックイン(減速時)の傾向を示すようなときに、このピ
ッチ剛性配分を採用すると有効である。
Furthermore, when viewed from a different perspective, the internal pressure control of this embodiment also controls the left and right distribution of pitch stiffness at the same time. For this reason, when braking, for example, if the internal pressure control for a left turn as described above is performed (see Figure 4), the pitch rigidity of the left wheel increases when the front side of the vehicle is about to sink, and the right wheel increases by that amount. The side pitch stiffness decreases. As a result, without changing the overall pitch rigidity determined by the suspension elements such as the coil spring 12,
The grip force on the left wheel side is lowered, and the grip force on the right wheel side is increased. Moreover, the left-right distribution of pitch rigidity can be adjusted by the force f applied to the control cylinder 30, that is, the motor rotation angle θ, so that when the vehicle is turning, accelerating, decelerating, and spinning (during acceleration) or tuck-in, It is effective to adopt this pitch stiffness distribution when the vehicle exhibits a tendency of (during deceleration).

なお、本願発明のアクチュエータ部の構成は前述した実
施例記載のものに限定されることなく、例えば第5図に
示すようであってもよい。同図において、前左輪2 P
L、後左輪2RL側の複動杉油圧シリンダ20FL、2
0RLは、そのシリンダチュー7’20aの下端部がサ
スペンションリンク8に揺動可能に連結されるとともに
、そのピストンロンド20cの上端が車体8に揺動可能
に連結されている。また前右輪2FR,後右輪2RR側
の複動杉油圧シリンダ20PR,20RRは前述した実
施例と同一に介挿されているので、結局、左右輪で油圧
シリンダの向きが反対になっている。そして、第1配管
26A、26Bは左右のシリンダ20FL、20PR及
び20RL、20RRの下側シリンダ室り同士、上側シ
リンダ室U同士を夫々接続している。また、第2配管2
7Aは前輪側の第1配管26A及び後輪側の第1配管2
6B間を接続し、もう一方の第2配管27Bは前輪側の
第1配管26B及び後輪側の第1配管26A間を接続し
ている。その他の構成は前述した実施例と同一である。
Note that the configuration of the actuator section of the present invention is not limited to that described in the above-described embodiment, and may be as shown in FIG. 5, for example. In the same figure, front left wheel 2P
L, rear left wheel 2RL side double acting cedar hydraulic cylinder 20FL, 2
In ORL, the lower end of the cylinder tube 7'20a is swingably connected to the suspension link 8, and the upper end of the piston rod 20c is swingably connected to the vehicle body 8. Also, since the double-acting cedar hydraulic cylinders 20PR and 20RR on the front right wheel 2FR and rear right wheel 2RR sides are inserted in the same manner as in the above-mentioned embodiment, the directions of the hydraulic cylinders are opposite for the left and right wheels. . The first pipes 26A and 26B connect the lower cylinder chambers and the upper cylinder chambers U of the left and right cylinders 20FL, 20PR, 20RL, and 20RR, respectively. In addition, the second pipe 2
7A is the first pipe 26A on the front wheel side and the first pipe 2 on the rear wheel side.
6B, and the other second pipe 27B connects the first pipe 26B on the front wheel side and the first pipe 26A on the rear wheel side. The rest of the configuration is the same as the embodiment described above.

これによって、見かけ上は左右及び前後共に並行な配管
構造になっているが、左右の油圧シリンダの介挿方向が
逆相になっているため、前述した実施例と同等の作用効
果を得ることができる。
As a result, the piping structure appears to be parallel both on the left and right sides and in the front and back, but since the insertion directions of the left and right hydraulic cylinders are reversed, it is possible to obtain the same effect as in the above-mentioned embodiment. can.

また、本願発明における内圧制御手段は横加速度を直接
検出する横加速度センサを用いてもよい。
Further, the internal pressure control means in the present invention may use a lateral acceleration sensor that directly detects lateral acceleration.

さらに、本願発明におけるアクチュエータ部は、前述し
た実施例におけるフロント側、リヤ側の切換弁25F、
25Rを省略する構造としてもよい。
Furthermore, the actuator section in the present invention includes the front side and rear side switching valves 25F in the above-described embodiment,
It is also possible to have a structure in which 25R is omitted.

さらにまた、本願発明における作動流体は前述した如く
作動油を用いるものに限定されることなく、例えば非圧
縮性の気体を作動流体として用いる装置であってもよい
Furthermore, the working fluid in the present invention is not limited to the one that uses hydraulic oil as described above, but may be an apparatus that uses, for example, incompressible gas as the working fluid.

〔発明の効果〕〔Effect of the invention〕

以上説明したように請求項記載の発明では、4輪のサス
ペンションリンクと車体との間に各々揺動可能に介挿さ
れ且つ同一諸元を有する複動形の流体圧シリンダと、左
右輪の前記流体圧シリンダの圧力室の内、ローリングに
対する容積変化の増減方向が同一となる圧力室同士を相
互に接続する第1流路と、前後輪の前記流体圧シリンダ
の圧力室の内、ピッチングに対する容積変化の増減方向
が同一となる圧力室同士を相互に接続する第2流路とを
備えたアクチュエータ部を設け、このアクチュエータ部
の内圧を走行状態に応じて変更する内圧制御手段とを設
けたので、トータルのロール剛性を変更することなく、
ロール剛性の前後配分を積極的に制御してステア特性を
変更したり、トータルのピッチ剛性を変更することなく
、ピッチ剛性の左右配分を積極的に制御してグリップ力
配分を変更することができるとともに、フロント。
As described above, the claimed invention includes a double-acting hydraulic cylinder that is swingably inserted between the suspension links of the four wheels and the vehicle body and has the same specifications; A first flow path that interconnects pressure chambers in which the volume changes in the pressure chambers of the fluid pressure cylinder have the same direction of increase and decrease in response to rolling, and a volume in the pressure chambers of the fluid pressure cylinders of the front and rear wheels that corresponds to pitching. The actuator section is provided with a second flow path that interconnects the pressure chambers in which the direction of increase and decrease is the same, and the internal pressure control means is provided that changes the internal pressure of the actuator section according to the running state. , without changing the total roll stiffness.
It is possible to actively control the front-rear distribution of roll stiffness to change steering characteristics, and to change the grip force distribution by actively controlling the left-right distribution of pitch stiffness without changing the total pitch stiffness. Along with the front.

リヤ側の内圧を単独の内圧制御手段により同時に制御で
きるから、内圧制御手段を個々に設ける場合に比べて軽
量化及びコスト低減も図られる。
Since the internal pressure on the rear side can be controlled simultaneously by a single internal pressure control means, the weight and cost can be reduced compared to the case where internal pressure control means are provided individually.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第1図乃至第4図は本願発明の一実施例を示す図であっ
て、第1図は装置全体の概略構成図、第2図はコントロ
ーラでの処理の一例を示す概略フローチャート、第3図
はマツプデータとして記憶されるモータ回転角指令値の
横加速度特性図、第4図はコントロールシリンダを負荷
することによる軸力の発生方向を示す説明図である。第
5図はその他の実施例を示す装置全体の概略構成図であ
る。 図中の主要符号は、6・・・車体、8・・・サスペンシ
ョンリンク、14・・・能動型スタビライザ、14A・
・・アクチュエータ部、14B・・・内圧制御手段、2
0FL〜20RR・・・油圧シリンダ、26A、26B
・・・第1配管、27A、27B・・・第2配管、30
・・・コントロールシリンダ、32A、32B・・・第
4配管、34・・・1動モータ、36・・・コントロー
ラ、38・・・車速センサ、39・・・操舵角センサ、
である。 率雨前方 ○ 横#愛!L瓢Y
1 to 4 are diagrams showing one embodiment of the present invention, in which FIG. 1 is a schematic configuration diagram of the entire device, FIG. 2 is a schematic flow chart showing an example of processing in the controller, and FIG. 3 is a diagram showing an example of the present invention. 4 is a lateral acceleration characteristic diagram of the motor rotation angle command value stored as map data, and FIG. 4 is an explanatory diagram showing the direction in which axial force is generated by applying a load to the control cylinder. FIG. 5 is a schematic diagram of the entire apparatus showing another embodiment. Main symbols in the diagram are 6... Vehicle body, 8... Suspension link, 14... Active stabilizer, 14A.
...actuator section, 14B...internal pressure control means, 2
0FL~20RR...Hydraulic cylinder, 26A, 26B
...First pipe, 27A, 27B...Second pipe, 30
... Control cylinder, 32A, 32B... Fourth pipe, 34... Single motion motor, 36... Controller, 38... Vehicle speed sensor, 39... Steering angle sensor,
It is. Rate rain forward ○ side # love! L gourd Y

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] (1)4輪のサスペンションリンクと車体との間に各々
揺動可能に介挿される複動形の流体圧シリンダと、左右
輪の前記流体圧シリンダの圧力室の内、ローリングに対
する容積変化の増減方向が同一となる圧力室同士を相互
に接続する第1流路と、車両左右の夫々における前後輪
の前記流体圧シリンダの圧力室の内、ピッチングに対す
る容積変化の増減方向が同一となる圧力室同士を相互に
接続する第2流路とを備えたアクチュエータ部を設け、
このアクチュエータ部の内圧を走行状態に応じて変更す
る内圧制御手段を設けたことを特徴とした車両用能動型
スタビライザ。
(1) Double-acting hydraulic cylinders are swingably inserted between the suspension links of the four wheels and the vehicle body, and changes in volume due to rolling among the pressure chambers of the hydraulic cylinders of the left and right wheels. A first flow path that interconnects pressure chambers having the same direction; and a pressure chamber whose volume change in response to pitching increases or decreases in the same direction among the pressure chambers of the fluid pressure cylinders of the front and rear wheels on each of the left and right sides of the vehicle. an actuator section having a second flow path that interconnects the actuator sections;
An active stabilizer for a vehicle, characterized in that it is provided with an internal pressure control means that changes the internal pressure of the actuator section according to the driving condition.
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