JPH0829661B2

JPH0829661B2 - 車両用スタビライザ

Info

Publication number: JPH0829661B2
Application number: JP11647889A
Authority: JP
Inventors: 由紀夫福永; 直人福島; 洋介赤津; 至藤村; 正晴佐藤; 研輔福山
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1989-05-10
Filing date: 1989-05-10
Publication date: 1996-03-27
Anticipated expiration: 2011-03-27
Also published as: JPH02296524A

Description

【発明の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕この発明は、両端部がサスペンションのバネ下部材に
取り付けられ、中間部が車体に支持されるべく取り付け
られるアンチロールバーを備え、このアンチロールバー
が左右輪の上下動の差に応じて捩じられることにより捩
じり剛性，所謂捩じり反力を発生させるようにした車両
用スタビライザの改良に関する。

〔従来の技術〕

従来の車両用スタビライザとしては、例えば本出願人
が既に提案している特開昭60-169314号記載のものが知
られている。

この従来の車両用スタビライザにあっては、アンチロ
ールバーの車体支持点に油圧シリンダを夫々介装させ、
この油圧シリンダのシリンダ上下室にパワーステアリン
グの作動油圧又は車両のヨーレート若しくは横加速度に
応じて制御された油圧を導き、この油圧によって油圧シ
リンダのストロークを伸縮させる構成となっている。こ
のため、シリンダストロークの伸縮に伴って、アンチロ
ールバーのシリンダ連結部が上下に持ち上げ又は押し下
げられ、これにより、アンチロールバーに大きな捩反力
が生じ、ロールを抑制できるようにしている。

〔発明が解決しようとする課題〕

しかしながら、このような従来の車両用スタビライザ
にあっては、パワーステアリングの作動油圧又は車両の
ヨーレート又は横加速度に応じて制御された油圧を油圧
シリンダに導く構成となっていたため、油圧シリンダ内
には、パワーステアリングの操舵力又は横加速度に応じ
た圧油が充満していることから、車両のロール制御は可
能であるものの、大きな凹凸がある路面での旋回走行等
におけるロール制御時には、シリンダはロックしたまま
の状態になるから、スタビライザの捩トルク（捩じり反
力）も大きく、サスペンションのばね定数が大きくな
る。したがって、路面の凹凸を直接車体に伝えてしま
い、車体が上下に加振されて、かかる旋回走行時の乗心
地を損ねるとともに、旋回横加速度が大きい場合には接
地性が失われ、車両の走行安定性が悪化するという未解
決の問題があった。

本発明は、このような従来の未解決の問題に着目して
なされたもので、大きな凹凸がある路面での旋回走行等
におけるロール制御時に、ロールを的確に抑制してフラ
ットな姿勢を保持でき、且つ、路面側から車体側に伝わ
ろうとする振動を確実に減衰させて良好な乗心地を維持
するとともに、接地性を高めて走行安定性を向上させる
ことを、その解決しようとする課題としている。

〔課題を解決するための手段〕

上記課題を解決するため、この出願発明は、両端部が
サスペンションのバネ下部材に取り付けられると共に中
間部が車体に支持されるべく取り付けられて左右車輪の
上下動の差に応じた捩じり反力を発生するアンチロール
バーを備えた車両用スタビライザにおいて、前記アンチ
ロールバーと前記車体又はサスペンションのバネ下部材
との間に左右方向で独立して介装した流体圧シリンダ
と、スプールの両端に比例ソレノイドによる指令値に応
じた推力と前記流体圧シリンダのフィードバック圧とを
作用させて当該流体圧シリンダの圧力変動を吸収しなが
らその作動圧を指令値のみに応じた圧力に制御する圧力
制御弁と、車体に発生する横加速度を検出する横加速度
検出手段と、この横加速度検出手段の横加速度検出値に
応じた前記指令値を演算して出力する指令値演算手段と
を設けたことを要部としている。

〔作用〕

この出願発明では、直進走行においては横加速度も殆
ど発生しないから、指令値演算手段による指令値が横加
速度の零に応じた値になって、かかる指令値によって流
体圧シリンダのストローク量が決められ、アンチロール
バーは捩じられることがない。そこで、この直進走行中
に、路面のランダムな凹凸に因って左右輪が逆相に捩じ
られたときには、アンチロールバーの捩じり剛性に依る
ロール反力が得られ、凹凸に因る横方向の車体変動が抑
制される。

また、旋回走行等を行ったときには、指令値演算手段
が横加速度検出値に応じた指令値を演算し、圧力制御弁
がその指令値に基づき流体圧シリンダの圧力を左右で逆
相に制御し、アンチロールバーを積極的に捩じり、該バ
ーの車体支持点又はサスペンション取付点を力制御する
ことによりロール反力を発生させ、ロールを制御する。
このとき、路面の凹凸による低周波の振動入力が車輪に
入力すると、この振動に伴うシリンダ室の圧力変動が直
接圧力制御弁にフィードバックし、当該圧力制御弁によ
って変動が吸収されるので、シリンダ圧が常に指令値に
応じた値に保持される。つまり、ロールを抑制した状態
でも、車体側に伝達される振動を少なくすることができ
る。

〔実施例〕

以下、この出願発明の実施例を図面を参照して説明す
る。

（第１実施例）第１図乃至第５図に、第１実施例を示す。

第１図において、２は車体,4FL〜4RRは前左〜後右車
輪,6は前輪4FL,4FR,後輪4RL,4RRに対して設けた車両用
スタビライザを示す。

車両用スタビライザ６は、本実施例では、車両フロン
ト側，リヤ側のアンチロールバー10F,10Rと、フロント
側のアンチロールバー10Fに対して装備される流体圧シ
リンダとしての油圧シリンダ12FL,12FRと、リヤ側のア
ンチロールバー10Rに対して装備される流体圧シリンダ
としての油圧シリンダ12RL,12RRと、油圧シリンダ12FL
〜12RRの内、左右の２組に各々対応して装備された２台
の圧力制御弁14L,14Rと、この圧力制御弁14L,14Rを制御
する指令値演算手段としてのコントローラ16と、車体に
発生する横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18と、油圧ポンプ20A及びリザーバタン
ク20Bを少なくとも具備した油圧源20とを有している。

左右前輪2FL,2RRは、図示しない周知のサスペンショ
ンにより車体２に懸架されており、前輪2FL,2RRと共に
上下動するバネ下部材としての車輪側部材（サスペンシ
ョンアーム）22間には、略コ字状の前記アンチロールバ
ー10Fを取り付けている。左右後輪2RL,2RRは本実施例で
は、パラレルリンク式ストラット型サスペンションによ
り車体２に懸架されており、後輪2RL,2RRと共に上下動
するバネ下部材としての車輪側部材24間には、フロント
側と同様に略コ字状の前記アンチロールバー10Rを取り
付けている。また、前輪10FL,10FRは、ステアリングホ
イール26,ラックアンドピニオン型ステアリングギヤ27,
ステアリングリンケージ28L,28Rを介して転舵可能にな
っている。図中、29,30はラテラルロッドである。

油圧シリンダ12FL〜12RRの夫々は、第２図に示すよう
に単動式のものであって、シリンダチューブ12a内に、
ピストンロッド12bに連結されたピストン12cが摺動可能
に挿入されることにより、シリンダ室SRが一方の側に隔
設されるとともに、このシリンダ室SRと反対側のチュー
ブ12a内に、ピストン12cを付勢するスプリング12dが挿
入された構造を有する（実際には、各シリンダ12FL〜12
RR共、シリンダチューブ12aを上側とした直立状態で取
り付けられている）。

そして、フロント側の油圧シリンダ12FL,12FRの夫々
は、アンチロールバー10Fの車幅方向中央部分（中間
部）の車体取付点２箇所において、ピストンロッド12b
を弾性ブッシュ32を介して回転自在にバー10Fを支持
し、シリンダチューブ12aを車体２に取り付けることに
より、バー10F及び車体２間に配設されている。リヤ側
の油圧シリンダ12RL,12RRの夫々も、フロント側と同様
にして、アンチロールバー10Rの車体取付点２箇所にお
いて、バー10R及び車体２間に配設されている。

本実施例においては、フロント側の油圧シリンダ12F
L,12FRの有効受圧面積を、リヤ側の油圧シリンダ12RL,1
2RRのそれに比べて大きく設定している。

また、圧力制御弁14L,14Rの夫々は、従来周知（例え
ば特開昭62-187609号参照）の３ポートの比例電磁減圧
弁で成るもので、第２図に示すように、円筒状の弁ハウ
ジング38とこれに一体的に設けられた比例ソレノイド40
とを有している。

この内、弁ハウジング38には、その中央部に形成した
挿通孔38aに、スプリング42を中間に介在させたスプー
ル44及びロッド46が摺動可能に配設されると共に、スプ
ール44のランド44a,44bに対抗する位置に、供給ポート3
8s,戻りポート38rが形成され、両ランド44a,44bの中間
部に対抗する位置に出力ポート38oが形成されている。
スプール44は、比例ソレノイド40と反対側の下端部に、
両ランド44a,44bよりも小径のランド44cを有し、ランド
44aとランド44cとの間に圧力制御室Ｃを形成させてい
る。

戻りポート38rはドレン通路38Aを介してスプール44の
上端及び下端に連通し、出力ポート38oはフィードバッ
ク通路38Bを介して圧力制御室Ｃに連通している。

また、供給ポート38s,戻りポート38rは、配管48,49を
介して油圧源20の吐出側，ドレン側に接続され、出力ポ
ート38oは配管50を介して油圧シリンダ12FL（〜12RR）
のシリンダ室SRに接続されている。そして、車両全体で
は、車輌左側のシリンダ12FL,12RLのシリンダ室SRが左
側圧力制御弁14Lの出力ポート38oに共通に接続されると
共に、車両右側のシリンダ12FR,12RRのシリンダ室SRが
右側圧力制御弁14Rの出力ポート38oに共通に接続されて
いる。

一方、比例ソレノイド40は、軸方向に摺動自在の作動
子40aと、この作動子40aを駆動させる励磁コイル40bと
を備えており、後述するコントローラ16から出力される
電流値でなる指令値Ｉによって駆動制御される。即ち、
指令値Ｉの値に応じてロッド46を介してスプリング42の
押圧力を制御し、スプール44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する。

ここで、指令値Ｉと出力ポート38oから出力される作
動圧力Ｐとの関係は、第３図に示すようになっている。
つまり、圧力Ｐは、指令値Ｉが零であるとき所定のオフ
セット圧力P₀となり、この状態から指令値Ｉの変化に比
例（比例ゲインK₁）して変化すると共に、油圧源20のラ
イン圧P₂に達すると飽和する。

このため、比例ソレノイド40による押圧力がスプリン
グ42を介してスプール44に加えられ、且つスプリング42
の押圧力と圧力制御室Ｃの圧力とが均衡している状態
で、車輪に、例えば路面の凸部通過による上向きのバネ
上共振周波数に対応する比較的低周波数の振動入力（又
は凹部通過による下向きの振動入力）が伝達されると、
これにより油圧シリンダ12FL（〜12RR）のピストンロッ
ド12bが上方（又は下方）に移動し、圧力室SRの圧力が
上昇（又は減少）する。これに応じて、制御弁14L（14
R）側の圧力制御室Ｃの圧力が上昇（又は下降）し、ス
プリング42の押圧力との均衡が崩れるから、スプール44
が上方（又は下方）に移動し、供給ポート38sと出力ポ
ート38oとの間が閉じられる方向（又は開かれる方向）
に、且つ、戻りポート38rと出力ポート38oとの間が開か
れる方向（又は閉じられる方向）に変化する。これによ
り、シリンダ室SRの作動油の一部が油圧源20に排出され
る（又は油圧源20からシリンダ室SRに作動油が供給され
る）。

この結果、油圧シリンダ12FL（〜12RR）の作動圧が減
圧（又は昇圧）され、上向きの振動入力によるシリンダ
室SRの圧力上昇（又は下向きの振動入力による圧力減
少）が抑制されることになり、車体２に伝達される振動
入力を的確に低減させることができる。

一方、前記横加速度センサ18は、例えば車体の重心位
置等に設けられ、旋回やスラローム走行時に車体に発生
する横方向（車幅方向）の加速度を検知し、該加速度に
応じた電圧信号で成る横加速度信号ｙをコントローラ16
に出力するようになっている。本実施例における横加速
度センサ18は、走行方向に対して左横向きの横加速度が
発生したときに正、右横向きの横加速度が発生したとき
に負の検出信号ｙを出力するように設定されている。

コントローラ16は、本実施例では第４図に示すよう
に、横加速度検出信号ｙを固定ゲインKa倍して電圧値で
成る指令値Ｖを演算するゲイン調整器56と、指令値Ｖに
「−１」を乗じる符号反転器57と、指令値V,Vを電流値
に変換して左側，右側圧力制御弁14L,14Rの比例ソレノ
イド40に夫々出力する駆動回路58,59とを備えている。

次に、上記実施例の動作を説明する。

いま、大きな凹凸が無い良路を定速直進走行している
ものとすると、この走行状態では横加速度の発生も無
い。このため、横加速度検出信号ｙが零となり、指令値
I,Iが共に零となるから、左側，右側圧力制御弁14L,14R
はオフセット圧P₀を、左側の油圧シリンダ12FL,12RL及
び右側の油圧シリンダ12FR,12RRに夫々供給している。
そこで、各油圧シリンダ12FL〜12RRでは、オフセット圧
P₀に基づく力（＝P₀・有効受圧面積）とスプリング12d
のばね力とが釣り合うストローク量が設定される。この
状態では、アンチロールバー10F,10Rが効いていないの
で、その分、サスペンションのばね定数が小さく、細か
いゴツゴツした凹凸があってもこれを適宜吸収でき、良
好な乗心地も得られる。

また、上記直進走行を続け、比較的大きく（低周波）
且つランダムな凹凸がある路面に至ったとする。この凹
凸により左右輪4FL,4RL,4FR,4RRが逆相に上下動する
と、シリンダ12FL〜12RLのスプリング12dに抗してアン
チロールバー10F,10Rが捩じられ、バー10F,10R自体の捩
じり剛性によってロール剛性が高められ、凹凸による横
方向の揺動を抑制できる。

さらに、上記定速直進状態から転舵して、比較的大き
く且つランダムな凹凸が在る路面を例えば左旋回したと
する。これにより、車速及び切り角に応じた横加速度が
右横方向に発生し、この加速度に因り慣性力（遠心力）
Ｆが第５図（車両前方からみた状態を模式的に表す：以
下の第7,10図でも同様）に示すように右向きに発生し、
車体２は外輪4FR,4RR側が沈み込み、内輪4FL,4RL側が浮
き上がろうとする。

しかし、横加速度センサ18は発生する横加速度を検知
して該横加速度に応じた負値の信号ｙをコントローラ16
に出力し、コントローラ16は前述の演算を行って、左側
圧力制御弁14Lには負の指令値Ｉを、右側圧力制御弁14R
には正の指令値Ｉを夫々出力する。これにより、車両左
側の油圧シリンダ12FL,12RLにはＰ＜P₀の作動圧Ｐが供
給され、且つ、車両右側の油圧シリンダ12FR,12RRには
Ｐ＞P₀の作動圧Ｐが供給されるので、外輪側の油圧シリ
ンダ12FR,12RRでは、増大した作動圧Ｐに基づく力がス
プリング12dのばね力より大きくなって両シリンダ12FL,
12RLのストローク量が伸長し、且つ、内輪側の油圧シリ
ンダ12FL,12RLでは、減少した作動圧Ｐに基づく力がス
プリング12dのばね力より小さくなって両シリンダ12FL,
12RLのストローク量が縮小し、第５図に示した状態とな
る。

このストローク量の伸長，縮小は、フロント，リヤ側
アンチロールバー10F,10Rの捩じり剛性に抗して行わ
れ、該バー10F,10Rが捩じりれる。そこで、バー10F,10R
のシリンダ連結点に、外輪側では上向きの力が作用し、
内輪側では下向きの力が作用する。このため、外輪側の
沈み込もうとする力及び内輪側の浮き上がろうとする力
に抵抗するロール反力が生じ、この内外輪側の力制御に
よって車体がほぼフラットな状態に支持される。

また、凹凸部を通過することにより、路面側から比較
的低周波（バネ上共振周波数域の周波数）の振動入力が
あったとする。この加振入力によって、前述したよう
に、油圧シリンダ12FL〜12RRの作動圧が変動するが、こ
の各圧力変動は、連通している車両前後の作動圧同士で
同圧になり、且つ、必要に応じて対応する圧力制御弁14
L,14Rのスプール44を前述した如く軸方向に移動させ
る。これにより、油圧シリンダ12FL〜12RRの作動圧Ｐが
指令値Ｉに応じた圧力となるまで、圧力制御弁14L,14R
を介して油圧シリンダ12FL〜12RRと油圧源20との間で作
動油が往来し、振動入力を的確に減衰・吸収する。

以上の旋回時の制御動作は、左旋回した場合も全く同
等である。

このように、本実施例では、従来、パワーステアリン
グ操作弁や切換弁等で発生させていたシリンダ作動圧
を、横加速度に応じて圧力変換する圧力制御弁14L,14R
を用いると共に、シリンダ作動圧Ｐを直接圧力制御弁14
L,14Rにフィードバックさせて、作動圧を常に指令値に
応じた値に保持させるとしている。これがため、旋回走
行時等にアンチロールバー10F,10Rを積極的に捩じり、
ロール反力を高め、サスペンションのバネ定数を高く制
御した場合でも、路面の大きな凹凸により振動入力が車
体２側に伝達されるのを確実に減少させ、車体の上下方
向の揺動を抑えて、乗心地を良好に保持するとともに、
横加速度が大きい場合でも従来例のように接地性が失わ
れることがなく、走行安定性を向上させることができ
る。

また、上記ロール制御時にアンチロールバー10F,10R
を捩じる力は、油圧シリンダ12FL〜12RR内の有効受圧面
積の差から、フロント側の方がリヤ側よりも大きく、し
たがってロール反力もフロント側の方が大きい。これに
より、ロール剛性の分担率はフロント側の方がリヤ側よ
りも大きくなるので、ステア特性はアンダーステア傾向
となり、車両走行特性が安定する。なお、この利点を得
るに当たり、有効受圧面積差を設ける構造の代わりに、
油圧シリンダ12FL〜12RRの取付点をフロント，リヤ側で
相違させる構造も採用できるが、車両レイアウト上の制
約を鑑みると、前者の構造を採用する方が通常車両では
有利である。

さらに、本実施例では、前後の油圧シリンダ12FL,12R
L及び12FR,12RRが夫々対を成しているので、合計２台の
圧力制御弁14L,14Rで済み、全体の構成が簡素化される
利点もある。

さらに、また、直進走行時において路面側から流量変
化の大きい，即ち低周波の振動入力があった場合でも、
前述した振動吸収作用があるから、油圧シリンダ12FL〜
12RRを介装したことによって、車体側への振動伝達率が
高くなるようなことは無い。

（第２実施例）次に、第２実施例を第6,7図に基づき説明する。ここ
で、前述した第１実施例と同一の構成要素については同
一符号を付す。

この第２実施例は、第１実施例における油圧シリンダ
12FL〜12RRの装備位置を換えたものである。具体的に
は、第６図に示すように、油圧シリンダ12FL〜12RRをフ
ロント，リヤの各アンチロールバー10F,10Rの端部とサ
スペンションのバネ下部材である車輪側部材22,24との
間に介装している。その他の構成は、第１実施例と同一
である。

これにより、第１実施例と同様に、フロント，リヤの
アンチロールバー10F,10Rに対して力制御を行うことが
でき、例えば車両が左旋回して右横方向に横加速度が生
じたときには、外輪側である右側の油圧シリンダ12FR,1
2RRの作動圧がオフセット圧P₀よりも高められ、内輪側
である左側の油圧シリンダ12FL,12RLの作動圧が下げら
れる。そこで、第７図に示すように、外輪側の油圧シリ
ンダ12FR,12RRが伸長し、且つ、内輪側の油圧シリンダ1
2FL,12RLが縮小して、アンチロールバー10F,10Rが第１
実施例とは反対方向に捩じられる。これがため、外輪側
が沈み込もうとし且つ内輪側が浮き上がろうとする力に
対抗するロール反力が事前に発生し、ほぼロールフラッ
トな状態が得られる。

一方、定速直進走行において、路面の比較的大きく且
つランダムな凹凸による振動入力があると、各油圧シリ
ンダ12FL〜12RLは前記第１実施例と同様にして圧力変動
を吸収するが、これを吸収しきれないときには、アンチ
ロールバー10F,10Rが捩じられる。つまり、バー10F,10R
の捩じり剛性によって凹凸に因る横方向の車体変動を抑
制できる。

このように、この第２実施例によっても、第１実施例
と同等の効果を得ることができるほか、シリンダ12FL〜
12RLの装備位置がアンチロールバー10F,10Rのサスペン
ション取付点であるため、取付が容易であり、車両搭載
性が良いという利点がある。

なお、前記各実施例では左右独立して制御する場合を
説明したが、この発明は必ずしもこれに限定されるもの
ではなく、例えば、４個の油圧シリンダ12FL〜12RRに対
応して個別の４個の圧力制御弁を設け、各シリンダ12FL
〜12RRを独立制御してもよい。

（第３実施例）次に、第３実施例を第８図乃至第10図に基づき説明す
る。ここで、前記各実施例と同一の構成要素については
同一符号を用いる。

この第３実施例は、第２実施例と同様にアンチロール
バー10F,10Rのサスペンション取付点を力制御するもの
であるが、車両左側の取付点のみを積極的に制御するも
のである。

具体的には、前左側，後左側の車輪側部材22,24とア
ンチロールバー10F,10Rの端部との間に、夫々、複動式
の油圧シリンダ62FL,62RLを第８図に示すように介装す
るとともに、前右側，後右側の車輪側部材22,24とアン
チロールバー10F,10Rの端部との間を、夫々、コネクテ
ィングロッド64,64で剛結したものである。このコネク
ティングロッド64,64の長さは、車両が良路を定速直進
走行する場合に油圧シリンダ62FL,62RLが採るストロー
ク量に合わせている。さらに、上記油圧シリンダ62FL,6
2RLの作動圧を単独の圧力制御弁としての方向制御弁66
で制御するようにしたものである。

油圧シリンダ62FL,62RLの夫々は、そのシリンダチュ
ーブ62aがアンチロールバー10F（10R）の端部に取付け
られ、ピストンロッド62bの下端が車輪側部材22（24）
に取付けられた構造を有している。シリンダチューブ62
aはその内部に延長するピストンロッド62bの下端に取付
けられたピストン62cによって上圧力室Ａ及び下圧力室
Ｂに画成されている。

方向制御弁66は、従来周知の４ポート弁（例えば特開
昭61-193910号参照）であって、第９図に示す如く、円
筒状の弁ハウジング74と、この弁ハウジング74内に摺動
可能に配設されたスプール75と、このスプール75を中立
位置とその両端側のオフセット位置との間に移動制御す
る比例ソレノイド76とを有する。

弁ハウジング74には、油圧源20の作動油供給側に油圧
配管78を介して接続された供給ポート74a,74bと、油圧
源20のドレン側に油圧配管79を介して接続された戻りポ
ート74cと、油圧シリンダ62FL（62RL）の各圧力室Ａ及
びＢに夫々油圧配管80及び81を介して接続された出力ポ
ート74d及び74eと、スプール75の上端側に開口すると共
に分岐油圧配管82を介して油圧配管80に接続されたパイ
ロットポート74fと、スプール75の下端側に開口すると
共に分岐油圧配管83を介して油圧配管81に接続されたパ
イロットポート74gと、比例ソレノイド76の作動子76aを
挿通する挿通孔74hとが形成されている。

また、スプール75には、供給ポート74a,74b及び戻り
ポート74cに対向するランド75a〜75cが形成されてい
る。ランド75bの下端面と弁ハウジング74の底壁との間
には押圧スプリング84が介装され、この押圧スプリング
84と後述する比例ソレノイド76の作動子76aを押圧する
スプリングとによって、スプール75が、そのランド75a
〜75cで各ポート74a〜74cを閉塞する中立位置に保持さ
れている。

さらに、比例ソレノイド76は、軸方向に摺動自在の作
動子76aと、これを駆動する励磁コイル76bと、作動子76
aを介してスプール75を押圧し、押圧スプリング84との
平衡によってスプール75を中立位置に保持する押圧スプ
リング85とから構成されている。

次に、全体動作を方向制御弁66の動作と共に説明す
る。

いま、車両が大きな凹凸の無い良路を定速で直進走行
している場合には、前記各実施例と同様に、コントロー
ラ16から指令される指令値Ｉは殆ど零であり、方向制御
弁66の比例ソレノイド76が非励磁状態にある。このた
め、弁ハウジング74のパイロットポート74f及び74g位置
での圧力は、押圧スプリング84及び85の押圧力に比較し
て低いので、スプール75が第９図で図示した中立位置に
保持され、ランド75a〜75cによってポート74a〜74cが閉
塞されている。その結果、油圧シリンダ62FL（62RL）の
両圧力室Ａ及びＢの圧力が等しく所定値に維持されてい
る。

この結果、油圧シリンダ62FL,62RL及びコネクティン
グロッド64,64のストローク量が一致するから、アンチ
ロールバー10F,10Rに捩じり力が加わることなくが無
く、該バー10F,10Rはロール剛性には関与しない。そこ
で、サスペンションのばね定数が小さい値に保持され、
良好な乗心地も得られる。

また、比較的大きく且つランダムな凹凸がある路面を
直進したとする。この場合に左右輪4FL,4RL,4FR,4RRが
逆相に上下動し、例えば前左輪4FLに路面の凸部乗り越
えによる加振力が入力されると、油圧シリンダ62FLのス
トローク量が縮小し、上圧力室Ａの圧力が上昇する。こ
れに応じてパイロットポート74fの圧力が押圧スプリン
グ84による押圧力を越えるので、スプール75が中立位置
から下方のオフセット位置に変位する。したがって、供
給ポート74b及び出力ポート74e間と出力ポート74d及び
戻りポート74c間とが夫々連通して、油圧源20からの作
動油が下圧力室Ｂに供給されると共に、上圧力室Ａ内の
作動油が油圧源20のドレン側に排出される。その結果、
油圧シリンダ62FLの下圧力室Ｂが昇圧状態、上圧力室Ａ
が減圧状態となるので、加振力による圧力室A,Bの変動
圧力と上記スプール移動に係る調整圧力とが相殺され、
車輪4FLに入力され車体に伝達される振動を低減させ
る。

逆に、例えば車輪4FLが路面凹部に係合して油圧シリ
ンダ62FLが下方に変位する振動力が入力されたときに
は、油圧シリンダ62FLの下圧力室Ｂの圧力が高くなるの
で、パイロットポート74gの圧力が押圧スプリング85に
よる押圧力を越えることになり、スプール75が中立位置
から上方のオフセット位置に変位し、これに応じて下圧
力室Ｂが油圧源20のドレン側に接続されて減圧されると
共に、上圧力室Ａが油圧源20の作動油供給側に接続され
て昇圧されるので、車体に伝達されるこれを下降させる
振動入力を低減する。

一方、この振動低減動作によっても振動を吸収しきれ
ないときには、ランダムな凹凸に因って左右の油圧シリ
ンダ62FL,62RL及びコネクティングロッド64,64のストロ
ーク量も異なる状態になり、このストローク量の相違に
応じてアンチロールバー10F,10Rが捩じられ、バー10F,1
0R自体の捩じり剛性によってロール剛性が高められ、ロ
ールを抑制できる。

さらに、上記定速直進状態から転舵して、比較的大き
く且つランダムな凹凸が在る路面を例えば左旋回したと
する。これにより、車速及び切り角に応じた横加速度が
右横方向に発生し、この加速度に因り慣性力（遠心力）
Ｆが第10図に示すように右向きに作用する。

しかし、このときの指令値Ｉは、前記各実施例と同様
の演算を行って、方向制御弁66の比例ソレノイド76に負
の指令値Ｉを出力する。この励磁によって、作動子76a
がスプール75を押圧し、スプール75が中立位置から下側
のオフセット位置に移動し、前述と同様にシリンダ62F
L,62RLの上圧力室Ａの作動圧を減圧させ、下圧力室Ｂの
作動圧を昇圧させる。この結果、アンチロールバー10F,
10Rが捩じられつつ、シリンダ62FL,62RLのストロークが
強制的に縮むことになる。

このストローク量の縮小は、車体内輪側が浮き上がろ
うとする力に抗する力となり、一方、車体外輪側が沈み
込もうとする力を、車輪側部材22,24がコネクティオン
グロッド64,64を介して支持するので、全体として第２
実施例と同様のロール反力を生じる。これによって、車
体２がほぼフラットに保持されるとともに、接地性も向
上する。

このようなロール制御中に凹凸を通過することによ
り、路面側から比較的低周波（バネ上共振周波数域の周
波数）の振動入力があっても、前述した直進走行の場合
と同様にして、方向制御弁66がかかる振動入力を的確に
吸収し、油圧シリンダ62FL,62RLのストローク量を指令
値Ｉに応じた圧力室A,Bの差圧に基づく値に保持する。
したがって、旋回走行中における車体側への振動伝達が
著しく減少し、乗心地が良好になるとともに、接地性も
良くなって走行安定性が向上する。

また、本第３実施例においては、油圧シリンダ及び制
御弁の設置数が第２実施例のものに比べて、夫々、半減
するので、構成が簡単になり、部品コストが半減すると
いう利点がある。

なお、上記第３実施例において、油圧シリンダ62FL,6
2RL及びコネクティングロッド64,64の取付位置を左右反
対にしてもよい。

また、前記各実施例は、作動流体として作動油を使用
する場合を述べているが、これは、圧縮率の小さい流体
であれは任意のものでよい。さらに、各流体圧シリンダ
の有効受圧面積は、必要に応じて車両前後で同一であっ
てもよい。

〔発明の効果〕

以上説明してきたように、この出願発明は、アンチロ
ールバーと車体又はサスペンションのバネ下部材との間
に流体圧シリンダを左右方向で独立して介装し、この流
体圧シリンダの作動圧を、スプールの両端に比例ソレノ
イドによる横加速度に応じた指令値による推力と前記流
体圧シリンダのフィードバック圧とを作用させて当該流
体圧シリンダの圧力変動を吸収しながらその作動圧を指
令値のみに応じた圧力に制御する圧力制御弁によって制
御するようにしたため、例えば比較的大きな凹凸のある
路面を旋回走行する場合でも、横加速度に応じてシリン
ダ圧が調整され、捩じり剛性に抗してアンチロールバー
が積極的に捩じられることによりロール反力が生じて、
ロールが抑制されるとともに、路面側から入力する凹凸
に因る振動は圧力制御弁に直接フィードバックされて吸
収されることから、従来装置とは違って、旋回中の車体
の上下の揺動が格段に少なくなって、良好な乗心地を維
持でき、且つ、旋回横加速度が大きい場合でも接地性を
確保でき、車両の走行安定性も向上する等の効果があ
る。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの出願に係る発明の第１実施例を示す概略構
成図、第２図は第１実施例の圧力制御弁の断面図、第３
図は第２図に示した圧力制御弁の出力圧の特性図、第４
図は第１実施例のコントローラのブロック図、第５図は
第１実施例の作動説明図、第６図はこの出願に係る発明
の第２実施例を示す概略構成図、第７図は第２実施例の
作動説明図、第８図はこの出願に係る発明の第３実施例
を示す概略構成図、第９図は第３実施例の方向制御弁の
断面図、第10図は第３実施例の作動説明図である。図中、２は車体、4FL〜4RRは車輪、６は車両用スタビラ
イザ、10F,10Rはアンチロールバー、12FL〜12RRは油圧
シリンダ、14F,14Rは圧力制御弁、16はコントローラ、1
8は横加速度センサ、22,24は車輪側部材、62FL、62RLは
油圧シリンダ、66は方向制御弁である。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者藤村至神奈川県横浜市神奈川区宝町２番地日産自動車株式会社内 (72)発明者佐藤正晴神奈川県横浜市神奈川区宝町２番地日産自動車株式会社内 (72)発明者福山研輔神奈川県横浜市神奈川区宝町２番地日産自動車株式会社内 (56)参考文献特開昭63−25119（ＪＰ，Ａ) 特開昭60−169314（ＪＰ，Ａ)

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】両端がサスペンションのバネ下部材に取り
付けられると共に中間部が車体に支持されるべく取り付
けられて左右車輪の上下動の差に応じた捩じり反力を発
生するアンチロールバーを備えた車両用スタビライザに
おいて、前記アンチロールバーと前記車体又はサスペンションの
バネ下部材との間に左右方向で独立して介装した流体圧
シリンダと、スプールの両端に比例ソレノイドによる指
令値に応じた推力と前記流体圧シリンダのフィードバッ
ク圧とを作用させて当該流体圧シリンダの圧力変動を吸
収しながらその作動圧を指令値のみに応じた圧力に制御
する圧力制御弁と、車体に発生する横加速度を検出する
横加速度検出手段と、この横加速度検出手段の横加速度
検出値に応じた前記指令値を演算して出力する指令値演
算手段とを設けたことを特徴とする車両用スタビライ
ザ。
【請求項２】前記流体圧シリンダは、車体とアンチロー
ルバーの車体支持点との間に介装した構成である請求項
（１）記載の車両用スタビライザ。
【請求項３】前記流体圧シリンダは、サスペンションの
バネ下部材とアンチロールバーのバネ下部材取付点との
間に介装した構成である請求項（１）記載の車両用スタ
ビライザ。
【請求項４】前記流体圧シリンダを車両の前後左右の所
定位置に夫々介装した構成であって、この内、車両左側
前後に位置する２個の流体圧シリンダの圧力室と単独の
圧力制御弁の出力側とを相互に接続し、且つ、車両右側
前後に位置する２個の流体圧シリンダの圧力室と単独の
圧力制御弁の出力側とを相互に接続した構造を有する請
求項（１），（２）又は（３）記載の車両用スタビライ
ザ。
【請求項５】前記流体圧シリンダの有効受圧面積を、車
両前後に位置するシリンダ間で相違させた構成である請
求項（１），（２），（３）又は（４）記載の車両用ス
タビライザ。