JPH05286335A

JPH05286335A - 車両の振動低減装置

Info

Publication number: JPH05286335A
Application number: JP9567192A
Authority: JP
Inventors: Shin Takehara; 伸竹原
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1992-04-15
Filing date: 1992-04-15
Publication date: 1993-11-02

Abstract

(57)【要約】【目的】車体の振動、特に車輪のばね定数及びばね下
質量により決定される振動周波数のときの路面入力に対
する車体の振動加速度の伝達関数としての，いわゆる不
動点を低減し、車両の乗心地を向上させる。【構成】車両の例えば車体１側（ばね上）に補助質量
体７を配置すると共に、該補助質量体７を加振する加振
器を設ける。車両のサスペンション装置５のコイルばね
３の反力をセンサ１０にて検出すると共に、ダンパー４
の反力をセンサ１１にて検出する。検出したコイルばね
の反力Ｆｓ信号及びダンパー反力Ｆｄ信号に基いて補助
質量体７を加振器８を用いて加振し、車体１の振動に対
抗させる。従って、補助質量体７に加えるべき加振力を
車体１の振動の変化に対して時間遅れ少なく追随させる
ことができる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は車両の振動低減装置の改
良に関する。

【０００２】

【従来の技術】従来より、車両の振動低減装置として、
例えば特開昭６３−１３０４１８号公報に開示されるよ
うに、いわゆるアクティブサスペンション装置が知られ
ている。このサスペンション装置は、車両のばね上とば
ね下との間に流体シリンダを設けると共に、車両に加わ
る上下方向加速度や車高、上記流体シリンダ内の流体圧
力等を検出し、これ等検出信号に基いて上記流体シリン
ダへの流体の給排流量を制御することにより、車両の運
転状態の如何に拘らず車両のバウンス、ピッチング及び
ロールの各振動を低減している。

【０００３】また、車体の振動、特に車両のばね下共振
に伴う振動は、いわゆるブルブルした不快な振動である
ため、従来、これを低減すべく、ばね下重量を軽減して
ばね下共振周波数を高周波側に移行させたり、サスペン
ション装置のダンパーの減衰特性を調整して最適化する
方法が取られていた。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】ところで、上記の如き
アクティブサスペンション装置や、構成を簡易にしてダ
ンパーの減衰定数のみを可変としたセミアクティブサス
ペンション装置、又はサスペンション特性が変化しない
通常のサスペンション装置を備えた車両は、図８に示す
ように、ばね下質量ｍ1 とばね上質量ｍ2 との２自由度
モデルで表現できる。

【０００５】今、図８の２自由度モデルにおいて、タイ
ヤばね定数をＫT 、路面変位をＸ0、ばね下変位をＸ1
、ばね上変位をＸ2 、サスペンション装置の反力をＦ
とすれば、運動方程式は次式で示される。

【０００６】

【数１】

【数２】上記式に基づけば、路面から車体への振動の伝達特性(d
²ｘ2/dt²) ／Ｘ0 は図９に示すグラフとなる。

【０００７】次に、上記式（１），（２）を加え、反力
Ｆを消去すると、

【数３】が得られ、この式をラプラス変換し、Ｓ＝ｊωを代入す
ると、次式（３）が得られる。

【数４】次に、車体の振動伝達特性をＨ (S)とし、Ｈ (S)＝Ｘ2
(S)・Ｓ²／Ｘ0(S)と置くと、上記（３）式において、
ωａ＝√（ＫT ／ｍ1 ）のときの振動数の伝達関数Ｈ
（ωａ）は、

【数５】となる。上記式（４）において、ＫT ，ｍ2 及びωａ²
は定数であるので、図１０に示すように、ωａ＝√（Ｋ
T ／ｍ1 ）である１０Ｈｚ近傍のときの振動数の伝達関
数Ｈ（ωａ）はサスペンション装置の形式に拘らず一義
的に一定値に決定されてしまい、このため、上記従来の
ようにばね下重量の軽減やダンパー調整、又はアクティ
ブサスペンション装置におけるばね定数等の変更制御を
如何に適切に行っても、ωａ＝√（ＫT ／ｍ1 ）のとき
の振動数の伝達関数Ｈ（ωａ）を小さく改善し得ず、そ
の結果、車両振動の低減にも限界があった。以上の事情
は、例えば日本機械学会の講習会教材（'91-7.18,19 の
体験・振動制御）の第７３頁〜第８２頁記載の「６．ア
クティブサスペンションの設計法」の第７８頁において
も開示されており、上記ωａ＝√（ＫT ／ｍ1 ）のとき
の振動数の伝達関数Ｈ（ωａ）を不動点と指称してい
る。尚、本説明においても以下、この伝達関数Ｈ（ω
ａ）を不動点と称す。

【０００８】そこで、例えば不動点Ｈ（ωａ）を小さく
改善すべく、上記（４）式から理論的に、タイヤのばね
定数ＫT を小さく制限したり、ばね上質量ｍ2 を重くす
ること、又はばね下にダイナミックダンパーを設定する
等の対応策が考えられるが、何れの考えも抜本的な解決
手段でなく、また車両の走行性や耐久性の低下を招く欠
点を有する。

【０００９】本発明は斯かる点に鑑みてなされたもので
あり、特に高層ビル等で補助質量体を使用して強風によ
る振動を抑制する制振装置の構成に着目した。この制振
装置は、例えば日本機械学会の講習会教材（'91-7.18,1
9 の体験・振動制御）の第１頁〜第２０頁記載の「１．
アクティブ振動制御系設計の指針」に開示されるよう
に、単独に並立して建てられた２つの高層ビルの間を通
路等で繋ぎ、該通路を補助質量体として加振することに
より、２つの高層ビルの振動を抑制するものである。

【００１０】そこで、本発明者は、車両において補助質
量体を別途設けて車両をばね上、ばね下及び補助質量体
との３自由度モデルで表現した場合を考察した。即ち、
図１１に示す車両の３自由度モデルにおいて、ｍ3 を例
えばばね上に配置した補助質量体の質量、Ｋs をサスペ
ンション装置のばね定数、Ｃs をサスペンション装置の
減衰係数、Ｕを補助質量体ｍ3 に加えるべき加振力とす
れば、次の３式が成立する。

【数６】

【数７】

【数８】ここで、上記式（６）において、

【数９】即ち、

【数１０】となるように補助質量体ｍ3 への加振力Ｕを制御すれ
ば、計算上は如何なる路面入力に対しても、ばね上加速
度を常に零値に保持でき、不動点Ｈ（ωａ）を解消でき
ることが判った。

【００１１】従って、一般的にＫ1 ，Ｋ2 を制御ゲイン
と定めて、

【数１１】と置き、制御ゲインＫ1 ，Ｋ2 をサスペンション装置の
ばね定数Ｋs 及び減衰係数Ｃs に等しく，又は所定値に
設定すれば、ばね上加速度を低減できて不動点Ｈ（ω
ａ）を小さく改善できることを知悉した。

【００１２】以上の点から、本発明の目的は、車両に補
助質量体を設け、該補助質量体を上記式（８）に基いて
適宜加振する構成を採用することにより、不動点を改善
し得る車両の振動低減装置を提供することにある。その
場合、用いる制御信号としては、車両の振動の変化に時
間遅れなく素早く且つ精度良く対応し得るように対処す
る観点から、車両のサスペンション装置の反力を検出
し、その検出した反力信号を使用する構成とする。

【００１３】

【課題を解決するための手段】以上の目的を達成するた
め、請求項１記載の発明の具体的な解決手段は、図１に
示すように、車両のばね上部分又はばね下部分に配置さ
れた補助質量体７と、該補助質量体７を加振する加振手
段８とを設けるとともに、車両のサスペンション装置の
反力を検出する反力検出手段１０，１１と、該反力検出
手段１０，１１により検出したサスペンション装置の反
力に応じた値で且つ車体振動に対抗する加振力で上記補
助質量体７を加振するよう上記加振手段８を制御する制
御手段５１とを設ける構成とする。

【００１４】

【作用】以上の構成により、請求項１記載の発明では、
車輪からサスペンション装置を介して車体が振動する
と、補助質量体７は、そのサスペンション装置の反力に
応じた値の加振力で加振されるので、上記式（８）で決
定される理想の加振力に近い加振力が車体の振動動作に
素早く対応して得られ、その結果、車両のばね上加速度
が低減されるので、不動点Ｈ（ωａ）の１０Ｈｚ近傍の
周波数を含む広い周波数領域に亘って車両の振動が有効
に低減されることになる。

【００１５】しかも、サスペンション装置の反力を検出
し、その反力信号に基いて補助質量体７を加振している
ので、補助質量体７に加える加振力の変化は、車体の振
動の変化に時間遅れ少なく精度良く対応して、車体の振
動は効果的に低減されることになる。

【００１６】

【発明の効果】以上説明したように、請求項１記載の発
明の車両の振動低減装置によれば、サスペンション装置
の反力を検出し、その反力信号に応じた加振力により車
両の補助質量体を加振したので、補助質量体を車体振動
の変化に対して時間遅れなく良好に追随させた加振力で
加振して、不動点の１０Ｈｚ近傍の周波数を含む広い周
波数領域に亘って車両の振動を効果的に低減でき、車両
の乗心地の向上を図ることができる効果を奏する。

【００１７】

【実施例】以下、本発明の実施例を図２以下の図面に基
いて説明する。

【００１８】図２は本発明に係る車両の振動低減装置の
概略構成を示す。同図においては車体の左側のみを図示
するが、車体の右側も同様に構成されている。同図にお
いて、１は車体、２ＦＬは左前輪、２ＦＲは左後輪であ
って、車体１と左前輪２ＦＬとの間、及び車体１と左後
輪２ＦＲとの間には、各々コイルばね３及びダンパー４
より成る通常のサスペンション装置５が介設されてい
る。

【００１９】更に、車体１，つまり車両のばね上部分の
前後方向中央部には補助質量体７が配置されると共に、
該補助質量体７の近傍には、該補助質量体７を加振する
加振手段としての加振器８が配置される。該加振器８の
構成は、図３に示すように、車体１にボルト９，９によ
り取付固定されるカバー８ａ内に、中空の補助質量体７
が支持軸８ｂに遊嵌されていると共に、該補助質量体７
の上下をカバー８ａに弾性支持する２個のサポートスプ
リング８ｄ，８ｄと、該補助質量体７の中空部内周に配
置固定された中空円筒状の磁石８ｅと、カバー８ａの底
部から延びて上記磁石８ｅの中空部に配置され、磁石８
ｅを電磁力で移動させるコイル８ｆと、カバー８ａの上
面部及び底面部に各々配置されて上記補助質量体７の最
大移動量を設定値に規制する弾性ストッパー８ｇとを備
えて成り、コイル８ｆに通電する交流電流の振幅及び位
相に応じて磁石８ｅ及び補助質量体７を上下に振動させ
るよう加振する構成としている。尚、上記サポートスプ
リング８ｄ，８ｄの支持ばね特性は、そのばね定数をＫ
ｄとし、補助質量体７の質量をｍｄとすると、車体振動
の例えば２Ｈｚ以上の高周波成分を低減し得るように、
２＞１／２π√（Ｋｄ／ｍｄ）に設定されている。

【００２０】加えて、図２において、上記補助質量体７
を加振制御する基礎となる信号として、各サスペンショ
ン装置５のコイルばね３には、該コイルばね３の反力を
検出する反力検出手段としてのばね反力センサ１０が配
置されていると共に、ダンパー４の反力として該ダンパ
ー４内の油圧を検出する他の反力検出手段としての油圧
センサ１１が配置されている。

【００２１】更に、上記補助質量体７の近傍には、振動
する補助質量体７と車体１との間のストローク量を検出
するストロークセンサ１３が配置されている。

【００２２】そして、上記各センサ１０、１１，１３の
検出信号は、内部にＣＰＵ等を有するコントローラ１５
に入力されていて、該コントローラ１５により補助質量
体７を加振制御する構成である。

【００２３】次に、上記コントローラ１５の内部構成を
図４のブロック図に基いて説明する。尚，各車輪に対す
る構成は同一であるので、同図は１車輪に対してのみ図
示している。同図において、１７は駆動回路であって、
該駆動回路１７へのばね反力センサ１０の検出信号の入
力系には、ばね反力Ｆｓ信号に含まれるノイズを除去す
るローパスフィルタ２０と、該ローパスフィルタ２０か
らの信号の例えば１Ｈｚ以上の高周波数帯のみを濾波す
るハイパスフィルタ２１と、該ハイパスフィルタ２１か
らの信号の振幅Ｂ1 を調整する振幅調整回路２３とを備
える。また、駆動回路１７への油圧センサ１１のダンパ
ー反力Ｆｄ信号の入力系にも、上記と同様に、順次、ロ
ーパスフィルタ２４、ハイパスフィルタ２５、及び振幅
Ｂ2 調整用の振幅調整回路２６を備える。

【００２４】続いて、上記コントローラ１５による補助
質量体７の加振制御を図５に示す制御フローに基いて説
明する。

【００２５】同図において、スタートして、ステップＳ
１でばね反力センサ１０のばね反力Ｆｓ信号、及び油圧
センサ１１のダンパ反力Ｆｄ信号をモニターした後、ス
テップＳ２で該両信号の振幅（制御ゲイン）Ｂ1 ，Ｂ2
を演算決定する。

【００２６】続いて、ステップＳ３で上記ばね反力Ｆｓ
信号に制御ゲインＢ1 を乗算して、加振器８のコイル８
ｆに対する制御信号値Ｉ1 を演算すると共に、ステップ
Ｓ４でダンパ反力Ｆｄ信号に制御ゲインＢ2 を乗算し
て、加振器８のコイル８ｆに対する制御信号値Ｉ2 を演
算する。

【００２７】その後は、ステップＳ５で上記両制御信号
値Ｉ1 及びＩ2 を加算して合計制御信号値Ｉを算出し、
該信号値Ｉを加振器８のコイル８ｆに出力して、リター
ンする。

【００２８】よって、上記図５の制御フローにおいて、
ステップＳ３及びＳ４により、ばね反力センサ１０のば
ね反力Ｆｓ信号、及び油圧センサ１１のダンパ反力Ｆｄ
信号に応じた制御電流値Ｉ1 及びＩ2 を演算し、該電流
値Ｉ1 及びＩ2 に対応する加振力で車体１の振動に対抗
するように補助質量体７を加振するよう加振器８を制御
するようにした制御手段５１を構成している。

【００２９】したがって、上記実施例においては、サス
ペンション装置５のコイルばね３のばね反力Ｆｓ信号に
基づく制御信号Ｉ1 、及び同ダンパー４の反力Ｆｄ信号
に基づく制御信号Ｉ2 が演算されて、これ等を合計した
制御信号値Ｉでもって加振器８のコイル８ｆが励磁され
る。このため、補助質量体７には、次式で示す加振力Ｕ
が車体１の振動と対抗する方向に作用して、

【数１２】車体１に作用する力と相殺するので、車体１の振動が効
果的に低減されることになる。

【００３０】今、本発明による車体振動の低減の程度を
シミュレーションした結果を図６に示す。同図によれ
ば、車体振動の１Ｈｚ以上の周波数領域で車体振動を効
果的に低減し得ることが判る。従って、本願発明では、
図から判るように、従来では低減不可能であった１０Ｈ
ｚ近傍の不動点の周波数における車体の振動をも有効に
低減し得る効果を奏する。

【００３１】しかも、サスペンション装置５のコイルば
ねの反力Ｆｓ及びダンパー４の反力Ｆｄを検出し、これ
等信号に基いて補助質量体７を加振制御しているので、
車体１が車輪２ＦＳ等からサスペンション装置５を経て
力を受けて振動しても、その車体１の振動の変化に対し
て補助質量体７に加えるべき加振力を時間遅れ少なく良
好に変化させて、車体１の振動と補助質量体７の加振力
とを精度良く対応させることができ、車体１の振動を効
果的に低減できる。

【００３２】尚、上記実施例では、補助質量体７を車体
１に配置したが、ばね下に配置してもよい。この場合に
は、図７に示すようにサスペンション装置５のダンパ４
下部に補助質量体７及び加振器８を内蔵する形式にする
ことができる。この場合の加振器８の構成は図３と同一
であるので、その説明を省略する。

【００３３】また、上記実施例では、加振器８を電気式
としたが、油圧式で構成してもよいのは勿論である。

【００３４】更に、反力検出手段としてばね反力センサ
１０及び油圧センサ１１を設けたが、これ等を総合した
センサとして、図４に破線で示すように、サスペンショ
ン装置５のダンパー４のロッド４ａの車体側取付位置に
該ロッド４ａの歪を検出するセンサ５５を設けてもよい
のは勿論である。

【図面の簡単な説明】

【図１】請求項１記載の発明の構成を示すブロック図で
ある。

【図２】全体概略構成を示す図である。

【図３】加振器の具体的構成を示す図である。

【図４】コントローラ内部のブロック構成図である。

【図５】補助質量体の加振制御を示すフローチャート図
である。

【図６】請求項１記載の発明の効果の程度を示す図であ
る。

【図７】加振器をばね下に配置する場合の具体的構成図
である。

【図８】車両の２自由度モデルを示す図である。

【図９】従来のサスペンション装置の乗心地特性を示す
図である。

【図１０】不動点の説明図である。

【図１１】車両の３自由度モデルを示す図である。

【符号の説明】

１車体２ＦＬ，２ＦＲ車輪３コイルばね４ダンパー５サスペンション装置７補助質量体８加振器（加振手段）８ｅ磁石８ｆコイル１０ばね反力センサ（反力検出手段）１１油圧センサ（反力検出手段）５１制御手段

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】車両のばね上部分又はばね下部分に配置
された補助質量体と、該補助質量体を加振する加振手段
とを備えるとともに、車両のサスペンション装置の反力
を検出する反力検出手段と、該反力検出手段により検出
したサスペンション装置の反力に応じた値で且つ車体振
動に対抗する加振力で上記補助質量体を加振するよう上
記加振手段を制御する制御手段とを備えたことを特徴と
する車両の振動低減装置。