JPS63106128A - 車両のサスペンシヨン装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、車両のサスペンション装置に関する。

（従来技術およびその問題点） 車両のサスペンション装置になかには、欧州（ＥＦＣ）
出願公開番号０　１１４　７５７で特定される明細書に
見られるように、車体と各車輪との間に液体シリンダを
架設し、こめ液体シリンダに対して作動液体を供給、排
出することにより、サスペンションの特性を可変に制御
するようにした。いわゆるアクティブサスペンションが
知られている。

ところで、車両のサスペンション装ａに対して要求され
る特性のひとつにロール剛性があり、このロール剛性の
決定因子としては、サスペンションのジオメトリ、ある
いはばね特性等が挙げられる。

例えば、サスペンションのばね定数を大きくして、ロー
ル角を小さくすることは、車両の操縦性、安定性を高め
る上で有効である。しかしその反面乗心地を撰なうとい
う問題がある。

このため、乗心地の面からそれぞれ望ましい前後輪のば
ね定数を与える一方、スタビライザを付設して、前後輪
のサスペンションロール剛性の相対的な大きさを設定す
るようにされている。すなわち、スタビライザはサスペ
ンション装置に対する補助ばねとしてローリングの際に
のみサスペンションのばね定数を高める機能をもつ。

ところで、前輪側のサスペンションロール剛性と後輪側
のサスペンションロール剛性との相対的な大きさ、つま
り前輪と後輪とのロール剛性比は、車両の走行性に大き
な影響を及ぼす、ステアリング特性を例に説明すれば、
前輪側のサスペンションロール剛性を強めた場合には、
アンダステアの傾向が高まり、またロール角が小さくな
る傾向がある。一方、後輪側のサスペンションロール剛
性を強めた場合には、アンダステアが弱まる傾向にある
。このため、従来のサスペンション装置にあっては、車
種に見合ったロール剛性比を設定しているのが現状であ
る。

一方、車両のステアリング特性は、車両前後方向の荷重
変化を受けて変化する傾向がある０例えば、後輪側の荷
重が増大したような場合には。

オーバステアの方向にステアリング特性が変化し、車両
の旋回性が敏感となる傾向がある。

そこで、本発明の目的は、車両の前後方向の荷重変化に
よるステアリング特性への影響を極力少なくなるように
した車両のサスペンション装置を提供することにある。

（問題点を解決するための手段１作用）本発明は、上記
アクティブサスペンションによるときには、サスペンシ
ョン特性を自在に制御し得る点に着目し、このアクティ
ブサスベンジ１ンを更に発展させて、車輪と後輪との荷
重比を検出し、この荷重比に応じて、前輪と後輪とのロ
ール剛性比を変更するロール剛性比変更手段を付加する
ようにしである。

このように、アクティブサスペンションに対して、前輪
と後輪との荷重比に応じてロール剛性比を変更する機能
を付加することにより、荷重比に対応した好ましいロー
ル剛性比を得ることが可能とされる。

（実施例） 以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。

第１実施例 第１図において、ｌはサスペンション装置で、以下この
サスペンション装置ｌに含まれる要素の説明では、出該
要素を総称するときには数字によって識別し、各車輪用
として区別するときには、ｒＦＲＪ　　（右前輪用）、
ｒＦＬＪ　　（左後輪用）、ｒＲＲＪ　　（右後輪用）
、ｒＲＬＪ　　（左後輪用）の符号を付加して識別する
ものとする。

サスペンション装置ｌは、車体と各車輪（図示省略）と
の間に架設されたシリンダ２ＦＲ１２ＦＬ、２ＲＲ１２
ＲＬを有し、各シリンダ２は、既知のように、シリンダ
２内に摺動自在に嵌挿され、ピストンロッド３に一体と
されたピストン４によりシリンダ液室６が画成されてい
る。各シリンダ液室６はガスばね８ＦＲ，８ＦＬ、８Ｒ
Ｒ１８ＲＬと油路１０ＦＲ，ｌ０ＦＬ、ｌ０ＲＲ１１０
ＲＬを介して連通され、各油路ｌＯにはオリフィス１２
ＦＲ，１２ＦＬ、１２ＲＲ，１２ＲＬが設けられている
。上記各ガスばね８は、夫々、同一構成とされ、可動隔
壁としてのダイヤフラム１４により画成されたガス室１
６と液室１８とを有し、この液室１８が上記油路ｌＯに
連通されている。このようなシリンダ２．ガスばね８並
びにオリフィス１２の組合わせからなるユニツ）２０は
、ガスばね８の緩衝作用とオリフィス１２の減衰作用と
でサスペンションとしての基本的な機能を備えることと
なる。そして、このサスペンションユニー／　ト２０の
特性は、ガスばね８の弾性率（ばね係数）とオリフィス
１２の絞り抵抗とによって一律に決定される。

一方、上記シリンダ２には、外部配管２２が接続され、
この外部配管２２により形成される給排通路を通して、
シリンダ２内すなわちシリンダ液室６に対する油液の供
給、排出がなされるようになっている。

このシリンダ２に対する油圧回路について説明すると、
第１図中、符号３０はエンジンにより駆動されるポンプ
で、該ポンプ３０によってリザー、バタンク３２から汲
み上げられた作動油液は供給通路３３を通って各幅用シ
リンダ２に供給されるように゛なっている。すなわち、
供給通路３３は上流側が共通通路３４とされ、この共通
通路３４は、前輪用通路３５と後輪用通路３６に分岐さ
れ、上記前輪用通路３５が右前輪用通路３８ＦＲと左前
輪用通路３８ＦＬとに分岐され、上記後輪用通路３６が
右後輪用通路４０ＲＲと左後輪用通路４０ＲＬとに分岐
されて、これら各幅用通路３８ＦＲ，３８ＦＬ、４０Ｒ
Ｒ１４０ＲＬは、各幅用シリンダ２に通じる給排通路２
２ＦＲ５２２ＦＬ、２２ＲＲ１２２ＲＬに、夫々、接続
されている。そして、上記共通通路３４には、上流側か
ら順に切換弁４２、逆止弁４４、アキュームレータ４６
が設けられ、このアキュームレータ４６は上記ガスばね
８と同一の構成とされて、蓄圧機ス砒を奏するものとさ
れている。一方、各幅用通路３８．４０と上記給排通路
２２との間には、夫々、流量制御弁４８が介装されて、
単位時間当りに通る作動油液の量、つまり作動油液の流
速を調整するものとされている。

一方、還流通路５０は、各流量制御弁４８から各輪用還
流通路５２、共通還流通路５４を経てリザーバタンク３
２に至るものとされ、この共通還流通路５４には、上記
切換弁４２からの切換弁用速流通路５６が接続されてい
る。

さて次に、上記油圧回路の作用について説明する。先ず
、流量制御弁４８が閉じられると、サスペンションユニ
ット２０はオリフィス１２の絞す抵抗及びガスばね８の
弾性率に基づく特性を呈することとなる。すなわち、シ
リンダ２に加わる荷重変化量をΔＦ、ピストン４の変位
量をΔＸで示フィス１２の絞り抵抗及びガスばね８の弾
性率とで規定されることとなり、したがって系として閉
じられたサスペンションユニット２０は、いわゆるパッ
シブ（ｐａｓｓｉｔｅ　）系を形成することとなる。

一方、流量制御弁４８が開かれると、例えばピストンロ
ッド３が短縮する方向に変位しているときに、シリンダ
２内へ作動油液が供給されると、この供給された作動油
液によって、ピストンロッド３の短縮動が抑えられる結
果、上記動ばね定数Ｋが大となる方向に変化することと
なる。換言すれば、シリンダ２内の作動油液を給排する
ことにより、オリフィス１２の絞り抵抗及びガスばね８
の弾性率を可変にしたのと同じ作用が得られ、したがっ
て、系として開かれたサスペンションユニッ）２０は、
いわゆるアクティブ（ａｃｔｉｖｅ）系を形成すること
となる。

上記流量制御弁４８は、マイクロコンピュータで構成さ
れるコントロールユニット６０からの制御信号により作
動され、この制御信号を生成すべくコントロールユニッ
ト６０には、各シリンダｚ内の圧力をピックアップする
圧力センサ６２からの信号が入力されて、この圧力セン
サ６２からの圧力信号は、コントロールユニット６０内
のハイれるようになっている。また、コントロールユニ
ット６０には、共通通路３４に設けられた圧力センサ６
８からの圧力信号が入力されて、油圧回路の圧力が所定
圧以上となったときには、切換弁４２を切換えて、ポン
プ３０により汲み上げられた作動油液を還流通路５６．
５４を通ってリザーバタンク３２に還流するようにされ
ている。一方、油圧回路の圧力が所定圧より小さくなっ
たときには、切換弁４２を切換えてポンプ３０により汲
み上げられた作動油液を供給通路３３に流すようにされ
て、これにより油圧回路内の圧力を所定圧に維持するよ
うになっている。

次にアクティブ制御の概要を説明する。先ず、制御の基
本モデルは、各輪毎のシリンダ２内の油圧変化に応じて
、目標流量を決定し、この目標流量に基づいて各シリン
ダ２に対する作動油液の供給、排出を行なうようになっ
ている。この基本モデルに加えて、各幅用の圧力センサ
６２からの信号を合成することにより、バウンド、ピッ
チ、ロール、ワーブの４つの車体入力モードを検出し、
これら車体入力モードを抑える方向の制御を行なうよう
になっている。また、車体がローリングしている状態で
車体に対してワープモーメントを付加することは、とり
もなおさずロール剛性を負荷することとなるから、上記
車体入力モートのうち、ロールモーメント検出値に基づ
いて目標のワーフモーメントを決定し、ロールに応じた
ワープモーメントを付与するようになっており、この目
標ワープモーメントの演算に対して上記ピッチモーメン
トを付加して、前輪と後輪との荷重比に応じた目標ワー
プモーメントを決定することにより、この荷重比に応じ
てロール剛性比を変更するようになっている。このよう
な制御系をブロック線図で表わすと、第２図のようにな
る。本図において、上記モード目標流量を演算する回路
は伝達関数ＧＢ（Ｓ）、ＧＰ（Ｓ）、ＧＲ（Ｓ）、ＫＷ
で示してあり、ここにＧＢ（Ｓ）はバウンド、ＧＰ（Ｓ
）はピッチ、ＧＲ（Ｓ）はロール、ＫＷはワープに対す
るものである。また、ＲＷはワープモーメント目標値演
算回路の伝達特性、ＫＰはピッチモーメントに対するフ
ィルタの伝達特性を示す。

上記伝達関数ＧＢ（Ｓ）等は以下のようにして求められ
る。以下の説明において、理解を容易なものとするため
、本制御の基本単位である一輪のみの基本制御に基づい
て説明を加える。したがって、以下の説明では、上記伝
達関数ＧＢ（Ｓ）、ＧＰ（Ｓ）等をＧ　（Ｓ）で総称す
ると共に、上記モード分析を省略した基本モデルに基づ
いて伝達関数Ｇ　（Ｓ）を誘導することとする。

先ず、前記制御系での各要素の伝達特性は、下記の関係
式で示される。

ΔＰ＝ΔＦ／Ａ　　・・番（１） ここに、ΔＦニジリンダ２に対する荷重変化量Ａ：ピス
トン４の受圧面積 ΔＰニジリンダ２内の液圧変化量 ΔＰＮ　＝ΔＰ−ΔＰＣ・・・（２） ここに、ΔＰＣ：液体ばね８の圧力変化量ΔＰＮニオリ
フイス１２での絞り圧力 差の変化量 ＱＮ　＝ΔＰＮ　／ＫＮ　　−−・（３）ここに、　Ｋ
Ｎ　ニオリフイス１２の絞り抵抗ＱＮニオリフイス１２
を通過する油液 の流量 ΔｖＣ＝ＱＮ／Ｓ　・・・　（４） ここに、ΔＶＣ＝流体ばね８の体積変化量ΔＰｃ　＝　
ＫＣｍ　ΔＶｃ　　１１　＋１　ｍ　（５）ここに、Ｋ
Ｃ：流体ばね８の弾性率 Δ　ｅ＝Ｋｅ　　・　Δ　Ｆ　　　　拳　−・　　（６
）ここに、Ｋｅ：圧力センサ６２のセンサ特性Δｅ：圧
カセンサ６２の出力 Δ１＝Ｇ（Ｓ）・Δｅ　・・・（７） ここに、Δｉ二副制御回路６６ら出方される流−値制御
弁４８の目標流量に相当 する制御電流 ΔｖＬ＝ＱＴ／Ｓ　　　・・ｅ（９） ここに、ΔｖＬニジリンダ２内の油液の変化量ΔＶ＝Δ
Ｖｃ　−ΔＶＬ　　＊　ｅ　＊　（１０）ここに、ΔＶ
ニジリンダ２（シリンダ液室６）の容積変化量 ΔＸ＝ΔＶ／Ａ　　　・・・（１１） ここに、ΔＸ：ピストン４の変位量 次に、前記制御系での目標特性、っまり動ばね定数の周
波数特性を第３図に示すものに設定すると、その目標特
性は下記の式で示される。

・・・（１２） ここに、Ｓニラプラス演算子 Ｔ：時定数 上記（１２）式を置き換えると、 ところで、流体ばね８の体積変化量ΔｖＣは、上記（１
）〜（５）式から、 ΔＶＧ　＝ＱＮ　／Ｓ＝ΔＰＨ／　（ＫＮ　＠５）＝（
ΔＰ−ΔＰＣ）／　（ＫＮ　・Ｓ）＝　（ΔＰ−ＫＣΔ
Ｖｃ　）　／　（ＫＮ　１１Ｓ）＝　（ΔＦ／Ａ　　−
ＫＣ・　ΔＶ　Ｃ）　／（ＫＮ−Ｓ）で表される。

また、シリンダ２内の油液の変化量ΔＶＬは、上記（６
）〜（８）式から、 で表わされる。

また、ピストン４の変化量ΔＸは、上記（１０）〜（１
５）式から、 したがって、この（１６）式を置き換えると、ΔＦ　　
　　Ａ２（ＫＣ＋ＫＮ　Ｓ）　（１＋ＴＶ　Ｓ）　Ｓ・
・・（１７） となる、この（１７）式と制御目標を示す前記（１３）
式との対比において、（１７）式中、Ｋｌ　＝Ａ２・Ｋ
Ｃ−・・（１８） Ｋ２＝Ａ２・ＫＮ　　・Φ・（１８） Ｔ　　＝Ｎ−ＴＶ　　　−−−（２０）と置いて、これ
ら（１８）〜（２０）式を（１３）式に代入すると、 ΔＦ　　ＮＡ２　（ＫＣ＋ＫＶ　−３）（１＋ＴＶ　−
５）・・・（２１） となる。

したがって、上記（１７）式と（２１）式とから、と、 （１＋ＴＶ　・５） −ＡＫＶ　Ｋ　ｅ　　（ＫＯ＋ＫＮ　　＠Ｓ）Ｇ　　（
Ｓ）／Ｓ（１−−）　　・Ｓ 嗜　・　・　（２２） となり、第４図に示す特性となる。すなわち、上記（２
２）式、あるいは第４図で示される伝達関数Ｇ　（Ｓ）
を与えることで、第３図に示す動ばね特はバイパスフィ
ルタと等価である。つまり各輪のサスペンション装置１
はその動ばね定数Ｋが周波数に応じて可変とされ、サス
ペンション装置ｌに作用する荷重をピックアップするだ
けで周波数に応答するサスペンション装！ｌｌとされる
。また。

サスペンション装置ｌｌは、第３図に示すように、低周
波領域ではアクティブ系のサスペンション装置とされる
ため、低周波域での大きな動ばね定数Ｋ（ハード）を実
現することができ、したがって、この領域で問題となる
ロール、ピッチ等の車体の姿勢変化が小さく抑えられる
こととなる。比較のため、第３図において、パッシブ制
御のみの特性を破線で示しである。換言すれば、高周波
域では流量制御弁４８が閉とされてパッシブ系が形成さ
れるため、ベースとなるパッシブ系の動ばね定数を低く
抑えて（例えばガスばね８のばね定数を小さくする）、
軟かいサスペンションの下で高周波域での乗心地を向上
することが可能とされる。また、流量制御弁４８は高周
波域での応答性が要求されないため、簡便なもので済む
という利点がある。更に、油圧回路に故障があったとき
には、流量制御弁４８を閉じるようにしておくことによ
り、サスペンションの基本的な機能がアクティブ系で維
持されるため故障に対する安全性を損なうことはない。

上記基本モデルに対して、車体入力モードの検出は、以
下のようにして行われる。

（以下余白） （１）バウンド バウンドは車体上下方向の運動モードであり、したがっ
て４輪の連動方向は全て同一となる。このことから、バ
ウンドの検出は下記の式に拠る。

ΔｅＢ　＝ΔｅＦＲ＋ΔｅＦＬ＋ΔｅＲＲ＋ΔｅＲＬ・
・・（２３） ここに、Δｅ：バウンドモードの圧力変化量に相当する
バウンド検出値 Δｅ　ＦＲ：右前輪用圧力センサ６２ＦＲの出力 Δｅ　ＦＬ　：左前輪用圧力センサ６２ＦＬの出力 Δｅ　ＲＲ：右後輪用圧力センサ６２ＲＲの出力 Δｅ　ＲＬ　：左後輪用圧力センサ６２ＲＬの出力 （２）ピッチ ピッチは車体前部の運動方向と重体後部の運動方向とが
逆位相となる運動モード（向上がりあるいは前玉がりの
運動）であり、このことから、ピッチの検出は下記の式
に拠る。

ｗｅＰ　＝　（ΔｅＦＲ＋ΔｅＦＬ）−（Δｅ　ＲＲ＋
　Δｅ　ＲＬ）　＊　＊　ａ　（２２）ここに、ΔｅＰ
：ピッチモードの圧力変化づに相当するピッチ検出値 （３）ロール ロールは車体右側部の運動方向と車体左側部の運動方向
とが逆位相となる運動モード（車体前後方向に伸びる軸
を中心とする回転遅動）であり、このことから、ロール
の検出は下記の式に拠する。

ΔｅＲ＝　（ΔｅＦＲ−ΔｅＦＬ）　＋（Δｅ　ＲＲ−
Δｅ　ＲＬ）　　＊　ｅ　ｅ　（２５）ここに、ΔｅＲ
：ロールモードの圧力変化ｍに相当するロール検出値 （４）ワープ 車体に作用するねじれモーメントで、右前輪（ＦＲ）と
左後輪（ＲＬ）とが同一の成分となり、他の組合せ（Ｆ
Ｌ、ＲＲ）とは逆方向となる。このことから、ワープの
検出は下記の式に拠る。

ΔｅＷ　　＝　　（ΔｅＦＲ−ΔｅＦＬ）−（ｅＲＲ−
ΔｅＲＬ）　　ａ　　ｅ　　＊　（２Ｂ）ここに、Δｅ
−：クー：モードの圧力変化量に相当するワープ検出値 このようにして求められた、各モードにおける目標流量
ΔｉＢ、ΔｉＰ等は、上記モード分析と同様の手法で分
配されて、各流量制御弁４８ＦＲ，ＦＬ、ＲＲ，ＲＬの
目標流量Δ１ＦＲ１ΔｉＦＬ、Δｉ　ＲＲ，ΔｉＲＬに
変換される。

すなわち、バウンド目標流量ΔｉＢは各流量制御弁４８
に同一符号で分配され、ピッチ目標流量ΔｉＰは前輪と
後輪とでは逆符号の下で分配され、ロール目標流量Δｉ
Ｒは右輪と左輪とでは逆符号の下で分配され、ワープ目
標流量Δｉ％１は車体対角線に位置する車輪の組合せで
各組合せを単位に逆符号の下で分配される。これを各輪
の目標流量ΔｆＥＲ１ΔｉＦＬ、Δ１ＲＲ１ΔｆＲＬ、
の側から示せば、以下の式で表わされる。

Δｉ　ＦＲ＝ΔｉＢ＋ΔｉＰ＋ΔｉＲ＋ΔｉＷ・・・（
２７） Δ１ＦＬ＝（ΔｉＢ＋Δ１Ｐ） −（ΔｉＲ＋ΔｉＷ） ・・・（２８） ΔｊＲＲ＝（ΔｉＢ−ΔｉＰ） ＋（ΔｉＲ−ΔｉＷ） ・・・　（２３） ΔｉＢ冨（ΔｉＢ−Δ１Ｐ） −（ΔｉＲ−ΔｆＷ） ・・・　（３０） すなわち、これにより、上記基本モデルに対して、車体
入力モードに応じて、各モードのモーメントを抑える方
向の制御が付加される。また、車体がローリングしてい
るときには、目標ワープモーメントが決定され、この結
果、所定のロール剛性比が付与されることとなる。そし
て、例えば乗員の数、荷物の積載量の大小に伴う前輪と
後輪との荷重比の変化、あるいは加減速、揚力、路面勾
配、燃料の量の変化に伴う前記荷重比の変化が、前記目
標ワーブモーメントに尺映される結果、これら荷重比の
変化に応じて前輪と後輪とのロール剛性比が変更される
。

すなわち、目標ワープモーメント演算回路の伝達特性Ｒ
Ｗの大きさをｋＲＷとすると、このｋＲＷ４ｉ、ピッチ
モーメント（ｘ）に対して。

ｋＲＷ＝Ａ−ＢＸ　　で表わされる。

したがって、ピッチモーメント（Ｘ）が大、つまり前輪
側の荷重比が大きくなり、アンダステアの傾向が強くな
ると、これに応じてｋＲＷが小とされて、目標ワーブモ
ーメントが小さな値に変更さし、コの結果、前輪側のサ
スペンションロールＱ性が相対的に小さな値に変更され
て、アンダステアの傾向が弱められることとなる。逆に
後輪側の荷重比が大きくなり、オーバステアの傾向が強
くなると、目標ワーブモーメントが大きな値に変更され
、後輪側のサスペンションロール剛性が相対的に小さな
値に変更されて、オーバステアの傾向が弱められること
となる。

（発明の効果） 以上説明のように、本発明によれば、前輪と後輪との荷
重比の変化に応じて、前輪と後輪とのロール剛性比が変
更されるため、加減速、乗員の数の大小等に伴なう車両
前後方向の荷重変化によるステアリング特性への影響を
抑えることができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は実施例における全体系統図、 第２図は実施例におけるブロック線図、第３図は実施例
における目標動ばね特性図、第４図は伝達関数の特性図
である。 ｌ：サスペンション装置 ２ニジリンダ ８：ガスばね ３０：ポンプ ４６：アキュームレータ ４８：流凝調整弁 ６０：コントロールユニット ６２：荷重センサ ６４：バイパスフィルタ（微分フィルタ）６６：制御回
路 ６８：圧力センサ 第３図 ｆ凋汲数） 第４図 ｆ閑刻い

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. （１）車体と各車輪との間に架設された液体シリンダに
   対して作動液体を供給、排出することにより、各輪のサ
   スペンションの特性を可変に制御するようにした車両の
   サスペンション装置において、 前輪と後輪との荷重比を検出する荷重比検出手段と 該荷重比検出手段からの信号を受け、前輪と後輪との荷
   重比に応じて前輪と後輪とのロール剛性比を変更するロ
   ール剛性比変更手段と、 を備えていることを特徴とする車両のサスペンション装
   置。