JPS6341223A - 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し、特に、全
振動周波数領域において、車両の乗心地およびバウンシ
ング特性の両立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、一義的の定まった振動特性を有するサス
ペンションによっては、その全振動周波数領域において
、乗り心地とバウンシ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、乗り心地が良
くなるように振動特性を設定すると、成る振動周波数領
域においてはバウンシング特性が低下してしまう。

このように、相対変位が発生して初めて支持力が発生す
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、全振動周波数
領域において乗り心地とバウンシング特性との両立を好
適に図ることが困難であった。

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０１
１４７５７号公開公報に開示されている。これらの公報
シこ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、予め
設定した振動特性を呈するように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、乗り心地とバウンシング特性
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
心地およびバウンシング特性が共に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、それよりも上の領
域では、ばね上変位速度に基づいて制御すれば、乗り心
地およびバウンシング特性が共に、はぼ全振動周波数領
域において、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、ばね上変位速度に基
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、乗り心地およびバウンシ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
の上下方向の変位速度を検出する変位速度検出手段と；
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高い場合には、検出さ
れた前記変位速度に基づき、ばね上変位速度を減少する
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・Ｘ’　２＋Ｋｃ　（Ｘ’　Ｉ　　Ｘ’　２）
＋Ｋｋ（Ｘ　１−Ｘ　２） Ｋ：修正係数 第３図に示すように、ばね下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負の値に１
に設定され、それ以上の領域においては、はぼ零とされ
る。

Ｘ′２：上記の変位速度検出手段によって検出された変
位速度（ばね上変位速度） 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：車体の側と車輪の側との間の上下方向にお
ける相対変位量 Ｘ’　１−Ｘ’　２　：上記の変位１（Ｘｉ−Ｋ２）の
変位速度 但し、上記の各値Ｘ’ｌ、Ｘ’２、Ｘｌ、Ｋ２は、上向
きの方向を正としている。

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■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を負の
値に１とした場合に得られるものである。また、第２図
は、路面からの入力における振動周波数に対する変位量
（ばね上側である車体と接地面との間の上下方向の相対
変位量Ｘ２−ＸＯ）の変化を示すものであり、特性線Ａ
は上記の式における第１項を零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
を負の値に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、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
、バウンシング特性の良否は、第２図の変位量（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ｆｆ
１Ｘ２−ＸＯ）に影響され、その値が低い程良いとされ
ている。

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、はぼばね下共振点を除く大部分の領域にお
いては、特性■が好ましい特性を示している（はぼ全域
で乗り心地が良好）。

一方、第２図のバウンシ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Ａ、高周波域ではＢと移り変わっている。

本発明はこの点に基づき、設定周波数Ｆ以上の領域にお
いては特性■、Ｂを採用し、それ以下の領域においては
特性１．Ａを採用しているので、全周波数領域において
乗り心地およびバウンシング特性の両立を達成すること
ができる。

ここで、設定周波数Ｆ以下の領域において、特性Ｉは、
特性■に比べてばね上顎速度Ｘ“２のレベルは悪化して
いる。しかしながら、一般に乗員にとって乗り心地とし
て感じる周波数域は、中、高周波数域が主である。従っ
て、この低周波数域での悪化は、大きく影響はしないと
言える。むしろ、特性Ｂを採用することによるバウンシ
ング特性の悪化による影響の方が大きいものである。

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、ばね上変位速度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は負の値であり、制御方向は、ばね上変位速度を
減少する方向である。

具体的に述べれば、ばね上変位速度が正の値、つまりば
ね上変位速度が上向き（地面と反対）のときには、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高い振
動領域における特性を、ばね上変位速度に基づき変更し
、それ以下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、全振動周波数領域において、乗り心地およ
びバウンシング特性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。

第上去隻炭 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ＩＬ、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
。これらの左右幅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Ｗ７Ｌとの間を連通す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、そのピストンロッド７３Ｌ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７　Ｌ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１１Ｌ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！する。この制御
系は、コントローラ２１とその入力端に接続された３個
のセンサ２３Ｌ、２５Ｌ、２７Ｌ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７４Ｌ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との上下方向の相対
変位（Ｘｉ−Ｘ２）を検出する。また、センサ２７Ｌは
振動センサであり、車体５に取付けられ、ここに生ずる
上下方向の振動加速度Ｘ“２（ばね上前速度）を検出す
る。コントローラ２１では、上記のセンサ２３Ｌ、２５
Ｌの検出値および、センサ２７Ｌの出力を積分して得ら
れる変位速度（ばね正変位速度）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Ｈ２がこの算出した支持力を発生ずるように制御
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−Ｘ２）を増幅器３３１に入力して
、予め設定した定数Ｋｋを乗じ、Ｋｋ（Ｘ　１−Ｘ　２
）を算出する。また、上記のセンサ出力（ＸＩ−Ｘ２）
を微分器３３２を介して微分して、−次微分値（Ｘ’　
１−Ｘ’　２）を算出する。

更にこの微分値を、増幅器３３３を介して、一定の値Ｋ
ｃ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３３
４で加算して、次式で示し支持力Ｕ。

を算出する。

Ｕｏ＝Ｋｋ　（ＸＩ−Ｘ２） 十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、振動センサ出力Ｘ″２を積分器３５３に入力して
積分することにより、ばね正変位速度Ｘ’２を算出する
。この算出値を、増幅器３５１に入力して、一定の割合
Ｋｌだけ増幅すると共に、その符号を反転させる。すな
わち、正方向の変位速度は負方向の変位速度に変換され
、負方向のものは正に変換される。この増幅器の出力に
１・Ｘ’２をバイパスフィルタ３５２に入力し、高周波
数成分のみを上述の加算器３３４に供給する。詳述する
に、このバイパスフィルタ３５２においては、ばね上共
振点近傍の振動周波数Ｆ以上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以上
の場合には、Ｋ１・Ｘ’２が加算器２３４に供給され、
次式で示すように、支持力Ｕｏが修正される。

Ｕｏ＝に１　・Ｘ’　２ ＋Ｋｋ　（Ｘｉ−Ｋ２） 十Ｋｃ　（Ｘ’　１−Ｘ’　２） 従って、検出されたばね上変位速度Ｘ’２が正方向、す
なわち上向きに生じている場合には、修正係数に１が負
の値を有しているので、修正量に１・Ｘ’２は負の値と
なり、支持力はその分だけ補正される。

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図に上記のバイパスフィルタ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
上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）はこのバイパスフィルタ３
５２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（Ｋ２−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よりも高い領域においては、第３図に示すよ
うに係数Ｋが負の値に１に近い値となるので、ばね上変
位速度Ｘ’２の正負とは反対方向にシリンダ装置の支持
力ＵＯが増減される。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、全振動周波数の領域におい
て、乗り心地およびバウンシング特性が好適な状態に維
持される。

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。

工又Ｘ侮拠 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、このエアハネ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Ｋｃ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
１１Ｌ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で算出された値に−Ｘ’　２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
−Ｘ“２＞Ｔの場合は、油圧室７４Ｌに油圧を供給する
方向に制御し、Ｋ・Ｘ　２　＜　Ｔの場合は逆に油圧室
から油圧を抜く方向に制御する。また、Ｋ−Ｘ“２＝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、乗り心地およびバウ
ンシング特性を共に好適に保ことができる。

【図面の簡単な説明】

第１図はばね士別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図のバイ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 ３　Ｌ−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−・切り換え弁 ２１−コントローラ ２３−・圧力センサ ２５・−変位センサ ２７−振動センサ 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（
Ｈｚ） （は゛ね上共振点）（（ま゛ね下共振点）振動周波数（
Ｈｚ） 第３図 振動周波数（Ｈｚ） 手続補正書　　　　１） 特許庁長官　　黒　１）明　雄　　殿 １、事件の表示　　　昭和６１年特許願第１８３７６１
号２、発胡の名称　　　　車両のサスペンション装置３
、補正をする者 事件との関係　　出願人 名称　　（３１３）マツダ株式会社 ４、代理人 氏　名（５９９５）弁理士　中　　村　　　　　稔、−
・ＩＣ７，７ 〜ミュア ５、補正命令の日付　　自　　発 明細書の下記個所の誤記を各々訂正する。 図面の第５図および第８図を別紙のとおりに訂正する。

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、 前記車体ばね上の上下方向の変位速度を検出する変位速
   度検出手段と、 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高い場合には、検出さ
   れた前記変位速度に基づき、ばね上変位速度を減少する
   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。