JPS6341215A - 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、車両のサスベンジジン装置に関し、特に、全
振動周波数領域において、車両の乗心地およびローリン
グ、ピッチング特性の向上を図ったサスペンション装置
に関するものである。

（従来の技術およびその問題点） 車両のサスペンション装置としては、サスペンションス
プリングおよびダンパーから構成されたものが一般的で
ある。このような装置では、スプリングのばね定数およ
びダンパーの減衰力によって、サスペンション振動系の
振動特性が予め一義的に定まっている。従って、この振
動特性を好適に設定することにより、乗り心地、車輪の
接地性、車体のローリングあるいはピッチングなどのサ
スペンション特性の改善を図っている。

しかしながら、一義的に定まった振動特性を存するサス
ペンションによっては、その全振動周波数領域において
、乗り心地とローリング、ピッチング特性とを共に好適
に維持することができない。

この点に関して更に説明すると、公知のように、サスペ
ンション振動系は、サスペンションスプリングを挟み、
車体の側の質量（ばね上質量）と車輪の側の質量（ばね
上質量）とが想定され、かかる振動系の強制振動におい
ては、共振点が２点、すなわち低周波側にばね上共振点
、高周波側にばね上共振点が生ずる振動特性が得られる
。この振動系において、例えば、減衰力を大きく設定す
れば、ローリング、ピッチング特性は改善されるが、乗
り心地はゴツゴツした感じとなってしまう。

このように、相対変位が発生して支持力が発生するよう
なスプリング、ダンパーを基本構成要素とする、所謂パ
ッシブ・サスペンション装置においては、その振動特性
が一義的に定まっているので、全周波数領域において乗
り心地とローリング、ピッチング特性との両立を図るこ
とは困難である。

ここで、近年においては、上記のようなパッシブ・サス
ペンション装置の代わりに、車輪と車体との間に油圧シ
リンダなどの支持力発生機構を配置した構成のサスペン
ション装置が提案されている。このようなスプリングや
ダンパーによる支持機能以外の力で支持力を発生する、
所謂アクティブ・サスペンション装置は、たとえば、特
公昭５９−１４３６５号公報あるいはＥＰＣ出願０１１
４７５７号公開公報に開示されている。これらの公報に
開示のサスペンション装置においては、車輪および車体
の間に油圧シリンダからなるアクチュエータが配置され
、車高の変化およびその変化率などに応じて、アクチュ
エータの動きを制御している。この構成のサスペンショ
ン装置によれば、アクチュエータの制御を変更してサス
ペンション振動特性を変えることが可能である。しかし
ながら、従来においては、かかるサスペンション機構を
利用して、全振動周波数領域において、乗り心地と、口
・−リング、ピッチング特性との両立を図ろうとする試
みは何らなされていない。

本発明は、上述の点の鑑みてなされたものであり、乗り
心地とローリング、ピッチング特性との両立を達成した
好適なサスペンション装置を提供することを目的として
いる。

（問題点を解決するための手段） 本発明は、車両のサスペンション振動系において、その
ばね上共振点の近傍の値を境にして、それよりも下の領
域では、ばね上とばね下との間の上下方向の相対変位量
に基づいて振動特性を変更すれば、乗り心地とローリン
グ、ピッチング特性とが共に好適に維持出来ることに着
目してなされたものであり、油圧シリンダ等に代表され
る支持機構によって、車体と車輪との間を支持し、この
サスペンション振動系のばね上共振点を境にして、ばね
上とばね下との間の上下方向の相対変位量に基づき、上
記の支持機構の発生する支持力を制御し、これによって
、乗り心地およびローリング、ピッチング特性の向上を
図るようにしている。

すなわち、本発明のサスペンション装置は；車体と車輪
との間に配置され、これらの相対変位に関わりなく増減
可能な支持力で支持可能な支持機構と；前記車体ばね上
と、車輪に代表されるばね下との間の上下方向の相対変
位量を検出する変位量検出手段と；サスペンション振動
系の振動周波数が、ばね上共振点近傍の値を有する設定
周波数よりも低い場合には、検出された前記変位量に基
づき、前記変位量の変化を抑制する方向に、前記支持機
構が発生する支持力を制御する制御手段と；を備えたこ
とを特徴としている。

（作用） 上記の支持機構は、例えば、油圧シリンダ、油圧ポンプ
およびこれらの間に配置された圧力調整弁から構成でき
、次式によって算出される支持力を油圧シリンダが発生
するように、そのシリンダへの油供給が制御される。

Ｕｏ＝Ｋ　（Ｘｉ−Ｘ２） ＋Ｋｃ　（Ｘ’　１−Ｘ’　２） ＋Ｋｋ　（Ｘｉ−Ｘ２） Ｋ：修正係数 第３図に示すように、ばね上共振点近傍の上記設定周波
数Ｆを境にして、それ以下の領域においては正の値に１
に設定され、それ以上の領域においては、零とされる。

Ｋｃ：減衰係数に相当する定数 Ｋｋ：ばね係数に相当する定数 Ｘｌ−Ｋ２：上記の変位量検出手段によって検出された
変位量であって、車体の側と車輪の側との間の上下方向
の相対変位量である。

Ｘ’　１−Ｘ’　２　：上記の変位量（Ｘｉ−Ｋ２）の
−階微分係数 但し、上記の各値Ｘ１、Ｋ２、Ｘ’ｌ、Ｘ′２は、上向
き方向を正の値としている。

ここで、第１図は、路面入力における振動周波数に対す
る車体の振動レベル（ばね上の上下方向の加速度Ｘ″２
）の変化を示すものであり、この図の振動特性線Ｉは、
上記の式において、第１項を零とした場合に得られるも
のであり、これに対して、特性線■は、第１項の係数Ｋ
を正の値に１とした場合に得られるものである。また、
第２図は車体からの入力における振動周波数に対するば
ね上側である車体と接地面との間の上下方向の相対変位
１（Ｋ２−ＸＯ）の変化を示すものであり、特性′ｆｊ
ＡＡは上記の式における第１項を雰にした場合に得られ
るものであり、これに対して、特性線Ｂは第１項の係数
Ｋを正の値に１とした場合に得られるものである。

ここに、乗り心地の良否は、主に第１図のばね上顎速度
に影響され、その値が低いほど乗り心地が改善される。

また、ローリング、ピッチング特性の良否は、主に第２
図（Ｂ）に示す変位量（Ｋ２−ＸＯ）に影響され、その
値が低いほど好適である。

ここにおいて、これらの特性図（第１図、第２図）から
、以下のことが言える。先ず、第１図の乗り心地を示す
特性図から、ばね上共振点付近よりも低周波領域におい
て、特性線■が好ましい特性を示している（乗り心地が
良好）。一方、第２図のローリング、ピッチング特性を
示す特性図からは、はぼばね上共振点Ｆを境に、好まし
い特性が、低周波域ではＢ、高周波域ではＡと移り変わ
っている。

本発明は、上述したように、設定周波数Ｆ以下の領域に
おいては特性■、Ｂを採用し、それ以上の領域において
は特性Ｉ、Ａを採用しているので、全周波数領域におい
て乗り心地と、ローリング、ピッチング特性とを共に改
善することができる。

尚、上述の係数にの値に１がとる符号が正か負であるか
は、ばね上とばね下との相対変位量（Ｘｉ−Ｋ２）の入
力に対する支持機構の発生支持力を制御する制御方向に
かかわるもので、本発明の場合、Ｋ１は正の値であり、
制御方向は、前記変位量の変化を抑制する方向である。

具体的に、述べれば、ばね上、ばね下問の距離が縮まる
方向にある場合には、油圧シリンダ内の圧力を減圧する
ように、シリンダ内の油を排出する制御を行うものであ
る。

（発明の効果） このように、本発明のサスペンション装置においては、
ばね上共振点の近傍の値を有する振動周波数よりも低い
振動領域における特性を、車体の側と車輪の側との間（
ばね上とばね下との間）の上下方向の相対変位量に基づ
き変更し、それ以上の振動領域における特性とは異なる
ものとしているので、全周波数領域において、乗り心地
と、ローリング、ピッチング特性とを共に向上させるこ
とが可能になる。

（実施例） 以下に、図面を参照して本発明の実施例による車両のサ
スペンション装置を説明する。なお、以下の実施例にお
いては、前後車輪に配置されるサスペンション装置の構
成は同一であるので、前車輪について説明をする。

工土大施■ 第４図は、本発明の第１の実施例による車両のサスペン
ション装置の全体構成図である。図に示すように、左右
の車輪ＬＬ、ＩＲは、サスペンションアーム３Ｌ、３Ｒ
を介して車体５に取付けられている。これらサスペンシ
ョンアームは、車体５に枢着されており、したがって、
車輪ＩＬ。

ＩＲは車体５に対して上下方向に揺動可能になっている
。これらの左右輪に対して配置されるサスペンション機
構は同一構成であるので、以下左側の前車輪ＩＬについ
て説明する。まず、サスペンションアーム３Ｌと、車体
５との間には、上下方向に向けてパワーシリンダ装置７
Ｌが配置されている。このシリンダ装置７Ｌは、そのシ
リンダ本体７１Ｌの後端が車体５の側に固着され、その
シリンダ本体内を上下方向に摺動可能なピストン７２Ｌ
に固着されたピストンロンドア３Ｌはシリンダ本体の先
端を貫通して下方に延び、上記のサスペンションアーム
３Ｌに連結されている。このように、パワーシリンダに
よって支持機構が形成されており、このシリンダ装置７
Ｌに発生する油圧を制御することによって、このシリン
ダ装置の発生する支持力を変更することができる。

上記のシリンダ装置７Ｌに対する油圧供給系を説明する
。この供給系は、油圧ポンプ９と、このポンプと上記の
シリンダ装置７Ｌとの間を連通ずる油通路に配置した流
路切り換え弁１１Ｌを基本構成としている。この弁１１
Ｌは、電磁弁からなり、その設定位置がブロックＡの場
合には、シリンダ装置７Ｌの上方の側の油圧室７４Ｌに
油の供給がなされ、そのピストンロンドア３Ｌは、下方
へ向けて伸張する。また、その設定位置がブロックＢの
場合には、シリンダ装置７Ｌに対する油通路が遮断され
る。一方、設定位置がブロックＣの場合には、シリンダ
装置の下側の油圧室７５Ｌに対して油の供給がなされ、
ピストンロンドア３Ｌは上方へ向けて縮む。また、この
油圧供給系において、１３はリリーフ弁、１５はアキュ
ムレータであり、油通路内を所定の油圧に維持可能とな
っている。なお、１７は油タンクである。

次に、上記の電磁弁ＩＬＬを駆動制御するための制御系
を、第４図ないし第６図を参照して説明する。この制御
系は、コントローラ２１とその入力側に接続された２個
のセンサ２３Ｌ、２５Ｌを基本構成要素としている。セ
ンサ２３Ｌは、圧力センサであり、シリンダの油圧室７
４Ｌ内の油圧Ｐを検出する。センサ２５Ｌは変位センサ
であり、車体５と車輪ＩＬとの間の上下方向の相対変位
（ＸＩ−Ｋ２）を検出する。コントローラ２１では、上
記のセンサ２３Ｌ、２５Ｌの検出値に基づいて、後述の
ようにシリンダ装置７Ｌの発生すべき支持力を算出し、
シリンダ装置がこの算出した支持力を発生するように制
御する。

第５図は、このコントローラ２１の構成を示すブロック
図である。図に示すように、このコントローラは、算出
回路部３３、変更回路部３５および制御回路部３７から
構成されている。算出回路部３３は、車輪からの振動入
力に対してシリンダ装置のピストン７２Ｌが予め設定し
た振動特性に従って振動するために必要とされるシリン
ダ装置７Ｌの発生支持力Ｕｏを算出する。すなわち、変
位センサ出力（ＸＩ−Ｋ２）を増幅器３３１に入力して
、予め設定した定数Ｋｋを乗じ、Ｋｋ・（Ｘｉ−Ｋ２）
を算出する。また、上記のセンサ出力（ＸＩ−Ｋ２）を
微分器３３２を介して微分して、−次微分値（Ｘ’ｌ−
Ｘ’２）を算出する。更にこの微分値を、増幅器３３３
を介して、一定の４１１！Ｋｃだけ増幅して、Ｋｃ　　
（Ｘ’　１−Ｘ’　２）を算出する。このようにして算
出した二つの値を、加算器３３４で加算して、次式で示
す支持力Ｕｏを算出する。

Ｕｏ＝Ｋｋ　（ＸＩ　　Ｋ２） ＋Ｋｃ　　（Ｘ’　１−Ｘ’　２） 次に、変更回路部３５は、上述のように算出された支持
力ＵＯを変更するための回路である。この回路部におい
ては、上記のセンサ出力（Ｘｌ−Ｋ２）を取り込み、増
幅器３５１に入力して、一定の割合に１だけ増幅する。

この増幅器の出力に１・　（Ｘｉ−Ｋ２）をローパスフ
ィルタ３５２に入力し、低周波数成分のみを上述の加算
器３３４に供給する。詳述するに、このローパスフィル
タ３５２においては、ばね上共振点近傍の振動周波数Ｆ
以下の成分のみを通過させる。従って、サスペンション
振動系の振動周波数が値Ｆ以下の場合には、Ｋ１・　（
ＸＩ−Ｋ２）が加算器３３４に供給され、次式で示すよ
うに、支持力ｔＪｏが修正される。

Ｕｏ＝に１　・　（ＸＩ−Ｋ２） ＋Ｋｋ　　（ＸＩ−Ｋ２） ＋Ｋｃ　　（ｘ’　１−Ｘ’　２） 次に、制御回路部３７は、実際のシリンダ装置の発生支
持力が、上記の算出した支持力ＵＯとなるように閉ルー
プ制御を行う。すなわち、圧力センサ出力Ｐを取り込み
、この値を増幅器３７１を介して増幅して、シリンダ装
置が実際に発生している支持力Ａ−Ｐ（Ａニジリンダの
有効面積）を算出し、また、上述のように算出された支
持力Ｕｏを取り込み、これら両方の値を、比較器３７２
で比較する。そして、実際の支持力Ａ−Ｐが算出値ＵＯ
となるように、この比較器から駆動信号をドライバ３７
３に供給する。この信号に従って、ドライバ３７３では
切り換え弁１１Ｌを駆′動する。詳述すると、Ｕｏ　＞
Ａ　−Ｐの場合には、弁１１ＬはブロックＡに設定され
て油圧室７４Ｌに油圧の供給が行われる。Ｕｏ＜Ａ　−
Ｐの場合には、弁１１はブロックＣに設定されて油圧室
７５Ｌに油圧が供給される。一方、ＵＯ＝Ａ−Ｐの場合
には、弁１１ＬはブロックＢに設定されてシリンダ装置
はその状態に保持される。

ここで、第６図に上記のローパスフィルタ３５２の回路
構成を示す。フィルタ特性は、ＲＣ時定数によって決定
され、この値は公知のように次式で決定されるので、ｆ
ｏとして上記の周波数Ｆを採用すれば、この周波数Ｆ以
下の周波数成分を通過させるフィルタ特性が得られる。

Ｒ−Ｃ＝１／２πｆ０ 第３図の曲線に＝ｆ　　（Ｆ）はこのローパスフィルタ
３５２のフィルタ特性に対応する特性を示している。

このように構成した本実施例のサスペンション振動系に
おいては、第１図の曲線■で示す振動特性が得られる。

また、この振動特性における、ばね上側である車体５と
接地面との間の上下方向の相対変位量（Ｘ２−ＸＯ）は
、第２図の曲線Ｃで示す特性になる。すなわち、振動周
波数が値Ｆよりも低い領域においては、第３図に示すよ
うに係数Ｋが正の値に１に近い値となるので、サスペン
ション特性は上述のように相対変位量に基づいて増加方
向に変更される。これに対して、振動周波数が値Ｆ以下
の領域においては、係数Ｋが零に近い値になるので、上
述のような支持力の増加修正は殆ど行われない。この結
果、本例の装置においては、全周波数領域において、乗
り心地とローリング、ピッチング特性との両立が達成さ
れる。

なお、上述の例においては、コントローラをアナログ回
路構成としたが、これをデジタル回路構成とすることも
できる。

筆主夫施■ 第７図および第８図は、本発明の第２実施例を示す図で
ある。本例は、前述した第１実施例とほぼ同一の構成を
有しており、ただ油圧供給系に一部変更を施したもので
ある。従って、以下の説明においては、第１実施例の構
成要素に対応する個所には同一の符号を附し、その説明
を省略する。

本例においては、パワーシリンダ装置７Ｌの油圧室７４
Ｌに、オリフィス４１Ｌを介して連通させたエアバネ４
３Ｌを有しており、このエアバネ４３Ｌによって、サス
ペンション振動系のばね定数Ｋｋが規定され、またオリ
フィス４１Ｌの絞りによってその減衰定数が規定される
。また、油圧の供給は油圧室７４Ｌに対してのみ行うよ
うに構成され、かかる供給制御に適した切り換え弁１１
Ｌを配置しである。

第８図に示すように、かかる変更に対応して、コントロ
ーラ２１の構成にも一部変更を施しである。すなわち、
制御回路部３７は減算器３７４を有し、この減算器３７
４に対して、実際のシリンダ支持力Ａ−Ｐおよび算出回
路部３３で算出された支持力を供給して、次式で示す減
算をおこなわせる。

Ｔ＝Ａ−Ｐ−（Ｋｋ　（Ｘｉ−Ｘ２） ＋Ｋｃ　　（Ｘ’　１−Ｘ’　２）） この減算値Ｔを比較器３７２に供給して、変更回路部３
５で算出された値Ｋ・　（Ｘｉ−Ｘ２）と比較し、この
比較結果に基づいて切り換え弁１１Ｌを制御する。すな
わち、Ｋ・　（Ｘｉ−Ｘ２）＞Ｔの場合は、油圧室７４
Ｌに油圧を供給する方向に制御し、Ｋ・　（Ｘｉ−Ｘ２
）＜Ｔの場合は逆に油圧室から油圧を抜（方向に制御す
る。また、Ｋ・　（Ｘｉ−Ｘ２）＝Ｔの場合には、その
ままの状態を保持する。

このように構成した本例においても、前述の第１実施例
と同様に全周波数領域において、乗り心地と、ローリン
グ、ピッチング特性との両立を図ることができる。

【図面の簡単な説明】

第１図はばね上顎速度の振動特性を示す特性図、第２図
は車体側と接地面との間の相対変位特性を示す特性図、
第３図は振動周波数に対する修正係数の値を示す特性図
、第４図は本発明の第１実施例の構成を示す構成図、第
５図は第４図のコントローラの構成を示すブロック図、
第６図は第５図のローパスフィルタの例を示す回路図、
第７図は本発明の第２実施例を示す構成図、第８図は第
７図のコントローラの構成を示すブロック図である。 ＩＬ−車輪 ３Ｌ−・サスペンションアーム ５・・−車体 ７Ｌ−パワーシリンダ装置 ９・−油圧ポンプ １１Ｌ−−一切り換え弁 ２１−・−コントローラ ２３−圧力センサ ２５−変位センサ ３３・−算出回路部 ３５・・−変更回路部 ３７・・・制御回路部 （ばね上共振点）　　（ばね下共振点）振動周波数（Ｈ
ｚ） （ばね上共振点）　　（ばね下共振点）振動周波数（Ｈ
ｚ） ＜＋ｆね上共振点）　　（ばね下共振点）振動周波数（
Ｈｚ） 第７図

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 車体と車輪との間に配置され、これらの相対変位に関わ
   りなく増減可能な支持力で支持可能な支持機構と、 前記車体ばね上と、車輪に代表されるばね下との間の上
   下方向の相対変位量を検出する変位量検出手段と、 サスペンション振動系の振動周波数が、ばね上共振点近
   傍の値を有する設定周波数よりも低い場合には、検出さ
   れた前記変位量に基づき、前記変位量の変化を抑制する
   方向に、前記支持機構が発生する支持力を制御する制御
   手段と、 を備えたことを特徴とする車両のサスペンション装置。