JPH0741783B2 - サスペンシヨン制御装置 - Google Patents
サスペンシヨン制御装置Info
- Publication number
- JPH0741783B2 JPH0741783B2 JP61118675A JP11867586A JPH0741783B2 JP H0741783 B2 JPH0741783 B2 JP H0741783B2 JP 61118675 A JP61118675 A JP 61118675A JP 11867586 A JP11867586 A JP 11867586A JP H0741783 B2 JPH0741783 B2 JP H0741783B2
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- JP
- Japan
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- driving force
- gain
- wheel side
- load
- vehicle
- Prior art date
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- Expired - Lifetime
Links
Classifications
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
- B60G17/00—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load
- B60G17/015—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements
- B60G17/016—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements characterised by their responsiveness, when the vehicle is travelling, to specific motion, a specific condition, or driver input
- B60G17/0162—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements characterised by their responsiveness, when the vehicle is travelling, to specific motion, a specific condition, or driver input mainly during a motion involving steering operation, e.g. cornering, overtaking
Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 この発明は、サスペンションを制御して４輪の輪荷重を
調整することにより、車両の進行方向を変えて旋回性能
を高めるサンスペンション制御装置に関する。
調整することにより、車両の進行方向を変えて旋回性能
を高めるサンスペンション制御装置に関する。
従来のサスペンション装置としては、一般に、２輪駆動
であるか４輪駆動であるかに係わらず、車体側部材と車
輪側部材との間にコイルスプリング及びショックアブソ
ーバを介在させ、コイルスプリングで荷重を支持すると
共に、ショックアブソーバで減衰力を発生して振動を吸
収する構成となっており、必要によりアンチロールバー
を設けてロール剛性を増加させるようにしている。
であるか４輪駆動であるかに係わらず、車体側部材と車
輪側部材との間にコイルスプリング及びショックアブソ
ーバを介在させ、コイルスプリングで荷重を支持すると
共に、ショックアブソーバで減衰力を発生して振動を吸
収する構成となっており、必要によりアンチロールバー
を設けてロール剛性を増加させるようにしている。
ここで、タイヤに働く力に着目して見ると、第４図に示
すように、駆動力をかけた状態で旋回している場合、タ
イヤには駆動力ＴとサイドフォースＳとが作用するが、
その合力Ｆは、常に摩擦円Ｃ内に収まっている。その摩
擦円Ｃの大きさFmaxは、輪荷重Ｗに応じて第５図に示す
ように変化する。従って、例えば、左右輪の平均荷重を
W0、左右輪間の荷重移動量をΔＷ（右輪荷重WR,左輪荷
重WL）として、荷重移動量ΔＷが、ΔW1（WR1,WL1）か
らΔW2（WR2,WL2）に変化したものとすると、前記合力F
maxの左右輪の合計は、左右輪間の荷重移動量ΔＷが大
きくなる程小さな値となる。このとき、合力Fmaxは、Δ
F1からΔF2に変化する。
すように、駆動力をかけた状態で旋回している場合、タ
イヤには駆動力ＴとサイドフォースＳとが作用するが、
その合力Ｆは、常に摩擦円Ｃ内に収まっている。その摩
擦円Ｃの大きさFmaxは、輪荷重Ｗに応じて第５図に示す
ように変化する。従って、例えば、左右輪の平均荷重を
W0、左右輪間の荷重移動量をΔＷ（右輪荷重WR,左輪荷
重WL）として、荷重移動量ΔＷが、ΔW1（WR1,WL1）か
らΔW2（WR2,WL2）に変化したものとすると、前記合力F
maxの左右輪の合計は、左右輪間の荷重移動量ΔＷが大
きくなる程小さな値となる。このとき、合力Fmaxは、Δ
F1からΔF2に変化する。
しかしながら、このような従来のサスペンション装置に
あっては、前輪側及び後輪側の各サスペンション剛性は
一定特性を発揮するよう構成されていて、駆動力の大小
や旋回時の横加速度等によっては変化しないと構造とな
っていたため、特に４輪駆動の状態で旋回すると、前置
きエンジン後輪駆動車に比べて後輪の駆動力分担が減少
することから、同一摩擦円では後輪のタイヤのサイドフ
ォースの限界値が高まり、急カーブを回頭性を高めて高
速で旋回することができないという問題点があった。
あっては、前輪側及び後輪側の各サスペンション剛性は
一定特性を発揮するよう構成されていて、駆動力の大小
や旋回時の横加速度等によっては変化しないと構造とな
っていたため、特に４輪駆動の状態で旋回すると、前置
きエンジン後輪駆動車に比べて後輪の駆動力分担が減少
することから、同一摩擦円では後輪のタイヤのサイドフ
ォースの限界値が高まり、急カーブを回頭性を高めて高
速で旋回することができないという問題点があった。
この発明は、このような従来の問題点に着目してなされ
たものであり、横加速度及び駆動力等の走行状態に応じ
て４輪の荷重配分を変化し、車両を積極的に回頭させる
ことにより、駆動力をかけた状態のまま急カーブをスピ
ードを上げて旋回できるようにする。
たものであり、横加速度及び駆動力等の走行状態に応じ
て４輪の荷重配分を変化し、車両を積極的に回頭させる
ことにより、駆動力をかけた状態のまま急カーブをスピ
ードを上げて旋回できるようにする。
上記問題点を解決するため、この発明は、入力される制
御信号に基づいて左右輪間における荷重移動量と前後輪
間における荷重配分量を夫々調整可能な４輪荷重調整機
構を有するサスペンション制御装置において、車両に生
じる横加速度又は横加速度相当量を検出する加速度検出
手段と、走行駆動装置の駆動力又は駆動力相当量を検出
する駆動力検出手段と、該駆動力検出手段の駆動力又は
駆動力相当量が小さいときに前輪側制御ゲイン後輪側制
御ゲインに比較して小さく設定し、駆動力又は駆動力相
当量が大きくなるにつれて前輪側制御ゲインを増加させ
ると共に、後輪側制御ゲインが減少させるゲイン制御手
段と、該ゲイン制御手段で設定された前輪側ゲイン及び
後輪側ゲインと前記加速度検出手段で検出した横加速度
又は横加速度相当量とに基づき前記４輪荷重調整機構に
前記制御信号を出力して駆動力の増加に応じて前輪の外
輪側荷重を減少し且つ後輪の外輪側荷重を増加するよう
に前記荷重配分量を変更する輪荷重制御手段とを設けた
ことを特徴としている。
御信号に基づいて左右輪間における荷重移動量と前後輪
間における荷重配分量を夫々調整可能な４輪荷重調整機
構を有するサスペンション制御装置において、車両に生
じる横加速度又は横加速度相当量を検出する加速度検出
手段と、走行駆動装置の駆動力又は駆動力相当量を検出
する駆動力検出手段と、該駆動力検出手段の駆動力又は
駆動力相当量が小さいときに前輪側制御ゲイン後輪側制
御ゲインに比較して小さく設定し、駆動力又は駆動力相
当量が大きくなるにつれて前輪側制御ゲインを増加させ
ると共に、後輪側制御ゲインが減少させるゲイン制御手
段と、該ゲイン制御手段で設定された前輪側ゲイン及び
後輪側ゲインと前記加速度検出手段で検出した横加速度
又は横加速度相当量とに基づき前記４輪荷重調整機構に
前記制御信号を出力して駆動力の増加に応じて前輪の外
輪側荷重を減少し且つ後輪の外輪側荷重を増加するよう
に前記荷重配分量を変更する輪荷重制御手段とを設けた
ことを特徴としている。
而して、この発明では、車両が旋回状態となると、これ
に応じて加速度検出手段で検出される横加速度又は横加
速度相当量が大きくなるが、駆動力検出手段で検出した
走行駆動装置の駆動力又は駆動力相当量が小さいときに
は、ゲイン設定手段で前輪側ゲインを後輪側ゲインに対
して大きくすることにより、前輪側のロール抑制分担率
が高くなり、車両のステア特性をアンダーステア側とし
て安定性を確保する。この状態から、走行駆動装置の駆
動力又は駆動力相当量が増加すると、これに応じてゲイ
ン設定手段で設定される前輪側ゲインが減少し、後輪側
ゲインが増加することから、徐々に前輪側のロール抑制
分担率が小さくなると共に、後輪側のロール抑制分担率
が大きくなることにより、車両のステア特性をニュート
ラルステアやオーバーステア側として車両の回頭性を高
めることができ、駆動力をかけた状態のまま急カーブを
高速で走行できるように旋回性能を向上させる。
に応じて加速度検出手段で検出される横加速度又は横加
速度相当量が大きくなるが、駆動力検出手段で検出した
走行駆動装置の駆動力又は駆動力相当量が小さいときに
は、ゲイン設定手段で前輪側ゲインを後輪側ゲインに対
して大きくすることにより、前輪側のロール抑制分担率
が高くなり、車両のステア特性をアンダーステア側とし
て安定性を確保する。この状態から、走行駆動装置の駆
動力又は駆動力相当量が増加すると、これに応じてゲイ
ン設定手段で設定される前輪側ゲインが減少し、後輪側
ゲインが増加することから、徐々に前輪側のロール抑制
分担率が小さくなると共に、後輪側のロール抑制分担率
が大きくなることにより、車両のステア特性をニュート
ラルステアやオーバーステア側として車両の回頭性を高
めることができ、駆動力をかけた状態のまま急カーブを
高速で走行できるように旋回性能を向上させる。
以下、この発明を図示実施例に基づいて説明する。
第１図は、この発明の一実施例を示す構成図、第２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
ク図である。
は、この発明に適用し得る制御装置の一例を示すブロッ
ク図である。
まず、構成を説明すると、第１図において、11FL,11FR,
11RL,11RRは、夫々車体側部材12及び車輪側部材13間に
介装されて各車輪14FL,14FR,14RL,14RRを個別に支持す
る能動型のサスペンション装置であり、各サスペンショ
ン装置11FL〜11RRは、夫々アクチュエータとしての油圧
シリンダ15、コイルスプリング16、ストロークセンサ17
及び油圧シリンダ15に対する作動流体の供給を制御する
方向切換弁18を備えており、全体として４輪荷重調整機
構を構成している。
11RL,11RRは、夫々車体側部材12及び車輪側部材13間に
介装されて各車輪14FL,14FR,14RL,14RRを個別に支持す
る能動型のサスペンション装置であり、各サスペンショ
ン装置11FL〜11RRは、夫々アクチュエータとしての油圧
シリンダ15、コイルスプリング16、ストロークセンサ17
及び油圧シリンダ15に対する作動流体の供給を制御する
方向切換弁18を備えており、全体として４輪荷重調整機
構を構成している。
上記油圧シリンダ15は、そのシリンダチューブ15aが車
体側部材12に取付けられ、且つピストンロッド15bが車
輪側部材13に取付けられている。また、コイルスプリン
グ16は、車体側部材12と車輪側部材13との間に装着され
て、各車輪14FL,14FR,14RL,14RRに付与される車体荷重
（輪荷重）を夫々支持している。さらに、ストロークセ
ンサ17は、例えばポテンショメータで構成され、車体側
部材12及び車輪側部材13間の中立位置からのストローク
を検出し、これに応じて中立位置より上方に変位したと
きに正の検出信号を、また下方に変位したときに負の検
出信号を夫々出力する。
体側部材12に取付けられ、且つピストンロッド15bが車
輪側部材13に取付けられている。また、コイルスプリン
グ16は、車体側部材12と車輪側部材13との間に装着され
て、各車輪14FL,14FR,14RL,14RRに付与される車体荷重
（輪荷重）を夫々支持している。さらに、ストロークセ
ンサ17は、例えばポテンショメータで構成され、車体側
部材12及び車輪側部材13間の中立位置からのストローク
を検出し、これに応じて中立位置より上方に変位したと
きに正の検出信号を、また下方に変位したときに負の検
出信号を夫々出力する。
またさらに、方向切換弁18は、夫々の入力ポートが油圧
ポンプを内蔵する油圧ユニット20に、また戻りポートが
タンク21に夫々接続されており、これら方向切換弁18内
を通過する作動油の粘性抵抗により減衰力を発生して、
従来のショックアブソーバと同様の機能を発揮させると
共に、高圧側配管及び低圧側配管に夫々接続された高圧
アキュムレータ22f,22r及び低圧アキュムレータ23f,23r
により、方向切換弁18の応答性を向上させている。
ポンプを内蔵する油圧ユニット20に、また戻りポートが
タンク21に夫々接続されており、これら方向切換弁18内
を通過する作動油の粘性抵抗により減衰力を発生して、
従来のショックアブソーバと同様の機能を発揮させると
共に、高圧側配管及び低圧側配管に夫々接続された高圧
アキュムレータ22f,22r及び低圧アキュムレータ23f,23r
により、方向切換弁18の応答性を向上させている。
24は、単体に配設された横加速度検出器であり、車体に
生じる横加速度に応じた電圧でなる横加速度信号αが出
力される。この検出信号αの符号、車体の右旋回時は
正、左旋回時は負となるように設定している。
生じる横加速度に応じた電圧でなる横加速度信号αが出
力される。この検出信号αの符号、車体の右旋回時は
正、左旋回時は負となるように設定している。
25は、図示しない変速機に関連設置されたシフト位置検
出器であり、例えば、変速機の１速〜４速に関連設置さ
れたシフト位置スイッチにより構成され、シフト位置に
対応した電圧でなるシフト位置検出信号を出力する。
出器であり、例えば、変速機の１速〜４速に関連設置さ
れたシフト位置スイッチにより構成され、シフト位置に
対応した電圧でなるシフト位置検出信号を出力する。
さらに、26は、走行駆動装置としてのエンジン（図中
略）の図示しないスロットル弁に関連設置されたスロッ
トル角検出器であり、アクセルペダルの作動に連動する
スロットル弁の開度に応じた電圧でなるスロットル角検
出信号θを出力する。
略）の図示しないスロットル弁に関連設置されたスロッ
トル角検出器であり、アクセルペダルの作動に連動する
スロットル弁の開度に応じた電圧でなるスロットル角検
出信号θを出力する。
上記シフト位置検出器25とスロットル角検出器26とで駆
動力検出手段を構成している。
動力検出手段を構成している。
また、横加速度検出器24の横加速度検出信号α、シフト
位置検出器25のシフト位置検出信号ｇ及びスロットル角
検出器26のスロットル角検出信号θは制御装置30に供給
され、これら検出信号α,g,θに基づき制御装置30が制
御信号を出力して、各サスペンション装置11FL〜11RRの
方向切換弁18を切換制御する。
位置検出器25のシフト位置検出信号ｇ及びスロットル角
検出器26のスロットル角検出信号θは制御装置30に供給
され、これら検出信号α,g,θに基づき制御装置30が制
御信号を出力して、各サスペンション装置11FL〜11RRの
方向切換弁18を切換制御する。
制御装置30の一例とては、第２図のブロック線図に示す
ように、シフト位置−ギヤ比逆数変換部31と、ゲイン設
定手段としての駆動力−ゲイン変換部32と、３個の乗算
器33,34f,34rと、２個の符号変換器35f,35rと、４個の
比較部36FL,36FR,36RL,36RRとを備えて構成されてい
る。
ように、シフト位置−ギヤ比逆数変換部31と、ゲイン設
定手段としての駆動力−ゲイン変換部32と、３個の乗算
器33,34f,34rと、２個の符号変換器35f,35rと、４個の
比較部36FL,36FR,36RL,36RRとを備えて構成されてい
る。
上記シフト位置−ギヤ比逆数変換部31は、例えば、シフ
ト位置に対応して設けられ且つ各シフト位置に応じたギ
ヤの比逆数値を発生する４個の基準値発生器により構成
され、これらにシフト位置検出器25のシフト位置検出信
号ｇが供給される。その結果、シフト位置−ギヤ比逆数
変換部31がシフト位置に対応したギア比逆数値Ｎを第１
の乗算器33に送出する。
ト位置に対応して設けられ且つ各シフト位置に応じたギ
ヤの比逆数値を発生する４個の基準値発生器により構成
され、これらにシフト位置検出器25のシフト位置検出信
号ｇが供給される。その結果、シフト位置−ギヤ比逆数
変換部31がシフト位置に対応したギア比逆数値Ｎを第１
の乗算器33に送出する。
この第１の乗算器33には、ギヤ比逆数値Ｎとは別に、ス
ロットル各検出器26のスロットル角検出信号θが供給そ
れ、そのスロットル各検出値θとギヤ比逆数値Ｎとを乗
算することによりスロットル角とシフト位置から推定さ
れる駆動力を算出し、その駆動力推定値Ｔを駆動力−ゲ
イン変換部32に送出する。
ロットル各検出器26のスロットル角検出信号θが供給そ
れ、そのスロットル各検出値θとギヤ比逆数値Ｎとを乗
算することによりスロットル角とシフト位置から推定さ
れる駆動力を算出し、その駆動力推定値Ｔを駆動力−ゲ
イン変換部32に送出する。
駆動力−ゲイン変換部32は駆動力推定値Ｔに基づいて、
例えばその都度所定の計算式の演算処理を実行し、或い
はマイクロコンピュータの記憶装置に設けた記憶テーブ
ル（駆動力−ゲイン定数変換テーブル）を検索して、前
輪側のゲイン定数K1と後輪側のゲイン定数K2とを夫々決
定する。ここで、ゲイン定数K1,K2は、駆動力推定値Ｔ
がゼロの場合はK1＞K2、その後駆動力推定値Ｔが増加す
るに連れて前輪側ゲイン定数K1を減少して後輪側ゲイン
定数K2を増加させ、さらに、ある駆動力推定値Ｔ以上で
はK1≦K2となるように設定している。
例えばその都度所定の計算式の演算処理を実行し、或い
はマイクロコンピュータの記憶装置に設けた記憶テーブ
ル（駆動力−ゲイン定数変換テーブル）を検索して、前
輪側のゲイン定数K1と後輪側のゲイン定数K2とを夫々決
定する。ここで、ゲイン定数K1,K2は、駆動力推定値Ｔ
がゼロの場合はK1＞K2、その後駆動力推定値Ｔが増加す
るに連れて前輪側ゲイン定数K1を減少して後輪側ゲイン
定数K2を増加させ、さらに、ある駆動力推定値Ｔ以上で
はK1≦K2となるように設定している。
かかる駆動力−ゲイン変換部32の出力である前輪側ゲイ
ン定数K1は前輪側乗算器34fに、また後輪側ゲイン定数K
2は後輪側乗算器34rに夫々供給される。さらに、両乗算
器34f,34rには横加速度検出器24の横加速度検出信号α
が夫々供給され、その横加速度値αが、前輪側乗算器34
fではK1倍され、後輪側乗算器34rではK2倍されて出力さ
れる。
ン定数K1は前輪側乗算器34fに、また後輪側ゲイン定数K
2は後輪側乗算器34rに夫々供給される。さらに、両乗算
器34f,34rには横加速度検出器24の横加速度検出信号α
が夫々供給され、その横加速度値αが、前輪側乗算器34
fではK1倍され、後輪側乗算器34rではK2倍されて出力さ
れる。
上記前輪側乗算器34fの増幅出力は、前輪のサスペンシ
ョン装置11FL,11FRにおける左右輪間の荷重移動量を制
御する制御量として、左輪用比較部36FLには直接、右輪
用比較部36FRには左右輪間で逆方向に制御するために符
号を変える符号変換器35fを介して夫々供給される。ま
た、後輪側乗算器34rの増幅出力は、後輪のサスペンシ
ョン装置11RL,11RRにおける左右輪間の荷重移動量を制
御する制御量として、左輪用比較部36RLには直接、右輪
用比較部36RRには左右輪間で逆方向に制御するために符
号を変える符号変換器35rを介して夫々供給される。
ョン装置11FL,11FRにおける左右輪間の荷重移動量を制
御する制御量として、左輪用比較部36FLには直接、右輪
用比較部36FRには左右輪間で逆方向に制御するために符
号を変える符号変換器35fを介して夫々供給される。ま
た、後輪側乗算器34rの増幅出力は、後輪のサスペンシ
ョン装置11RL,11RRにおける左右輪間の荷重移動量を制
御する制御量として、左輪用比較部36RLには直接、右輪
用比較部36RRには左右輪間で逆方向に制御するために符
号を変える符号変換器35rを介して夫々供給される。
比較部36FL,36FR及び36RL,36RRは、夫々のサスペンショ
ン装置11FL,11FR及び11RL,11RRにおける輪荷重に対応し
た目標ストローク値Wf及びWrを夫々逆符号とする関係で
ストロークセンサ17のストローク検出信号DSと比較す
る。そして、目標ストローク値Wf及びWrから検出ストロ
ーク値を減算して差値を算出し、その差値に対応した偏
差信号εFL〜εRRが各比較部36FL〜36RRから、それに対
応した駆動回路37FL,37FR及び37RL,37RRに供給される。
ン装置11FL,11FR及び11RL,11RRにおける輪荷重に対応し
た目標ストローク値Wf及びWrを夫々逆符号とする関係で
ストロークセンサ17のストローク検出信号DSと比較す
る。そして、目標ストローク値Wf及びWrから検出ストロ
ーク値を減算して差値を算出し、その差値に対応した偏
差信号εFL〜εRRが各比較部36FL〜36RRから、それに対
応した駆動回路37FL,37FR及び37RL,37RRに供給される。
ここで、サスペンション装置11FL〜11RRの油圧シリンダ
15、油圧系ループゲイン、コイルスプリング16等の特性
が等しいものとして、駆動力推定値Ｔがゼロの場合に
は、駆動力−ゲイン変換部32の出力がK1＞K2となり、ロ
ール抑制力を前輪側が後輪側よりも多く分担するように
なるため、車両のステア特性は一般的にアンダステア傾
向となる。そして、駆動力推定値Ｔが増加すると、それ
に連れて前輪側ゲイン定数K1が減少し且つ後輪側ゲイン
定数K2が増加して、前輪側のロール抑制力分担量が減少
する一方、後輪側の同分担量が増加するため、車両のス
テア特性はオーバステア傾向に変化する。
15、油圧系ループゲイン、コイルスプリング16等の特性
が等しいものとして、駆動力推定値Ｔがゼロの場合に
は、駆動力−ゲイン変換部32の出力がK1＞K2となり、ロ
ール抑制力を前輪側が後輪側よりも多く分担するように
なるため、車両のステア特性は一般的にアンダステア傾
向となる。そして、駆動力推定値Ｔが増加すると、それ
に連れて前輪側ゲイン定数K1が減少し且つ後輪側ゲイン
定数K2が増加して、前輪側のロール抑制力分担量が減少
する一方、後輪側の同分担量が増加するため、車両のス
テア特性はオーバステア傾向に変化する。
次に、作用について説明する。
今、車両が直進路を定速走行しているものとすると、変
速機のシフト位置がシフト位置検出器25により検出さ
れ、そのシフト位置検出信号ｇが制御装置30のシフト位
置−ギヤ比逆数変換部31に供給されるため、そのシフト
位置に対応したギヤ比の逆数値Ｎがシフト位置−ギヤ比
逆数変換部31から第１の乗算器33に送出される。これと
同時に、エンジンの駆動力に関連するスロットル弁の開
度がスロットル角検出器26により検出され、そのスロッ
トル角検出信号θが第１の乗算器33に供給される。
速機のシフト位置がシフト位置検出器25により検出さ
れ、そのシフト位置検出信号ｇが制御装置30のシフト位
置−ギヤ比逆数変換部31に供給されるため、そのシフト
位置に対応したギヤ比の逆数値Ｎがシフト位置−ギヤ比
逆数変換部31から第１の乗算器33に送出される。これと
同時に、エンジンの駆動力に関連するスロットル弁の開
度がスロットル角検出器26により検出され、そのスロッ
トル角検出信号θが第１の乗算器33に供給される。
これにより第１の乗算器33が、ギヤ比逆数値Ｎとスロッ
トル角検出値θとを乗算する。このとき乗算される値
は、いずれもエンジンの駆動力に関係し且つ当該駆動力
の増加に応じて増加するものであるため、その乗算値は
駆動力の大きさを表わすものと見ることができる。そこ
で、上記乗算値を、駆動力の推定値Ｔとして用い、その
駆動力推定値Ｔを駆動力−ゲイン変換部32に供給する。
トル角検出値θとを乗算する。このとき乗算される値
は、いずれもエンジンの駆動力に関係し且つ当該駆動力
の増加に応じて増加するものであるため、その乗算値は
駆動力の大きさを表わすものと見ることができる。そこ
で、上記乗算値を、駆動力の推定値Ｔとして用い、その
駆動力推定値Ｔを駆動力−ゲイン変換部32に供給する。
この駆動力−ゲイン変換部32では、供給された駆動力推
定値Ｔに基づき所定の算出式に従って演算処理を実行
し、或いは記憶テーブルを有する場合にはテーブルルッ
クアップにより検索して、前輪側ゲイン定数K1及び後輪
側ゲイン定数K2を夫々決定する。そして、前輪側ゲイン
定数K1は前輪側乗算器34fに、且つ後輪側ゲイン定数K2
後輪側乗算器34rに夫々送出する。
定値Ｔに基づき所定の算出式に従って演算処理を実行
し、或いは記憶テーブルを有する場合にはテーブルルッ
クアップにより検索して、前輪側ゲイン定数K1及び後輪
側ゲイン定数K2を夫々決定する。そして、前輪側ゲイン
定数K1は前輪側乗算器34fに、且つ後輪側ゲイン定数K2
後輪側乗算器34rに夫々送出する。
一方、車両が定速直進走行している状態では、車体に加
速度が生じることがないので、横加速度検出器24の横加
速度検出値αはゼロである。従って、前後の乗算器34f,
34rの乗算値は共にゼロとなるため、各乗算器34f,34rか
ら出力されるストローク目標値Wf,Wrの値はゼロとな
る。また、各車輪位置のストロークセンサ17から得られ
るストローク検出値DSFL〜DSRRも略ゼロとなるので、こ
れらストローク検出値DSFL〜DSRRとストローク目標値W
f,Wrとの偏差信号εも略ゼロとなる。
速度が生じることがないので、横加速度検出器24の横加
速度検出値αはゼロである。従って、前後の乗算器34f,
34rの乗算値は共にゼロとなるため、各乗算器34f,34rか
ら出力されるストローク目標値Wf,Wrの値はゼロとな
る。また、各車輪位置のストロークセンサ17から得られ
るストローク検出値DSFL〜DSRRも略ゼロとなるので、こ
れらストローク検出値DSFL〜DSRRとストローク目標値W
f,Wrとの偏差信号εも略ゼロとなる。
その結果、４輪に個別に関連設置された４個の方向切換
弁18が夫々中立位置に保持されて各油圧シリンダ15へ圧
力流体の供給が遮断され、４個の油圧シリンダ15の流体
圧力が略等しくなることから、前輪側及び後輪側では、
夫々左右輪間の荷重配分が略等しくなる。
弁18が夫々中立位置に保持されて各油圧シリンダ15へ圧
力流体の供給が遮断され、４個の油圧シリンダ15の流体
圧力が略等しくなることから、前輪側及び後輪側では、
夫々左右輪間の荷重配分が略等しくなる。
このような状態から、図示しないステアリングホイール
を右切り（又は左切り）して車両を右旋回（又は左旋
回）状態に変化させると、車両に左方向（又は右方向）
に向かう横加速度が生じることになる。そのため、横加
速度検出器24からその横加速度の大きさに応じた正数
（又は負数）の横加速度検出信号αが出力され、それが
前後の乗算器34f,34rに供給される。
を右切り（又は左切り）して車両を右旋回（又は左旋
回）状態に変化させると、車両に左方向（又は右方向）
に向かう横加速度が生じることになる。そのため、横加
速度検出器24からその横加速度の大きさに応じた正数
（又は負数）の横加速度検出信号αが出力され、それが
前後の乗算器34f,34rに供給される。
この場合、前記駆動力推定値Ｔが小さい時、例えば、シ
フト位置が低速段であってスロットル弁の開度も小さい
状態では、駆動力−ゲイン変換部32から出力される前後
のゲイン定数はK1＞K2となる。従って、前後の乗算器34
f,34rは、正数（又は負数）の横加速度検出値αに前後
のゲイン定数値K1,K2を夫々乗算し、そのK1倍に増幅さ
れた乗算値を前輪側におけるストローク目標値Wfとし
て、また、そのK2倍に増幅された乗算値を後輪側におけ
るストローク目標値Wrとして夫々出力する。そして、前
後輪とも、左輪側の比較部36FL,36RLには直接、また右
輪側の比較部36FR,36RRには符号変換器35f,35rを介して
逆転されたストローク目標値Wf,Wrが供給される。
フト位置が低速段であってスロットル弁の開度も小さい
状態では、駆動力−ゲイン変換部32から出力される前後
のゲイン定数はK1＞K2となる。従って、前後の乗算器34
f,34rは、正数（又は負数）の横加速度検出値αに前後
のゲイン定数値K1,K2を夫々乗算し、そのK1倍に増幅さ
れた乗算値を前輪側におけるストローク目標値Wfとし
て、また、そのK2倍に増幅された乗算値を後輪側におけ
るストローク目標値Wrとして夫々出力する。そして、前
後輪とも、左輪側の比較部36FL,36RLには直接、また右
輪側の比較部36FR,36RRには符号変換器35f,35rを介して
逆転されたストローク目標値Wf,Wrが供給される。
このとき、車体のロール角は負数（又は正数）であるた
め、前後の右輪のストローク目標値が負方向（又は正方
向）に増加すると共に、前後の左輪のストローク目標値
が正方向（又は負方向）へ増加することになる。
め、前後の右輪のストローク目標値が負方向（又は正方
向）に増加すると共に、前後の左輪のストローク目標値
が正方向（又は負方向）へ増加することになる。
一方、車両に左方向（又は右方向）への横加速度が生じ
ると、車体が左下がり（又は右下がり）に傾斜するロー
ルが発生し、左側車輪の実ストロークDSFL,DSRLが負方
向（又は正方向）に増加し、右側車輪の実ストロークDS
FR,DSRRが正方向（又は負方向）に増加して、これらが
各ストロークセンサ17で検出される。
ると、車体が左下がり（又は右下がり）に傾斜するロー
ルが発生し、左側車輪の実ストロークDSFL,DSRLが負方
向（又は正方向）に増加し、右側車輪の実ストロークDS
FR,DSRRが正方向（又は負方向）に増加して、これらが
各ストロークセンサ17で検出される。
従って、右側の車輪位置でのストローク目標値と実際の
ストローク検出値との偏差信号εFR,εRRが正方向（又
は負方向）に増加し、これとは逆に、左側の車輪位置で
ストローク目標値と実際のストローク検出値との偏差信
号εFL,εRLが負方向（又は正方向）に増加することに
なる。この場合、前輪側ゲイン定数K1が後輪側ゲイン定
数K2より大であるため、前輪側の偏差信号εFL,εFRは
後輪側の偏差信号εRL,εRRよりも大きくなる。そし
て、これらが駆動回路37FL〜37RRを介して各車輪位置の
方向切換弁18に供給されるので、右側の車輪における油
圧シリンダ15が実ストロークを負方向（又は正方向）に
増加させるように作用すると共に、左側の車輪における
油圧シリンダ15が実ストロークを正方向（又は負方向）
に増加させるように作用することになる。
ストローク検出値との偏差信号εFR,εRRが正方向（又
は負方向）に増加し、これとは逆に、左側の車輪位置で
ストローク目標値と実際のストローク検出値との偏差信
号εFL,εRLが負方向（又は正方向）に増加することに
なる。この場合、前輪側ゲイン定数K1が後輪側ゲイン定
数K2より大であるため、前輪側の偏差信号εFL,εFRは
後輪側の偏差信号εRL,εRRよりも大きくなる。そし
て、これらが駆動回路37FL〜37RRを介して各車輪位置の
方向切換弁18に供給されるので、右側の車輪における油
圧シリンダ15が実ストロークを負方向（又は正方向）に
増加させるように作用すると共に、左側の車輪における
油圧シリンダ15が実ストロークを正方向（又は負方向）
に増加させるように作用することになる。
その結果、４個の油圧シリンダ15が、横加速度により車
体に生じたロールを打ち消すような推力を発生すること
になる。しかも、前輪側ゲイン定数K1が後輪側ゲイン定
数K2より大であり、ロール抑制力の分担率が後輪側より
も前輪側が多くなっていることから、車両のステア特性
が、一般的に採用されているアンダステア特性となる。
体に生じたロールを打ち消すような推力を発生すること
になる。しかも、前輪側ゲイン定数K1が後輪側ゲイン定
数K2より大であり、ロール抑制力の分担率が後輪側より
も前輪側が多くなっていることから、車両のステア特性
が、一般的に採用されているアンダステア特性となる。
その後、アクセルペダルを踏み込んでスロットル弁の開
度を大きくすることにより、後輪側ゲイン定数K2が前輪
側ゲイン定数K1より大きくなるように駆動力推定値Ｔを
増加させると、駆動力−ゲイン変換部32から出力される
前後のゲイン定数がK1＜K2となる。そのため、上述した
ように、４個の油圧シリンダ15が、横加速度により車体
に生じたロールを打ち消すような推力を発生することに
なるが、この場合には、後輪側ゲイン定数K2が前輪側ゲ
イン定数K1より大となることから、逆ロール力の分担率
が前輪側よりも後輪側が多くなる。
度を大きくすることにより、後輪側ゲイン定数K2が前輪
側ゲイン定数K1より大きくなるように駆動力推定値Ｔを
増加させると、駆動力−ゲイン変換部32から出力される
前後のゲイン定数がK1＜K2となる。そのため、上述した
ように、４個の油圧シリンダ15が、横加速度により車体
に生じたロールを打ち消すような推力を発生することに
なるが、この場合には、後輪側ゲイン定数K2が前輪側ゲ
イン定数K1より大となることから、逆ロール力の分担率
が前輪側よりも後輪側が多くなる。
その結果、車両のステア特性が、オーバステア特性に変
化するようになる。従って、この実施例に係わる車両が
４輪駆動車であるものとすると、その旋回走行時におけ
る車両姿勢は第３図に示すようになる。
化するようになる。従って、この実施例に係わる車両が
４輪駆動車であるものとすると、その旋回走行時におけ
る車両姿勢は第３図に示すようになる。
すなわち、車両の旋回動作が始まる（Ａの状態）と、後
輪側の荷重移動量が大きいためにリヤタイヤの摩擦円が
小さくなり、これとは逆に、前輪側の荷重移動量が小さ
いためフロントタイヤの摩擦円は大きくなる。従って、
この状態で４輪走行すると、後輪側のサイドフォースSr
が前輪側のサイドフォースSfより小さいことから、車両
はテールスライド走行（Ａ→Ｂ→Ｃの状態）が可能とな
る。そして、このような走行状態においても、前後輪の
車両駆動力Tf,Trは夫々有効に働くため、スピード低下
も少なく、急カーブを旋回することができる。
輪側の荷重移動量が大きいためにリヤタイヤの摩擦円が
小さくなり、これとは逆に、前輪側の荷重移動量が小さ
いためフロントタイヤの摩擦円は大きくなる。従って、
この状態で４輪走行すると、後輪側のサイドフォースSr
が前輪側のサイドフォースSfより小さいことから、車両
はテールスライド走行（Ａ→Ｂ→Ｃの状態）が可能とな
る。そして、このような走行状態においても、前後輪の
車両駆動力Tf,Trは夫々有効に働くため、スピード低下
も少なく、急カーブを旋回することができる。
さらに、テールスライドが終了するＣ点付近では、遠心
力を支えるコーナリングフォースは前後輪で確保するこ
とができ、従って、限界横加速度を大きくすることがで
きる。そして、カーブを、抜けたところ（Ｄの状態）か
ら車両の駆動力の全てを車両の進行方向に向けることが
できることから、カーブ通過後、速やかに全力走行に移
ることができる。
力を支えるコーナリングフォースは前後輪で確保するこ
とができ、従って、限界横加速度を大きくすることがで
きる。そして、カーブを、抜けたところ（Ｄの状態）か
ら車両の駆動力の全てを車両の進行方向に向けることが
できることから、カーブ通過後、速やかに全力走行に移
ることができる。
ちなみに、従来の４輪駆動車の急カーブにおける挙動を
第６図に示す。
第６図に示す。
なお、上記実施例においては、ストロークセンサ17で車
両のばね上及びバネ下間の相対変位を検出し、そのスト
ローク検出値に基づきサスペンション装置11FL〜11RRの
油圧シリンダ15を制御して左右輪間の荷重移動量を調整
するようにしたが、これに限定されるものではなく、油
圧シリンダ15の流体圧力を検出する圧力検出器を設け、
その圧力検出値に基づき直接油圧シリンダ15を制御して
もよいことは勿論である。
両のばね上及びバネ下間の相対変位を検出し、そのスト
ローク検出値に基づきサスペンション装置11FL〜11RRの
油圧シリンダ15を制御して左右輪間の荷重移動量を調整
するようにしたが、これに限定されるものではなく、油
圧シリンダ15の流体圧力を検出する圧力検出器を設け、
その圧力検出値に基づき直接油圧シリンダ15を制御して
もよいことは勿論である。
また、上記実施例では、横加速度検出手段として横加速
度検出器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、車速検出器と操舵角検出器との
組み合わせによって横加速度相当量を検出するようにし
てもよく、同様に駆動力検出手段もシフト位置検出器25
及びスロットル角検出器26で構成する場合に代えて変速
機の出力軸の回転数検出器で駆動力相当量を検出するよ
うにしてもよい。
度検出器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、車速検出器と操舵角検出器との
組み合わせによって横加速度相当量を検出するようにし
てもよく、同様に駆動力検出手段もシフト位置検出器25
及びスロットル角検出器26で構成する場合に代えて変速
機の出力軸の回転数検出器で駆動力相当量を検出するよ
うにしてもよい。
さらに、上記実施例においては、４輪駆動車に適用した
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、例えば強アンダステア特性を有する前置きエンジン
後輪駆動車についても、本発明を適用できることは言う
までもない。また、走行駆動装置としては、電動機等を
適用することもできる。
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、例えば強アンダステア特性を有する前置きエンジン
後輪駆動車についても、本発明を適用できることは言う
までもない。また、走行駆動装置としては、電動機等を
適用することもできる。
以上説明してきたように、この発明によれば、駆動力検
出手段で検出した走行駆動装置の駆動力又は駆動力相当
量が小さいときには、ゲイン設定手段で前輪側ゲインを
後輪側ゲインに対して大きく設定し、この状態から駆動
力又は駆動力相当量が増加するに応じて、ゲイン設定手
段で前輪側ゲインを減少させ且つ後輪側ゲインを増加さ
せ、このように設定された前輪側ゲイン及び後輪側ゲイ
ンと加速度検出手段で検出された横加速度又は横加速度
相当量とに基づいて輪荷重制御手段で４輪荷重調整機構
に前記制御信号を出力して駆動力の増加に応じて前輪の
外輪側荷重を減少し且つ後輪の外輪側荷重を増加するよ
うに前記荷重配分量を変更する構成としたため、駆動力
又は駆動力相当量が小さいときに車両のステア特性をア
ンダーステア側とし、駆動力又は駆動力相当量が増加す
るに応じて車両のステア特性をアンダーステア側からニ
ュートラルステア特性やオーバーステア特性側に変更し
て、安定的に回頭性を向上させることができ、従来の４
輪駆動車や強アンダーステア特性を有する前置きエンジ
ン後輪駆動車では不可能であった急カーブを、高速で走
り抜けることができ、高速走行時の旋回性能を向上させ
ることができると共に、駆動力を制御することにより、
車両のステア特性を制御することができることになり、
車両の旋回状態の挙動に応じて素早くステア特性の変更
を行うことができるという効果が得られる。
出手段で検出した走行駆動装置の駆動力又は駆動力相当
量が小さいときには、ゲイン設定手段で前輪側ゲインを
後輪側ゲインに対して大きく設定し、この状態から駆動
力又は駆動力相当量が増加するに応じて、ゲイン設定手
段で前輪側ゲインを減少させ且つ後輪側ゲインを増加さ
せ、このように設定された前輪側ゲイン及び後輪側ゲイ
ンと加速度検出手段で検出された横加速度又は横加速度
相当量とに基づいて輪荷重制御手段で４輪荷重調整機構
に前記制御信号を出力して駆動力の増加に応じて前輪の
外輪側荷重を減少し且つ後輪の外輪側荷重を増加するよ
うに前記荷重配分量を変更する構成としたため、駆動力
又は駆動力相当量が小さいときに車両のステア特性をア
ンダーステア側とし、駆動力又は駆動力相当量が増加す
るに応じて車両のステア特性をアンダーステア側からニ
ュートラルステア特性やオーバーステア特性側に変更し
て、安定的に回頭性を向上させることができ、従来の４
輪駆動車や強アンダーステア特性を有する前置きエンジ
ン後輪駆動車では不可能であった急カーブを、高速で走
り抜けることができ、高速走行時の旋回性能を向上させ
ることができると共に、駆動力を制御することにより、
車両のステア特性を制御することができることになり、
車両の旋回状態の挙動に応じて素早くステア特性の変更
を行うことができるという効果が得られる。
第１図はこの発明の一実施例を示す概略構成図、第２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
線図、第３図はその動作の説明に供する説明図、第４図
はタイヤに働く力を説明する図、第５図は左右輪間にお
ける荷重移動量とコーナリングフォースとの関係を示す
グラフ、第６図は従来の４輪駆動車の動作の説明に供す
る説明図である。 11FL〜11RR……サスペンション装置、15……油圧シリン
ダ、17……ストロークセンサ、18……方向切換弁、24…
…横加速度検出器、25……シフト位置検出器、26……ス
ロットル角検出器、30……制御装置、31……シフト位置
−ギヤ比逆数変換部、32……駆動力−ゲイン変換部、3
3,34f,34r……乗算器、35f,35r……符号変換器、36FL〜
36RR……比較部、37FL〜37RR……駆動回路
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
線図、第３図はその動作の説明に供する説明図、第４図
はタイヤに働く力を説明する図、第５図は左右輪間にお
ける荷重移動量とコーナリングフォースとの関係を示す
グラフ、第６図は従来の４輪駆動車の動作の説明に供す
る説明図である。 11FL〜11RR……サスペンション装置、15……油圧シリン
ダ、17……ストロークセンサ、18……方向切換弁、24…
…横加速度検出器、25……シフト位置検出器、26……ス
ロットル角検出器、30……制御装置、31……シフト位置
−ギヤ比逆数変換部、32……駆動力−ゲイン変換部、3
3,34f,34r……乗算器、35f,35r……符号変換器、36FL〜
36RR……比較部、37FL〜37RR……駆動回路
Claims (1)
- 【請求項１】入力される制御信号に基づいて左右輪間に
おける荷重移動量と前後輪間における荷重配分量を夫々
調整可能な４輪荷重調整機構を有するサンスペンション
制御装置において、車両に生じる横加速度又は横加速度
相当量を検出する加速度検出手段と、走行駆動装置の駆
動力又は駆動力相当量を検出する駆動力検出手段と、該
駆動力検出手段の駆動力又は駆動力相当量が小さいとき
に前輪側制御ゲイン後輪側制御ゲインに比較して小さく
設定し、駆動力又は駆動力相当量が大きくなるにつれて
前輪側制御ゲインを増加させると共に、後輪側制御ゲイ
ンが減少させるゲイン制御手段と、該ゲイン制御手段で
設定された前輪側ゲイン及び後輪側ゲインと前記加速度
検出手段で検出した横加速度又は横加速度相当量とに基
づき前記４輪荷重調整機構に前記制御信号を出力して駆
動力の増加に応じて前輪の外輪側荷重を減少し且つ後輪
の外輪側荷重を増加するように前記荷重配分量を変更す
る輪荷重制御手段とを設けたことを特徴とするサスペン
ション制御装置。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61118675A JPH0741783B2 (ja) | 1986-05-23 | 1986-05-23 | サスペンシヨン制御装置 |
| EP87107425A EP0246655B1 (en) | 1986-05-23 | 1987-05-21 | Actively controlled automotive suspension system with improved cornering characteristics |
| DE8787107425T DE3778419D1 (de) | 1986-05-23 | 1987-05-21 | Kraftfahrzeug-radaufhaengung mit aktiver steuerung und verbessertem kurvenverhalten. |
| US07/052,934 US4903983A (en) | 1986-05-23 | 1987-05-22 | Actively controlled automotive suspension system with improved cornering characteristics |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61118675A JPH0741783B2 (ja) | 1986-05-23 | 1986-05-23 | サスペンシヨン制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS62275814A JPS62275814A (ja) | 1987-11-30 |
| JPH0741783B2 true JPH0741783B2 (ja) | 1995-05-10 |
Family
ID=14742420
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP61118675A Expired - Lifetime JPH0741783B2 (ja) | 1986-05-23 | 1986-05-23 | サスペンシヨン制御装置 |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4903983A (ja) |
| EP (1) | EP0246655B1 (ja) |
| JP (1) | JPH0741783B2 (ja) |
| DE (1) | DE3778419D1 (ja) |
Families Citing this family (74)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5159554A (en) * | 1987-07-06 | 1992-10-27 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Electronic controlled fluid suspension system |
| US4909535A (en) * | 1988-01-20 | 1990-03-20 | Clark Daniel C | Vehicle suspension system, and method of operating same |
| DE3818188A1 (de) * | 1988-05-28 | 1989-12-07 | Daimler Benz Ag | Aktives federungssystem |
| JP2603524B2 (ja) * | 1988-08-10 | 1997-04-23 | 本田技研工業株式会社 | 車両のエンジン特性切換装置 |
| JPH0659771B2 (ja) * | 1988-09-30 | 1994-08-10 | 富士重工業株式会社 | 自動車用アクティブサスペンションの制御装置 |
| DE3838845A1 (de) * | 1988-11-17 | 1990-05-23 | Bergische Stahlindustrie | Raeumliche einzelradaufhaengung fuer raeder von schienenfahrzeugen |
| JP2508830B2 (ja) * | 1988-12-28 | 1996-06-19 | トヨタ自動車株式会社 | 車輌のステア特性制御装置 |
| JP2528955B2 (ja) * | 1988-12-29 | 1996-08-28 | 日産自動車株式会社 | 車両のパワ―ドリフト走行制御装置 |
| JPH02182521A (ja) * | 1989-01-10 | 1990-07-17 | Nissan Motor Co Ltd | サスペンション制御装置 |
| JP2528964B2 (ja) * | 1989-03-27 | 1996-08-28 | 日産自動車株式会社 | 能動型サスペンション |
| JPH0814297B2 (ja) * | 1989-03-27 | 1996-02-14 | 日産自動車株式会社 | 能動型サスペンション |
| JP2506436B2 (ja) * | 1989-03-30 | 1996-06-12 | 日産自動車株式会社 | 車両用流体圧供給装置 |
| DE4010277C2 (de) * | 1989-03-31 | 1995-12-14 | Aisin Seiki | Vorrichtung zur Regelung einer hydraulischen Aufhängung |
| JP2621475B2 (ja) * | 1989-04-20 | 1997-06-18 | 日産自動車株式会社 | 能動型サスペンション |
| JP2502369B2 (ja) * | 1989-04-20 | 1996-05-29 | 日産自動車株式会社 | ソレノイド駆動装置及びこれを使用した能動型サスペンション制御装置 |
| JP2502367B2 (ja) * | 1989-04-20 | 1996-05-29 | 日産自動車株式会社 | 車高制御装置 |
| JPH02283513A (ja) * | 1989-04-22 | 1990-11-21 | Mitsubishi Electric Corp | サスペンション制御装置 |
| JP2503271B2 (ja) * | 1989-04-27 | 1996-06-05 | 日産自動車株式会社 | 能動型サスペンション |
| JP3026441B2 (ja) * | 1989-04-27 | 2000-03-27 | 日産自動車株式会社 | 能動型サスペンション |
| JP2509328B2 (ja) * | 1989-04-28 | 1996-06-19 | 日産自動車株式会社 | 車両用流体圧供給装置 |
| JP2502372B2 (ja) * | 1989-04-28 | 1996-05-29 | 日産自動車株式会社 | 車両用流体圧供給装置 |
| GB8910277D0 (en) * | 1989-05-04 | 1989-06-21 | Lotus Group Plc | Land vehicle suspension control system |
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