JPH0825374B2 - 能動型サスペンション装置 - Google Patents
能動型サスペンション装置Info
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- JPH0825374B2 JPH0825374B2 JP63190327A JP19032788A JPH0825374B2 JP H0825374 B2 JPH0825374 B2 JP H0825374B2 JP 63190327 A JP63190327 A JP 63190327A JP 19032788 A JP19032788 A JP 19032788A JP H0825374 B2 JPH0825374 B2 JP H0825374B2
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- Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
- Y10S—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y10S280/00—Land vehicles
- Y10S280/01—Load responsive, leveling of vehicle
Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 この発明は、車体側部材と各車輪側部材との間に配設
された流体圧シリンダと、この各流体圧シリンダの作動
圧を所定の指令信号に応じて各別に調整可能な圧力制御
弁とを備えた能動型サスペンション装置に関する。
された流体圧シリンダと、この各流体圧シリンダの作動
圧を所定の指令信号に応じて各別に調整可能な圧力制御
弁とを備えた能動型サスペンション装置に関する。
従来の能動型サスペンションとしては、例えば、特開
昭62−292515号公報に記載されているものが存在する。
昭62−292515号公報に記載されているものが存在する。
この従来例は、車体と車輪との間に介装した流体圧シ
リンダに供給する流体圧を、制御装置の指令値にのみ応
動する圧力制御弁によって制御し、この圧力制御弁を、
制御装置によって車両のトータルロール剛性を一定とし
た状態で、車両の左右輪に対応する位置の相対変位を検
出する相対変位検出手段の相対変位検出値の差値（横加
速度が大きくなるに従って、この差値も大きくなる）に
比例する指令値を演算すると共に、その指令値を左右の
圧力制御弁の一方に対してはそのまま、他方に対しては
符号反転して供給することにより、トータルロール剛性
を変更することなく、ロール剛性を動的に変更すること
を可能とし、車両の旋回性能を向上させている。
リンダに供給する流体圧を、制御装置の指令値にのみ応
動する圧力制御弁によって制御し、この圧力制御弁を、
制御装置によって車両のトータルロール剛性を一定とし
た状態で、車両の左右輪に対応する位置の相対変位を検
出する相対変位検出手段の相対変位検出値の差値（横加
速度が大きくなるに従って、この差値も大きくなる）に
比例する指令値を演算すると共に、その指令値を左右の
圧力制御弁の一方に対してはそのまま、他方に対しては
符号反転して供給することにより、トータルロール剛性
を変更することなく、ロール剛性を動的に変更すること
を可能とし、車両の旋回性能を向上させている。
上記従来例では、車両旋回時に、旋回外輪側の圧力制
御弁へは上記指令値がそのまま供給されるに対し、旋回
内輪側の圧力制御弁へは、指令値が反転されて供給され
ることから、横加速度に対する流体圧シリンダの作動流
体圧力（制御圧力）の変動を示すと第15図の如くなる。
この第15図に基づいて説明すると、車両の旋回走行時、
横Ｇがα１に達するまで、旋回外輪側流体圧シリンダの
制御圧力の増加率の大きさと、旋回内輪側流体圧シリン
ダの制御圧力の低下率の大きさとが相等しい為、零ロー
ルが維持されるが、横Ｇがα１を越えると、旋回外輪側
流体圧シリンダのみの制御圧力を最大制御圧力PMAXに至
るまで増加させて、ロール剛性を高める一方で、内輪側
流体圧シリンダの制御圧力は最小制御圧力PMINに維持さ
れる。
御弁へは上記指令値がそのまま供給されるに対し、旋回
内輪側の圧力制御弁へは、指令値が反転されて供給され
ることから、横加速度に対する流体圧シリンダの作動流
体圧力（制御圧力）の変動を示すと第15図の如くなる。
この第15図に基づいて説明すると、車両の旋回走行時、
横Ｇがα１に達するまで、旋回外輪側流体圧シリンダの
制御圧力の増加率の大きさと、旋回内輪側流体圧シリン
ダの制御圧力の低下率の大きさとが相等しい為、零ロー
ルが維持されるが、横Ｇがα１を越えると、旋回外輪側
流体圧シリンダのみの制御圧力を最大制御圧力PMAXに至
るまで増加させて、ロール剛性を高める一方で、内輪側
流体圧シリンダの制御圧力は最小制御圧力PMINに維持さ
れる。
しかしながら、横Ｇが大きくなりα２を越えると、旋
回外輪側流体圧シリンダの制御圧力のみが増加し、一
方、旋回内輪側流体圧シリンダの作動圧力が最小制御圧
力PMINに固定されることから、これに伴い旋回外輪側の
みの車高がアップし、重心もアップしたロール姿勢とな
ることから車両の走行安定性が低下することになる。
回外輪側流体圧シリンダの制御圧力のみが増加し、一
方、旋回内輪側流体圧シリンダの作動圧力が最小制御圧
力PMINに固定されることから、これに伴い旋回外輪側の
みの車高がアップし、重心もアップしたロール姿勢とな
ることから車両の走行安定性が低下することになる。
また、この際、乗員は、旋回外側へせり上がるような
不快な乗心地を実感する。
不快な乗心地を実感する。
本発明は、このような従来の課題を解決するために、
車両旋回走行時、車両重心の上昇を防止して走行安定性
を確保できるとともに、良好な乗心地を維持可能な能動
型サスペンション装置を提供することを目的としてい
る。
車両旋回走行時、車両重心の上昇を防止して走行安定性
を確保できるとともに、良好な乗心地を維持可能な能動
型サスペンション装置を提供することを目的としてい
る。
上記目的を達成するために本発明は、車体側部材と各
車輪側部材との間に介装された流体圧シリンダと、車両
の横加速度を検出する横加速度検出手段と、該横加速度
検出手段の検出結果に応じて、前記流体圧シリンダの作
動流体圧を制御するための指令信号を出力する制御装置
と、当該指令信号の値の増加に応じて、旋回外輪側の流
体圧シリンダの作動流体圧を増加方向に制御し、一方、
旋回内輪側の流体圧シリンダの作動流体圧を減少方向に
制御する圧力制御弁と、を備えた能動型サスペンション
装置において、 前記旋回外輪側流体圧シリンダの作動流体圧が最大制
御圧力に達する横加速度値以上の横加速度で、前記旋回
内輪側流体圧シリンダの作動流体圧が最小制御圧力とな
るように、前記流体圧シリンダの最大制御圧力及び最小
制御圧力を設定する最大制御圧力・最小制御圧力設定手
段と、前記旋回外輪側流体圧シリンダの作動流体圧が前
記最大制御圧力に達する横加速度以下の横加速度のと
き、旋回外輪側流体圧シリンダの作動流体圧の変化率の
大きさと旋回内輪側流体圧シリンダの作動流体圧の変化
率の大きさをとを互いに等しく設定する圧力変化率設定
手段と、を備えていることを特徴とするものである。
車輪側部材との間に介装された流体圧シリンダと、車両
の横加速度を検出する横加速度検出手段と、該横加速度
検出手段の検出結果に応じて、前記流体圧シリンダの作
動流体圧を制御するための指令信号を出力する制御装置
と、当該指令信号の値の増加に応じて、旋回外輪側の流
体圧シリンダの作動流体圧を増加方向に制御し、一方、
旋回内輪側の流体圧シリンダの作動流体圧を減少方向に
制御する圧力制御弁と、を備えた能動型サスペンション
装置において、 前記旋回外輪側流体圧シリンダの作動流体圧が最大制
御圧力に達する横加速度値以上の横加速度で、前記旋回
内輪側流体圧シリンダの作動流体圧が最小制御圧力とな
るように、前記流体圧シリンダの最大制御圧力及び最小
制御圧力を設定する最大制御圧力・最小制御圧力設定手
段と、前記旋回外輪側流体圧シリンダの作動流体圧が前
記最大制御圧力に達する横加速度以下の横加速度のと
き、旋回外輪側流体圧シリンダの作動流体圧の変化率の
大きさと旋回内輪側流体圧シリンダの作動流体圧の変化
率の大きさをとを互いに等しく設定する圧力変化率設定
手段と、を備えていることを特徴とするものである。
上記本発明によれば、最大制御圧力・最小制御圧力設
定手段により、旋回外輪側流体圧シリンダの作動流体圧
が最大制御圧力に達する横加速度をα１とし、旋回内輪
側流体圧シリンダが最小制御圧力に達する横加速度をα
２としたときに、α１≦α２となるように、旋回輪流体
圧シリンダの作動流体圧の最大制御圧力・最小制御圧力
が設定され、一方、圧力変化率設定手段により、α１以
下での旋回外輪側シリンダの圧力増加分と旋回内輪側シ
リンダの圧力低下分とが等しく設定されているのでα１
＝α２の場合、横加速度がα１（＝α２）まで零ロール
が維持され、横加速度がα１を越えても、重心の位置を
変えることがなくロールするこから、走行安定性及び乗
心地とも悪化させることはない。
定手段により、旋回外輪側流体圧シリンダの作動流体圧
が最大制御圧力に達する横加速度をα１とし、旋回内輪
側流体圧シリンダが最小制御圧力に達する横加速度をα
２としたときに、α１≦α２となるように、旋回輪流体
圧シリンダの作動流体圧の最大制御圧力・最小制御圧力
が設定され、一方、圧力変化率設定手段により、α１以
下での旋回外輪側シリンダの圧力増加分と旋回内輪側シ
リンダの圧力低下分とが等しく設定されているのでα１
＝α２の場合、横加速度がα１（＝α２）まで零ロール
が維持され、横加速度がα１を越えても、重心の位置を
変えることがなくロールするこから、走行安定性及び乗
心地とも悪化させることはない。
一方、α１＜α２の場合は、横加速度がα１まで零ロ
ールが維持され、α１を越えると、旋回内側シリンダの
みの制御圧力が減少し、旋回外側シリンダの制御圧力は
一定であるので、旋回内側がしずみ込む形でロールした
姿勢となるため、車両重心の位置は下降し、従来のよう
に車両重心位置が上昇することはない結果、走行安定性
を害することなく、また、この時、乗員は旋回中心側に
しずみ込む乗心地を実感するため、従来のように旋回外
側にせり上がる乗心地とは異なり、乗心地の悪化を意識
することもない。
ールが維持され、α１を越えると、旋回内側シリンダの
みの制御圧力が減少し、旋回外側シリンダの制御圧力は
一定であるので、旋回内側がしずみ込む形でロールした
姿勢となるため、車両重心の位置は下降し、従来のよう
に車両重心位置が上昇することはない結果、走行安定性
を害することなく、また、この時、乗員は旋回中心側に
しずみ込む乗心地を実感するため、従来のように旋回外
側にせり上がる乗心地とは異なり、乗心地の悪化を意識
することもない。
以下、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。
第１図は、この一実施例の構成を示すもので、第１図
において、10は車体側部材（サスペンションアーム）を
示し、11FL〜11RRは前左〜後右車輪を示し、12は能動型
サスペンション装置を示す。
において、10は車体側部材（サスペンションアーム）を
示し、11FL〜11RRは前左〜後右車輪を示し、12は能動型
サスペンション装置を示す。
能動型サスペンション装置12は、車体側部材10と車輪
11FL〜11RRの各車輪側部材16との間に各々介装されたア
クチュエータとしての油圧シリンダ18FL〜18RRと、この
油圧シリンダ18FL〜18RRの作動圧を各々調整駆動する圧
力制御弁20FL〜20RRと、この圧力制御弁20FL〜20RRに所
定の指令信号を出力するコントローラ22とを備えるとと
もに、車体の左右方向及び上下方向に作用する横加速度
及び上下加速度を検出する横加速度検出手段としての横
加速度センサ24及び上下加速度センサ26FL〜26RRと、油
圧源28と、油圧シリンダ18FL〜18RRに各々併設され車体
の静荷重を支持するコイルスプリング29,…,29とを有し
ている。ここで、コイルスプリング29,…,29は比較的低
いバネ定数のものが使用されている。
11FL〜11RRの各車輪側部材16との間に各々介装されたア
クチュエータとしての油圧シリンダ18FL〜18RRと、この
油圧シリンダ18FL〜18RRの作動圧を各々調整駆動する圧
力制御弁20FL〜20RRと、この圧力制御弁20FL〜20RRに所
定の指令信号を出力するコントローラ22とを備えるとと
もに、車体の左右方向及び上下方向に作用する横加速度
及び上下加速度を検出する横加速度検出手段としての横
加速度センサ24及び上下加速度センサ26FL〜26RRと、油
圧源28と、油圧シリンダ18FL〜18RRに各々併設され車体
の静荷重を支持するコイルスプリング29,…,29とを有し
ている。ここで、コイルスプリング29,…,29は比較的低
いバネ定数のものが使用されている。
そして、油圧シリンダ18FL〜18RRの各々はシリンダチ
ューブ18aを有し、このシリンダチューブ18aには、ピス
トン18cにより隔設された上側圧力室Ｕが形成されてい
る。そして、シリンダチューブ18aが車体側部材10に取
り付けられ、ピストンロッド18bが車輪側部材16に取り
付けられている。また、上側圧力室Ｕの各々は、油圧配
管30を各別に介して、圧力制御弁20FL〜20RRの入出力ポ
ートに各別に連通され、これによって、上側圧力室Ｕの
作動油圧が制御され得るようになっている。
ューブ18aを有し、このシリンダチューブ18aには、ピス
トン18cにより隔設された上側圧力室Ｕが形成されてい
る。そして、シリンダチューブ18aが車体側部材10に取
り付けられ、ピストンロッド18bが車輪側部材16に取り
付けられている。また、上側圧力室Ｕの各々は、油圧配
管30を各別に介して、圧力制御弁20FL〜20RRの入出力ポ
ートに各別に連通され、これによって、上側圧力室Ｕの
作動油圧が制御され得るようになっている。
また、圧力制御弁20FL〜20RRの各々は、第２図に示す
ように、円筒状の弁ハウジング34とこれに一体的に設け
られた比例ソレノイド36とを有しており、この内、弁ハ
ウジング34の中央部には挿通孔34aが設けられ、この挿
通孔34aには、スプリング37を介在せしめたスペール38
及びロッド40が摺動可能に配設されている。また、弁ハ
ウジング34には、一端が挿通孔34aに連通され他端が油
圧源28の作動油供給側に油圧配管42を介して接続された
入力ポート34bと、同様に一端が挿通孔34aに連通され他
端が油圧源28のドレン側に油圧配管44を介して接続され
た出力ポート34cと、同様に一端が挿通孔34aに連通され
他端が前記油圧配管30を介して各油圧シリンダ18FL〜18
RRの上側圧力室Ｕと連通する入出力ポート34dとが形成
されている。そして、出力ポート34cには、これとスプ
ール38の上端及び下端との間に連通するドレン通路34e,
34fが形成されている。また、スプール38には、入力ポ
ート34bに対向するランド38a及び出力ポート34cに対向
するランド38bが形成されており、スプール38の下端部
には、両ランド38a,38bよりも小径のランド38cが設けら
れている。そして、ランド38aとランド38cとの間に圧力
制御室Ｃが形成され、この圧力制御室Ｃがパイロット通
路34gを介して入出力ポート34dに接続されている。
ように、円筒状の弁ハウジング34とこれに一体的に設け
られた比例ソレノイド36とを有しており、この内、弁ハ
ウジング34の中央部には挿通孔34aが設けられ、この挿
通孔34aには、スプリング37を介在せしめたスペール38
及びロッド40が摺動可能に配設されている。また、弁ハ
ウジング34には、一端が挿通孔34aに連通され他端が油
圧源28の作動油供給側に油圧配管42を介して接続された
入力ポート34bと、同様に一端が挿通孔34aに連通され他
端が油圧源28のドレン側に油圧配管44を介して接続され
た出力ポート34cと、同様に一端が挿通孔34aに連通され
他端が前記油圧配管30を介して各油圧シリンダ18FL〜18
RRの上側圧力室Ｕと連通する入出力ポート34dとが形成
されている。そして、出力ポート34cには、これとスプ
ール38の上端及び下端との間に連通するドレン通路34e,
34fが形成されている。また、スプール38には、入力ポ
ート34bに対向するランド38a及び出力ポート34cに対向
するランド38bが形成されており、スプール38の下端部
には、両ランド38a,38bよりも小径のランド38cが設けら
れている。そして、ランド38aとランド38cとの間に圧力
制御室Ｃが形成され、この圧力制御室Ｃがパイロット通
路34gを介して入出力ポート34dに接続されている。
一方、比例ソレノイド36は、ロッド40を介してスプリ
ング37の押圧力を制御し、スプール38の位置を、オフセ
ット位置とその両端側の作動位置との間で移動制御させ
る機能を有している。このために、比例ソレノイド36
は、軸方向に摺動自在の作動子36aと、この作動子36aを
駆動せしめる励磁コイル36bとを備えており、後述する
コントローラ22から出力される直流電流信号でなる指令
信号Ｓ（SFL〜SRR）によって駆動制御される。
ング37の押圧力を制御し、スプール38の位置を、オフセ
ット位置とその両端側の作動位置との間で移動制御させ
る機能を有している。このために、比例ソレノイド36
は、軸方向に摺動自在の作動子36aと、この作動子36aを
駆動せしめる励磁コイル36bとを備えており、後述する
コントローラ22から出力される直流電流信号でなる指令
信号Ｓ（SFL〜SRR）によって駆動制御される。
ここで、指令信号Ｓと各圧力制御弁20FL〜20RRの入出
力ポート34dから出力される作動油圧Ｐとの関係は、第
３図に示すようになっている。同図では、指令信号Ｓが
零であるときに、中立制御圧力である所定のオフセット
圧力PNを出力し、この状態から指令信号Ｓが正方向に増
加するとこれに所定の圧力ゲインｋをもって作動圧力Ｐ
が増加するとともに、油圧源28の最大出力圧PMAXに達す
ると飽和する。また、指令信号Ｓが負方向に増加すると
これに比例して作動圧力Ｐが減少し最小出力圧PMINに達
すると飽和する。
力ポート34dから出力される作動油圧Ｐとの関係は、第
３図に示すようになっている。同図では、指令信号Ｓが
零であるときに、中立制御圧力である所定のオフセット
圧力PNを出力し、この状態から指令信号Ｓが正方向に増
加するとこれに所定の圧力ゲインｋをもって作動圧力Ｐ
が増加するとともに、油圧源28の最大出力圧PMAXに達す
ると飽和する。また、指令信号Ｓが負方向に増加すると
これに比例して作動圧力Ｐが減少し最小出力圧PMINに達
すると飽和する。
つまり、指令信号Ｓが零の場合には、スプール38が圧
力調整スプリング37の押圧力と圧力制御室Ｃの圧力（即
ち、油圧シリンダ18FL〜18RRの上側圧力室Ｕ）とが均衡
する位置、即ち、所定の中立位置に設定される。そし
て、油圧シリンダ18FL〜18RRの上側圧力室Ｕに対して所
定のオフセット油圧PNが供給され、油圧シリンダ18FL〜
18RRのストロークは所定値に設定される。これによっ
て、路面から車輪11FL〜11RRを介して比較的低周波数の
振動入力があっても、これが吸収される。
力調整スプリング37の押圧力と圧力制御室Ｃの圧力（即
ち、油圧シリンダ18FL〜18RRの上側圧力室Ｕ）とが均衡
する位置、即ち、所定の中立位置に設定される。そし
て、油圧シリンダ18FL〜18RRの上側圧力室Ｕに対して所
定のオフセット油圧PNが供給され、油圧シリンダ18FL〜
18RRのストロークは所定値に設定される。これによっ
て、路面から車輪11FL〜11RRを介して比較的低周波数の
振動入力があっても、これが吸収される。
また、指令信号Ｓが正方向に増加すると、作動子36a
が下降し、これに応じてスプール38が下降して、入出力
ポート34dが入力ポート34bに連通される。このため、各
圧力制御弁20FL〜20RRの出力圧力Ｐが上昇し、油圧シリ
ンダ18FL〜18RRのストロークが伸長することになる。一
方、指令信号Ｓが負方向に増加すると、作動子36a及び
スプール38が上昇し、入出力ポート34dが出力ポート34c
に連通され、これによって上述とは反対に油圧シリンダ
18FL〜18RRのストロークが収縮することになり、これら
により必要に応じてサスペンションストロークの調整が
可能になる。
が下降し、これに応じてスプール38が下降して、入出力
ポート34dが入力ポート34bに連通される。このため、各
圧力制御弁20FL〜20RRの出力圧力Ｐが上昇し、油圧シリ
ンダ18FL〜18RRのストロークが伸長することになる。一
方、指令信号Ｓが負方向に増加すると、作動子36a及び
スプール38が上昇し、入出力ポート34dが出力ポート34c
に連通され、これによって上述とは反対に油圧シリンダ
18FL〜18RRのストロークが収縮することになり、これら
により必要に応じてサスペンションストロークの調整が
可能になる。
なお、第１図において、48H,48Hは圧力制御弁20FL〜2
0RRと油圧源28との間の油圧配管42の途中に連通された
高圧側アキュムレータ、48L,…,48Lは圧力制御弁20FL〜
20RRと油圧シリンダ18FL〜18RRとの間の油圧配管30,…,
30の途中に絞り弁46,…,46をそれぞれ個別に介して連通
された低圧側アキュムレータである。
0RRと油圧源28との間の油圧配管42の途中に連通された
高圧側アキュムレータ、48L,…,48Lは圧力制御弁20FL〜
20RRと油圧シリンダ18FL〜18RRとの間の油圧配管30,…,
30の途中に絞り弁46,…,46をそれぞれ個別に介して連通
された低圧側アキュムレータである。
一方、車体の所定位置には前述した加速度検出手段と
しての横加速度センサ24が装備されており、また各車輪
11FL〜11RRの略直上部の車体所定位置には、各々、前左
〜後右上下加速度センサ26FL〜26RRが装備されている。
そして、これらの横加速度センサ24及び上下加速度セン
サ26FL〜26RRは、車体に作用する横加速度及び上下加速
度を各々検出し、これに応じたアナログ電圧信号でなる
横加速度信号GY及び上下加速度信号GZFL〜GZRRを各々コ
ントローラ22に出力するようになっている。
しての横加速度センサ24が装備されており、また各車輪
11FL〜11RRの略直上部の車体所定位置には、各々、前左
〜後右上下加速度センサ26FL〜26RRが装備されている。
そして、これらの横加速度センサ24及び上下加速度セン
サ26FL〜26RRは、車体に作用する横加速度及び上下加速
度を各々検出し、これに応じたアナログ電圧信号でなる
横加速度信号GY及び上下加速度信号GZFL〜GZRRを各々コ
ントローラ22に出力するようになっている。
更にコントローラ22は、車体の所定位置に装備され装
置全体を制御するもので、具体的には第４図に示すよう
に構成されている。つまり、コントローラ22は、入力す
る横加速度信号GYに対する指令信号を形成するロール制
御用の増幅器22Yと、入力する上下加速度信号GZFL〜G
ZFR、GZRL、GZRRに対する指令信号を各々形成するバウ
ンシング制御部22Zと、バウンシング制御の各々の出力
に増幅器22Yからの指令信号を加算する加算器56A〜56D
とを有して構成されている。
置全体を制御するもので、具体的には第４図に示すよう
に構成されている。つまり、コントローラ22は、入力す
る横加速度信号GYに対する指令信号を形成するロール制
御用の増幅器22Yと、入力する上下加速度信号GZFL〜G
ZFR、GZRL、GZRRに対する指令信号を各々形成するバウ
ンシング制御部22Zと、バウンシング制御の各々の出力
に増幅器22Yからの指令信号を加算する加算器56A〜56D
とを有して構成されている。
そして、バウンシング制御手段22Zの入力端には、入
力する上下加速度信号GZFL、GZFR、GZRL、GZRRを各々積
分する積分器58A〜58Dと、この積分出力を各別に所定の
ゲインK2で増幅する増幅器60A〜60Dとを有して構成され
ている。そして、増幅器60A〜60Dの出力側は、加算器56
A〜56Dの一方のマイナス入力端に至る。
力する上下加速度信号GZFL、GZFR、GZRL、GZRRを各々積
分する積分器58A〜58Dと、この積分出力を各別に所定の
ゲインK2で増幅する増幅器60A〜60Dとを有して構成され
ている。そして、増幅器60A〜60Dの出力側は、加算器56
A〜56Dの一方のマイナス入力端に至る。
また、増幅器22Yの出力側は加算器56A〜56Dの他方の
入力端に至り、この加算器56A〜56Dにおいて車体の左右
で相互に反対のロール抑制動作を行うように加算され、
旋回外輪側の圧力制御弁には、正の出力信号が供給さ
れ、一方、旋回内輪側の圧力制御弁には負の出力信号が
供給されるように、この加算器56A〜56Dの出力側は圧力
制御弁20FL〜20RRの励磁コイル36bに各々至り、指令信
号SFL〜SRRを供給するようになっている。
入力端に至り、この加算器56A〜56Dにおいて車体の左右
で相互に反対のロール抑制動作を行うように加算され、
旋回外輪側の圧力制御弁には、正の出力信号が供給さ
れ、一方、旋回内輪側の圧力制御弁には負の出力信号が
供給されるように、この加算器56A〜56Dの出力側は圧力
制御弁20FL〜20RRの励磁コイル36bに各々至り、指令信
号SFL〜SRRを供給するようになっている。
上記コントローラ22は、第３図に示す特性に基づいて
指令信号を圧力制御弁に出力し、定常的な車両旋回時、
横加速度に対する油圧シリンダ18FL〜18RRの制御圧力を
第５図に示すように制御している。
指令信号を圧力制御弁に出力し、定常的な車両旋回時、
横加速度に対する油圧シリンダ18FL〜18RRの制御圧力を
第５図に示すように制御している。
即ち、一点鎖線で示すように、オフセット圧力PNを に設定し、横Ｇがα１まで増加する間、外輪側シリンダ
の制御圧力の増加分と内輪側シリンダの圧力低下分とが
等しく制御されており、この状態から、例えば、ステア
リングを切込んで旋回半径を小さくするか、またはアク
セルを閉じる方向に操作して、横Ｇを増加させても、横
Ｇがα１以上において外輪側制御圧力は最大制御圧力P
MAXに固定され、一方内輪側制御圧力は最小制御圧力P
MINに固定される。このため、横Ｇがα１まで零ロール
が維持され、横Ｇがα１を越えても、車両重心の位置を
変えることがないロールした姿勢となることから、走行
安定性を悪化させることはない。この際、前記第15図で
示したように、旋回外輪側のみが車高アップによる影響
を受けることもないため、乗心地の悪化をきたすことも
ない。
の制御圧力の増加分と内輪側シリンダの圧力低下分とが
等しく制御されており、この状態から、例えば、ステア
リングを切込んで旋回半径を小さくするか、またはアク
セルを閉じる方向に操作して、横Ｇを増加させても、横
Ｇがα１以上において外輪側制御圧力は最大制御圧力P
MAXに固定され、一方内輪側制御圧力は最小制御圧力P
MINに固定される。このため、横Ｇがα１まで零ロール
が維持され、横Ｇがα１を越えても、車両重心の位置を
変えることがないロールした姿勢となることから、走行
安定性を悪化させることはない。この際、前記第15図で
示したように、旋回外輪側のみが車高アップによる影響
を受けることもないため、乗心地の悪化をきたすことも
ない。
一方、第５図実線で示す如くオフセット圧力をPNとし
て、 にオフセット圧力を設定すると、横Ｇがα１′まで外輪
側制御圧力の増加分と内輪側制御圧力の低下分とが等し
く設定され、横Ｇがα１′を越えると外輪側制御圧力は
最大制御圧力であるPMAXに固定され、内輪側制御圧力
は、横Ｇの増大に伴って低下し、最終的には横Ｇがα２
において最小制御圧力であるPMINまで減少する。従っ
て、この場合、車両重心が下降した状態でロールした姿
勢をとるために、重心がアップすることに基づく走行安
定性の悪化を防ぐことができる。また、前記第15図で説
明したように外輪側の車高がアップするのではなく、内
輪側の車高が低くなることから、乗員は旋回外側にせり
上がるような感じから開放され、乗心地の悪化を防ぐこ
とができる。
て、 にオフセット圧力を設定すると、横Ｇがα１′まで外輪
側制御圧力の増加分と内輪側制御圧力の低下分とが等し
く設定され、横Ｇがα１′を越えると外輪側制御圧力は
最大制御圧力であるPMAXに固定され、内輪側制御圧力
は、横Ｇの増大に伴って低下し、最終的には横Ｇがα２
において最小制御圧力であるPMINまで減少する。従っ
て、この場合、車両重心が下降した状態でロールした姿
勢をとるために、重心がアップすることに基づく走行安
定性の悪化を防ぐことができる。また、前記第15図で説
明したように外輪側の車高がアップするのではなく、内
輪側の車高が低くなることから、乗員は旋回外側にせり
上がるような感じから開放され、乗心地の悪化を防ぐこ
とができる。
即ち、本実施例ではオフセット圧力PNは の値に設定されることにより、走行安定性及び乗心地の
向上を達成するものである。ここで、オフセット圧力PN
を とする手段について説明すると、例えば、作動子36aの
長さを大きくするか、または重量を大きくするか、更に
はスプリング37のバネ定数を大きくするか等によりオフ
セット圧力PNを上記の値に設定することができる。
向上を達成するものである。ここで、オフセット圧力PN
を とする手段について説明すると、例えば、作動子36aの
長さを大きくするか、または重量を大きくするか、更に
はスプリング37のバネ定数を大きくするか等によりオフ
セット圧力PNを上記の値に設定することができる。
次に、上記実施例の動作を説明する。
車両のイグニッションスイッチ（図示せず）がオン状
態になると、横加速度センサ24及び上下加速度センサ27
FL〜27RRは、車両の揺動に伴う前後、上下、左右方向の
加速度に応じて正または負の検出信号GY及びGZFL〜GZRR
をコントローラ22に供給し、これにより、コントローラ
22では入力する各検出信号に基づいた制御が開始され
る。
態になると、横加速度センサ24及び上下加速度センサ27
FL〜27RRは、車両の揺動に伴う前後、上下、左右方向の
加速度に応じて正または負の検出信号GY及びGZFL〜GZRR
をコントローラ22に供給し、これにより、コントローラ
22では入力する各検出信号に基づいた制御が開始され
る。
まず、各加速度に基づく指令信号形成動作について説
明する。
明する。
横加速度センサ24にかかる横加速度検出信号GYは増加
器22Yに入力し、この増幅器22Yにおいて設定されている
ゲインKYにより増幅され指令信号SYが形成される。そし
て、この指令信号SYが加算器56A〜56Dの他方の入力端に
各々出力される。
器22Yに入力し、この増幅器22Yにおいて設定されている
ゲインKYにより増幅され指令信号SYが形成される。そし
て、この指令信号SYが加算器56A〜56Dの他方の入力端に
各々出力される。
また、バウンシング制御手段22Zでは、上下加速度検
出器27FL〜27RRにかかる上下加速度検出信号GZFL〜GZRR
が、積分器58A〜58Dによって各別に積分され、この平均
化された信号が増幅器60A〜60Dにより増幅された後、指
令信号SZFL〜SZRRとして加算器56A〜56Dの一方の入力端
に各々出力される。
出器27FL〜27RRにかかる上下加速度検出信号GZFL〜GZRR
が、積分器58A〜58Dによって各別に積分され、この平均
化された信号が増幅器60A〜60Dにより増幅された後、指
令信号SZFL〜SZRRとして加算器56A〜56Dの一方の入力端
に各々出力される。
従って、加算器56A〜56Dでは、上下加速度信号GZFL〜
GZRRにかかる指令信号SZFL〜SZRRを基準値として横加速
度信号GYにかかる指令信号SYが加減演算され、最終的に
合成された指令信号SFL〜SRRが各圧力制御弁20FL〜20RR
の励磁コイル36bに出力される。
GZRRにかかる指令信号SZFL〜SZRRを基準値として横加速
度信号GYにかかる指令信号SYが加減演算され、最終的に
合成された指令信号SFL〜SRRが各圧力制御弁20FL〜20RR
の励磁コイル36bに出力される。
このため、圧力制御弁20FL〜20RRの励磁コイル36bが
指令信号SFL〜SRRに各々応じて励磁され、油圧シリンダ
18FL〜18RRの上側圧力室Ｕに対する作動圧力Ｐが指令信
号Ｓに応じた値に調整される。これによって、作動油圧
Ｐが直進定速走行に対応する中立値PN（オフセット圧
力）より上昇する場合は、ピストン18cが下方へ移動し
て油圧シリンダ18FL〜18RRのストロークを伸長させると
ともに、作動油圧Ｐが中立値PNより低下する場合は、反
対にそのストロークを縮小させる。
指令信号SFL〜SRRに各々応じて励磁され、油圧シリンダ
18FL〜18RRの上側圧力室Ｕに対する作動圧力Ｐが指令信
号Ｓに応じた値に調整される。これによって、作動油圧
Ｐが直進定速走行に対応する中立値PN（オフセット圧
力）より上昇する場合は、ピストン18cが下方へ移動し
て油圧シリンダ18FL〜18RRのストロークを伸長させると
ともに、作動油圧Ｐが中立値PNより低下する場合は、反
対にそのストロークを縮小させる。
いま、車両が良路を定速度で直進走行しているものと
すると、この状態では横加速度及びロールを生じないの
で、横加速度センサ24及び上下加速度センサ26FL〜26RR
の検出信号GY、GZFL〜GZRRの値は略零である。このた
め、各指令信号SFL〜SRRの値は零となり、各圧力制御弁
20FL〜20RRは、前述したようにその出力圧力Ｐとしてオ
フセット圧力PNを出力する。これによって、各油圧シリ
ンダ18FL〜18RR及びコイルスプリング29,…,29は所定の
ストロークをもって車体を略水平に支持するとともに、
路面から車輪11FL〜11RRを介して入力する比較的低周波
数の振動入力は、圧力制御弁20FL〜20RRの圧力制御室Ｃ
の圧力変動によるスプール38の移動によって吸収され、
路面の細かな凹凸によるばね下共振周波数に対応する比
較的高周波数の振動入力は、絞り弁46,…,46により吸収
される。従って、乗心地の悪化が防止される。
すると、この状態では横加速度及びロールを生じないの
で、横加速度センサ24及び上下加速度センサ26FL〜26RR
の検出信号GY、GZFL〜GZRRの値は略零である。このた
め、各指令信号SFL〜SRRの値は零となり、各圧力制御弁
20FL〜20RRは、前述したようにその出力圧力Ｐとしてオ
フセット圧力PNを出力する。これによって、各油圧シリ
ンダ18FL〜18RR及びコイルスプリング29,…,29は所定の
ストロークをもって車体を略水平に支持するとともに、
路面から車輪11FL〜11RRを介して入力する比較的低周波
数の振動入力は、圧力制御弁20FL〜20RRの圧力制御室Ｃ
の圧力変動によるスプール38の移動によって吸収され、
路面の細かな凹凸によるばね下共振周波数に対応する比
較的高周波数の振動入力は、絞り弁46,…,46により吸収
される。従って、乗心地の悪化が防止される。
この状態からステアリングホイールを右切りにして定
常的な右旋回状態に移行すると、車体に横加速度が作用
する。この時、横加速度センサ24から正の横加速度信号
GYが検出される。なお、定常的な旋回状態であることか
ら、上下加速度センサ27FL〜27RRからの上下加速度信号
GZFL〜GZRRは略零となる。
常的な右旋回状態に移行すると、車体に横加速度が作用
する。この時、横加速度センサ24から正の横加速度信号
GYが検出される。なお、定常的な旋回状態であることか
ら、上下加速度センサ27FL〜27RRからの上下加速度信号
GZFL〜GZRRは略零となる。
従って、前左圧力制御弁20FL,後左圧力制御弁20RLに
供給される制御信号SFL,SRFは正の値になる。一方、前
右圧力制御弁20FRに供給される制御信号SFR及び後右圧
力制御弁20RRに供給される制御信号SRRの値は負とな
る。
供給される制御信号SFL,SRFは正の値になる。一方、前
右圧力制御弁20FRに供給される制御信号SFR及び後右圧
力制御弁20RRに供給される制御信号SRRの値は負とな
る。
従って、この右旋回状態においては、前左，後左油圧
シリンダ18FL,18RLのストロークが収縮しようとし、前
右，後右油圧シリンダ18FR,18RRのストロークが伸長し
ようとするが、前左，後左圧力制御弁20FL,20RLに対す
る指令信号SFL,SRLは適正な正の値となり、前右，後右
圧力制御弁20FR,20RRに対する指令信号SFR,SRRは適正な
負の値となるため、前左，後左圧力制御弁20FL,20RLの
出力圧力Ｐがオフセット圧力PNから指令信号SFL,SRLに
応じて増加し、これに相当する油圧シリンダ18FL,18RL
の上側圧力室Ｕの圧力が増加する。このため、油圧シリ
ンダ18FL,18RLにより車体，車輪間のストローク収縮に
抗する付勢力が発生される。一方、前右，後右圧力制御
弁20FR,20RRの出力圧力Ｐがオフセット圧力PNより減少
し、これに相当する油圧シリンダ18FR,18RRの上側圧力
室Ｕの圧力が低下する。
シリンダ18FL,18RLのストロークが収縮しようとし、前
右，後右油圧シリンダ18FR,18RRのストロークが伸長し
ようとするが、前左，後左圧力制御弁20FL,20RLに対す
る指令信号SFL,SRLは適正な正の値となり、前右，後右
圧力制御弁20FR,20RRに対する指令信号SFR,SRRは適正な
負の値となるため、前左，後左圧力制御弁20FL,20RLの
出力圧力Ｐがオフセット圧力PNから指令信号SFL,SRLに
応じて増加し、これに相当する油圧シリンダ18FL,18RL
の上側圧力室Ｕの圧力が増加する。このため、油圧シリ
ンダ18FL,18RLにより車体，車輪間のストローク収縮に
抗する付勢力が発生される。一方、前右，後右圧力制御
弁20FR,20RRの出力圧力Ｐがオフセット圧力PNより減少
し、これに相当する油圧シリンダ18FR,18RRの上側圧力
室Ｕの圧力が低下する。
従って、第５図一点鎖線で示す如く、横加速度がα１
の状態まで零ロールが維持される。一方、横加速度がα
１より大きくなると、車体後側から見て左下がりにロー
ルするが、この際、車両重心位置を変えることないロー
ル姿勢となるために、走行安定性及び乗心地を悪化させ
ることがない。
の状態まで零ロールが維持される。一方、横加速度がα
１より大きくなると、車体後側から見て左下がりにロー
ルするが、この際、車両重心位置を変えることないロー
ル姿勢となるために、走行安定性及び乗心地を悪化させ
ることがない。
一方、第５図実線で示す場合は、横加速度がα１′ま
で零ロールが維持される。横加速度がα１′を越える
と、内輪側制御圧力がα２まで減少し、それ以後最小制
御圧力に維持される。一方、外輪側制御圧力はα１′に
おいて最大制御圧力となり、横加速度が増えても外輪側
制御圧力は最大制御圧力PMAXに固定される。従って、定
常的な旋回状態からアクセスを閉じる方向に操作した場
合等、横Ｇがα１′を越えた場合には、車体後側から見
て右下がりの逆ロール状態となる。この際、重心位置は
上昇することなく低下し、また乗員は旋回中心側に向か
って沈み込むような乗心地を覚え、前記第15図で説明し
たように、旋回外側方向にせり上がるような乗心地とは
異なるため、乗心地の悪化を意識することはない。
で零ロールが維持される。横加速度がα１′を越える
と、内輪側制御圧力がα２まで減少し、それ以後最小制
御圧力に維持される。一方、外輪側制御圧力はα１′に
おいて最大制御圧力となり、横加速度が増えても外輪側
制御圧力は最大制御圧力PMAXに固定される。従って、定
常的な旋回状態からアクセスを閉じる方向に操作した場
合等、横Ｇがα１′を越えた場合には、車体後側から見
て右下がりの逆ロール状態となる。この際、重心位置は
上昇することなく低下し、また乗員は旋回中心側に向か
って沈み込むような乗心地を覚え、前記第15図で説明し
たように、旋回外側方向にせり上がるような乗心地とは
異なるため、乗心地の悪化を意識することはない。
上述した右旋回状態とは反対に左旋回状態において
は、戦記横加速度センサ24から負の検出信号が出力さ
れ、前右油圧シリンダ18FR,後右油圧シリンダ18RRが旋
回外輪側の油圧シリンダとなって、その作動圧力が増加
方向に制御され、一方、前左油圧シリンダ18FL,後左油
圧シリンダ18RLが旋回内輪側油圧シリンダとなって、そ
の作動圧力が減少方向に制御される。
は、戦記横加速度センサ24から負の検出信号が出力さ
れ、前右油圧シリンダ18FR,後右油圧シリンダ18RRが旋
回外輪側の油圧シリンダとなって、その作動圧力が増加
方向に制御され、一方、前左油圧シリンダ18FL,後左油
圧シリンダ18RLが旋回内輪側油圧シリンダとなって、そ
の作動圧力が減少方向に制御される。
ここで、この発明の着眼点を第６図に示すモデルを用
いて詳述する。この第６図は、定常的な右旋回時におけ
る横加速度情報による制御系のモデルを示したものであ
り、10Aは車体、ｋはバネ定数、ｌはトレッド、MGは車
両重心位置、ｈは重心MGとロール中心間距離を各々示
す。
いて詳述する。この第６図は、定常的な右旋回時におけ
る横加速度情報による制御系のモデルを示したものであ
り、10Aは車体、ｋはバネ定数、ｌはトレッド、MGは車
両重心位置、ｈは重心MGとロール中心間距離を各々示
す。
横Ｇをα、車両質量をｍ、油圧シリンダのピストン18
C,…,18Cの断面積Ａとした場合、前記第５図の一点鎖線
に相当する第７図で示される場合は、横Ｇがα１までの
場合、ロールモーメントＭはＭ＝ｍα1hとなる。
C,…,18Cの断面積Ａとした場合、前記第５図の一点鎖線
に相当する第７図で示される場合は、横Ｇがα１までの
場合、ロールモーメントＭはＭ＝ｍα1hとなる。
一方、外輪側のばねがΔx1圧縮され、内輪側ばねがΔ
x2伸びた場合には、内外輪側輪荷重を考えると、 外輪 W1＝W0＋ΔP1A＋Δx1k 内輪 W2＝W0＋ΔP1A＋Δx2k となる。
x2伸びた場合には、内外輪側輪荷重を考えると、 外輪 W1＝W0＋ΔP1A＋Δx1k 内輪 W2＝W0＋ΔP1A＋Δx2k となる。
ここで、W0は横Ｇが０のときの輪荷重を示し、 W0＝P0A＋kx0 である。
モーメントの均り合を考えると、 となり、 輪荷重の変動分の均り合は、 ΔP1A＋Δx1k＝ΔP1A＋Δx2k ……（２） となり、 （１），（２）式より車両が上下変動することなく零
ロールになるための条件はΔx1＝Δx2＝０であることか
ら、これを前記（１），（２）式に代入すると、 Ｍ＝ｌΔP1A ……（３） となり、ΔＰを とすれば良い。
ロールになるための条件はΔx1＝Δx2＝０であることか
ら、これを前記（１），（２）式に代入すると、 Ｍ＝ｌΔP1A ……（３） となり、ΔＰを とすれば良い。
一方、横Ｇが増加し、α１を越えてα２となった場合
のロールモーメントの増加分をΔＭとすれば、外輪側の
圧力増加分及び内輪側の圧力低下分はそれぞれ０である
ことから、前記（１），（２）式は、 ｋΔx1＝ｋΔx2 ……（６） となり、 前記（５）式に前記（３）式を代入すると、 となり、 となり、第８図の旋回外輪側及び内輪側の車高変化を示
す概略図の如く、車両は重心の位置MGを変えることない
ロール姿勢となる。
のロールモーメントの増加分をΔＭとすれば、外輪側の
圧力増加分及び内輪側の圧力低下分はそれぞれ０である
ことから、前記（１），（２）式は、 ｋΔx1＝ｋΔx2 ……（６） となり、 前記（５）式に前記（３）式を代入すると、 となり、 となり、第８図の旋回外輪側及び内輪側の車高変化を示
す概略図の如く、車両は重心の位置MGを変えることない
ロール姿勢となる。
次に、前記第15図に示した場合に相当する、旋回外輪
側の流体圧シリンダの制御圧力が内輪側のそれに比べて
高い、第９図に示す場合について考察する。
側の流体圧シリンダの制御圧力が内輪側のそれに比べて
高い、第９図に示す場合について考察する。
横Ｇがα１を越えたときには、内外輪側輪荷重を考え
ると、 W1＝W0＋ΔP1A＋ΔP2A＋Δx1k W2＝W0−ΔP1A−Δx2k となる。
ると、 W1＝W0＋ΔP1A＋ΔP2A＋Δx1k W2＝W0−ΔP1A−Δx2k となる。
一方、モーメントの均り合は、 となる。
輪荷重の均り合は、 ΔP1A＋ΔP2A＋Δx1k＝ΔP1A＋Δx2k となり、 これらから、 となる。
従って、 となる。
従って、車高の変化を説明する第10図に示す如く、旋
回外輪側のみが車高アップの影響を受け、直進走行中に
おける車両重心位置がMG1からMG2に上昇する。この際、
重心が上昇することにより走行安定性が低下するととも
に、旋回外輪側のみの車高が上昇することから、乗員は
旋回外側へせり上がるような不快な乗心地を実感する。
回外輪側のみが車高アップの影響を受け、直進走行中に
おける車両重心位置がMG1からMG2に上昇する。この際、
重心が上昇することにより走行安定性が低下するととも
に、旋回外輪側のみの車高が上昇することから、乗員は
旋回外側へせり上がるような不快な乗心地を実感する。
次に、前記第５図の実線部に相当する、旋回内輪側の
油圧シリンダの制御圧力が旋回外輪側のそれに比べて大
きく変化する第11図の場合について考察する。
油圧シリンダの制御圧力が旋回外輪側のそれに比べて大
きく変化する第11図の場合について考察する。
内外輪側輪荷重は、 W1＝W0＋ΔP1A＋Δx1k W2＝W0−ΔP1A−ΔP2A−Δx2k となる。
一方、モーメントの均り合は、 となり、 輪荷重の変動分の均り合は、 ΔP1A＋Δx1k＝ΔP1A＋ΔP2A＋Δx2k となり、 これから、 となる。
従って、車高の変化を説明する第12図で示す如く、旋
回外輪側の車高が低下したロール姿勢となることから、
車両重心位置は、直進走行時であるMG1からMG2まで下降
する。この時、重心は上昇することなく下降するため
に、走行安定性を低下させる恐れもなく、且つ乗員は旋
回中心側に沈み込む乗心地を覚え、これは旋回外側へせ
り上がる乗心地とは異なるために、乗心地の悪化を意識
する恐れもない。
回外輪側の車高が低下したロール姿勢となることから、
車両重心位置は、直進走行時であるMG1からMG2まで下降
する。この時、重心は上昇することなく下降するため
に、走行安定性を低下させる恐れもなく、且つ乗員は旋
回中心側に沈み込む乗心地を覚え、これは旋回外側へせ
り上がる乗心地とは異なるために、乗心地の悪化を意識
する恐れもない。
なお、上記実施例では、アクチュエータとして油圧シ
リンダを適用した場合について説明したが、本発明はこ
れに限定されるものではなく、空気シリンダ等の他の流
体圧シリンダを適用しうるものである。また、アクチュ
エータ駆動手段としても圧力制御弁のみに限定されるも
のではない。
リンダを適用した場合について説明したが、本発明はこ
れに限定されるものではなく、空気シリンダ等の他の流
体圧シリンダを適用しうるものである。また、アクチュ
エータ駆動手段としても圧力制御弁のみに限定されるも
のではない。
また、前記実施例では、バウンシング抑制制御を併せ
て行う構成としたが、これは、横加速度信号に基づくロ
ール抑制制御のみであっても良い。また、前後加速度検
出手段を設けて、ピッチング抑制制御を組合せるもので
あってもよい。
て行う構成としたが、これは、横加速度信号に基づくロ
ール抑制制御のみであっても良い。また、前後加速度検
出手段を設けて、ピッチング抑制制御を組合せるもので
あってもよい。
更に、前記実施例におけるコントローラ22は、その全
体をマイクロコンピュータを用いて構成し、これに前述
した各種機能を保有させるとしても良い。
体をマイクロコンピュータを用いて構成し、これに前述
した各種機能を保有させるとしても良い。
上記実施例では、油圧シリンダの制御圧力を制御可能
最高圧力PMAX及び制御可能最低圧力PMINまで変化させて
いるが、コントローラ22をマイクロコンピュータを用い
て構成した場合には、第13図及び第14図の横Ｇと制御圧
力との関係を示す特性図の如く、例えば、ステアリング
シャフトに設けられた舵角センサの出力信号から車両が
旋回走行状態にあることを判定し、旋回走行時、オフセ
ット圧PNが（PMAX＋PMIN/2）以下に設定されている場合
は、旋回外輪側油圧シリンダの制御圧力をPMAXより小さ
いP1の値で一定とすることもでき（第13図）、また、オ
フセット圧PNが（PMA＋PMI/2）以上に設定されている場
合は、内輪側油圧シリンダの制御圧力をPMINより大きい
P1の値で一定とするように（第14図）して、横Ｇがα１
以下で、旋回外輪側の流体圧シリンダの作動圧の変化率
の大きさと旋回内輪側の流体圧シリンダの作動圧の変化
率の大きさとが、互いに等しくなるように、指令信号S
FL〜SRRを圧力制御弁20FL〜20RRに出力することもでき
る。
最高圧力PMAX及び制御可能最低圧力PMINまで変化させて
いるが、コントローラ22をマイクロコンピュータを用い
て構成した場合には、第13図及び第14図の横Ｇと制御圧
力との関係を示す特性図の如く、例えば、ステアリング
シャフトに設けられた舵角センサの出力信号から車両が
旋回走行状態にあることを判定し、旋回走行時、オフセ
ット圧PNが（PMAX＋PMIN/2）以下に設定されている場合
は、旋回外輪側油圧シリンダの制御圧力をPMAXより小さ
いP1の値で一定とすることもでき（第13図）、また、オ
フセット圧PNが（PMA＋PMI/2）以上に設定されている場
合は、内輪側油圧シリンダの制御圧力をPMINより大きい
P1の値で一定とするように（第14図）して、横Ｇがα１
以下で、旋回外輪側の流体圧シリンダの作動圧の変化率
の大きさと旋回内輪側の流体圧シリンダの作動圧の変化
率の大きさとが、互いに等しくなるように、指令信号S
FL〜SRRを圧力制御弁20FL〜20RRに出力することもでき
る。
以上説明したように、上記本発明によれば、旋回外輪
側シリンダの作動流体圧が最大制御圧力に達する横加速
度をα１とし、旋回内輪側シリンダが最小制御圧力に達
する横加速度をα２としたときに、α１≦α２であり、
α１以下での旋回外輪側圧力増加分と旋回内輪側シリン
ダの圧力低下分とが等しいので、横加速度がα１まで零
ロールが維持され、横加速度がα１を越えても、車両重
心の位置を変えることがなく、又は、車両重心の位置が
下がった状態でロールすることから、走行安定性を悪化
させることはない。
側シリンダの作動流体圧が最大制御圧力に達する横加速
度をα１とし、旋回内輪側シリンダが最小制御圧力に達
する横加速度をα２としたときに、α１≦α２であり、
α１以下での旋回外輪側圧力増加分と旋回内輪側シリン
ダの圧力低下分とが等しいので、横加速度がα１まで零
ロールが維持され、横加速度がα１を越えても、車両重
心の位置を変えることがなく、又は、車両重心の位置が
下がった状態でロールすることから、走行安定性を悪化
させることはない。
さらに、従来のように旋回外側にせり上がる乗心地と
は異なり、車両旋回時の乗心地を悪化させることもない
という効果を有する。
は異なり、車両旋回時の乗心地を悪化させることもない
という効果を有する。
第１図は、この発明の一実施例の構成図、第２図は、圧
力制御弁の断面構成図、第３図は、圧力制御弁に対する
指令信号とその出力圧力との関係を示すグラフ、第４図
は第１図に示した実施例の制御系統のブロック図、第５
図は、上記実施例の横加速度に対する圧力制御弁の制御
圧力との関係を示す特性図、第６図は上記実施例におけ
る一制御系のモデル図、第７図は、上記実施例の横加速
度に対する圧力制御弁の制御圧力との関係を示す特性
図、第８図は、第７図における車高変化を示すモデル
図、第９図は従来の横加速度に対する圧力制御弁の制御
圧力との関係を示す特性図、第10図は、第９図における
車高変化を示すモデル図、第11図は、上記実施例の横加
速度に対する圧力制御弁の制御圧力との関係を示す特性
図、第12図は、第11図における車高変化を示すモデル
図、第13図及び14図は、他の実施例にかかる横加速度に
対する圧力制御弁の制御圧力との関係を示す特性図、第
15図は、従来の横加速度に対する圧力制御弁の制御圧力
との関係を示す特性図である。 図中、10は車体側部材、12は能動型サスペンション装
置、16は車輪側部材18FL〜18RRは油圧シリンダ、20FL〜
20RRは前左〜後右圧力制御弁、22はコントローラであ
る。
力制御弁の断面構成図、第３図は、圧力制御弁に対する
指令信号とその出力圧力との関係を示すグラフ、第４図
は第１図に示した実施例の制御系統のブロック図、第５
図は、上記実施例の横加速度に対する圧力制御弁の制御
圧力との関係を示す特性図、第６図は上記実施例におけ
る一制御系のモデル図、第７図は、上記実施例の横加速
度に対する圧力制御弁の制御圧力との関係を示す特性
図、第８図は、第７図における車高変化を示すモデル
図、第９図は従来の横加速度に対する圧力制御弁の制御
圧力との関係を示す特性図、第10図は、第９図における
車高変化を示すモデル図、第11図は、上記実施例の横加
速度に対する圧力制御弁の制御圧力との関係を示す特性
図、第12図は、第11図における車高変化を示すモデル
図、第13図及び14図は、他の実施例にかかる横加速度に
対する圧力制御弁の制御圧力との関係を示す特性図、第
15図は、従来の横加速度に対する圧力制御弁の制御圧力
との関係を示す特性図である。 図中、10は車体側部材、12は能動型サスペンション装
置、16は車輪側部材18FL〜18RRは油圧シリンダ、20FL〜
20RRは前左〜後右圧力制御弁、22はコントローラであ
る。
Claims (1)
- 【請求項１】車体側部材と各車輪側部材との間に介装さ
れた流体圧シリンダと、車両の横加速度を検出する横加
速度検出手段と、該横加速度検出手段の検出結果に応じ
て、前記流体圧シリンダの作動流体圧を制御するための
指令信号を出力する制御装置と、当該指令信号の値の増
加に応じて、旋回外輪側の流体圧シリンダの作動流体圧
を増加方向に制御し、一方、旋回内輪側の流体圧シリン
ダの作動流体圧を減少方向に制御する圧力制御弁と、を
備えた能動型サスペンション装置において、 前記旋回外輪側流体圧シリンダの作動流体圧が最大制御
圧力に達する横加速度値以上の横加速度で、前記旋回内
輪側流体圧シリンダの作動流体圧が最小制御圧力となる
ように、前記流体圧シリンダの最大制御圧力及び最小制
御圧力を設定する最大制御圧力・最小制御圧力設定手段
と、前記旋回外輪側流体圧シリンダの作動流体圧が前記
最大制御圧力に達する横加速度以下の横加速度のとき、
旋回外輪側流体圧シリンダの作動流体圧の変化率の大き
さと旋回内輪側流体圧シリンダの作動流体圧の変化率の
大きさをとを互いに等しく設定する圧力変化率設定手段
と、を備えていることを特徴とする能動型サスペンショ
ン装置。
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63190327A JPH0825374B2 (ja) | 1988-07-29 | 1988-07-29 | 能動型サスペンション装置 |
| GB8917471A GB2221878B (en) | 1988-07-29 | 1989-07-31 | Anti-rolling control system for automotive active suspension system |
| US07/387,271 US5016907A (en) | 1988-07-29 | 1989-07-31 | Anti-rolling control system for automotive active suspension system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63190327A JPH0825374B2 (ja) | 1988-07-29 | 1988-07-29 | 能動型サスペンション装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0238122A JPH0238122A (ja) | 1990-02-07 |
| JPH0825374B2 true JPH0825374B2 (ja) | 1996-03-13 |
Family
ID=16256339
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP63190327A Expired - Fee Related JPH0825374B2 (ja) | 1988-07-29 | 1988-07-29 | 能動型サスペンション装置 |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5016907A (ja) |
| JP (1) | JPH0825374B2 (ja) |
| GB (1) | GB2221878B (ja) |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP3179079B2 (ja) * | 1989-06-22 | 2001-06-25 | 富士重工業株式会社 | 車両用アクテイブサスペンションの制御方法 |
| US5071158A (en) * | 1989-08-28 | 1991-12-10 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Fluid pressure type active suspension responsive to change of rate of change of vehicle height or change of acceleration of vehicle body |
| JPH0737205B2 (ja) * | 1989-09-05 | 1995-04-26 | トヨタ自動車株式会社 | 流体圧式アクティブサスペンション |
| US5104143A (en) * | 1989-09-27 | 1992-04-14 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Vehicle suspension system with roll control variable according to vehicle speed |
| DE69119959T2 (de) * | 1990-03-23 | 1996-10-24 | Mazda Motor | Adaptive federnde Radaufhängung für Kraftfahrzeuge |
| JP3017512B2 (ja) * | 1990-04-27 | 2000-03-13 | アイシン精機株式会社 | 車輌のロール制御装置 |
| JP2626176B2 (ja) * | 1990-05-31 | 1997-07-02 | 日産自動車株式会社 | 能動型サスペンション |
| JPH0459411A (ja) * | 1990-06-28 | 1992-02-26 | Mazda Motor Corp | 車両のサスペンション装置 |
| JPH04159114A (ja) * | 1990-10-19 | 1992-06-02 | Tokico Ltd | サスペンション制御装置 |
| US5096219A (en) * | 1990-12-17 | 1992-03-17 | General Motors Corporation | Full vehicle suspension control with non-vertical acceleration correction |
| JPH04231206A (ja) * | 1990-12-27 | 1992-08-20 | Toyota Motor Corp | 流体圧式アクティブサスペンション |
| JP2852565B2 (ja) * | 1991-01-14 | 1999-02-03 | トヨタ自動車株式会社 | 流体圧式アクティブサスペンション |
| JP3009756B2 (ja) * | 1991-05-02 | 2000-02-14 | トヨタ自動車株式会社 | 流体圧式アクティブサスペンション |
| DE69212443T2 (de) * | 1991-12-06 | 1996-11-28 | Kayaba Industry Co Ltd | Aufhängungssystem |
| US5523642A (en) * | 1992-09-28 | 1996-06-04 | Sanyo Electric Co., Ltd. | External force measuring system and component mounting apparatus equipped with same |
| JPH06115335A (ja) * | 1992-10-07 | 1994-04-26 | Toyota Motor Corp | 車輌の車体姿勢制御装置 |
| US5570287A (en) * | 1994-12-16 | 1996-10-29 | Ford Motor Company | Speed dependent suspension control |
| US5765115A (en) * | 1995-08-04 | 1998-06-09 | Ford Motor Company | Pneumatic tilt stabilization suspension system |
| DE10020778B4 (de) * | 1999-04-28 | 2005-01-13 | Tokico Ltd., Kawasaki | Hydraulischer Stossdämpfer mit Dämpfungskraftregelung |
| SE532590C2 (sv) * | 2007-11-09 | 2010-03-02 | Bae Systems Haegglunds Ab | Fjädringsanordning samt förfarande vid fjädring och/eller dämpning för fordon |
| CN103568770B (zh) * | 2013-11-05 | 2015-09-30 | 中联重科股份有限公司 | 车辆悬挂系统及其控制方法 |
Family Cites Families (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4373744A (en) * | 1980-01-23 | 1983-02-15 | Lucas Industries Limited | Suspension control system for a road vehicle |
| DE3667767D1 (de) * | 1985-02-06 | 1990-02-01 | Toyota Motor Co Ltd | Aktives fahrzeug-aufhaengungssystem mit eingebauten beschleunigungsmessern. |
| DE3684801D1 (de) * | 1985-02-25 | 1992-05-21 | Nissan Motor | Positiv reguliertes fahrzeugaufhaengungssystem. |
| US4797823A (en) * | 1985-10-22 | 1989-01-10 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | System for vehicle body roll control performing suspension hardness control |
| US4621833A (en) * | 1985-12-16 | 1986-11-11 | Ford Motor Company | Control system for multistable suspension unit |
| US4761022A (en) * | 1986-03-08 | 1988-08-02 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Suspension controller for improved turning |
| JPH0635242B2 (ja) * | 1987-09-04 | 1994-05-11 | 三菱自動車工業株式会社 | 車両用サスペンション装置 |
-
1988
- 1988-07-29 JP JP63190327A patent/JPH0825374B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1989
- 1989-07-31 GB GB8917471A patent/GB2221878B/en not_active Expired - Fee Related
- 1989-07-31 US US07/387,271 patent/US5016907A/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| GB2221878B (en) | 1992-07-29 |
| JPH0238122A (ja) | 1990-02-07 |
| GB2221878A (en) | 1990-02-21 |
| GB8917471D0 (en) | 1989-09-13 |
| US5016907A (en) | 1991-05-21 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |