JPH0761221A - Suspension device for vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、例えば減衰力をアクチ
ュエータにより変更することのできる可変ダンパ又は油
圧制御によりサスペンション特性を変更することのでき
るサスペンション等を備えた車両用サスペンション装置
に関し、特に、上下方向加速度信号から車両重量を判定
してそのときの車両重量に即したサスペンション特性と
することができるようにしたサスペンション装置に関す
る。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle suspension device provided with, for example, a variable damper whose damping force can be changed by an actuator or a suspension whose hydraulic pressure control can change suspension characteristics. The present invention relates to a suspension device capable of determining a vehicle weight from a directional acceleration signal and providing suspension characteristics suitable for the vehicle weight at that time.
【0002】[0002]
【従来の技術】車両用のサスペンション装置として、従
来より、例えば特開平3−182826号公報に開示さ
れるように、車体と各車輪との間にそれぞれ流体シリン
ダを配設し、該各流体シリンダへの流量を流量制御弁に
より各車輪毎に独立的に給排制御して、車両のサスペン
ション特性を運転状態に応じて可変とするいわゆるフル
アクティブ・コントロール・サスペンション装置(AC
S装置)が知られている。2. Description of the Related Art Conventionally, as a suspension device for a vehicle, as disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 3-182826, a fluid cylinder is provided between a vehicle body and each wheel. A so-called full active control suspension device (AC) in which the flow rate to the vehicle is controlled by a flow control valve independently for each wheel to make the suspension characteristics of the vehicle variable according to the operating state.
S device) is known.
【0003】しかしながら、このフルアクティブ・コン
トロール・サスペンション装置は、システムが大規模と
なり、また高圧の油圧を用いることによりシステム全体
が極めて高価なものとなるという欠点を有していた。そ
こで、減衰力を変更することのできる減衰力可変ダンパ
を備えた、所謂「セミアクテイブサスペンション装置」
が提案されている。この可変ダンパは、内部を2室に分
離した流体シリンダを用い、その2室の間をオリフィス
で連通し、オリフィスによる絞り量を制御するというも
のである。オリフィスの絞り量の制御は次のようにして
行なう。即ち、例えば、2枚の円板に複数の穴を設け、
この2枚の円板を中心を一致させて重ねて、シリンダ内
の前記2室の境に位置させる。そして、一方の円板を固
定し、他方の円板をステップモータなどで回転させ、前
記一方の円盤に設けられた穴と他方の円盤に設けられた
穴とが重なることによってオリフィスが形成されること
になる。前記一方の円盤に設けられた穴を複数種類の大
きさとし、他方の円盤に設けられた穴も同じように複数
種類の大きさとする。従って、前記ステップモータの回
転位置が絞り量を、即ち、減衰力を表すことになる。However, this full active control suspension device has the drawbacks that the system becomes large in scale and the whole system becomes extremely expensive due to the use of high pressure hydraulic pressure. Therefore, a so-called "semi-active suspension device" equipped with a damping force variable damper capable of changing the damping force.
Is proposed. This variable damper uses a fluid cylinder whose interior is separated into two chambers, communicates the two chambers with an orifice, and controls the throttle amount by the orifice. The amount of restriction of the orifice is controlled as follows. That is, for example, a plurality of holes are provided in two discs,
The two discs are overlapped with their centers aligned and positioned at the boundary between the two chambers in the cylinder. Then, one of the discs is fixed, the other disc is rotated by a step motor or the like, and the orifices are formed by the holes provided in the one disc and the holes provided in the other disc being overlapped with each other. It will be. The holes provided in the one disk are made into a plurality of sizes, and the holes provided in the other disk are also made into a plurality of sizes. Therefore, the rotation position of the step motor represents the diaphragm amount, that is, the damping force.
【0004】フルアクティブサスペンション制御装置
は、高圧の油圧を利用するので車高を積極的に上下で
き、精度の良い姿勢制御を実現できる。一方、「セミア
クティブサスペンション制御装置」は、減衰力を変更す
るだけであるので、車高制御(姿勢制御)の精度はフル
アクティブサスペンション制御装置に比して落ちるもの
の、コスト的には有利となる。Since the full active suspension control system uses high hydraulic pressure, the vehicle height can be positively raised and lowered, and accurate posture control can be realized. On the other hand, the "semi-active suspension control device" only changes the damping force, so the vehicle height control (posture control) accuracy is lower than that of the full active suspension control device, but it is advantageous in cost. .
【0005】[0005]
【発明が解決しようとする課題】サスペンションの基本
的な特性は、例えば標準的な体重のドライバが運転して
いるときの状態を想定し、そのときの総重量に基づいて
決定されるのが通例である。しかしながら、例えば、ソ
フト特性のサスペンションを有した車両に通常よりも多
くの乗員が乗車した場合に、通常よりもバウンシング運
動が減少する場合がある。これは、車両総重量が増加し
て固有振動数が低下したために、そのサスペンションの
固有振動数とずれて、共振が発生しなくなったからであ
る。The basic characteristics of the suspension are usually determined on the basis of the total weight at that time, assuming a state in which a driver having a standard weight is driving, for example. Is. However, for example, when more than usual occupants board a vehicle having a soft suspension, the bouncing motion may be reduced more than usual. This is because the total weight of the vehicle has increased and the natural frequency has decreased, so that there is no resonance with the natural frequency of the suspension.
【0006】このように、本来のサスペンション装置
は、そのときの車両重量を求め、その重量に応じたサス
ペンション特性を設定すべきである。従来では、車両重
量は例えばロード(負荷)センサを車体に取付けて重量
を直接的に計測していた。しかしながら、このようなセ
ンサの付加はサスペンション装置の高コスト化を招いて
いた。As described above, the original suspension device should determine the vehicle weight at that time and set the suspension characteristics according to the weight. Conventionally, the vehicle weight is measured directly by mounting a load sensor on the vehicle body. However, the addition of such a sensor has led to an increase in cost of the suspension device.
【0007】本発明は、コストの低廉価とサスペンショ
ン特性制御の両立を高い次元で確保した車両用サスペン
ション装置を提供せんとするものである。The present invention is to provide a vehicle suspension device which ensures both low cost and suspension characteristic control at a high level.
【0008】[0008]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するた
め、本発明は、検出した上下方向加速度信号を入力し、
この加速度信号の値が減少する方向に車両のサスペンシ
ョン特性をフィードバック制御する車両用サスペンショ
ン装置において、上下方向加速度信号を検出する検出手
段と、この加速度信号の値が減少する方向に車両のサス
ペンション特性をフィードバック制御する制御手段と、
検出した上下方向加速度信号を周波数分析する分析手段
と、分析結果からこの車両の固有振動数を判定する判定
手段と、判定された固有振動数に基づいて、前記制御手
段の制御特性を変更する手段とを具備することを特徴と
する。In order to achieve the above object, the present invention inputs a detected vertical acceleration signal,
In a vehicle suspension device that feedback-controls a suspension characteristic of a vehicle in a direction in which the value of the acceleration signal decreases, a detection unit that detects a vertical acceleration signal and a suspension characteristic of the vehicle in a direction in which the value of the acceleration signal decreases. Control means for feedback control,
Analyzing means for frequency-analyzing the detected vertical acceleration signal, determining means for determining the natural frequency of this vehicle from the analysis result, and means for changing the control characteristic of the control means based on the determined natural frequency. And is provided.
【0009】[0009]
【作用】車両の総重量は上下方向加速度に反映されるか
ら、その信号を周波数解析することにより得られた固有
振動数は車両重量を推定する根拠となる。したがって、
この推定された固有振動数を制御特性に反映させれば、
コスト低減をはかれると共に、より正確なサスペンショ
ン特性が得られる。Since the total weight of the vehicle is reflected in the vertical acceleration, the natural frequency obtained by frequency analysis of the signal is the basis for estimating the vehicle weight. Therefore,
If this estimated natural frequency is reflected in the control characteristics,
The cost can be reduced and more accurate suspension characteristics can be obtained.
【0010】[0010]
【実施例】以下、本発明を適用した好適な実施例を3つ
(第1実施例〜第3実施例)挙げて説明する。 〈概略〉上記実施例のサスペンション装置では、図2に
示したような特性のダンパと図3に示したような特性の
ダンパとを用いている。図2のダンパ特性は、延び方向
と縮み方向の両方で独立に減衰特性を変更できる。従っ
て、このダンパは、細かい段数(実施例では27段階)
に亘って減衰特性を変更できるために、所謂「スカイフ
ックモデル」に従った減衰特性制御に適用できる。以
下、このようなダンパを「SD」(スカイフックダン
パ)ダンパと呼ぶ。また、図3のダンパ特性は、延び方
向の減衰特性を制御すると縮み方向の特性も変化するの
で、粗い段数(実施例では5段階)しか設定できない。
そのために、「スカイフックモデル」に従った減衰特性
制御に適用できず、便宜上、以下、「AD」(アダプテ
ィブダンパ)ダンパと呼ぶ。尚、SDダンパは、27段
に亘る段数の減衰特性を高速に切り替える必要があるた
めに、高速のステップモータ(アクチュエータ)を使う
必要がある。一方、ADダンパは5段しかないために低
速型のステップモータ(アクチュエータ)で十分であ
る。EXAMPLES Hereinafter, three preferred examples (first to third examples) to which the present invention is applied will be described. <Outline> In the suspension device of the above embodiment, the damper having the characteristic shown in FIG. 2 and the damper having the characteristic shown in FIG. 3 are used. In the damper characteristic of FIG. 2, the damping characteristic can be changed independently in both the extension direction and the contraction direction. Therefore, this damper has a small number of stages (27 stages in the embodiment).
Since the damping characteristic can be changed over the entire range, it can be applied to damping characteristic control according to the so-called “skyhook model”. Hereinafter, such a damper will be referred to as an "SD" (skyhook damper) damper. Further, in the damper characteristic of FIG. 3, when the damping characteristic in the extending direction is controlled, the characteristic in the contracting direction also changes, so that only a rough step number (five steps in the embodiment) can be set.
Therefore, it cannot be applied to the damping characteristic control according to the “Skyhook model”, and is hereinafter referred to as “AD” (adaptive damper) damper for convenience. The SD damper needs to use a high-speed step motor (actuator) because it is necessary to switch the attenuation characteristics of 27 steps in high speed. On the other hand, since the AD damper has only five stages, a low speed type step motor (actuator) is sufficient.
【0011】図1は、上述の3つの実施例においてサス
ペンション特性制御を実行するために、共通にどのよう
な信号を入力するかを示している。即ち、これら実施例
の制御手段は、車速信号VBと、ハンドル舵角信号θ
Hと、上下方向加速度信号Gと、ブレーキ信号Brとを入
力している。制御手段は、これらの信号を入力して、S
Dダンパを制御する「スカイフック制御」とADダンパ
を制御する「減衰力切り替え制御」のいずれかを行う。 :第1実施例では、図7,図8に示すように、左右前
輪にSDダンパを用い、左右後輪にはADダンパを用い
ている。また第2実施例では、図16,図17に示すよ
うに、左右前輪にADダンパを用い、左右後輪にはSD
ダンパを用いている。第1,第2実施例では、高速のS
Dダンパにはスカイフックモデルを用いた高速のフィー
ドバック制御を用い、低速のADダンパには車速VB,
ハンドル舵角θH 等をパラメータとしたフィードフォワ
ード制御を用いているので、安価ではあるが高性能のサ
スペンション性能を確保することができる。特に、第1
実施例では、フロントサスペンションについては、姿勢
安定(低周波の領域で5db)と乗り心地の確保を目指
し、リアサスペンションについても乗り心地の確保を目
指す。 :また第3実施例では、図22,図23に示すよう
に、左右前輪と左右後輪にSDダンパを用いている。こ
の第3実施例では、車体のピッチ運動、バウンス運動、
ロール運動のうち、バウンス制御とピッチ制御にはスカ
イフックモデルを用いたフィードバック制御を適用して
いるものの、ロール運動制御(操舵制御)には舵角と車
速を用いたフィードフォワード制御を適用しているため
に、ロール運動制御のために加速度センサが不要となり
コスト低下に寄与するというものである。 :第1実施例〜第3実施例では、共通して、「Gスル
ー制御」と「大振幅入力制御」という制御を行なってい
る。 −1:「Gスルー制御」(図33)は、比較的に大き
な振幅の上下G運動があった場合に、ダンパ特性をソフ
ト方向に補正して乗り心地を確保すると共に、そのよう
な上下G運動が高速運転中とか旋回中に合った場合に
は、ソフト方向への補正を制限して操縦安定性を確保す
るというものである。 −2:また、「大振幅入力制御」(図29)はさらに
大きな振幅の上下G運動があった場合には、操縦安定性
の確保を第一に考えて、減衰力を高めるのであるが、そ
のような上下G運動が高速運転中とか旋回中に合った場
合には、ハード方向への補正を更に高めてより一層の操
縦安定性を確保するというものである。 −3:「Gスルー制御」と「大振幅入力制御」とは、
上下G運動を問題にするので、互いに干渉する可能性が
あるが、この実施例では、「Gスルー制御」よりも「大
振幅入力制御」に高い優先順位を与えているのでその問
題はない。 :車両の総重量を判定し、その総重量に応じたサスペ
ンション特性の変更を行なっている。この変更により、
そのときの重量に最適なサスペンション特性が得られ
る。 −1:車両総重量の判定は、上下方向加速度信号を周
波数解析し、最大振幅の周波数成分に基づいて重量を判
定している。サスペンション装置には加速度センサは不
可欠であり、このセンサからの信号を、サスペンション
特性の最適にこれまた不可欠な重量の判定に用いている
ので、コストの低減とサスペンション特性の最適化を両
立させることができる。 −2:推定された総重量データは、この実施例の車両
のABSコントローラに送られる。ABS制御にも車両
重量データは制御の最適化の面で重要だからである。 〈ダンパ〉図2,図3に、夫々、SDダンパ特性とAD
ダンパ特性を示す。横軸は、ステップモータの回転位置
Pであり、縦軸は減衰力を示す。また、前述したよう
に、SDダンパには27位置が設定されており、ADダ
ンパには5位置が設定されている。FIG. 1 shows what kind of signal is commonly input to execute the suspension characteristic control in the above-mentioned three embodiments. That is, the control means of these embodiments has a vehicle speed signal V B and a steering wheel steering angle signal θ.
H , the vertical acceleration signal G, and the brake signal Br are input. The control means inputs these signals and outputs S
Either "skyhook control" for controlling the D damper or "damping force switching control" for controlling the AD damper is performed. In the first embodiment, as shown in FIGS. 7 and 8, SD dampers are used for the left and right front wheels, and AD dampers are used for the left and right rear wheels. Also, in the second embodiment, as shown in FIGS. 16 and 17, AD dampers are used for the left and right front wheels, and SD is used for the left and right rear wheels.
It uses a damper. In the first and second embodiments, the high speed S
High-speed feedback control using the skyhook model is used for the D damper, and vehicle speed V B , for the low-speed AD damper.
Since feed-forward control using the steering angle θ H as a parameter is used, it is possible to secure high-performance suspension performance at a low cost. Especially the first
In the embodiment, the front suspension aims to stabilize the posture (5db in the low frequency region) and ensure the riding comfort, and the rear suspension also aims to secure the riding comfort. In the third embodiment, SD dampers are used for the left and right front wheels and the left and right rear wheels, as shown in FIGS. In this third embodiment, pitch movement, bounce movement,
Among the roll motions, feedback control using the skyhook model is applied to bounce control and pitch control, but feedforward control using the steering angle and vehicle speed is applied to roll motion control (steering control). Therefore, the acceleration sensor is not required for roll motion control, which contributes to cost reduction. : In the first to third embodiments, the controls "G through control" and "large amplitude input control" are commonly performed. -1: "G through control" (FIG. 33) corrects the damper characteristics in the soft direction to ensure a comfortable ride when there is a vertical G motion with a relatively large amplitude. If the motion matches during high-speed driving or turning, the correction in the soft direction is limited to ensure steering stability. -2: Also, in the "large amplitude input control" (FIG. 29), when there is an up and down G motion of even larger amplitude, the damping force is increased with the first consideration being to ensure steering stability. When such a vertical G movement matches during high-speed driving or turning, the correction in the hardware direction is further enhanced to ensure further steering stability. -3: What is "G through control" and "large amplitude input control"?
Since the vertical G motion is a problem, they may interfere with each other, but in this embodiment, there is no problem because the "large amplitude input control" is given a higher priority than the "G through control". : Determines the total weight of the vehicle and changes the suspension characteristics according to the total weight. With this change,
The suspension characteristics most suitable for the weight at that time can be obtained. -1: For the determination of the total vehicle weight, the vertical acceleration signal is subjected to frequency analysis, and the weight is determined based on the frequency component of the maximum amplitude. An acceleration sensor is indispensable for a suspension device, and the signal from this sensor is used for optimal suspension characteristics and also for determining the weight, which is also indispensable. Therefore, both cost reduction and suspension characteristics optimization can be achieved. it can. -2: The estimated gross weight data is sent to the ABS controller of the vehicle of this example. This is because the vehicle weight data is also important for ABS control in terms of control optimization. <Damper> Figures 2 and 3 show SD damper characteristics and AD, respectively.
Shows damper characteristics. The horizontal axis represents the rotational position P of the step motor, and the vertical axis represents the damping force. Further, as described above, the SD damper is set to 27 positions and the AD damper is set to 5 positions.
【0012】図2のSDダンパは、回転位置Pが正方向
に移動すると、伸び方向の減衰力が増加するが縮み方向
の減衰力は僅かとなる。また、回転位置Pが負の位置に
あれば、伸び方向の減衰力が僅かとなるが縮み方向の減
衰力は増加する。即ち、ステップモータがより正の位置
にあれば、車体を上昇させようとする運動に対しては、
伸び方向の減衰力が働いて所謂「ハード」特性となる
が、車体を低下させようとする運動に対しては所謂「ソ
フト」特性となる。また、ステップモータがより負の位
置にあれば、車体を低下させようとする運動に対して
は、縮み方向の減衰力が働いて所謂「ハード」特性とな
るが、車体を上昇させようとする運動に対しては所謂
「ソフト」特性となる。In the SD damper of FIG. 2, when the rotational position P moves in the positive direction, the damping force in the extension direction increases, but the damping force in the contraction direction becomes small. Further, when the rotational position P is at the negative position, the damping force in the extension direction becomes small, but the damping force in the contraction direction increases. That is, if the stepper motor is in a more positive position, the movement to raise the vehicle body is
The damping force in the extension direction acts to have a so-called "hard" characteristic, but to a movement for lowering the vehicle body, a so-called "soft" characteristic. Further, if the step motor is in a more negative position, a damping force in the direction of contraction acts on the movement to lower the vehicle body, which is a so-called "hard" characteristic, but tries to raise the vehicle body. It has a so-called "soft" characteristic for exercise.
【0013】一方、ADダンパは、図3に示すように、
ステップモータの回転位置Pが大きくなればなるほど、
伸び方向と縮み方向の両方で「ハード」特性となり、回
転位置が小さくなればなるほど「ソフト」特性となる。 〈制御システムの全体構成〉第1実施例〜第3実施例に
は共通して、操縦安定性に関する「操安制御」、大きな
振幅の上下方向加速度を検知したときにサスペンション
特性をハードにすることにより安全性を高める「大入力
振幅制御」、高周波の上下方向加速度(悪路走行時の加
速度)を検知したときにサスペンション特性をソフトに
することによりこのような加速度を「スルー」させる
「Gスルー制御」、小さな振幅の上下方向加速度を検知
したときにサスペンション特性を比較的ソフトにする
「小振幅制御」等が実施されている。図4,図5は、こ
れらの制御の優先順位と動作領域の関係を概略的に示す
マップである。図5において、横軸は車体の上下方向加
速度Gを、縦軸は車速VBを示す。On the other hand, the AD damper, as shown in FIG.
The greater the rotational position P of the step motor, the more
It has a "hard" characteristic in both the extension direction and the contraction direction, and a "soft" characteristic as the rotational position becomes smaller. <Overall Configuration of Control System> In common with the first to third embodiments, "steering control" relating to steering stability, and making suspension characteristics hard when a vertical acceleration having a large amplitude is detected. "Large input amplitude control" to improve safety by using "G-through" to make such acceleration "through" by softening the suspension characteristics when high-frequency vertical acceleration (acceleration when driving on a rough road) is detected. "Control", "small amplitude control" that makes suspension characteristics relatively soft when a vertical acceleration having a small amplitude is detected, and the like are implemented. 4 and 5 are maps that schematically show the relationship between the priority order of these controls and the operating regions. In FIG. 5, the horizontal axis represents the vertical acceleration G of the vehicle body, and the vertical axis represents the vehicle speed V B.
【0014】図6は、上記各種の制御の相互の関係を示
す制御ブロック図である。 〈第1実施例〉図7は、前輪サスペンションにSDダン
パ(不図示)を、後輪サスペンションにADダンパ(不
図示)を用いた第1実施例を示す。図中、2L,2Rは夫
々左右に設けられた上下方向加速度センサであり、加速
度信号GL,GRを発生する。この加速度信号はコントロ
ーラ10に送られる。また、左右のSDダンパの夫々
を、高速のステップモータ1FL,1FRが駆動し、後輪用
の左右のADダンパを、夫々低速のステップモータ
1RL,1RRが駆動する。ハンドル舵角θHは舵角センサ
3が検知し、コントローラ10に送る。また、車速セン
サ4により検知された車速VB、ブレーキスイッチ5に
より検知された信号BRは夫々コントローラ10に送ら
れる。FIG. 6 is a control block diagram showing the mutual relationship of the above various controls. <First Embodiment> FIG. 7 shows a first embodiment in which an SD damper (not shown) is used for the front wheel suspension and an AD damper (not shown) is used for the rear wheel suspension. In the figure, 2 L and 2 R are vertical acceleration sensors provided on the left and right, respectively, and generate acceleration signals G L and G R. This acceleration signal is sent to the controller 10. Further, the high speed step motors 1 FL and 1 FR drive the left and right SD dampers, respectively, and the low speed step motors 1 RL and 1 RR drive the left and right AD dampers for the rear wheels, respectively. The steering angle θ H is detected by the steering angle sensor 3 and sent to the controller 10. The vehicle speed V B detected by the vehicle speed sensor 4 and the signal B R detected by the brake switch 5 are sent to the controller 10, respectively.
【0015】図8はこの第1実施例の制御の概略を示す
ブロック図である。図8に示すように、スカイフックモ
デルを用いた操舵制御(操安制御)部SHは加速度信号
GL,GR、舵角信号θH,ブレーキ信号BR,車速信号V
B等を入力し、前輪の左右のSDダンパを制御する。こ
の制御部SHの実際の動作は、図9のフローチャートに
従った制御手順をコントローラ10が実行することによ
り実現される。また、2つの減衰力切替制御部AAは、
舵角信号θH,ブレーキ信号BR,車速信号VBを入力し
て2つの左右後輪用のADダンパを制御する。制御部A
Aの実際の動作は、図13のフローチャートに従った制
御手順をコントローラ10が実行することにより実現さ
れる。このように、後輪の制御には、高速の動作を要求
されるフィードバック制御を適用していないので、後輪
側には高価な上下Gセンサは不要となり、また、安価な
低速型のADダンパで十分となる。FIG. 8 is a block diagram showing the outline of the control of the first embodiment. As shown in FIG. 8, the steering control (steering control) unit SH using the skyhook model has acceleration signals G L and G R , a steering angle signal θ H , a brake signal B R , and a vehicle speed signal V.
Input B etc. to control the left and right SD dampers of the front wheels. The actual operation of the control unit SH is realized by the controller 10 executing the control procedure according to the flowchart of FIG. Further, the two damping force switching control units AA are
The steering angle signal θ H , the brake signal B R , and the vehicle speed signal V B are input to control the two AD dampers for the left and right rear wheels. Control unit A
The actual operation of A is realized by the controller 10 executing the control procedure according to the flowchart of FIG. As described above, since the feedback control that requires high-speed operation is not applied to the control of the rear wheels, the expensive upper and lower G sensors are not required on the rear wheel side, and the inexpensive low-speed AD damper is not required. Will be enough.
【0016】また、前輪用のSDダンパにも、後輪用の
ADダンパにも、上下G信号に基づいて行なう「Gスル
ー制御」(図33)と「大入力振幅制御」(図29)が
適用される。前輪サスペンション制御(SH・操安制御):第1実施
例 制御部SHの制御手順は図9に示される。この図9のフ
ローチャートに従って、第1実施例の操安制御を説明す
る。Further, both the SD damper for the front wheels and the AD damper for the rear wheels have "G through control" (FIG. 33) and "large input amplitude control" (FIG. 29) which are performed based on the up and down G signals. Applied. Front wheel suspension control (SH / stability control): 1st implementation
The control procedure of the example control unit SH is shown in FIG. The safety control of the first embodiment will be described with reference to the flowchart of FIG.
【0017】ステップS2において、加速度信号GL,
GR、舵角信号θH,ブレーキ信号BR,車速信号VB等の
各種信号を入力する。ステップS4では、加速度信号G
L,G R を夫々積分して、車体の上下方向速度VGL,V
GRを求める。ステップS6では、車速VBに基づいて図
10の特性図に従って速度の閾値VG0を求める。ステッ
プS8では、上下方向速度VGn(nはL左,R右を示
す)を、夫々、前記閾値V G0 と比較する。ステップS
8で|VGn|≧VG0と判断されたならばステップS12
に進むが、反対に|VGn|<VG0と判断されたならば、
ステップS10において、VGn=0とすることにより、
車体は上下方向に動いていないと見做し、そしてステッ
プS12に進む。後述するように、VGnはダンパの位置
を決定する重要な要素となるので、|VGn|<VG0であ
るような車体の上下方向速度VGnの領域は制御の不感帯
となる。In step S2, the acceleration signal GL,
GR, Steering angle signal θH, Brake signal BR, Vehicle speed signal VBEtc.
Input various signals. In step S4, the acceleration signal G
L, G R And the vertical velocity V of the vehicle bodyGL, V
GRAsk for. In step S6, the vehicle speed VBFigure based on
Velocity threshold value V according to the characteristic diagram of 10G0Ask for. Step
In step S8, the vertical velocity VGn(N indicates L left and R right
Respectively, the above-mentioned threshold V G0 Compare with. Step S
8 with | VGn│ ≧ VG0If it is determined that step S12
, But conversely | VGn│ <VG0If it is determined that
In step S10, VGnBy setting = 0,
The car body is considered not to move up and down, and
Go to step S12. As will be described later, VGnIs the position of the damper
Is an important factor in determiningGn│ <VG0And
Vertical velocity V of the vehicleGnIs the dead zone of control
Becomes
【0018】ステップS12では、ダンパ位置Pを決定
するための制御ゲインK1を演算する。この制御ゲイン
K1は、車速VBが大きいほど、またハンドル舵角速度
(=時間変化)θ'H(=dθH/dt)が大きいほど大きな
値を示す。即ち、車速VBや舵角速度θ'Hが大きいとき
は、高速にSDダンパ位置を変更しようとする。ステッ
プS14では、現時点の車体の上下方向の移動速度をキ
ャンセルするような目標車体上下速度VGTRnを(nはL
左,R右を示す)、 VGTRn=VGn・K1 …(1) を演算する。このVGTRnが正のときは、ステップS20
に進んで、前輪SDダンパの目標位置PFTRn(nはL
左,R右を示す)を、 PFTRn=PFn−1 …(2) に従って演算する。(2)式は、伸び方向の車体変位を
抑制するように、減衰特性を1段だけハードに変更する
ものである。反対に、VGTRnが負のときは、ステップS
18に進んで、前輪SDダンパの目標位置PFTRnを、 PFTRn=PFn+1 …(3) に従って演算する。(3)式は、縮み方向の車体変位を
抑制するように、減衰特性を1段だけソフトに変更する
ものである。ステップS18,ステップS20における
PFnはステップS2で求められた前輪SDダンパのステ
ップモータの現在の位置である。In step S12, the control gain K 1 for determining the damper position P is calculated. The control gain K 1 has a larger value as the vehicle speed V B is higher and the steering wheel angular velocity (= time change) θ ′ H (= dθ H / dt) is larger. That is, when the vehicle speed V B and the steering angular speed θ ′ H are large, the SD damper position is changed at high speed. In step S14, a target vehicle body vertical speed V GTRn (n is L is set to cancel the current vertical moving speed of the vehicle body).
Left, R shows right), and V GTRn = V Gn · K 1 (1) is calculated. If this V GTRn is positive, step S20.
To the target position P FTRn (n is L
Left, R right) are calculated according to P FTRn = P Fn -1 (2). The expression (2) changes the damping characteristic by one step to be hard so as to suppress the displacement of the vehicle body in the extension direction. On the contrary, when V GTRn is negative, step S
Proceeding to 18, the target position P FTRn of the front wheel SD damper is calculated according to P FTRn = P Fn +1 (3). The expression (3) changes the damping characteristic by one step so as to suppress the displacement of the vehicle body in the contraction direction. P Fn in steps S18 and S20 is the current position of the step motor of the front wheel SD damper obtained in step S2.
【0019】ステップS22では、車速VBに基づいて
図12に示すような限界値PLMTを求める。限界値PLMT
は図12に示すように車速VBが増大するに従って大き
くなる傾向を有する。車速が高いほど制御の変化の許容
度を大きくすることによって応答性を上げる必要がある
からである。ステップS24では、この限界値PLMTと
目標位置PFTRnとを比較し、この限界値を目標値PFTRn
が越えていればステップS26で目標値をこの限界値に
クリップする。In step S22, a limit value P LMT as shown in FIG. 12 is obtained based on the vehicle speed V B. Limit value P LMT
Has a tendency to increase as the vehicle speed V B increases, as shown in FIG. This is because it is necessary to increase the responsiveness by increasing the tolerance of control changes as the vehicle speed increases. In step S24, this limit value P LMT is compared with the target position P FTRn, and this limit value is compared with the target value P FTRn.
If is exceeded, the target value is clipped to this limit value in step S26.
【0020】ステップS28では、フラグINHIBITがセ
ットされているかを調べる。このフラグがセットされて
いなければ、ステップS30で、前輪SDダンパを目標
減衰力が達成できるようにモータ1FL,1FRを回転す
る。ここで、フラグINHIBITは、「Gスルー制御」(図
33のステップS276)や「大振幅入力制御」(図2
9のステップS218)においてセットされるフラグで
あり、前輪サスペンション特性と後輪のサスペンション
特性とが過度に異なったものになるおそれがある場合に
セットされる。従って、このフラグがセットされていれ
ばステップS30は実行されずに、(前輪の)ダンパの
モータ位置を変更されない。後輪サスペンション制御(第1実施例) 後輪のサスペンション特性は5段のAAダンパによって
決定される。換言すれば、このダンパの減衰力はモータ
1RL,1RRの回転位置によって決まる。図13は後輪の
AAダンパのモータ1RL,1RRの制御手順である。[0020] At step S28, checks whether flag INHIBI T is set. If this flag is not set, in step S30, the motors 1 FL and 1 FR are rotated so that the front wheel SD damper can achieve the target damping force. The flag INHIBI T is "G through control" (step S276 in FIG. 33) and "large-amplitude input control" (Fig. 2
This is a flag that is set in step S218) of 9 and is set when there is a possibility that the front wheel suspension characteristic and the rear wheel suspension characteristic may become excessively different. Therefore, if this flag is set, step S30 is not executed and the motor position of the damper (of the front wheels) is not changed. Rear Wheel Suspension Control (First Embodiment) The suspension characteristics of the rear wheels are determined by a 5-stage AA damper. In other words, the damping force of this damper is determined by the rotational position of the motors 1 RL and 1 RR . FIG. 13 shows a control procedure for the rear wheel AA damper motors 1 RL and 1 RR .
【0021】第1実施例の後輪サスペンション制御は、
図9の制御手順によって決定された前輪のサスペンショ
ン特性に対して後輪がアンダステア気味になるようにフ
ィードフォワード制御により決定するものである。フィ
ードフォワード制御にした理由は、制御速度が早いこ
と、AAダンパには、高度なフィードバック制御は不要
であることなどによる。The rear wheel suspension control of the first embodiment is
This is determined by feedforward control so that the rear wheels tend to understeer the suspension characteristics of the front wheels determined by the control procedure of FIG. 9. The reason for using feedforward control is that the control speed is fast and that the AA damper does not require advanced feedback control.
【0022】即ち、ステップS40において、車速VB
に応じた後輪の目標減衰力PR(VB)を、図14に示す
ような特性に従って決定する。ここで、図14におい
て、実線は車速VBが上昇している最中における後輪の
減衰特性であり、破線は車速が減少している最中におけ
る後輪の減衰特性を示す。車速が減速時には、増速時に
比して、より低い減衰力が得られるような特性になって
いる。図14の特性は、減速時には車体姿勢を安定させ
るために、よりアンダステア傾向を得るものである。That is, in step S40, the vehicle speed V B
The target damping force P R (V B ) of the rear wheels according to the above is determined according to the characteristics shown in FIG. Here, in FIG. 14, the solid line shows the damping characteristics of the rear wheels while the vehicle speed V B is increasing, and the broken line shows the damping characteristics of the rear wheels while the vehicle speed is decreasing. The characteristics are such that when the vehicle speed is decelerating, a lower damping force can be obtained compared to when increasing the vehicle speed. The characteristic of FIG. 14 is to obtain a more understeer tendency in order to stabilize the posture of the vehicle body during deceleration.
【0023】ステップS42では、旋回中であるか否か
を判断するために、現在の舵角θHを所定の閾値θH0と
比較する。旋回中でない(|θH|<θH0)場合には、
ステップS52以下に進む。ステップS52は「大振幅
入力制御」を現在実行しているか否かをフラグ(F=
2)を調べるもので、ステップS54は「Gスルー制
御」を現在実行しているか否かをフラグ(F=3)を調
べるものである。「大振幅入力制御」も「Gスルー制
御」も実行していないときは、ステップS54からメイ
ンルーチンにリターンするので、図9のステップS30
が実行された時点で、ステップS40で設定された目標
位置PRが後輪ダンパのモータ1RL,1RRに設定され
る。In step S42, the current steering angle θ H is compared with a predetermined threshold value θ H0 to determine whether or not the vehicle is turning. When not turning (| θ H | <θ H0 ),
The process proceeds to step S52 and below. In step S52, it is determined whether or not the "large amplitude input control" is currently executed (F =
2) is checked, and step S54 is to check the flag (F = 3) as to whether or not the "G through control" is currently being executed. When neither the "large amplitude input control" nor the "G through control" is executed, the process returns from the step S54 to the main routine. Therefore, the step S30 of FIG.
Is executed, the target position P R set in step S40 is set to the rear wheel damper motors 1 RL and 1 RR .
【0024】旋回中の(|θH|≧θH0)場合には、ス
テップS44以下に進む。ステップS44では、旋回外
側の前輪のダンパの現在のモータ位置をモニタする。こ
のモータ位置をPOFとする。ステップS46では、図1
5の特性に従って、後輪のダンパの目標減衰力(即ち、
モータ位置PRTRn)を決定する。図15の特性は、ステ
ップS44で得た旋回外輪の減衰力POFよりも低い減衰
力が後輪側に設定されるような特性である。尚、前輪側
のSDダンパは27段で、後輪側のAAダンパは5段で
あるので、図15の横軸は、後輪ダンパの前輪ダンパに
対する相対的な減衰強度となっている。即ち、例えば、
前輪の減衰力が後輪側ダンパの減衰力の4段目に相当す
るような減衰力(例えば、25段目)にあるときは、後
輪側ダンパの減衰力を4段よりも1段低い3段に減少さ
せるというものである。If the vehicle is turning (| θ H | ≧ θ H0 ), the process proceeds to step S44 and thereafter. In step S44, the current motor position of the front wheel damper on the outside of the turn is monitored. This motor position is P OF . In step S46, FIG.
According to the characteristics of 5, the target damping force of the rear wheel damper (that is,
The motor position P RTRn ) is determined. The characteristic of FIG. 15 is such that a damping force lower than the damping force P OF of the outer turning wheel obtained in step S44 is set on the rear wheel side. Since the SD damper on the front wheel side has 27 steps and the AA damper on the rear wheel side has 5 steps, the horizontal axis of FIG. 15 indicates the relative damping strength of the rear wheel damper to the front wheel damper. That is, for example,
When the damping force of the front wheels is a damping force corresponding to the fourth step of the damping force of the rear wheel side damper (for example, the 25th step), the damping force of the rear wheel side damper is one step lower than the fourth step. It is to reduce it to 3 steps.
【0025】尚、図15の特性は車速を加味するように
変更してもよい。ステップS48では、ステップS40
で車速VBに応じて求めた目標減衰力PRとステップS4
6で前輪の減衰力との関係で求めた目標減衰力PRTRnと
を比較する。もし後者が大きいならば(PR≦
PRTRn)、ステップS50で後輪減衰力の目標値を車速
との関係で求めた減衰力PRとする。即ち、 PRTRn=PR …(4) とする。このPRTRnが、図9のステップS30が実行さ
れた時点で、後輪のステップモータにセットされる。一
方、ステップS48でPR>PRTRnと判断されたなら
ば、前輪のダンパ特性との関係でステップS46で求め
た目標値PRTRnがモータに設定される。このようにする
のは、第1実施例の後輪のサスペンション制御は、旋回
中においてはアンダステア特性になることを確保するた
めのものである。即ち、例えば、ステップS40で車速
VBに応じて決定された減衰力PRが“3段目”であっ
て、ステップS46で決定された減衰力PRTRnが“2段
目”である場合には、PRTRn<PRであるので、PRを減
衰力として採用すると前輪に対して後輪がアンダステア
という関係が成立しない場合がある。従って、ステップ
S48でPR≦PRTRnのときにのみ、即ち、アンダステ
アの関係が確保される場合に限り、ステップS50で後
輪減衰力として車速VBに応じて決定したPRを採用する
のである。The characteristics shown in FIG. 15 may be changed to take the vehicle speed into consideration. In step S48, step S40
The target damping force P R obtained in accordance with the vehicle speed V B and the step S4
In step 6, the target damping force PRTRn obtained in relation to the damping force of the front wheels is compared. If the latter is large (P R ≤
P RTRn ), the target value of the rear wheel damping force is set to the damping force P R obtained in relation to the vehicle speed in step S50. That is, P RTRn = P R (4) This P RTRn is set to the step motor of the rear wheel at the time when step S30 of FIG. 9 is executed. On the other hand, if it is determined in step S48 that P R > P RTRn , the target value P RTRn obtained in step S46 is set in the motor in relation to the damper characteristics of the front wheels. This is done to ensure that the rear wheel suspension control of the first embodiment has an understeer characteristic during turning. That is, for example, when the damping force P R determined according to the vehicle speed V B in step S40 is “third stage” and the damping force P RTRn determined in step S46 is “second stage” Since P RTRn <P R , if P R is adopted as the damping force, the relationship that the rear wheels are understeer with respect to the front wheels may not hold. Therefore, only when the P R ≦ P RTRn in step S48, the words, only if the relation of understeer is ensured, since adopting a P R determined according to the vehicle speed V B as the rear wheel damping force at step S50 is there.
【0026】ステップS52で「大振幅入力制御」中
(F=2)と判断されたときには、ステップS60で、
減衰力を1段高める。直進中の「大振幅入力制御」中
は、アンダステア特性を保つよりも、障害物などに乗り
上げたときの大きな加速度の上下運動に対処することが
できるように、後輪側もダンパ特性をハード側に高める
必要があるからである。ステップS62では、この後輪
の特性をハード側に補正する制御を所定時間継続するよ
うにする。これは、後述するように、「大振幅入力制
御」(図29)においては、前輪もサスペンション特性
を所定時間ハード側に変更しているからである。If it is determined in step S52 that "large amplitude input control" is in progress (F = 2), then in step S60
Increase the damping force by one step. During "Large amplitude input control" while traveling straight ahead, the rear wheel side also has the damper characteristic on the hard side so that it can cope with vertical acceleration with a large acceleration when riding on an obstacle rather than maintaining the understeer characteristic. It is necessary to increase In step S62, the control for correcting the characteristic of the rear wheel to the hard side is continued for a predetermined time. This is because, as will be described later, in the "large amplitude input control" (Fig. 29), the suspension characteristics of the front wheels are also changed to the hard side for a predetermined time.
【0027】また、直進中に「Gスルー制御」を実行し
ているとき(ステップS54でYES)は、ステップS
56で後輪ダンパ力を1段低める。1段低めるのは、後
述するように、「Gスルー制御」(図33)において
は、前輪もサスペンション特性をソフト側に変更してい
るからである。第1実施例の効果 以上説明したように、この第1実施例のサスペンション
装置によれば、 :後輪側のダンパは段数の少ないAAダンパを採用
し、そのダンパの駆動には、低速のステップモータ(1
RL,1RR)を採用しているので、コスト低下が図れる。
このような低速のダンパには、高速制御を必要とする加
速度信号に基づいたフィードバック制御は適用が困難な
ので、この第1実施例では、車速信号VBに基づいたフ
ィードフォワード制御(図13のステップS40)を採
用している。このフィードフォワード制御の採用により
制御が簡素化できるので、コスト低下に寄与する。フィ
ードフォワード制御や低速ダンパの採用は、操安性の低
下をもたらすおそれがあるが、この第1実施例では、前
輪側に高速のSDダンパを採用し、上下方向加速度信号
に基づいたスカイフック制御(図9のステップS12,
ステップS14)を実施しているので操安性を確保でき
る。 :旋回時における後輪のダンパ特性の決定に際して
は、前輪のダンパ特性が参照される。旋回時における後
輪のダンパ特性は、操安性に影響を与えるので、後輪の
ダンパ特性は前輪のダンパ特性に対して所定の関係が成
立するように決定されるべきであるからである。特にこ
の実施例では、後輪が前輪に対してアンダステア傾向が
維持されるように後輪のダンパ特性が決定される(図1
3のステップS48、ステップS50)。 :前輪及び後輪のダンパ特性の決定に際しての制御ゲ
インの設定は、車速VBが高くなるほど、また減速され
ているほど(図14の破線の特性)、また舵角速度が大
きいほど(図11のK1)、ハード傾向になるように設
定している。車速VBが高いほど、また減速されている
ほど、また舵角速度が大きいときほど、サスペンション
特性を上げて応答性が向上する必要があるからである。 〈第2実施例〉前記第1実施例は、前輪にSDダンパ
を、後輪にADダンパを採用したものであった。第2実
施例は、図16に示すように、前輪にはADダンパを、
後輪にSDダンパを採用したものである。従って、この
第2実施例は、前輪には低速のステップモータ1'FL,
1'FRが設けられ、後輪には高速のステップモータ
1'RL,1'RRが設けられている。図17は、この第2実
施例の制御ブロック図を示す。When the "G through control" is being executed while the vehicle is traveling straight (YES in step S54), step S
At 56, the rear wheel damper power is reduced by one step. The reason for lowering by one step is that the suspension characteristics of the front wheels are also changed to the soft side in the “G through control” (FIG. 33), as described later. Effects of the First Embodiment As described above, according to the suspension device of the first embodiment, the rear wheel side damper employs an AA damper having a small number of steps, and the damper is driven at a low speed step. Motor (1
Since RL , 1 RR ) is adopted, the cost can be reduced.
Since feedback control based on an acceleration signal that requires high speed control is difficult to apply to such a low speed damper, in the first embodiment, feed forward control based on the vehicle speed signal V B (steps in FIG. 13). S40) is adopted. By adopting this feedforward control, the control can be simplified, which contributes to cost reduction. The feedforward control and the adoption of the low speed damper may reduce the maneuverability, but in this first embodiment, the high speed SD damper is adopted on the front wheel side and the skyhook control based on the vertical acceleration signal is adopted. (Step S12 of FIG.
Since step S14) is carried out, it is possible to secure maneuverability. : When determining the damper characteristics of the rear wheels during turning, the damper characteristics of the front wheels are referred to. This is because the damper characteristics of the rear wheels during turning affect the steerability, and therefore the damper characteristics of the rear wheels should be determined so as to establish a predetermined relationship with the damper characteristics of the front wheels. Particularly in this embodiment, the damper characteristics of the rear wheels are determined so that the rear wheels maintain an understeer tendency with respect to the front wheels (FIG. 1).
3 step S48, step S50). : The setting of the control gain when determining the damper characteristics of the front wheels and the rear wheels is set such that the vehicle speed V B becomes higher, the vehicle speed is decelerated (characteristic of the broken line in FIG. 14), and the steering angular speed becomes larger (in FIG. K 1 ), so that it tends to be hard. This is because the higher the vehicle speed V B , the slower the vehicle speed, and the higher the steering angular velocity, the higher the suspension characteristics and the better the responsiveness. <Second Embodiment> In the first embodiment, the SD damper is used for the front wheels and the AD damper is used for the rear wheels. In the second embodiment, as shown in FIG. 16, an AD damper is attached to the front wheels.
SD dampers are used for the rear wheels. Therefore, in the second embodiment, the low speed step motor 1'FL ,
1 'FR are provided, high speed of the step motor 1 to the rear wheels' RL, 1' RR is provided. FIG. 17 shows a control block diagram of this second embodiment.
【0028】図18は後輪のサスペンション制御を、図
19は前輪のサスペンション制御を示す。実施例におい
ては、後輪はSDダンパ制御を行なうために、図18は
第1実施例の図9と実質的に類似し、前輪はAD制御を
行なうために、第x図は第1実施例の図13と実質的に
類似する。後輪サスペンション制御(第2実施例) 図18のフローチャートに従って、第2実施例の後輪に
おける操安制御を簡単に説明する。FIG. 18 shows suspension control of the rear wheels, and FIG. 19 shows suspension control of the front wheels. 18 is substantially similar to FIG. 9 of the first embodiment for performing SD damper control on the rear wheels, and FIG. X is for the first embodiment for performing AD control on the front wheels in the embodiment. 13 is substantially similar to FIG. Rear Wheel Suspension Control (Second Embodiment) The steering control for the rear wheels of the second embodiment will be briefly described with reference to the flowchart of FIG.
【0029】ステップS60において、後輪位置におけ
る上下方向加速度信号GL,GR、並びに、舵角信号
θH,ブレーキ信号BR,車速信号VB等の各種信号を入
力する。ステップS62では、加速度信号GL,GR を
夫々積分して、車体の後輪位置における上下方向速度V
GL,VGRを求める。ステップS64では、車速VBに基
づいて図10のような特性図に従って速度の閾値VG0を
求める。ステップS66では、上下方向速度VGn(nは
L左,R右を示す)を、夫々、前記閾値VG0 と比較す
る。ステップS66で|VGn|≧VG0と判断されたなら
ばステップS70に進むが、反対に|VGn|<VG0と判
断されたならば、ステップS68において、VGn=0と
することにより、車体は上下方向に動いていないと見做
し、そしてステップS70に進む。In step S60, various signals such as vertical acceleration signals G L and G R at the rear wheel position, a steering angle signal θ H , a brake signal B R and a vehicle speed signal V B are input. In step S62, the acceleration signals G L and G R are integrated to obtain the vertical velocity V at the rear wheel position of the vehicle body.
Find GL and V GR . In step S64, a speed threshold value V G0 is obtained based on the vehicle speed V B according to the characteristic diagram shown in FIG. In step S66, the vertical velocity V Gn (n indicates L left and R right) is compared with the threshold V G0 . If | V Gn | ≧ V G0 is determined in step S66, the process proceeds to step S70. On the contrary, if | V Gn | <V G0 is determined, V Gn = 0 is set in step S68. It is assumed that the vehicle body is not moving in the vertical direction, and the process proceeds to step S70.
【0030】ステップS70では、ダンパ位置Pを決定
するための制御ゲインK1を演算する。この制御ゲイン
は、車速VBが大きいほどハンドル舵角速度θ'H(=dθ
H/dt)が大きいほど大きな値を示す。ステップS72で
は、現時点の車体の上下方向の移動速度をキャンセルす
るような目標車体上下速度VGTRnを、 VGTRn=VGn・K1 …(5) を演算する。このVGTRnが正のときは、ステップS76
に進んで、後輪SDダンパの目標位置PRTRnを、 PRTRn=PRn−1 …(6) に従って演算する。(6)式は、伸び方向の車体変位を
抑制するように、減衰特性を1段だけハードに変更する
ものである。反対に、VGTRnが負のときは、ステップS
76に進んで、後輪SDダンパの目標位置PRTRnを、 PRTRn=PRn+1 …(7) に従って演算する。(7)式は、縮み方向の車体変位を
抑制するように、減衰特性を1段だけソフトに変更する
ものである。ステップS76,ステップS78における
PRnはステップS60で求められた後輪SDダンパのス
テップモータの現在の位置である。In step S70, the control gain K 1 for determining the damper position P is calculated. This control gain is such that as the vehicle speed V B increases, the steering wheel steering angular velocity θ ′ H (= dθ
The larger H / dt), the larger the value. In step S72, a target vehicle body vertical speed V GTRn that cancels the current vertical moving speed of the vehicle body is calculated as V GTRn = V Gn · K 1 (5). If this V GTRn is positive, step S76.
Then, the target position P RTRn of the rear wheel SD damper is calculated according to P RTRn = P Rn -1 (6). The expression (6) changes the damping characteristic by one step to be hard so as to suppress the displacement of the vehicle body in the extension direction. On the contrary, when V GTRn is negative, step S
Proceeding to 76, the target position P RTRn of the rear wheel SD damper is calculated according to P RTRn = P Rn +1 (7). The expression (7) changes the damping characteristic by one step so as to suppress the displacement of the vehicle body in the contraction direction. P Rn in steps S76 and S78 is the current position of the step motor of the rear wheel SD damper obtained in step S60.
【0031】ステップS80では、車速VBに基づいて
図12に示すような限界値PLMTを求める。ステップS
82では、この限界値PLMTと目標位置PFTRnとを比較
し、この限界値を目標値PRTRnが越えていればステップ
S84で目標値をこの限界値にクリップする。ステップ
S86では、フラグINHIBITがセットされているかを調
べる。このフラグがセットされていなければ、ステップ
S88で、前輪SDダンパを目標減衰力が達成できるよ
うに後輪ダンパのモータ1'FL,1'FRを回転する。ここ
で、フラグINHIBITは第1実施例と同じように「Gスル
ー制御」や「大振幅入力制御」においてセットされるフ
ラグであり、これらの制御手順が、これらの「Gスルー
制御」や「大振幅入力制御」をそのまま実行すると、前
輪サスペンション特性と後輪のサスペンション特性とが
過度に異なったものになるおそれがある場合には、前輪
のダンパのモータ位置を変更させないようにするための
ものである。前輪サスペンション制御(第2実施例) 前輪のサスペンション特性は5段のAAダンパによって
決定される。換言すれば、このダンパの減衰力はモータ
1'RL,1'RRの回転位置によって決まる。図19は後輪
のAAダンパのモータ1'RL,1'RRの制御手順である。In step S80, a limit value P LMT as shown in FIG. 12 is obtained based on the vehicle speed V B. Step S
At 82, the limit value P LMT is compared with the target position P FTRn. If the target value P RTRn exceeds this limit value, the target value is clipped to this limit value at step S84. In step S86, it is checked whether the flag INHIBIT is set. If this flag is not set, in step S88, to rotate the motor 1 'FL, 1' FR of the rear wheel damper front wheels SD damper as target damping force can be achieved. Here, the flag INHIBIT is a flag that is set in the "G through control" or the "large amplitude input control" as in the first embodiment, and these control procedures are the "G through control" or the "large through control". If the "amplitude input control" is executed as it is, there is a possibility that the front wheel suspension characteristics and the rear wheel suspension characteristics may become excessively different.This is to prevent the motor position of the front wheel damper from being changed. is there. Front Wheel Suspension Control (Second Embodiment) The suspension characteristics of the front wheels are determined by a 5-stage AA damper. In other words, the damping force of the damper is determined by the rotational position of the motor 1 'RL, 1' RR. FIG. 19 shows a control procedure of the motors 1 ′ RL and 1 ′ RR of the rear wheel AA damper.
【0032】第2実施例の前輪サスペンション制御は、
前輪のサスペンション特性に対して、図18の制御手順
によって決定された後輪のサスペンション特性がアンダ
ステア気味になるように、その前輪のサスペンション特
性をフィードフォワード制御により決定するものであ
る。即ち、ステップS100において、車速VBに応じ
た前輪の目標減衰力PF(V B)を、図20に示すような
特性に従って決定する。ここで、図20の特性図におい
て、実線は車速VBが上昇している最中における前輪の
減衰特性であり、破線は車速が減少している最中におけ
る前輪の減衰特性を示す。車速が減速時には、増速時に
比して、より低い減衰力が得られるような特性になって
いる。図20の特性は、減速時には車体姿勢を安定させ
るために、よりアンダステア傾向を得るものである。The front wheel suspension control of the second embodiment is as follows.
Control procedure of FIG. 18 for suspension characteristics of front wheels
The suspension characteristics of the rear wheels determined by
Make sure that the front wheel suspension features
Is determined by feedforward control.
It That is, in step S100, the vehicle speed VBAccording to
Target front wheel damping force PF(V B) As shown in FIG.
Determine according to the characteristics. Here, in the characteristic diagram of FIG.
The solid line is the vehicle speed VBOf the front wheels while the
This is the damping characteristic, and the broken line is only when the vehicle speed is decreasing.
The damping characteristics of the front wheels are shown. When the vehicle speed is decelerating
In comparison, the characteristics are such that a lower damping force can be obtained.
There is. The characteristic of Fig. 20 is to stabilize the body posture during deceleration.
In order to obtain a more understeer tendency.
【0033】ステップS102では、旋回中であるか否
かを判断するために、現在の舵角θ Hを所定の閾値θH0
と比較する。旋回中でない(|θH|<θH0)場合に
は、ステップS102以下に進む。ステップS102は
「大振幅入力制御」を現在実行しているか否かをフラグ
(F=2)を調べるもので、ステップS104は「Gス
ルー制御」を現在実行しているか否かをフラグ(F=
3)を調べるものである。「大振幅入力制御」も「Gス
ルー制御」も実行していないときは、ステップS104
からメインルーチンにリターンするので、図18のステ
ップS88が実行された時点で、ステップS100で設
定された目標位置PFが前輪ダンパのモータ1'FL,1'
FRに設定される。At step S102, whether or not the vehicle is turning.
To determine whether the current steering angle θ HIs a predetermined threshold θH0
Compare with. Not turning (| θH│ <θH0)In case
Goes to step S102 and thereafter. Step S102
Flag whether or not "Large amplitude input control" is currently being executed
(F = 2), and step S104 is "G scan."
Flag (F =
3) is investigated. "Large amplitude input control"
If the "routing control" is not executed either, step S104
Returns to the main routine.
When step S88 is executed, the settings are made in step S100.
Specified target position PFIs the front wheel damper motor 1 'FL, 1 '
FRIs set to.
【0034】旋回中の(|θH|≧θH0)場合には、ス
テップS104以下に進む。ステップS104では、後
輪の内、旋回外輪の車輪のダンパの現在のモータ位置を
モニタする。このモータ位置をPOFとする。ステップS
106では、図21の特性に従って、前輪のダンパの目
標減衰力(即ち、モータ位置PFTRn)を決定する。図2
1の特性は、後輪がアンダステア特性になるように、ス
テップS104で得た旋回外輪の減衰力POFよりも高い
減衰力が前輪側に設定されるような特性である。If the vehicle is turning (| θ H | ≧ θ H0 ), the process proceeds to step S104 and thereafter. In step S104, the current motor position of the damper of the wheel of the turning outer wheel among the rear wheels is monitored. This motor position is P OF . Step S
At 106, the target damping force of the damper of the front wheel (that is, the motor position P FTRn ) is determined according to the characteristics of FIG. Figure 2
The first characteristic is a characteristic that a damping force higher than the damping force P OF of the outer turning wheel obtained in step S104 is set on the front wheel side so that the rear wheel has an understeer characteristic.
【0035】ステップS108では、ステップS100
で車速VBに応じて求めた目標減衰力PFとステップS0
6で後輪の減衰力との関係で求めた目標減衰力PFTRnと
を比較する。もし後者が小さいならば(PF>
PFTRn)、ステップS110で前輪減衰力の目標値を車
速との関係で求めた減衰力PFとする。即ち、 PFTRn=PF …(8) とする。このPFTRnが、図18のステップS880が実
行された時点で、前輪のステップモータにセットされ
る。一方、ステップS108でPF≦PFTRnと判断され
たならば、後輪のダンパ特性との関係でステップS10
6で求めた目標値P FTRnがモータに設定される。In step S108, step S100
At vehicle speed VBTarget damping force P determined according toFAnd step S0
Target damping force P calculated in relation to rear wheel damping force in 6FTRnWhen
To compare. If the latter is small (PF>
PFTRn), In step S110, set the target value of the front wheel damping force to the vehicle
Damping force P calculated in relation to speedFAnd That is, PFTRn= PF … (8) This PFTRnHowever, step S880 in FIG.
When set, the front wheel stepper motor is set.
It On the other hand, in step S108, PF≤PFTRnIs judged
If so, step S10 is performed in relation to the damper characteristics of the rear wheels.
Target value P obtained in 6 FTRnIs set to the motor.
【0036】第2実施例の前輪のサスペンション制御
は、旋回中においては、後輪の減衰特性が前輪の減衰特
性に比してアンダステアになるように、前輪のサスペン
ション特性を設定するものである。即ち、例えば、ステ
ップS100で車速VBに応じて決定された減衰力PFが
“2段目”であって、ステップS06で決定された減衰
力PFTRnが“3段目”である場合には、PFTRn>PFで
あるので、PFを減衰力として採用すると前輪に対して
後輪がアンダステアという関係が成立しない場合があ
る。従って、ステップS108でPR>PRTRnのときに
のみ、即ち、アンダステアの関係が確保される場合に限
り、ステップS110で後輪減衰力として車速VBに応
じて決定したPFを採用するのである。The suspension control of the front wheels of the second embodiment sets the suspension characteristics of the front wheels such that the damping characteristics of the rear wheels are understeer compared to the damping characteristics of the front wheels during turning. That is, for example, when the damping force P F determined according to the vehicle speed V B in step S100 is “second stage” and the damping force P FTRn determined in step S06 is “third stage” Since P FTRn > P F , if P F is adopted as the damping force, the relationship that the rear wheel is understeer with respect to the front wheel may not hold. Therefore, only when P R > P RTRn in step S108, that is, only when the understeer relationship is ensured, the rear wheel damping force P F determined in accordance with the vehicle speed V B is adopted in step S110. is there.
【0037】ステップS02で「大振幅入力制御」中
(F=2)と判断されたときには、ステップS120
で、減衰力を1段高める。直進中の「大振幅入力制御」
中は、アンダステア特性を保つよりも、障害物などに乗
り上げたときの大きな加速度の上下運動に対処すること
ができるように、後輪側もダンパ特性をハード側に高め
る必要があるからである。ステップS122では、この
前輪の特性をハード側に補正する制御を所定時間継続す
るようにする。これは、後述するように、「大振幅入力
制御」(図29)においては、前輪もサスペンション特
性を所定時間ハード側に変更しているからである。When it is determined in step S02 that "large amplitude input control" is in progress (F = 2), step S120
Then, increase the damping force by one step. "Large amplitude input control" while going straight
This is because it is necessary to increase the damper characteristic to the hard side on the rear wheel side as well, in order to cope with the vertical movement with a large acceleration when riding on an obstacle or the like, rather than maintaining the understeer characteristic. In step S122, the control for correcting the characteristics of the front wheels to the hardware side is continued for a predetermined time. This is because, as will be described later, in the "large amplitude input control" (Fig. 29), the suspension characteristics of the front wheels are also changed to the hard side for a predetermined time.
【0038】また、直進中に「Gスルー制御」を実行し
ているとき(ステップS104でYES)は、ステップ
S106で後輪ダンパ力を1段低める。1段低めるの
は、後述するように、「Gスルー制御」(図33)にお
いては、前輪もサスペンション特性をソフト側に変更し
ているからである。 〈第3実施例〉この第3実施例は、前輪と後輪にSDダ
ンパを用い、そして上下方向Gの検出を、前輪側に設け
られた1つのGセンサ6と、後輪側に設けられた1つの
Gセンサ7により行うものである。図22に示すよう
に、前輪側にも後輪側にも夫々1つだけのセンサを用い
たのでは、車体のロール運動の検出は困難になる。しか
しながら、ロール(操舵)制御はそもそも旋回時に最も
必要になるのであって、しかも旋回時には例えば前輪特
性をハードにするなどすれば、必要にして十分な操安特
性を得ることができる。そして、従来では、3つ以上
(左右方向に1対のセンサ、前若しくは後に1つのセン
サ)のセンサが必要であったが、第3実施例では、2つ
のセンサで十分であるので、コスト低下に役立つのであ
る。When the "G through control" is being executed while the vehicle is traveling straight (YES in step S104), the rear wheel damper force is reduced by one step in step S106. The reason for lowering by one step is that the suspension characteristics of the front wheels are also changed to the soft side in the “G through control” (FIG. 33), as described later. <Third Embodiment> In the third embodiment, SD dampers are used for the front wheels and the rear wheels, and the vertical direction G is detected by one G sensor 6 provided on the front wheel side and on the rear wheel side. This is performed by only one G sensor 7. As shown in FIG. 22, if only one sensor is used for each of the front wheels and the rear wheels, it becomes difficult to detect the roll motion of the vehicle body. However, the roll (steering) control is most necessary at the time of turning, and if necessary, for example, by making the front wheel characteristics hard, it is possible to obtain necessary and sufficient steering stability characteristics. And, in the past, three or more (one pair of sensors in the left-right direction, one sensor in front or in the back) was required, but in the third embodiment, two sensors are sufficient, so that the cost is reduced. To help.
【0039】図23はこの第3実施例の制御システムの
全体構成を示す。ロール(操舵)制御は、舵角信号θH
と車速信号VBとに基づいて行ない、車体姿勢のバウン
ス,ピッチ成分については、車速信号VB,前後のGセ
ンサからの加速度信号に基づいて行なう。バウンス,ピッチ制御(第3実施例) 図24は、第3実施例において、全ての車輪のSDダン
パについて行なわれるバウンス,ピッチ制御部分につい
ての制御フローチャートを示す。図25は、同じく全輪
のSDダンパについて行なわれるロール制御の制御手順
を示すフローチャートである。FIG. 23 shows the overall construction of the control system of the third embodiment. Roll (steering) control is based on the steering angle signal θ H
And performed based on the vehicle speed signal V B, the vehicle body attitude bounce, the pitch component, the vehicle speed signal V B, carried out on the basis of the acceleration signal from the front and rear G sensor. Bounce / Pitch Control (Third Embodiment) FIG. 24 is a control flowchart for the bounce / pitch control part performed for the SD dampers of all the wheels in the third embodiment. FIG. 25 is a flowchart showing a control procedure of roll control similarly performed for the SD dampers of all wheels.
【0040】図24において、ステップS132からス
テップS160までは、図9のステップS2〜ステップ
S30と実質的に同じであり、異なるのは、第3実施例
では、ステップS132において前部Gセンサからの信
号GFと後部Gセンサ7からの信号GRを入力し、ステッ
プS134では車体前部の上下運動速度VFと車体後部
の上下運動速度VRとを入力する点で異なっている。ま
た、図24のフローチャートと大きく異なる点は、ステ
ップS130において、フラグFが1のときはステップ
S132〜ステップS160のバウンス/ピッチ制御を
実行しないということである。このフラグFが1に等し
い場合については図25のロール制御によって明らかに
なる。ロール制御 図25は、前後輪の各輪のSDダンパに対して行なわれ
るロール制御(操舵制御)の制御手順を示すフローチャ
ートである。ステップS170において、車体が旋回中
(|θH|≧θH0)か直進中(|θH|<θH0)かを調べ
る。直進中であれば(ステップS170でNO)、ステ
ップS192で舵角の時間変化θ'H(=dθ/dt)を調べ
る。ステップS170で旋回中(YES)と判断される
か、又はステップS192で舵角が変化している(N
O)と判断されれば、ステップS172に進んで、これ
からロール制御を行なうことを示すためにフラグFを1
にする。旋回中でもなく、舵角が変化しているわけでも
ない場合は、ステップS194でフラグを0にリセット
する。従って、フラグFが0の場合は、各輪に対して
は、図24のバウンス/ピッチ制御(図24)が行なわ
れて、図25のロール制御は行なわれないことになる。
この理由は、前述したように、ロール(操舵)制御はそ
もそも旋回時に最も必要になるのであって、しかも旋回
時には例えば前輪特性をハードにするなどすれば、必要
にして十分な操安特性を得ることができるからである。
旋回開始若しくは旋回中と判断された場合について説明
する。かかる場合は、ステップS172→ステップS1
74と進んで、ステップS174において、前輪につい
ての目標減衰力PFを車速VB,舵角θHに基づいて決定
する。目標減衰力PFは例えば、図26に示したような
特性に従って車速VB,舵角θHに基づいて決定される。
即ち、同図の特性は、舵角θHが高いほどまた車速VBが
高いほど減衰力が大きくなる(ダンパ特性をハードにす
る)というものである。また、ステップS178では係
数Aを舵角速度θ'Hに基づいて決定する。係数Aは例え
ば図27のような、舵角速度θ'Hが大きい程大きくなる
という特性を有する。ステップS178では、目標減衰
力PFAn(nは右又は左を表す)を演算する。In FIG. 24, steps S132 to S160 are substantially the same as steps S2 to S30 of FIG. 9, except that in the third embodiment, the front G sensor is operated at step S132. The difference is that the signal G F and the signal G R from the rear G sensor 7 are input, and in step S134, the vertical movement speed V F of the front part of the vehicle body and the vertical movement speed V R of the rear part of the vehicle body are input. A big difference from the flowchart of FIG. 24 is that when the flag F is 1 in step S130, the bounce / pitch control of steps S132 to S160 is not executed. The case where the flag F is equal to 1 becomes clear by the roll control of FIG. Roll Control FIG. 25 is a flowchart showing the control procedure of roll control (steering control) performed on the SD dampers of the front and rear wheels. In step S170, it is checked whether the vehicle body is turning (| θ H | ≧ θ H0 ) or going straight (| θ H | <θ H0 ). If it is traveling straight (in step S170 NO), examine the time variation theta 'H of the steering angle (= d [theta] / dt) in a step S192. It is determined in step S170 that the vehicle is turning (YES), or in step S192 the steering angle has changed (N
If it is determined to be O), the process proceeds to step S172, and the flag F is set to 1 to indicate that the roll control is to be performed.
To If the vehicle is not turning and the steering angle is not changing, the flag is reset to 0 in step S194. Therefore, when the flag F is 0, the bounce / pitch control of FIG. 24 (FIG. 24) is performed for each wheel, and the roll control of FIG. 25 is not performed.
This is because, as described above, the roll (steering) control is most necessary at the time of turning in the first place, and when turning, for example, by making the front wheel characteristics hard, necessary and sufficient steering control characteristics can be obtained. Because you can.
The case where it is determined that the vehicle has started or is turning will be described. In such a case, step S172 → step S1
In step S174, the target damping force P F for the front wheels is determined based on the vehicle speed V B and the steering angle θ H. The target damping force P F is determined based on the vehicle speed V B and the steering angle θ H according to the characteristics shown in FIG. 26, for example.
That is, the characteristics shown in the figure are such that the higher the steering angle θ H and the higher the vehicle speed V B , the greater the damping force (hardening the damper characteristics). Also determines based step S178 the coefficients A to the steering angular velocity theta 'H. The coefficient A has a characteristic that it becomes larger as the steering angular velocity θ ′ H becomes larger, as shown in FIG. 27, for example. In step S178, the target damping force P FAn (n represents right or left) is calculated.
【0041】PFAn=PF・A …………(9) かくして、ステップS174〜ステップS178では、
前輪の目標減衰力PFAnは、車速が高いほど、舵角が大
きいほど、舵角速度が大きいほど、大きな値となるよう
に決定される。ステップS180では、後輪のための係
数Kを決定する。この係数Kは例えば、図28に示すよ
うに、1よりも小さな係数で、車速VBが大きくなれば
なる程小さくなる特徴を有する。P FAn = P F · A (9) Thus, in steps S174 to S178,
The target damping force P FAn of the front wheels is determined to have a larger value as the vehicle speed increases, the steering angle increases, and the steering angular velocity increases. In step S180, the coefficient K for the rear wheels is determined. This coefficient K is, for example, as shown in FIG. 28, a coefficient smaller than 1, and has a characteristic that it decreases as the vehicle speed V B increases.
【0042】ステップS182では、前輪に対する目標
減衰力PFAnと後輪の実際の現在の減衰力PRnとを比較
する。前輪目標減衰力PFAnが後輪の現在の減衰力PRn
よりも大きい場合、即ち、PFAn≦PRnの場合は、ステ
ップS184に進んで、目標減衰力PFAnを前輪の最終
目標減衰力PFTRnとするために、 PFTRn=PFAn …………(10) とし、ステップS186では、後輪が前輪に対してアン
ダステア傾向となるように、ステップS180で求めた
係数Kを用いて、 PRTRn=PFAn・K …………(11) とする。即ち、図28に示すように、係数Kは1よりも
小さな数なので、(11)式によれば、後輪は常に前輪
の減衰力よりも小さくなるように設定されるからであ
る。In step S182, the target damping force P FAn for the front wheels and the actual present damping force P Rn for the rear wheels are compared. The target damping force P FAn of the front wheels is the current damping force P Rn of the rear wheels.
If it is larger than P FAn ≦ P Rn , the process proceeds to step S184, and in order to set the target damping force P FAn to the final target damping force P FTRn of the front wheels, P FTRn = P FAn. (10) In step S186, the coefficient K obtained in step S180 is used so that the rear wheels have an understeer tendency with respect to the front wheels, and P RTRn = P FAn · K (11) . That is, as shown in FIG. 28, the coefficient K is a number smaller than 1. Therefore, according to the equation (11), the rear wheel is always set to be smaller than the damping force of the front wheel.
【0043】一方。ステップS182で、現在の後輪の
減衰力PRnが前輪の目標減衰力PFA nよりも小さい場合
には、後輪がオーバステアになる可能性があるので、ス
テップS188において、 PFTRn=P+- ……(12) とする。この(12)式の意味するところは、前輪の減
衰力PFTRnを、旋回外側の前輪については縮み方向につ
いてハード特性になるように、旋回内側の前輪について
は伸び方向でハード特性になるように設定するというも
のである。また、ステップS190では、後輪の特性が
アンダステア傾向が確保されるように、現在の減衰力よ
りも低い減衰力となるように、 PRTRn=PRn・K …(13) とする。第3実施例の効果 かくして、第3実施例によれば、 :車幅方向において略中央で、且つ車長方向で前後に
夫々設けられた2つのGセンサ(6,7)からの夫々の
信号GF,GRと舵角センサからの信号θHとに基づい
て、バウンス/ピッチを抑制するような制御(図24)
を行ない、舵角信号θHに基づいてフィードフォワード
形式で旋回制御(ロール制御)を行なうようにしてい
る。このようにすることにより、従来に比して、Gセン
サを1つ減らすことができ、それでいて、バウンス/ピ
ッチ制御とロール制御とを併せて実現することができ
る。 :ロール制御のためのフィードフォワード制御は、前
輪については車速VBと舵角速度θ'Hによって補正され
る(ステップS174,ステップS178)。 :まず、前輪についてのダンパ力が決定され、その後
に、後輪のダンパ特性が前輪よりもアンダステア特性と
なるように決定される(ステップS182〜ステップS
190)。 :フラグFを用いることによって、ロール制御(旋回
制御)をバウンス/ピッチ制御よりも優先させている。
これにより、旋回時におけるロール方向における姿勢制
御が確保される。 :ロール制御においては、旋回時においてのみフィー
ドフォワード制御によって行なわれる。 〈大振幅入力制御とGスルー制御〉以上、3つの実施例
(図8,図17,図23)を説明した。次に、これらの
実施例のサスペンション装置に共通して適用されている
ところの大振幅入力制御とGスルー制御について説明す
る。大振幅入力制御 大振幅入力制御は、例えば、車体が障害物に乗り上げた
ときなどに安全性を確保するために、上下加速度信号G
が大振幅で入力されたことを検出し減衰力を高めるよう
にする制御である。On the other hand, In step S182, if the current rear wheel damping force P Rn is smaller than the front wheel target damping force P FA n , the rear wheels may be oversteered, so in step S188, P FTRn = P + -... (12) The expression (12) means that the damping force P FTRn of the front wheels is such that the front wheels on the outside of the turn have a hard characteristic in the contraction direction and the front wheels on the inside of the turn have a hard characteristic in the extension direction. It is to set. Further, in step S190, P RTRn = P Rn · K (13) is set so that the rear wheel characteristics have a lower damping force than the current damping force so that an understeer tendency is secured. Effects of the third embodiment Thus, according to the third embodiment :: Signals from two G sensors (6, 7) provided substantially at the center in the vehicle width direction and at the front and rear in the vehicle length direction, respectively. Control for suppressing bounce / pitch based on G F , G R and the signal θ H from the steering angle sensor (FIG. 24)
The turning control (roll control) is performed in a feedforward manner based on the steering angle signal θ H. By doing so, it is possible to reduce the number of G sensors by one as compared with the related art, and yet, it is possible to realize both the bounce / pitch control and the roll control. : The feedforward control for roll control is corrected by the vehicle speed V B and the steering angular velocity θ ′ H for the front wheels (step S174, step S178). : First, the damper force for the front wheels is determined, and thereafter, the damper characteristics of the rear wheels are determined so as to be understeer characteristics than the front wheels (steps S182 to S182).
190). : By using the flag F, roll control (turn control) is prioritized over bounce / pitch control.
This ensures posture control in the roll direction during turning. : In roll control, feedforward control is performed only during turning. <Large Amplitude Input Control and G-Through Control> The three embodiments (FIGS. 8, 17, and 23) have been described above. Next, the large-amplitude input control and the G-through control, which are commonly applied to the suspension devices of these embodiments, will be described. Large-amplitude input control The large-amplitude input control is performed by, for example, the vertical acceleration signal G in order to ensure safety when the vehicle body gets on an obstacle.
Is a control for detecting that a large amplitude is input and increasing the damping force.
【0044】図29はこの大振幅入力制御の制御手順を
示す。この大振幅入力制御(図29)と、例えば第1実
施例におけるSH制御との制御の調停は、前述のフラグ
Fによって行なわれる。即ち、大振幅入力制御が行なわ
れるときは、ステップS210,ステップS222にお
いてフラグFが2にセットされる。一方、第1実施例の
後輪制御(図13)においては、フラグF=2が検出さ
れるとステップS60以下が実行される。FIG. 29 shows the control procedure of this large amplitude input control. Arbitration between the large amplitude input control (FIG. 29) and the SH control in the first embodiment, for example, is performed by the flag F described above. That is, when the large amplitude input control is performed, the flag F is set to 2 in steps S210 and S222. On the other hand, in the rear wheel control (FIG. 13) of the first embodiment, when the flag F = 2 is detected, step S60 and the subsequent steps are executed.
【0045】まず、図29のフローチャートを参照しな
がら、Gセンサ出力が大振幅入力であった場合にどのよ
うな制御を実行するかを説明する。ステップS200で
は、Gセンサからの信号を積分して、上下方向における
車体速度VGを得る。ステップS202では、旋回中で
あるか否かを判断するために舵角θHと閾値θH0とを比
較する。旋回中と判定された場合と直進中と判定された
場合とでは制御は異なる。また、後述するように、車体
速度VGの大きさによっても制御は異なる。First, with reference to the flow chart of FIG. 29, what kind of control will be executed when the G sensor output is a large amplitude input will be described. In step S200, the signal from the G sensor is integrated to obtain the vehicle body speed V G in the vertical direction. In step S202, the steering angle θ H and the threshold θ H0 are compared to determine whether or not the vehicle is turning. The control is different between when it is determined that the vehicle is turning and when it is determined that the vehicle is traveling straight. Further, as will be described later, the control differs depending on the magnitude of the vehicle body speed V G.
【0046】図32は、大振幅入力制御の制御の態様を
表としてまとめたものである。同図において、制御間隔
とは、例えば第1実施例の図13の制御手順が実行され
る時間間隔を言う。この時間間隔が短くなれば、制御は
早く行なわれ、その結果、入力に対して敏感に対応する
ようになる。図29の制御手順では、制御間隔が「ゆっ
くり」とは、制御間隔txを、t0>t1>t2とした場合
に、 tx=t0 に設定し、「早く」とは、 tx=t2 に設定し、「通常」とは、 tx=t1 に設定するものとする。また、図32において、上限値
PLMTを「拡大」するとは図12の特性をさらに1.2
倍に広げることを言う。FIG. 32 is a table summarizing the control modes of the large amplitude input control. In the figure, the control interval means, for example, a time interval in which the control procedure of FIG. 13 of the first embodiment is executed. The shorter this time interval, the quicker the control and the more sensitive the input. In the control procedure of FIG. 29, the control interval is “slow”, when the control interval t x is t 0 > t 1 > t 2 , t x = t 0 is set, and “early” is It is assumed that t x = t 2 is set, and “normal” is set as t x = t 1 . In addition, in FIG. 32, “enlarging” the upper limit value P LMT means that the characteristic of FIG.
Say to spread twice.
【0047】直進中の場合(|θH|<θH0)には、ス
テップS219に進んで、大振幅入力があったか否かの
判断のための閾値GAを決定する。この閾値GAは例えば
図30のような特性に従って車速VBに基づいて決定さ
れる。図30の閾値GAの特性は、車速VBが大きくなれ
ばなるほど大きくなるような閾値である。上下方向の車
体速度VGがGAよりも小さい場合、即ち、 |VG|<GA の場合は、ステップS230に進んで、フラグFを0に
して、ステップS232において制御サイクル時間tx
を通常間隔(t1)に設定し、またPLMTは変更しないの
で、「通常」の値(図12)が設定される。When the vehicle is traveling straight (| θ H | <θ H0 ), the routine proceeds to step S 219, where a threshold value G A for determining whether or not there is a large amplitude input is determined. This threshold value G A is determined based on the vehicle speed V B according to the characteristic shown in FIG. 30, for example. The characteristic of the threshold G A in FIG. 30 is a threshold that increases as the vehicle speed V B increases. If the vertical vehicle speed V G is smaller than G A , that is, | V G | <G A , the process proceeds to step S230, the flag F is set to 0, and the control cycle time t x is set in step S232.
Is set to the normal interval (t 1 ), and P LMT is not changed, so the value of “normal” (FIG. 12) is set.
【0048】ステップS220において車体速度VGが
閾値GAよりも大きいと判断されたときには、ステップ
S222でフラグFを2に設定する。そして、ステップ
S224で制御間隔を「早く」(tx=t2)に設定し、
ステップS226で上限値PLM Tを1.2倍に広げる。
一方、直進中に大振幅の入力があったときは、図13
(第1実施例の後輪制御)の制御手順のステップS42
において直進中と判断されてステップS52に進み、フ
ラグFの値が調べられる。前述したように、図29のス
テップS222によりフラグFは2に設定されているか
ら、ステップS52ではYESと判断されてステップS
60に進むこととなる。ステップS60では、後輪ダン
パの減衰力目標値PRTRnを現在の値よりもハード傾向に
するために、 PRTRn=PRn+1 ……(14) とする。ステップS62では、このような後輪の減衰力
制御を所定時間継続する。継続する理由はこのような大
振幅入力状態が前記所定時間継続すると考えられるから
である。When it is determined in step S220 that the vehicle body speed V G is greater than the threshold value G A , the flag F is set to 2 in step S222. Then, in step S224, the control interval is set to "early" (t x = t 2 ),
Extend the upper limit value P LM T 1.2 times at step S226.
On the other hand, when there is a large amplitude input while traveling straight,
Step S42 of the control procedure of (rear wheel control of the first embodiment)
In step S52, the value of the flag F is checked. As described above, since the flag F is set to 2 in step S222 of FIG. 29, YES is determined in step S52, and step S52 is performed.
It will proceed to 60. In step S60, in order to set the damping force target value P RTRn of the rear wheel damper to a harder tendency than the current value, P RTRn = P Rn +1 (14). In step S62, such rear wheel damping force control is continued for a predetermined time. The reason for continuing is that such a large amplitude input state is considered to continue for the predetermined time.
【0049】このようにして、直進中に大振幅の入力が
あったときは、後輪のためのダンパ力制御(図13)と
「大振幅入力制御」(図29)とが協調して動作して対
処する。即ち、直進中に大振幅の入力があったときは、
後輪については減衰力を高めるとともに(ステップS6
0)、前輪の制御(図9)と後輪の制御(図13)の制
御間隔を短め(時間間隔t2)にすることにより衝撃入
力に対して反応を鋭くするようにしている。また、反応
を早めることにより減衰力を大きくせざるを得ない場合
がある。そのような場合に対しては、上限値PLMTを大
きくする(ステップS226)ことにより、衝撃入力に
対する応答としての減衰力強化により減衰力が大きくな
ってもそれがクリップされないようにしている。In this way, when there is a large amplitude input while traveling straight ahead, the damper force control for the rear wheels (FIG. 13) and the "large amplitude input control" (FIG. 29) operate in concert. And deal with it. That is, when there is a large amplitude input while going straight,
As for the rear wheels, the damping force is increased (step S6).
0), by making the control interval between the front wheel control (FIG. 9) and the rear wheel control (FIG. 13) short (time interval t 2 ), the reaction to the impact input is sharpened. Further, there are cases where the damping force must be increased by speeding up the reaction. In such a case, the upper limit value P LMT is increased (step S226) so that even if the damping force becomes large due to the damping force enhancement as a response to the impact input, it is not clipped.
【0050】旋回時(ステップS202で|θH|≧θ
H0)と判断されたときは、ステップS208において所
定の閾値GBと車体の上下方向速度VGと比較することに
より、衝撃の大きさを測る。この閾値GBは、ステップ
S206において、ハンドル舵角θHと舵角速度θ'Hと
に基づいて例えば図31のような特性に従って決定され
る。この特性は、ハンドル舵角θHが大きいほど、また
舵角速度θ'Hが大きいほど、GBの値が大きくなるとい
うものである。During turning (| θ H | ≧ θ in step S202)
If it is determined to be ( H0 ), the magnitude of the impact is measured by comparing the predetermined threshold value G B with the vertical speed V G of the vehicle body in step S208. This threshold value G B is determined in step S206 based on the steering wheel steering angle θ H and the steering angular velocity θ ′ H according to the characteristic shown in FIG. 31, for example. This characteristic is such that the larger the steering wheel steering angle θ H and the larger the steering angular velocity θ ′ H , the larger the value of G B.
【0051】車体に加わった衝撃入力が|VG|≧GBで
あるように大きいときは、ステップS210でフラグF
を2にセットし、制御間隔をステップS212において
長くし、即ち、衝撃入力に対するダンパ制御の反応を鈍
くする。そして、ステップS214,ステップS216
においては、目標の減衰力が前輪−後輪間で、あるいは
右輪−左輪間において、3段以上の差が発生しないよう
にする。前輪−後輪間で3段以上の差が発生しようとし
ているときは、 |Pf−Pr|≧3 ……(15) であり、右輪−左輪間において3段以上の差が発生しよ
うとしているときは、 |PL−PR|≧3 ……(16) である筈である。但し、Pfは前輪の最終目標減衰力P
FTRnであり、Prは後輪の目標減衰力RTRnである。かか
る場合には、ステップS218に進んで信号INHIBITを
出力する。信号INHBITは、例えば図24のステップS1
58において、前輪、後輪の各ダンパに対する減衰力信
号を実際に出力するか否かを制御する信号である。この
信号INHIBITが発生すると減衰力の変更は停止されるの
で、発生する減衰力が前輪−後輪間で、あるいは右輪−
左輪間において3段以上の差となることはない。When the impact input applied to the vehicle body is large such that | V G | ≧ G B , the flag F is determined in step S210.
Is set to 2 and the control interval is lengthened in step S212, that is, the response of the damper control to the shock input is made slow. Then, steps S214 and S216
In the above, the target damping force is set so as not to cause a difference of three or more steps between the front wheels and the rear wheels or between the right wheels and the left wheels. When the difference between the front wheels and the rear wheels is about 3 steps or more, | P f −P r | ≧ 3 (15), and the difference between the right wheel and the left wheel is 3 steps or more. If so, | P L −P R | ≧ 3 (16). However, Pf is the final target damping force P of the front wheels.
FTRn and Pr is the target damping force RTRn of the rear wheels. In such a case, the process proceeds to step S218 to output the signal INHIBIT. The signal INHBIT is, for example, step S1 in FIG.
Reference numeral 58 is a signal for controlling whether to actually output damping force signals to the dampers for the front wheels and the rear wheels. When this signal INHIBIT is generated, the change of the damping force is stopped, so the generated damping force is generated between the front wheel and the rear wheel or the right wheel-
There will be no more than three steps between the left wheels.
【0052】他方、旋回中であっても、衝撃力が小さい
とき(ステップS208でNO)は、ステップS242
で通常の制御間隔(t1)とする。以上説明したよう
に、本システムの「大振幅入力制御」によれば、 :通常の走行中(ステップS202でNO)に、車体
の上下速度VG(即ち上下加速度)が所定の閾値(GA)
を越えた(ステップS220でYES)ときは、後輪の
ダンパ力をハードにしている(図13のステップS6
0)。また更に、減衰力の上限値PLMTも拡張してい
る。 :その一方、旋回中(ステップS202でYES)な
どのときの大きなG入力のとき(ステップS208でY
ES)は、減衰力を過度に急速に高めることが操安性に
影響を与えるので、ステップS212で減衰力をハード
にする応答速度を遅くしている。Gスルー制御 Gスルー制御は、悪路走行中等において、上下加速度信
号Gに含まれる変動成分がそのまま乗り心地に反映され
ないように、ダンパ特性をソフトに変更するものであ
る。On the other hand, even when the vehicle is turning, if the impact force is small (NO in step S208), step S242.
Then, the normal control interval (t 1 ) is set. As described above, according to the “large amplitude input control” of the present system :: During normal traveling (NO in step S202), the vertical speed V G of the vehicle body (that is, vertical acceleration) is a predetermined threshold value (G A )
If it exceeds (YES in step S220), the damper force of the rear wheels is made hard (step S6 in FIG. 13).
0). Furthermore, the upper limit value P LMT of the damping force is expanded. : On the other hand, when a large G input is made during turning (YES in step S202), etc. (Y in step S208)
In (ES), increasing the damping force too rapidly affects the maneuverability, so the response speed at which the damping force is hardened is slowed in step S212. G-through control The G-through control is to softly change the damper characteristic so that the fluctuation component included in the vertical acceleration signal G is not reflected in the riding comfort as it is during running on a rough road.
【0053】このGスルー制御の詳細は図33に示され
る。図33のステップS250において、フラグFの値
を調べるフラグFの値が2のときはこのGスルー制御を
行なわずにメインルーチンにリターンする。F=2のと
きにステップS252以下に進む。即ち、前述の大振幅
入力制御はダンパをハードにする制御であるし、このG
スルー制御はダンパをソフトに変更する制御であるの
で、この2つの制御が干渉しないように、フラグFの値
によって互いに排他制御となるようにしているのであ
る。また、ステップS250の存在によって、大振幅入
力制御の方がGスルー制御に比して優先順位が高い。こ
れは、本実施例では乗り心地よりも安全性を優先したた
めである。Details of this G-through control are shown in FIG. In step S250 of FIG. 33, if the value of the flag F for checking the value of the flag F is 2, the G-through control is not performed and the process returns to the main routine. When F = 2, the process proceeds to step S252 and thereafter. That is, the large-amplitude input control described above is a control for making the damper hard.
Since the through control is a control for changing the damper softly, the two controls are mutually exclusive depending on the value of the flag F so that the two controls do not interfere with each other. Further, due to the existence of step S250, the large-amplitude input control has a higher priority than the G-through control. This is because safety is prioritized over riding comfort in this embodiment.
【0054】大振幅入力制御が行なわれていない場合を
説明する。この場合は、ステップS252以下に進み、
ステップS252〜ステップS256において閾値補正
係数G0,G1,G2を演算し、ステップS258で最終
閾値GTRを、 GTR=G0・G1・G2 ……(17) を演算する。ステップS260では、この閾値と上下方
向加速度Gとを比較し、大きな加速度入力があったかを
判断する。G0は車速VBに基づいて例えば図34のごと
き特性に従って決定され、G1は舵角θHに基づいて例え
ば図35のごとき特性に従って決定され、G2は舵角速
度θ'Hに基づいて例えば図36のごとき特性に従って決
定される。A case where the large amplitude input control is not performed will be described. In this case, the process proceeds to step S252 and thereafter,
In steps S252 to S256, the threshold correction coefficients G 0 , G 1 and G 2 are calculated, and in step S258 the final threshold G TR is calculated as G TR = G 0 · G 1 · G 2 (17). In step S260, this threshold value is compared with the vertical acceleration G to determine whether or not a large acceleration input has been made. G 0 is determined based on the vehicle speed V B according to the characteristic as shown in FIG. 34, G 1 is determined based on the steering angle θ H according to the characteristic as shown in FIG. 35, and G 2 is determined based on the steering angular velocity θ ′ H. For example, it is determined according to the characteristics as shown in FIG.
【0055】ここで、ステップS258の加速度Gと
は、第1実施例,第2実施例では、3つの加速度センサ
からの出力信号の平均値でも、あるいはそれらの最大値
を示すものをGとするようにしてもよい。大きな加速度
の入力があったときはステップS262に進んで、「G
スルー制御」が実行されることを示すためにフラグFを
3にする。ステップS264ではスラローム走行を行な
っているかを判定する。この判定は、例えば、ハンドル
舵角θHの単位時間当たりの変化量に基づいて判断する
ことができる。スラローム走行を行なっていると判断さ
れた場合には、ステップS278において上限値P LMT
を通常時の1.2倍に拡張する。スラローム走行を行な
っている場合には、ハード方向への減衰力の大きな変更
を可能にして車体の安定性を保つためである。スラロー
ム走行を行なっていない場合には、図13のステップS
56において、PRTRnを1段減衰(ソフトに)してい
る。ダンパ力がハード方向に大きく変更されることを禁
止することにより、乗り心地を確保するためである。ま
た、スラローム走行を行なっていないと判断された(ス
テップS264)場合には、ステップS266において
上限値PLMTを通常時の0.8倍に縮小する。Here, the acceleration G in step S258 and
Are three acceleration sensors in the first and second embodiments.
The average value of the output signals from, or their maximum value
You may make it show G as. Large acceleration
When there is an input of “G”, the process proceeds to step S262, and “G
The flag F is set to indicate that "through control" is executed.
Set to 3. In step S264, the slalom running is performed.
Determine if This judgment is made, for example, by the handle
Rudder angle θHJudgment based on the amount of change per unit time
be able to. Judged to be running in slalom
If it is found, the upper limit value P is determined in step S278. LMT
To 1.2 times the normal time. Run slalom
If there is a large change in the damping force in the hard direction
This is because it is possible to maintain the stability of the vehicle body. Slallow
If the vehicle is not traveling, step S in FIG.
At 56, PRTRnIs attenuated by one step (soft)
It Don't allow the damper force to change significantly in the hard direction
This is because the ride comfort is secured by stopping. Well
In addition, it was determined that he was not running slalom (
If step S264), then in step S266
Upper limit PLMTIs reduced to 0.8 times the normal value.
【0056】ステップS264でスラローム走行を行な
っていないと判断された場合には、横方向加速度Gの値
によって制御間隔txを変えている。即ち、横方向Gが
閾値横G0よりも大きい(|横G|≧横G0)と判断され
たような場合には、ステップS270において短い制御
間隔(t0)を設定し、横方向Gが閾値横G0よりも小さ
い(|横G|<横G0)と判断されたような場合には、
ステップS282において長めの制御間隔(t1)を設
定する。但し、 t1>t2 である。ステップS272〜ステップS276における
制御は、前述の「大振幅入力制御」におけるステップS
214〜ステップS218と同じで、即ち、目標の減衰
力が前輪−後輪間で、あるいは右輪−左輪間において、
3段以上の差が発生しないようにする。If it is determined in step S264 that slalom traveling is not being performed, the control interval t x is changed according to the value of the lateral acceleration G. That is, when it is determined that the lateral direction G is larger than the threshold lateral G 0 (| horizontal G | ≧ horizontal G 0 ), a short control interval (t 0 ) is set in step S270, and the lateral direction G is set. Is smaller than the threshold horizontal G 0 (| horizontal G | <horizontal G 0 ),
Setting larger control interval (t 1) at step S282. However, t 1 > t 2 . The control in steps S272 to S276 is the same as step S in the above-mentioned "large amplitude input control".
The same as 214 to step S218, that is, the target damping force is between the front wheel and the rear wheel, or between the right wheel and the left wheel,
Make sure there is no difference of three steps or more.
【0057】他方、ステップS268で横方向Gが閾値
横G0よりも小さい(|横G|<横G0)と判断されたよ
うな場合には、ステップS282において通常の制御間
隔(t1)を設定する。かくして、この「Gスルー制
御」によれば、 :車体の上下加速度(即ち、上下速度)が所定値GTR
よりも大きいときは、ステップS262でフラグFを3
にセットすることにより、ステップS56で減衰力をソ
フト方向に修正せしめている。また、上限値PLMTを縮
小することにより過大な入力を阻止している。 :しかし、スラローム中は上限値を拡張してソフト方
向への変更が大きくセットされることを許容する。 :また、横方向に加速度が発生している(ステップS
268)ときは、制御間隔を長くすることにより減衰力
のソフト化を遅くしている。更に、前項林間、又は左右
車輪感での減衰力の差が大きくならないようにして走行
安定性を高めている。 :「大振幅入力制御」を「Gスルー制御」よりも優先
することにより、操安性を優先する。 〈重量変化に応じた制御特性の変更〉前述したように、
サスペンション特性は、車両の総重量によって大きな影
響を受ける。以下に説明するサスペンション装置は、前
述の第1〜第3実施例のサスペンション装置に対して改
良を加えたものであり、その改良は、車両の総重量を判
定し、判定した操縦量に応じて制御特性を変更しようと
いうものである。重量の判定 図37は、上記実施例のECU20に設けられた重量判
定ユニットの構成を示す。この重量判定の原理は、図3
7,図38に示すように、上下方向加速度信号を周波数
解析して、その解析結果から最大のパワーを有する周波
数成分ωnを検出する。このωnは車両の総重量WGTを
反映した量である。On the other hand, when it is determined in step S268 that the lateral direction G is smaller than the threshold lateral G 0 (| horizontal G | <horizontal G 0 ), the normal control interval (t 1 ) is determined in step S282. To set. Thus, according to this "G through control" :: The vertical acceleration (that is, the vertical speed) of the vehicle body is the predetermined value G TR.
If it is larger than, the flag F is set to 3 in step S262.
By setting to, the damping force is corrected in the soft direction in step S56. Also, by reducing the upper limit value P LMT , excessive input is blocked. : However, during slalom, the upper limit is expanded to allow a large change in the soft direction to be set. : Also, acceleration is generated in the lateral direction (step S
268), the softening of the damping force is delayed by increasing the control interval. Further, the running stability is improved by preventing the difference in the damping force between the forest and the feeling of the left and right wheels from increasing. : By giving priority to "large amplitude input control" over "G through control", priority is given to safety. <Change of control characteristic according to weight change> As described above,
Suspension characteristics are greatly affected by the total weight of the vehicle. The suspension device described below is an improvement of the suspension devices of the above-described first to third embodiments. The improvement is based on the determination of the total weight of the vehicle and the determination of the manipulated variable. The purpose is to change the control characteristics. Weight Determination FIG. 37 shows the configuration of the weight determination unit provided in the ECU 20 of the above embodiment. The principle of this weight judgment is shown in FIG.
7. As shown in FIG. 38, the vertical acceleration signal is frequency analyzed, and the frequency component ω n having the maximum power is detected from the analysis result. This ω n is a quantity that reflects the total weight WGT of the vehicle.
【0058】前述の3つの実施例では、2つの加速度セ
ンサを用いていた。図37の重量判定ユニットは、これ
らの2つのセンサからの信号を夫々、FFT(Fast Foul
ierTransfer)により周波数解析し、夫々のパワースペク
トル中の最大のパワー成分を有するωn1とωn2とを検出
し、判定テーブルを用いてωn1とωn2とから、現時点の
車両操縦量に対応した固有振動数ωnと、推定操縦量W
GTnを検出するものである。このテーブルは、前もっ
て設定されるものであり、右ハンドル車であれば、左側
のセンサからの出力を重視し、また後部の加速度センサ
からの出力も重視するように設定されている。制御への応用 このようにして検出された車両の固有振動数ωnは、上
下方向加速度信号Gから上下方向速度VGを演算する場
合に用いられる。上下方向加速度信号Gから上下方向速
度VG(9図のステップS4)を演算するときは、図3
9に示すように、バンドパスフィルタと積分器とを組み
合わせて用いる。図40は、図39の積分器60の構成
を示す。スーパチャージャ、この積分器は、複数のバン
ドパスフィルタを有し、夫々のフィルタにはω1〜ωmの
通過特性が設定されている。従って、この積分器60に
固有振動数ωnが入力されると、その値に適したバンド
パスを有するフィルタが選択されて、その出力が上下方
向速度VGとなる。このようにすることにより、そのと
きの実際の車両重量を反映した、即ち正確な上下方向速
度VG を演算することができる。In the above-mentioned three embodiments, two acceleration sensors are used. The weight determination unit shown in FIG. 37 outputs signals from these two sensors respectively to FFT (Fast Foul).
(ierTransfer) frequency analysis to detect ω n1 and ω n2 having the maximum power component in each power spectrum, and from the ω n1 and ω n2 using the determination table, corresponded to the current vehicle control amount Natural frequency ω n and estimated maneuvering amount W
It is for detecting GT n . This table is set in advance, and in the case of a right-hand drive vehicle, the output from the sensor on the left side is emphasized, and the output from the acceleration sensor on the rear part is also emphasized. Application to Control The natural frequency ω n of the vehicle thus detected is used when the vertical velocity V G is calculated from the vertical acceleration signal G. When calculating the vertical velocity V G (step S4 in FIG. 9) from the vertical acceleration signal G,
As shown in FIG. 9, a bandpass filter and an integrator are used in combination. FIG. 40 shows the configuration of the integrator 60 shown in FIG. This supercharger, this integrator, has a plurality of bandpass filters, and each filter has a pass characteristic of ω 1 to ω m . Therefore, when the natural frequency ω n is input to the integrator 60, a filter having a bandpass suitable for the value is selected, and its output becomes the vertical velocity V G. By doing so, it is possible to calculate the vertical velocity V G that reflects the actual vehicle weight at that time, that is, is accurate.
【0059】重量判定ユニット60からの出力WGTn
は、減衰力上限値を規定するPLMTの演算に用いられ
る。図41は、図9の前輪の制御手順の一部(ステップ
S22〜ステップS24)をWGTnを加味できるよう
に変更したものである。即ち、ステップS22で車速V
Bに応じてPLMTを演算すると、図41のストッカ装置3
00において補正係数kを、 k=κ・WGTn/WGTB …(18) を演算する。ここで、κは所定の定数であり、WGTB
は標準体重のドライバが一名乗車したときの車両重量で
ある。従って、WGTn/WGTBは重量の増加分を示
し、図42のように変化する。即ち、ステップS302
において、 PLMT=PLMT(VB)・k …(19) を演算すると、PLMTは、WGTBよりも重量が増加した
場合にはPLMT(VB)から増加させられたものとして、
WGTBよりも重量が減少した場合にはPLMT(V B)か
ら減少させられたものとして得られる。このように、P
LMTを補正することは、車両重量が増えれば増えるほ
ど、サスペンション特性をハードに変更する方向への補
正として効いてくる。Output WGT from the weight judging unit 60n
Is P that defines the upper limit of damping forceLMTUsed to calculate
It FIG. 41 shows a part of the front wheel control procedure of FIG. 9 (step
WGT from S22 to step S24)nSo that you can add
It has been changed to. That is, in step S22, the vehicle speed V
BDepending on PLMTIs calculated, the stocker device 3 of FIG.
The correction coefficient k at 00 is k = κ · WGTn/ WGTB (18) is calculated. Where κ is a predetermined constant, and WGTB
Is the vehicle weight when one driver of standard weight rides
is there. Therefore, WGTn/ WGTBIndicates the increase in weight
And changes as shown in FIG. That is, step S302
At PLMT= PLMT(VB) .K ... (19) is calculated, PLMTIs WGTBMore weight than
In some cases PLMT(VB) Was increased from
WGTBIf the weight is reduced than PLMT(V B)
Obtained as reduced. Thus, P
LMTThe correction of
Etc., in the direction of changing the suspension characteristics to hard
It works as a positive.
【0060】かくして、コストの低減とサスペンション
特性の最適化を両立させることができる。変形 上記実施例では、FFTを用いていたが、図43,図4
4に示すように、異なるバンドパス特性を有する複数の
フィルタを用い、かくフィルタ出力のなかでパワーの最
大のものを選ぶようにしてもよい。Thus, it is possible to achieve both cost reduction and optimization of suspension characteristics. Modification Although the FFT is used in the above-described embodiment, the FFT is used in FIGS.
As shown in FIG. 4, a plurality of filters having different bandpass characteristics may be used, and the filter output having the maximum power may be selected.
【0061】また、上記実施例では、所謂セミアクティ
ブサスペンション装置への適用例であったが、車両重量
は当然のことながらアクティブサスペンション装置にお
いても大きな影響を有するから、上述のωnおよびWG
Tはアクティブサスペンション装置にも適用できる。 〈WGTの他システムへの流用〉自動車においては、サ
スペンション制御のほかに種々の制御が同時に行なわれ
ている。これらの制御には、車両重量が制御特性に大き
な影響を与えるものがある。例えば、トラクション制
御、ABS制御、後輪操舵制御はその例である。Further, although the above-mentioned embodiment is an example of application to a so-called semi-active suspension device, the vehicle weight naturally has a great influence on the active suspension device, so that the above-mentioned ω n and WG are
T can also be applied to an active suspension device. <Diversion to other systems of WGT> In automobiles, various controls are simultaneously performed in addition to suspension control. In some of these controls, the vehicle weight has a great influence on the control characteristics. For example, traction control, ABS control, rear wheel steering control are examples.
【0062】図45は、信号WGTをABS制御コント
ローラに適用した例を示す。ABSコントロラは、EC
U10から送られてきた信号WGTnを用いてより正確
な制御を行なうことができる。このようにすれば、サス
ペンション制御に必要なGセンサが、車両重量判定に利
用でき、さらにその重量がABS制御にも援用されるこ
とによりシステム全体の低コスト化がはかれる。FIG. 45 shows an example in which the signal WGT is applied to the ABS controller. ABS Controller is EC
More accurate control can be performed using the signal WGT n sent from U10. In this way, the G sensor required for suspension control can be used for vehicle weight determination, and the weight is also used for ABS control, so that the cost of the entire system can be reduced.
【0063】[0063]
【発明の効果】以上説明したように、車両の総重量は上
下方向加速度に反映されるから、その信号を周波数解析
することにより得られた固有振動数は車両重量を推定す
る根拠となる。したがって、この推定された固有振動数
を制御特性に反映させれば、重量センサを不要とし、コ
ストの低廉価とサスペンション特性制御の両立を高い次
元で確保した車両用サスペンション装置を提供すること
ができる。As described above, since the total weight of the vehicle is reflected in the vertical acceleration, the natural frequency obtained by frequency analysis of the signal is the basis for estimating the vehicle weight. Therefore, if the estimated natural frequency is reflected in the control characteristic, it is possible to provide a vehicle suspension device that does not require a weight sensor and secures both low cost and suspension characteristic control in a high dimension. .
【0064】また、上記固有振動数は車両の総重量を推
定する根拠となるので、その総重量に応じて制御特性を
変更する、例えば、重量増加分に応じてサスペンション
特性をハード側に補正するなどすることができる。また
更に、その重量データは、他の制御系(例えばABS制
御システム)に送信することにより、その制御システム
に置いて流用することができる。Since the natural frequency is a basis for estimating the total weight of the vehicle, the control characteristic is changed according to the total weight, for example, the suspension characteristic is corrected to the hard side according to the increase in weight. And so on. Furthermore, the weight data can be sent to another control system (for example, an ABS control system) to be used for the control system.
【図1】実施例のサスペンション制御装置に入力される
信号と制御手段との関係を概念的に示す図。FIG. 1 is a diagram conceptually showing a relationship between a signal input to a suspension control device of an embodiment and control means.
【図2】実施例のサスペンション装置に使用されるSD
ダンパの特性を示す図。FIG. 2 SD used in the suspension device of the embodiment
The figure which shows the characteristic of a damper.
【図3】実施例のサスペンション装置に使用されるAD
ダンパの特性を示す図。。FIG. 3 is an AD used in the suspension device of the embodiment.
The figure which shows the characteristic of a damper. .
【図4】実施例のサスペンション制御システムに適用さ
れている各種制御間の優先順位を示すテーブル図。FIG. 4 is a table diagram showing priorities among various controls applied to the suspension control system of the embodiment.
【図5】実施例のサスペンション制御システムに適用さ
れている各種制御間の適用領域を示すマップ図。FIG. 5 is a map diagram showing an application area between various controls applied to the suspension control system of the embodiment.
【図6】実施例のサスペンション制御システムに適用さ
れている各種制御間の関係を示すブロック図。FIG. 6 is a block diagram showing the relationship between various controls applied to the suspension control system of the embodiment.
【図7】第1実施例にかかるサスペンション装置におけ
る、アクチュエータと車輪位置との関係を示す図。FIG. 7 is a diagram showing a relationship between actuators and wheel positions in the suspension device according to the first embodiment.
【図8】第1実施例にかかるサスペンション装置におけ
る、各種信号、各種制御、アクチュエータとの関係を示
す図。FIG. 8 is a diagram showing the relationship between various signals, various controls, and actuators in the suspension device according to the first example.
【図9】第1実施例にかかる前輪の減衰力制御のための
フローチャート。FIG. 9 is a flowchart for front wheel damping force control according to the first embodiment.
【図10】閾値VG0の車速VBに対する特性を示すグラ
フ図。FIG. 10 is a graph showing a characteristic of a threshold V G0 with respect to a vehicle speed V B.
【図11】係数K1の車速VBに対する特性を示すグラフ
図。FIG. 11 is a graph showing the characteristic of the coefficient K 1 with respect to the vehicle speed V B.
【図12】減衰力の上限値PLMTの車速VBに対する特性
を示すグラフ図。FIG. 12 is a graph showing a characteristic of an upper limit value P LMT of damping force with respect to a vehicle speed V B.
【図13】第1実施例にかかる後輪の減衰力制御のため
のフローチャート。FIG. 13 is a flowchart for rear wheel damping force control according to the first embodiment.
【図14】第1実施例における、車速VBから規定され
る後輪の目標減衰力PRの特性を示すグラフ図。FIG. 14 is a graph showing a characteristic of a rear wheel target damping force P R defined by a vehicle speed V B in the first embodiment.
【図15】第1実施例における、前輪減衰力POFから規
定される後輪の目標減衰力PRTRの特性を示すグラフ
図。FIG. 15 is a graph showing a characteristic of a rear wheel target damping force P RTR defined by the front wheel damping force P OF in the first embodiment.
【図16】第2実施例にかかるサスペンション装置にお
ける、アクチュエータと車輪位置との関係を示す図。FIG. 16 is a diagram showing a relationship between actuators and wheel positions in the suspension device according to the second embodiment.
【図17】第2実施例にかかるサスペンション装置にお
ける、各種信号、各種制御、アクチュエータとの関係を
示す図。FIG. 17 is a diagram showing the relationship between various signals, various controls, and actuators in the suspension device according to the second example.
【図18】第2実施例にかかる後輪の減衰力制御のため
のフローチャート。FIG. 18 is a flowchart for rear wheel damping force control according to the second embodiment.
【図19】第2実施例にかかる前輪の減衰力制御のため
のフローチャート。FIG. 19 is a flowchart for front wheel damping force control according to the second embodiment.
【図20】第2実施例における、車速VBから規定され
る前輪の目標減衰力PFの特性を示すグラフ図。FIG. 20 is a graph showing a characteristic of a front wheel target damping force P F defined by a vehicle speed V B in the second embodiment.
【図21】第2実施例における、後輪減衰力PORから規
定される前輪の目標減衰力PFTRの特性を示すグラフ
図。FIG. 21 is a graph showing the characteristics of the front wheel target damping force P FTR defined by the rear wheel damping force P OR in the second embodiment.
【図22】第3実施例にかかるサスペンション装置にお
ける、アクチュエータと車輪位置との関係を示す図。FIG. 22 is a diagram showing a relationship between actuators and wheel positions in the suspension device according to the third example.
【図23】第3実施例にかかるサスペンション装置にお
ける、各種信号、各種制御、アクチュエータとの関係を
示す図。FIG. 23 is a diagram showing the relationship between various signals, various controls, and actuators in the suspension device according to the third example.
【図24】第3実施例にかかるバウンス,ピッチ制御の
際の減衰力制御のためのフローチャート。FIG. 24 is a flowchart for damping force control during bounce and pitch control according to the third embodiment.
【図25】第3実施例にかかるロール制御の際の減衰力
制御のためのフローチャート。FIG. 25 is a flowchart for damping force control during roll control according to the third embodiment.
【図26】第3実施例における、前輪目標減衰力PFの
舵角θHに対する特性を示すグラフ図。FIG. 26 is a graph showing the characteristics of the front wheel target damping force P F with respect to the steering angle θ H in the third embodiment.
【図27】第3実施例における、係数Aの舵角変化θ'H
に対する特性を示すグラフ図。FIG. 27 is a steering angle change θ ′ H of the coefficient A in the third embodiment.
The graph which shows the characteristic with respect to.
【図28】第3実施例における、係数Kの車速VBに対
する特性を示すグラフ図。FIG. 28 is a graph showing the characteristic of the coefficient K with respect to the vehicle speed V B in the third embodiment.
【図29】第1実施例〜第3実施例のサスペンション装
置に用いられる、大振幅入力制御のフローチャート。FIG. 29 is a flowchart of large-amplitude input control used in the suspension devices of the first to third embodiments.
【図30】大振幅入力制御において用いられる係数GA
の車速VBに対する特性を示すグラフ図。FIG. 30: Coefficient G A used in large amplitude input control
FIG. 6 is a graph showing the characteristics of the vehicle speed V B.
【図31】大振幅入力制御において用いられる係数GB
の舵角θHに対する特性を示すグラフ図。FIG. 31: Coefficient G B used in large amplitude input control
FIG. 6 is a graph showing the characteristics of the steering angle θ H.
【図32】大振幅入力制御の動作を概略的に説明する
図。FIG. 32 is a diagram schematically illustrating the operation of large amplitude input control.
【図33】第1実施例〜第3実施例のサスペンション装
置に用いられる、Gスルー制御のフローチャート。FIG. 33 is a flowchart of G-through control used in the suspension devices of the first to third embodiments.
【図34】Gスルー制御に用いられる係数G0の特性を
示すグラフ図。FIG. 34 is a graph showing the characteristics of the coefficient G 0 used for G-through control.
【図35】Gスルー制御に用いられる係数G1の特性を
示すグラフ図。FIG. 35 is a graph showing the characteristics of the coefficient G 1 used for G-through control.
【図36】Gスルー制御に用いられる係数G2の特性を
示すグラフ図。FIG. 36 is a graph showing the characteristics of the coefficient G 2 used for G-through control.
【図37】車両重量および車両の固有振動数ωの推定を
行う判定ユニットの構成を示す図。FIG. 37 is a diagram showing a configuration of a determination unit that estimates a vehicle weight and a natural frequency ω of the vehicle.
【図38】車両重量の推定の原理を説明する図。FIG. 38 is a view for explaining the principle of vehicle weight estimation.
【図39】推定された固有振動数ωを利用して上下方向
速度VGを演算する積分器60の構成を示す図。FIG. 39 is a diagram showing the configuration of an integrator 60 that calculates the vertical velocity V G using the estimated natural frequency ω.
【図40】積分器60の更に詳細な構成を示す図。FIG. 40 is a diagram showing a more detailed configuration of the integrator 60.
【図41】推定された重量WGTをPLMTの決定に利用
する制御手順を示すフローチャート。FIG. 41 is a flowchart showing a control procedure for using the estimated weight WGT to determine P LMT .
【図42】WGTn/WGTBの特性を示すグラフ。FIG. 42 is a graph showing characteristics of WGT n / WGT B.
【図43】判定ユニットの変形例の構成を示す図。FIG. 43 is a diagram showing a configuration of a modified example of the determination unit.
【図44】車両重量の推定の変形例の原理を説明する
図。FIG. 44 is a diagram illustrating the principle of a modified example of vehicle weight estimation.
【図45】データWGTnのさらなる応用例を説明する
図。FIG. 45 is a diagram illustrating a further application example of data WGT n .
1FL,1FR…高速モータ、1RL,1RR…低速モータ、
1'FL,1'FR…低速モータ、1'RL,1'RR…高速モー
タ、2L,2R,2'L,2'R…上下Gセンサ、60…積分
器1 FL , 1 FR ... high speed motor, 1 RL , 1 RR ... low speed motor,
1 'FL, 1' FR ... slow motor, 1 'RL, 1' RR ... high-speed motors, 2 L, 2 R, 2 'L, 2' R ... vertical G sensor, 60 ... integrator
Claims (7)
この加速度信号の値が減少する方向に車両のサスペンシ
ョン特性をフィードバック制御する車両用サスペンショ
ン装置において、 上下方向加速度信号を検出する検出手段と、 この加速度信号の値が減少する方向に車両のサスペンシ
ョン特性をフィードバック制御する制御手段と、 検出した上下方向加速度信号を周波数分析する分析手段
と、 分析結果からこの車両の固有振動数を判定する判定手段
と、 判定された固有振動数に基づいて、前記制御手段の制御
特性を変更する手段とを具備することを特徴とする車両
用サスペンション装置。1. Inputting the detected vertical acceleration signal,
In a vehicle suspension device that feedback-controls a suspension characteristic of a vehicle in a direction in which the value of the acceleration signal decreases, a detection unit that detects a vertical acceleration signal and a suspension characteristic of the vehicle in a direction in which the value of the acceleration signal decreases. Control means for feedback control; analysis means for frequency-analyzing the detected vertical acceleration signal; determination means for determining the natural frequency of this vehicle from the analysis result; and the control means based on the determined natural frequency. And a means for changing the control characteristic of the vehicle suspension device.
おいて、 前記制御手段は異なるフィルタ特性の複数のバンドパス
フィルタ手段を具備し、 前記変更手段は、前記判定された固有振動数に基づいて
前記複数のバンドパスフィルタ手段の1つを選択し、 前記制御手段は選択されたバンドパスフィルタ手段の出
力をフィードバックゲインの演算に用いることを特徴と
する車両用サスペンション装置。2. The vehicle suspension device according to claim 1, wherein the control means includes a plurality of bandpass filter means having different filter characteristics, and the changing means includes the plurality of bandpass filter means based on the determined natural frequency. 2. The vehicle suspension device, wherein one of the bandpass filter means is selected, and the control means uses the output of the selected bandpass filter means for calculation of a feedback gain.
おいて、 前記変更手段は前記判定された固有振動数に基づいてこ
の車両の総重量を判定し、 前記制御手段は判定された総重量に応じて制御特性を変
更することを特徴とする車両用サスペンション装置。3. The vehicle suspension device according to claim 1, wherein the changing unit determines a total weight of the vehicle based on the determined natural frequency, and the control unit determines the total weight according to the determined total weight. A vehicle suspension device characterized by changing control characteristics.
おいて、 前記変更手段は、判定された総重量に変動がある場合
は、重量増加分に応じてサスペンション特性がハード側
に補正されるように、制御特性を変更することを特徴と
する車両用サスペンション装置。4. The vehicle suspension device according to claim 3, wherein the changing means corrects the suspension characteristic to the hard side according to the weight increase when the determined total weight changes. A vehicle suspension device characterized by changing control characteristics.
おいて、 前記判定された重量を表すデータを他の制御系に送信す
ることを特徴とする車両用サスペンション装置。5. The vehicle suspension device according to claim 3, wherein the data representing the determined weight is transmitted to another control system.
おいて、 前記解析手段はフーリエ変換手段を有することを特徴と
する車両用サスペンション装置。6. The vehicle suspension device according to claim 1, wherein the analyzing unit includes a Fourier transforming unit.
おいて、 前記解析手段は複数のバンドパスフィルタ回路を有する
ことを特徴とする車両用サスペンション装置。7. The vehicle suspension device according to claim 1, wherein the analyzing unit has a plurality of bandpass filter circuits.
Priority Applications (1)
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Cited By (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP0960752A3 (en) * | 1998-05-22 | 1999-12-08 | DaimlerChrysler AG | Method and device for determining of oscillation and moving vehicle specific quantities and use thereof |
WO2005113269A1 (en) * | 2004-05-10 | 2005-12-01 | Daimlerchrysler Ag | Semi-active chassis concept having a reduced number of sensor |
US8280585B2 (en) * | 2005-09-12 | 2012-10-02 | GM Global Technology Operations LLC | Control method for adjusting electronically controlled damping system in motor vehicles and an electronically controlled damping system |
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Families Citing this family (1)
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EP3006238B1 (en) * | 2013-05-30 | 2019-01-02 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Suspension system for vehicle |
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1993
- 1993-08-24 JP JP20946193A patent/JP3272828B2/en not_active Expired - Fee Related
Cited By (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP0960752A3 (en) * | 1998-05-22 | 1999-12-08 | DaimlerChrysler AG | Method and device for determining of oscillation and moving vehicle specific quantities and use thereof |
US6157295A (en) * | 1998-05-22 | 2000-12-05 | Daimlerchrysler Ag | Method and apparatus for determining oscillation values and other vehicle-specific quantities of a vehicle |
WO2005113269A1 (en) * | 2004-05-10 | 2005-12-01 | Daimlerchrysler Ag | Semi-active chassis concept having a reduced number of sensor |
US8280585B2 (en) * | 2005-09-12 | 2012-10-02 | GM Global Technology Operations LLC | Control method for adjusting electronically controlled damping system in motor vehicles and an electronically controlled damping system |
KR102585403B1 (en) * | 2022-12-20 | 2023-10-06 | 주식회사 지에스지 | Gps shaded area location information estimation system |
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