JPH08210418A - サスペンションの振動減衰装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】ばね下の共振周波数を越える振動に対して減衰
力が過大になることを防止して、車体および乗員への振
動の伝達を遮断する。 【構成】伸びる時、上作動室３０の体積は減少し、下作
動室３３の体積は増加するため、下作動室３３内の作動
油が穴４５、油路１８、制御弁９、油路２０、チェック
バルブ５４を通過し、下作動室３３に流入する。この時
の減衰力は、シリンダ２９の面積からピストンロッド１
７の面積を減算した面積差と制御弁９で降下した圧力差
との積となる。縮む時、作動油はチェックバルブ４９を
通過して下作動室３３から上作動室３０に流入し、ピス
トンロッド１７が進入した体積に相当する作動油は、穴
４５、油路１８、制御弁９を通過し、リザーバ１の油室
６に流入し、フリーピストン５を押し上げる。この時の
減衰力は、ピストンロッド１７の面積と制御弁９で降下
した圧力差との積となる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、サスペンションの振動
減衰装置に係り、特に、ばね下の共振周波数を越える振
動に対しても減衰力が過大にならずに制振効果が期待で
きるサスペンションの振動減衰装置に関する。

【０００２】

【従来の技術及び発明が解決しようとしている課題】従
来のサスペンションの振動減衰装置として、特開平１−
１９３４２３号公報に示された減衰力可変式サスペンシ
ョン制御装置は、中空のピストンロッドの中に形成され
た２本の油路と、ばね上側に配設した油路絞り制御弁及
びリザーバとを設けて構成されている。

【０００３】特開平１−１１１５１３号公報に示された
気液流体利用アクティブサスペンションは、油圧シリン
ダに減衰力を制御する絞り弁を介して連通されたアキュ
ームレータ（ガスばね）と、油圧シリンダ内の圧力を所
定の指令値に制御するための流量制御弁または圧力制御
弁と、コントーラと、油圧供給装置とから構成されてい
る。

【０００４】また、特開平２−９５９１９号公報に示さ
れた気液流体利用サスペンション装置は、２つのリザー
バを設け、ばね上とばね下との制振に必要な減衰定数を
分離して設定している。

【０００５】上記従来の減衰力可変式サスペンション制
御装置（特開平１−１９３４２３号公報）を用いた１自
由度系のモデルにおいて、制御弁が応答し得ない場合に
は、図４（ａ）に示すように、ばね定数Ｋ₁ のばねと減
衰係数Ｃ₁ のダンパとからなる等価モデルに置き換える
ことができる。この等価モデルにおいて、サスペンショ
ン変位Ｘに対するサスペンション力Ｆの伝達関数は次の
（１）式で表され、その周波数ゲイン特性は図４（ｂ）
に示すように路面入力周波数ｆが高くなるに従って一様
にゲインが高くなる。ただし、Ｓはラプラス演算子であ
る。

【０００６】Ｆ＝Ｋ₁ Ｘ＋Ｃ₁ （ｄＸ／ｄｔ） Ｆ／Ｘ＝Ｋ₁ ＋Ｃ₁ Ｓ ・・・（１） このように、従来の減衰力可変式サスペンション制御装
置では、制御弁が応答し得ない高周波振動に対しては、
車体への振動伝達力が大きくなり、乗心地が悪化する、
という問題がある。

【０００７】また、上記従来の気液流体利用サスペンシ
ョン装置（特開平１−１１１５１３号公報）を用いた上
記と同様な１自由度系のモデルにおいて、流量制御弁ま
たは圧力制御弁が応答し得ない場合には、図５（ａ）に
示すように、ばね定数Ｋ₁ のばねと減衰係数Ｃ₁ 、Ｃ₂
の２つのダンパとからなる等価モデルに置き換えること
ができる。この等価モデルにおいて、サスペンション変
位Ｘに対するサスペンション力Ｆの伝達関数は次の
（２）式で表され、その周波数ゲイン特性は図５（ｂ）
に示すように路面入力周波数ｆが高くなるに従って一様
にゲインが高くなる。ただし、Ｓはラプラス演算子であ
る。

【０００８】 Ｆ／Ｘ＝Ｃ₂ （Ｋ₁ ＋Ｃ₁ Ｓ）／（Ｋ₁ ＋（Ｃ₁ ＋Ｃ₂ ）Ｓ）・・・（２） このように、従来の気液流体利用サスペンション装置で
は、制御弁が応答し得ない高周波数振動に対しては車体
への振動伝達力が大きくなり、乗心地が悪化する、とい
う問題がある。

【０００９】すなわち、上記従来のサスペンション装置
は、車両の姿勢を制御し操縦安定性及び乗心地を改善す
るものであるが、油路絞り開度制御弁、流量制御弁また
は圧力制御弁が応答し得ないような、路面からの周波数
の高い細かな変位振動入力対しては有効に制御できな
い、という問題があった。

【００１０】さらに、上記従来の気液流体利用サスペン
ション装置（特開平２−９５９１９号公報）では、高周
波振動における車体への振動伝達力を減少させるため
に、図６（ａ）に示したばね定数Ｋ₁ のばねと減衰係数
Ｃ₁ のダンパとの並列要素に、新たにばね定数Ｋ₂ のば
ねと減衰係数Ｃ₂ のダンパとの並列要素を直列に付加す
るものである。この時のサスペンション変位Ｘに対する
サスペンション力Ｆの伝達関数は次の（３）式で表され
る。

【００１１】 Ｆ／Ｘ＝Ｋk （１＋Ｔ₁ Ｓ）（１＋Ｔ₃ Ｓ）／（１＋Ｔ₂ Ｓ）・・・（３） ここで、Ｔ₁ ＝Ｃ₁ ／Ｋ₁ Ｔ₂ ＝（Ｃ₁ ＋Ｃ₂ ）／（Ｋ₁ ＋Ｋ₂ ） Ｔ₃ ＝Ｃ₂ ／Ｋ₂ Ｋk ＝Ｋ₁ Ｋ₂ ／（Ｋ₁ ＋Ｋ₂ ） この伝達関数は、１次進み要素を２個（１＋Ｔ₁ Ｓ）、
（１＋Ｔ₃ Ｓ）、１次遅れ要素を１個１／（１＋Ｔ
₂ Ｓ）備えている。周波数特性は、図６（ｂ）に示すよ
うに、１次進み要素の項は、時定数Ｔ₁ 、Ｔ₃ で定まる
折れ点周波数ｆ₂₁＝１／（２πＴ₁ ）、及びｆ₂₃＝１／
（２πＴ₃ ）を越えると６ｄＢ／ｏｃｔの勾配でゲイン
が増加する特性であるのに対して、１次遅れ要素の項は
時定数Ｔ₂ で決まる折れ点周波数ｆ₂₂＝１／（２π
Ｔ₂ ）を越えると−６ｄＢ／ｏｃｔの勾配でゲインが減
少する特性である。

【００１２】ここで、折れ点周波数ｆ₂₂は折れ点周波数
ｆ₂₁を決定するＣ₁ 、Ｋ₁ と、折れ点周波数ｆ₂₃を決定
するＣ₂ 、Ｋ₂ とにより一義的に定まるもので、折れ点
周波数ｆ₂₁、ｆ₂₃の間の値になる。折れ点周波数ｆ₂₂、
ｆ₂₃間のゲイン特性は折れ点周波数ｆ₂₁を決定する分子
の１次進み要素と分母の１次遅れ要素のゲイン特性で相
殺され、図６（ｂ）に示すように、一定のゲイン特性に
なる。

【００１３】この気液流体利用サスペンション装置にお
いては、折れ点周波数ｆ₂₁をばね上の共振周波数（１．
２Ｈｚ近傍）とし、折れ点周波数ｆ₂₃をばね下の共振周
波数（１０Ｈｚ近傍）としているため、ばね下の共振周
波数である１０Ｈｚ以上を越える高周波域において、ゲ
インが高くなり、車体への振動伝達力が大きくなって振
動を伝達し易くなるため、制振効果は期待できない、と
いう問題がある。

【００１４】本発明は上記問題点を解決するために成さ
れたもので、油路絞り開度制御弁、流量制御弁または圧
力制御弁が応答し得ないような路面からの周波数の高い
細かな振動入力により発生する圧力変動を吸収させ、ば
ね下の共振周波数を越える振動に対して減衰力が過大に
なることを防止して、車体および乗員への振動を遮断す
ることができるサスペンションの振動減衰装置を提供す
ることを目的とする。

【００１５】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明は、液体が収納されたシリンダと、前記シリ
ンダ内を第１シリンダ室と第２シリンダ室とに分割しか
つ該シリンダ内に摺動可能に収納されたピストンと、前
記ピストンに形成されて前記シリンダの第１のシリンダ
室側から突出されたピストンロッドと、前記第１のシリ
ンダ室と前記第２のシリンダ室とを連通する連通路と、
第１のガス室を有しかつ前記連通路の途中に接続された
第１のリザーバと、前記連通路に設けられると共に、ば
ね下の共振周波数以下の周波数の振動に対して減衰作用
を有する第１の絞りと、ばね下の共振周波数を越える周
波数の振動に対して減衰作用を有する第２の絞りと、第
２のガス室を有しかつ前記第２の絞りを介して前記第２
のシリンダ室に連通された第２のリザーバと、を含んで
構成したもにである。

【００１６】

【作用】本発明は、車体に伝達される抑制したい高周波
振動の周波数（通常、２０〜１００Ｈｚ）に合わせて、
ばね定数Ｋ₁ 、Ｋ₂ 及び減衰係数Ｃ₁ 、Ｃ₂ を設計すれ
ば振動及び乗心地を大幅に改善することができることに
着眼して成されたものである。

【００１７】本発明によれば、第１の絞りによって、ば
ね下の共振周波数以下の周波数の振動が減衰され、第２
の絞りによって、ばね下の共振周波数を越える周波数の
振動が減衰される。

【００１８】したがって、ばね下の共振周波数を越える
周波数の振動に対して減衰力が過大になることがなく、
制振効果を発揮することができる。

【００１９】前記第１の絞りは、連通路の第１のリザー
バ接続部と第１のシリンダ室との間の部分、または連通
路の第１のリザーバ接続部と第２のシリンダ室との間の
部分に設けることができる。

【００２０】

【実施例】以下、図面を参照して本発明の実施例を詳細
に説明する。

【００２１】本実施例のサスペンションの振動減衰装置
は、図１に示すように、シリンダ２９と、シリンダ２９
内を上作動室（第１シリンダ室）３０と下作動室（第２
シリンダ室）３３とに分割しかつシリンダ２９内に摺動
可能に収納されたピストン３１とを備えている。ピスト
ン３１には上作動室３０側からシリンダ２９を貫通する
ピストンロッド１７が形成されている。

【００２２】上作動室３０と下作動室３３とは、ピスト
ン３１に穿設されかつ伸び側チェックバルブ４９を備え
た油路を介して連通され、下作動室３３の圧力が上作動
室３０の圧力より高い時のみ、すなわち縮み時のみ、作
動油は下作動室３３から上作動室３０へ流入する。

【００２３】上作動室３０は、ピストンロッド１７に設
けられた油路１８及び減衰力制御弁９を介して上リザー
バ１の油室に連通されている。

【００２４】下作動室３３は、ピストン３１及びピスト
ンロッド１７を貫通するように穿設され、かつ縮み側チ
ェックバルブ５４を備えた油路２０を介して、上リザー
バ１の油室と連通され、上リザーバ１の油室の圧力が下
作動室３３の圧力よりも高い時のみ、すなわち伸び時の
み、作動油は上リザーバ１の油室から下作動室３３に流
入する。

【００２５】すなわち、ピストンロッド１７内にピスト
ンロッド１７を貫通する２本の油路１８、２０を形成
し、油路１８を上作動室３０から減衰力制御弁９を介し
て上リザーバ１の油室に至る油路とし、また、油路２０
を上リザーバ１の油室から下作動室３３に至る油路とす
ることにより、減衰力制御弁９と上リザーバ１とをばね
上に配置している。

【００２６】また、下作動室３３側には、下作動室３３
の底面を隔壁３５として下リザーバ４４が形成されてい
る。下リザーバ４４は、下部シリンダ２７と、下部シリ
ンダ２７内に摺動自在に収納されると共に下部シリンダ
２７を注入口４３を備えたガス室４２内のガスと、隔壁
３５に穿設された絞り３５ａを介して下作動室３３に連
通された油室４０ｂ内の作動油とを分離するフリーピス
トン４１とによって構成されている。そして、油室４０
ｂと下作動室３３とを連通する絞り３５ａによって高周
波振動に対する減衰力を発生可能としている。

【００２７】次に図２、図３を参照して上記実施例を具
体的に説明する。図２（１）に示すように、上リザーバ
１は、高圧ガス注入口２が形成されたシリンダ３、ガス
室４、フリーピストン５及びフリーピストン５によって
ガス室４と分離された油室６から構成されている。フリ
ーピストン５は、シリンダ３内に摺動可能に収納され、
かつガス室４内のガスと油室６内の作動油とを分離して
いる。シリンダ３は、ハウジング７によって密封固定さ
れている。油室６は、油路８を介して第１の外筒シェル
で構成されたピストンロッド１７内に形成された油路１
８に連通され、油室６内の作動油が油路８を介して油路
１８に流入するように構成されている。

【００２８】減衰力制御弁９は、図３に示すように、マ
イクロ・ロータリ・アクチュエータ１０、ラビリンスパ
ッキン１１、軸受１４に回動可能に支持されたロータリ
弁１２、及びこれらを保持するマニフォールド１３から
構成されている。

【００２９】ロータリ弁１２は、マニフォールド１３内
に固定されたスリーブ１４４に内接し、回転摺動可能に
配置されており、マイクロ・ロータリ・アクチュエータ
１０により回転される。ロータリ弁１２には、複数の穴
１２ａが穿設されており、マニフォールド１３の内周面
１４ａに穿設された開口部との関連で、流路面積を可変
とし、絞りによる減衰力発生状態を変化可能としてい
る。

【００３０】マニフォールド１３は、ピストンロッド１
７に結合されており、ピストンロッド１７は車両のブラ
ケット１５にハウジング７と共に取付けられている。

【００３１】また、マニフォールド１３は、パイプ１９
の上端とも嵌合されている。ピストンロッド１７の外側
に配置された第２の外筒シェル２７内にはシリンダ２９
が収納され、第２の外筒シェル２７とシリンダ２９との
間には油路２８が形成されている。第１のシール２５と
第２のシール２２とが、油室２３を挟んでロッドガイド
２６に固定されている。ロッドガイド２６、第１のシー
ル２５及び第２のシール２２の内側には、ピストンロッ
ド１７が摺動自在に配置されている。ロッドガイド２６
はシリンダ２９とシェル２７に嵌合され、上からキャッ
プ２１により固定されている。ロッドガイド２６には穴
２４が穿設され、この穴２４により油室２３と油路２８
とが連通されている。

【００３２】チェックバルブ３７は、拡大して示す図２
（２）に示すように、ハウジング３８に取付けられかつ
絞り３５ａが穿設されたバルブ３５、バルブ３５を閉じ
る方向に付勢するスプリング３４及びハウジング３８に
穿設されかつスプリング３４によって開閉される油路３
６から構成されている。ハウジング３８は、シリンダ２
９の下部に嵌合され、下方は外筒シェル２７に密封固定
された下部シリンダ２７ａに接している。シリンダ２９
との下端と下部シリンダ２７ａの上端との間には、油路
３９が形成され、この油路３９により油路２８と油室４
０とが連通されている。チェックバルブ３７は油室４０
と下作動室３３との間の作動油の流れを制御する。

【００３３】下リザーバ４４は、外筒シェル２７の下端
部内に収納された下部シリンダ２７ａ、ガス室４２、フ
リーピストン４１及び注入口を持つキャップ４３から構
成されている。フリーピストン４１は外筒シェル２７の
下部シリンダ２７ａ内に摺動可能に収納され、かつガス
室４２内のガスと油室４０内の作動油を分離している。
キャップ４３は、外筒シェル２７に密封固定されてい
る。

【００３４】ブラケット３２は、外筒シェル２７に固定
されると共に、ナックル（図示せず）に結合されてい
る。

【００３５】ピストンロッド１７の下端部にはピストン
３１が取付けられている。ピストン３１は、シリンダ２
９内に摺動可能に収納され、かつシリンダ２９内を上作
動室３０と下作動室３３とに分離している。また、ピス
トンロッド１７の内側には内部を油路２０とするパイプ
１９が位置し、ピストンロッド１７とパイプ１９との間
に油路１８を形成している。

【００３６】ピストンロッド１７のピストン３１側の側
壁には、穴４５が穿設され、この穴４５により油路１８
と上差動室３０とが連通されている。

【００３７】ピストン３１には、伸び側チェックバルブ
４９が設けられている。伸び側チェックバルブ４９は、
バルブ４７、バルブ４７を閉じる方向に付勢するスプリ
ング４６及びバルブ４７によって開閉される油路４８か
ら構成され、ピストン３１に組込まれている。この伸び
側チェックバルブ４９は、下作動室３３から上作動室３
０への作動油の流入を可能としている。

【００３８】ピストン３１の下方に位置するピストンロ
ッド１７の下端部には、縮み側チェックバルブ５４が取
付けられている。縮み側チェックバルブ５４は、ピスト
ンロッド１７の下端に取り付けられたハウジング５０、
バルブ５２、バルブ５２を閉じる方向に付勢するスプリ
ング５３、及びハウジング５０に穿設されると共にバル
ブ５２によって開閉される油路５１から構成されてい
る。この縮み側チェックバルブ５４は、油路２０から下
作動室３３への作動油の流入を可能としている。

【００３９】次に本実施例の作用を説明する。本実施例
のサスペンションの振動減衰装置が伸びる時、上作動室
３０の体積は減少し、下作動室３３の体積は増加する。
このとき、上作動室３０の作動油は、伸び側チェックバ
ルブ４９により下作動室３３へ流入できないため、下作
動室３３内の作動油が穴４５、油路１８、及び減衰力制
御弁９を通過する。ピストンロッド１７がシリンダ２９
から伸び出た体積に相当する作動油は、フリーピストン
５が下がり油室６の体積が減少する時、油路８から流出
する。

【００４０】減衰力制御弁９のロータリ弁１２の穴１２
ａを通過した作動油は、油路２０、縮み側チェックバル
ブ５４を通過し、下作動室３３に流入する。この時の減
衰力は、シリンダ２９の面積からピストンロッド１７の
面積を減算した面積差とロータリ弁２２の穴１２ａで降
下した圧力差との積となる。

【００４１】サスペンションの振動減衰装置が縮む時、
上作動室３０の体積が増加し、下作動室３３の体積は減
少する。このとき、下作動室３３の作動油は、縮み側チ
ェックバルブ５４により、油路２０に流入できないた
め、伸び側チェックバルブ４９を通過して上作動室３０
に流入する。下作動室３３から上作動室３０に流入した
作動油の内、ピストンロッド１７が進入した体積に相当
する作動油は、穴４５、油路１８を通り減衰力制御弁９
を通過する。減衰力制御弁９を通過した作動油は、上リ
ザーバ１の油室６に流入し、フリーピストン５を押し上
げる。この時の減衰力は、ピストンロッド１７の面積と
ロータリ弁１２の穴１２ａで降下した圧力差との積とな
る。

【００４２】以上のようにアクチュエータ１０を制御
し、ロータリ弁１２の穴１２ａの面積を変化させること
により、減衰力を制御することができる。

【００４３】更に、シリンダ２９下方に配設したチェッ
クバルブ３７では、所定の作動油の流れを制限するよう
にバルブ３５に絞り３５ａが穿設されているため、下作
動室３３と油室４０とは連通している。このため、伸び
時及び縮み時に応じて、微小油量の作動油が下作動室３
３と油室４０との間で移動する。そして、この微小油量
の作動油の移動により油室４０とガス室４１の間に配設
したフリーピストン４１が油量の移動に応じて摺動す
る。

【００４４】以上の作動により、本実施例では次の効果
が得られる。減衰力制御弁及び上リザーバがばね上に配
置できるため、信頼性・耐久性が向上する。１個の減衰
力制御弁を用いているため、コストを低く抑えることが
できる。

【００４５】一般的作動条件下では、伸び縮みにかかわ
らず、低減衰力から高減衰力まで幅広い減衰力が得られ
る。

【００４６】作動油が減衰力制御弁を流れる方向が伸び
縮み時で同じであるため、伸び縮みで減衰力特性が同じ
になる。

【００４７】ピルトンロッドの面積×２＝シリンダの面
積を満足するように各面積を定めることにより、減衰力
制御弁の絞り面積が同じ時、すなわちアクチュエータの
出力軸の変位が同じ時、ピストン速度が同じであれば、
伸び縮みで同じ減衰力が得られる。

【００４８】一方、減衰力制御弁が応答し得ないような
高周波振動が油圧シリンダに入力された場合には、上リ
ザーバのガスばねと油圧シリンダと間に位置する減衰力
制御弁で発生する減衰力以外に、下リザーバ４４によっ
てガスばねの作用を有する油室４０と油圧シリンダ２９
の下作動室３３と間に位置するチェックバルブ３７の絞
り３５ａ及びバルブ３５が作動し、等価減衰力を低下さ
せる。その結果、サスペンション変位に対するサスペン
ション力の伝達ゲインが高い振動周波数域まで一定に保
持され、車体への振動伝達力が従来のサスペンションに
比べて大幅に低減でき、高周波振動の乗心地が著しく改
善される。また、図６（ｂ）の周波数ｆ ₂₃以上の領域に
おいてむだな絞り弁の制御を省略できるため、エネルギ
ー消費を少なくすることができる。

【００４９】また、従来の２つのリザーバ室を持つサス
ペンション装置に比べ、本実施例の上下両リザーバ室を
備えるサスペンション装置は、車輪の振動の共振点を含
む高い周波数領域での振動伝達特性が低レベルとなって
おり、更に、伸び縮みにかかわらず低減衰力から高減衰
力まで幅広い減衰力が得られる。

【００５０】図７に上記実施例と従来の２つのリザーバ
室を持つサスペンション装置（従来システム）との振動
伝達比及びエネルギー消費率を比較して示す。図から理
解されるように、本実施例では１０Ｈｚ以上の領域にお
いて振動伝達比が低減されており、また全周波数域に亘
ってエネルギー消費率が低減されている。

【００５１】次に、本発明のサスペンションの振動減衰
装置を車両の油空圧サスペンションとして適用した実施
例について説明する。

【００５２】図８に車両の一輪分のアクティブサスペン
ションシステムを示す。図において、６１は油圧ポンプ
であり、その吐出側は油圧供給配管６２に接続され、吸
い込み側はリザーバタンク６３に接続されている。油圧
供給配管６２には供給圧力を設定するリリーフ弁７０が
接続され、その圧力は配管６２ｂを介して後述する油圧
シリンダ６４の第１シリンダ室としての上圧力室６４
ａ、第２シリンダ室としての下圧力室６４ｂの圧力を調
整して減衰力を制御する減衰力制御弁としての流量制御
弁６５へ供給される。

【００５３】この流量制御弁６５は、車両の横加速度、
各車輪のサスペンション変位、サスペンション力等の各
検出信号に基づいて、車両の振動、乗心地、及び姿勢を
制御するための指令信号を演算して出力するコントロー
ラ６６からの指令信号により駆動制御され、作動油の流
量を制御する。流量制御弁６５より流量が調整された作
動油は、油圧配管６２ａを通過して上圧力室６４ａに流
入する。また、流量制御弁６５は油圧配管６２ｄを介し
て下圧力室６４ｂに連通されている。

【００５４】油圧配管６２ａには、ばね定数Ｋ₁ のガス
ばねとして作用するアキュームレータ６７が、減衰係数
Ｃ₁ のダンパとして減衰力を発生する絞り弁６８を介し
て接続されている。また、シリンダ６４内には、、減衰
係数Ｃ₂ のダンパとして減衰力を発生する絞り弁６８ａ
を介して、遊動隔壁６９によってばね定数Ｋ₂ のばねと
して作用する背圧室６７ａが形成されている。

【００５５】また、流量制御弁６５とリザーバタンク６
３との間には、戻し配管６２ｃが接続され、油圧シリン
ダからの作動油をリザーバタンクに戻すように構成され
ている。

【００５６】このアクティブサスペンションシステムの
設計値を次の表１に示す。なお、折れ点周波数ｆ₂₃は、
人間が振動周波数に対して十分感度が低くなる周波数で
かつ、折れ点周波数ｆ₂₂を設定できるように設計してい
る。

【００５７】

【表１】

【００５８】次に本実施例の作用を説明する。

【００５９】凹凸路走行時において、比較的低い周波数
（振動周波数ｆ₂₂以下）の振動が路面からタイヤを介し
て油圧シリンダ６４に入力された場合には、主にコント
ーラ６６の指令信号に基づいて流量制御弁を駆動し、上
油圧室６４ａの圧力変動が抑制される。その際、アキュ
ームレータ６７のガスばね（Ｋ₁ ）と油圧シリンダ６４
間に位置する絞り弁６８で発生する減衰力とによって、
ある程度上油圧室６４ａの圧力変動を抑制するように作
用する。

【００６０】しかし、油圧シリンダ６４内の背圧室６７
ａのガスばね（Ｋ₂ ）と油圧シリンダ６４との間に位置
する減衰力を発生する絞り弁６８ａは、振動周波数がｆ
₂₂以下であるため、油圧シリンダの作動油は背圧室６７
ａに殆ど流入しない。その結果、油圧室の圧力変動を抑
制する効果は少ない。

【００６１】一方、流量制御弁６５が応答し得ないよう
な高周波振動（振動周波数ｆ₂₂以上）が油圧シリンダに
入力された場合には、アキュームレータ６７のガスばね
（Ｋ ₁ ）と油圧シリンダ６４と間に位置する絞り弁６８
で発生する減衰力以外に、背圧６７ａのガスばね
（Ｋ₂ ）と油圧シリンダ６４と間に位置する絞り弁６８
ａで発生する減衰力が作用し、等価減衰力を低下させ
る。その結果、サスペンション変位に対するサスペンシ
ョン力の伝達ゲインが振動周波数ｆ₂₃まで一定に保持さ
れ、車体への振動伝達力が従来のアクティブサスペンシ
ョンに比べ大幅に低減でき、高周波振動の乗心地が著し
く改善される。

【００６２】またサスペンション変位に対するサスペン
ション力の伝達関数の周波数ゲイン特性を従来システム
と比較して図９に示す。図中の破線は図４〜図６に示し
た従来システムの気液流体利用アクティブサスペンショ
ンの特性を示すものである。ここでは、通常の制御弁の
応答性を考慮して１５Ｈｚ以上の振動周波数においては
振動を遮断するように設計した。この図９から理解され
るように、１５Ｈｚ以上で、従来のアクティブサスペン
ションに比べゲインが小さく車体への振動伝達力が低減
されるように設計されており、ばね下共振周波数約１０
Ｈｚの発生領域より高い周波数領域における振動低下減
効果が著しいことが理解できる。

【００６３】また、図１０に上記実施例と従来システム
のサスペンション変位Ｘに対するサスペンション力Ｆの
ゲインを示す。図１０において、従来Ａは特開平１−１
９３４２３号公報に示された減衰力可変式サスペンショ
ン制御装置の特性を示し、従来Ｂは特開平１−１１１５
１３号公報に示された気液流体利用アクティブサスペン
ションの特性を示し、従来Ｃは特開平２−９５９１９号
公報に示された気液流体利用サスペンション装置の特性
を示す。

【００６４】さらに、本実施例では、ばね下共振周波数
である約１０Ｈｚにおけるタイヤの接地性を保つと共
に、制御に伴う油圧エネルギを大幅に節約することがで
きる。

【００６５】また、このような設計手法を適用すること
により、従来トライアンドエラーで行われた振動乗心地
のチューニングに要する開発時間が著しく短縮され開発
コストが下がるという効果もある。

【００６６】

【発明の効果】以上説明したように本発明によれば、油
路絞り開度制御弁、流量制御弁または圧力制御弁が応答
し得ないような路面からの周波数の高い細かな振動入力
により発生する圧力変動を吸収させ、ばね下の共振周波
数を越える振動に対して減衰力が過大になることを防止
して、車体および乗員への振動を遮断することができ
る、という効果が得られる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の第１実施例の模式図である。

【図２】（１）は第１実施例の具体例の断面図であり、
（２）は（１）のチェックバルブ部分の拡大図である。

【図３】図２の減衰力制御弁近傍の拡大図である。

【図４】（ａ）は従来のモデルを示し、（ｂ）はサスペ
ンション変位Ｘに対するサスペンション力Ｆのゲインを
示す線図である。

【図５】（ａ）は従来のモデルを示し、（ｂ）はサスペ
ンション変位Ｘに対するサスペンション力Ｆのゲインを
示す線図である。

【図６】（ａ）は従来のモデルを示し、（ｂ）はサスペ
ンション変位Ｘに対するサスペンション力Ｆのゲインを
示す線図である。

【図７】従来システムと第１実施例との振動伝達比及び
エネルギー消費率を示す線図である。

【図８】本発明の第２実施例のブロック図である。

【図９】従来システムと第２実施例の振動伝達比を示す
線図である。

【図１０】上記実施例と従来システムのサスペンション
変位Ｘに対するサスペンション力Ｆのゲインを示す流図
である。

【符号の説明】

１ リザーバ １８ 油路 ２０ 油路 ２９ シリンダ ３１ ピストン

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 液体が収納されたシリンダと、 前記シリンダ内を第１シリンダ室と第２シリンダ室とに
   分割しかつ該シリンダ内に摺動可能に収納されたピスト
   ンと、 前記ピストンに形成されて前記シリンダの第１のシリン
   ダ室側から突出されたピストンロッドと、 前記第１のシリンダ室と前記第２のシリンダ室とを連通
   する連通路と、 第１のガス室を有しかつ前記連通路の途中に接続された
   第１のリザーバと、 前記連通路に設けられると共に、ばね下の共振周波数以
   下の周波数の振動に対して減衰作用を有する第１の絞り
   と、 ばね下の共振周波数を越える周波数の振動に対して減衰
   作用を有する第２の絞りと、 第２のガス室を有しかつ前記第２の絞りを介して前記第
   ２のシリンダ室に連通された第２のリザーバと、 を含むサスペンションの振動減衰装置。