WO2018230425A1 - サスペンション制御装置 - Google Patents

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WO2018230425A1
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roll
vehicle
control device
suspension
stiffness
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雄大 鈴木
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Ntn株式会社
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    • B60G17/00—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load
    • B60G17/015—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
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    • B60G17/016—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements characterised by their responsiveness, when the vehicle is travelling, to specific motion, a specific condition, or driver input
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G21/00—Interconnection systems for two or more resiliently-suspended wheels, e.g. for stabilising a vehicle body with respect to acceleration, deceleration or centrifugal forces
    • B60G21/02—Interconnection systems for two or more resiliently-suspended wheels, e.g. for stabilising a vehicle body with respect to acceleration, deceleration or centrifugal forces permanently interconnected
    • B60G21/04—Interconnection systems for two or more resiliently-suspended wheels, e.g. for stabilising a vehicle body with respect to acceleration, deceleration or centrifugal forces permanently interconnected mechanically
    • B60G21/05—Interconnection systems for two or more resiliently-suspended wheels, e.g. for stabilising a vehicle body with respect to acceleration, deceleration or centrifugal forces permanently interconnected mechanically between wheels on the same axle but on different sides of the vehicle, i.e. the left and right wheel suspensions being interconnected
    • B60G21/055—Stabiliser bars

Definitions

  • the present invention relates to a suspension, a roll center variable mechanism that can independently adjust the front and rear roll center heights of the vehicle, and a roll stiffness variable mechanism such as an active stabilizer that can independently adjust the front and rear roll rigidity of the vehicle.
  • the present invention relates to a suspension control device that controls each of the mechanisms so as to achieve both turning performance and stability.
  • the roll center height is lowered too much, the distance from the center of gravity is increased. Thereby, the roll moment at the time of turning may increase and the posture change of the vehicle body may increase.
  • the damping force of the damper is increased so as to suppress the posture change, a transient posture change can be prevented, but when the steady state is reached, the magnitude of the damper damping force depends on the spring rate regardless of the final value. In particular, the posture change becomes large. Therefore, traveling guidance is poor.
  • the damping force or spring rate of the damper is increased, the amount of load movement between the left and right wheels increases, and the turning performance, that is, the steering characteristic may change.
  • An object of the present invention is to provide a suspension control device capable of achieving both stability and turning performance regardless of the vehicle speed.
  • Suspension control apparatus of the present invention 21 the suspension 31, front and rear roll center height h f of the vehicle 1, and h r the independently adjustable roll center variable mechanism 32, the roll stiffness of the front and rear of the vehicle 1 [Phi f , ⁇ r and a device for controlling the suspension 31 of the vehicle 1 including a roll stiffness variable mechanism 33 capable of independently adjusting,
  • 33 includes roll center / roll stiffness control means 22 to be changed.
  • the roll center heights h f and h r and the front and rear roll stiffnesses ⁇ f and ⁇ r are changed according to the vehicle speed, so that both stability and turning performance can be achieved regardless of the vehicle speed.
  • the roll center / roll stiffness control means 22 reduces the roll moment M by increasing the roll center heights h f and h r from the initial values h f0 and h r0 as the vehicle speed of the vehicle 1 increases.
  • the front / rear ratio ⁇ f / ⁇ r of the roll rigidity ⁇ f , ⁇ r is set to the roll rigidity ⁇ f of the front wheel relative to the roll rigidity ⁇ r of the rear wheel, rather than the initial value ⁇ f0 / ⁇ r0. It may be configured to be closer to the understeer characteristic by changing so as to be larger.
  • the front wheel which is from the start (set arbitrarily) it is for the purpose of improving ride comfort and cornering performance, preset before and after the roll center height h f, the h r low, the front wheel
  • the roll rigidity ⁇ r of the rear wheel part is made larger than the roll rigidity ⁇ f of the part.
  • the roll center heights h f and h r are increased, whereby the jackup force Fz is increased and the radius of the roll moment M is reduced, whereby the roll moment M is suppressed.
  • the roll rigidity can be made closer to the understeer characteristic by making the front wheel portion larger than the rear wheel portion, and the running stability is improved.
  • the roll center roll stiffness control means 22 the roll center height h f, per h r, so as not to alter the ratio h f / h r of the height h r of the rear wheel portion and the height h f of the front wheel However, it is preferable to perform control so as to be higher than the initial values h f0 and h r0 according to the vehicle speed.
  • Roll center height h f, for h r that it does not change the front-to-back ratio h f / h r, we are possible to suppress the roll without destroying the balance of the front and rear of the attitude change.
  • the roll center / roll stiffness control means 22 includes a spin state determination unit 26 that determines that the vehicle has approached a spin state based on a skid angle of the vehicle 1, and when the vehicle has approached the spin state, Regardless of the vehicle speed V, the roll stiffness ⁇ f of the front wheel portion may be made higher than the roll stiffness ⁇ r of the rear wheel portion as soon as possible to approach the understeer characteristic. In this way, by increasing the roll rigidity of the front wheel part rather than the rear wheel part, it is possible to prevent spin. Whether or not the spin state has been approached is determined by whether or not the skid angle has reached a threshold value arbitrarily determined by design.
  • Each of the suspension control devices described above includes a stroke sensor 17 that detects the stroke amount of the suspension 31, and when the stroke amount reaches a full bump or a set amount close to a full re-bump, the roll center / roll stiffness control means 22 is provided. Regardless of the vehicle speed V, the front and rear roll center heights h f and h r may be quickly increased to suppress the full bump or the full re-bump. As a result, the bottom of the damper 36a included in the shock absorber 36 of the suspension 31 (the damper 36a shrinks to the limit) is suppressed.
  • the roll center variable mechanism 32 may include a linear motion mechanism 32d that vertically changes an arm attachment portion 32b that is a portion attached to the upper arm 34 of the suspension 31. If the roll center variable mechanism 32 has this configuration, an existing actuator can be used, thereby reducing the cost.
  • the roll stiffness variable mechanism 33 may be configured to increase the torsional stiffness of the stabilizer 33a by driving a motor 33c. If the roll stiffness variable mechanism 33 has this configuration, an existing actuator can be used, thereby reducing the cost.
  • the vehicle 1 shown in this embodiment is a four-wheel independent drive vehicle including an in-wheel motor drive device 5 on all four wheels.
  • both the left and right rear wheels 2 and the left and right front wheels 2 are independently driven by an electric motor 4 serving as a braking / driving source.
  • the in-wheel motor drive device 5 includes an electric motor 4, a speed reducer 6, and a wheel bearing 7, and a part or the whole is disposed in the wheel 2.
  • the rotation of the electric motor 4 is transmitted to the wheel 2 via the speed reducer 6 and the wheel bearing 7.
  • the in-wheel motor drive device 5 generates drive torque or braking torque by switching the rotation direction of the electric motor 4.
  • a brake rotor 8a which is a part of the friction brake device 8, is fixed to the flange portion of the hub wheel 7a of the wheel bearing 7, and the brake rotor 8a rotates integrally with the wheel 2.
  • the vehicle control device includes an ECU (electric control unit) 10, a plurality of (four in this example) inverter devices 11 provided for the electric motor 4 that drives each wheel, an inverter torque command device 12, Suspension control device 21.
  • the ECU 10 is the highest control means of the vehicle 1 and has a function of performing overall control and cooperative control of the entire vehicle.
  • the ECU 10 further includes at least one of various sensors provided in the vehicle 1, such as an accelerator pedal sensor 13, a brake pedal sensor 14, a vehicle speed sensor 15, a rudder angle sensor 16, a stroke sensor 17, and a skid sensor 18. And a function of outputting or transferring a sensor detection signal required by the control means to each lower control means.
  • the inverter torque command device 12 has a function of calculating and outputting a braking / driving command to be given to the inverter device 11 of each wheel from the detection signals of the accelerator pedal sensor 13 and the brake pedal sensor 14 input via the ECU 10.
  • a dedicated ECU is used.
  • the inverter torque command device 12 may be configured as a part of the ECU 10.
  • the inverter device 11 converts DC power of a battery (not shown) into AC power (and vice versa), and performs feedback control of the motor 4 in accordance with a given braking / driving command. .
  • the vehicle speed sensor 15 is a sensor that detects the speed of the vehicle 1 from the rotational speed of the wheels 2 or the like.
  • the steering angle sensor 16 is a sensor that detects a steering angle of a steering wheel or a wheel turning angle of a turning mechanism (not shown).
  • the stroke sensor 17 is a sensor that detects the vertical stroke of the suspension 31.
  • the skid sensor 18 is a sensor that detects a skid angle of the vehicle 1.
  • the suspension control device 21 is a device that controls the roll center variable mechanism 32 and the roll stiffness variable mechanism 33 included in the suspension 31. As shown in FIG. 2, a plurality of roll center variable mechanisms 32 and roll rigidity variable mechanisms 33 are provided as a single unit, but in FIG.
  • the structure of the suspension 31 of the whole vehicle 1 is shown in the lower part of FIG.
  • This suspension 31 is a four-wheel independent suspension system (double wishbone), and a roll center variable mechanism 32 is mounted on each wheel 2 and a roll stiffness variable mechanism 33 is mounted on the front and rear.
  • the suspension 31 is mainly configured by an upper arm 34, a lower arm 35, and a shock absorber 36 in which the lower arm 35 and the vehicle body 1A (see FIGS. 2 and 10) are connected.
  • the suspension 31 is provided with the roll center variable mechanism 32 and the roll stiffness variable mechanism 33.
  • the shock absorber 36 has a damper 36a and a spring 36b.
  • the roll center variable mechanism 32 has a main body 32a installed on the vehicle body 1A, and an arm mounting portion 32b that moves up and down with respect to the main body 32a.
  • the vertical movement of the arm mounting portion 32b is performed by a motor 32c built in the main body 32a and a linear motion mechanism 32d that converts the rotation output into a linear motion.
  • the linear motion mechanism 32d includes a feed screw mechanism such as a ball screw.
  • Two upper arms 34 are provided in a bifurcated manner with respect to one wheel 2, and a roll center variable mechanism 32 is provided on each upper arm 34.
  • the reason why the roll center variable mechanism 32 is attached to the upper arm 34 is that if it is attached to the lower arm 35 on the suspension attachment side, the vehicle height also changes.
  • the roll center variable mechanism 32 has a structure that moves linearly up and down, but may have a structure that moves up and down while drawing an arc so that the wheel 2 does not have a champater angle.
  • the roll stiffness variable mechanism 33 is an active stabilizer having a general configuration that includes the stabilizer 33a of FIG. 3 and that increases the torsional stiffness of the stabilizer 33a by driving a motor. Both ends of the stabilizer 33 a are coupled to the vicinity of the wheel 2 in the lower arm 35 for the left and right wheels 2.
  • the roll stiffness variable mechanism 33 includes left and right stabilizer portions 33L and 33R (FIG. 4) which are stabilizers 33a, and a torsional force that applies a torsional force to the left and right stabilizer portions 33L and 33R. It is comprised with the provision mechanism 33b (FIG. 3).
  • the torsion imparting mechanism 33b includes a motor 33c and a speed reducer 33d that decelerates the rotation of the motor 33c with a large reduction ratio and imparts it between the left and right stabilizer portions 33L and 33R.
  • the torsional force applying mechanism 33b may be a hydraulic type.
  • FIG. 10 is a diagram in which attention is paid to the periphery of one wheel 2 when the vehicle 1 is viewed from the front.
  • the intersection (O) of the extension lines of the upper arm 34 and the lower arm 35 becomes the rotation center of the tire 2a of the wheel 2, the line connecting the tire rotation center O and the ground contact center of the tire 2a, and the vehicle center (vehicle width direction)
  • the roll center C is an intersection with a vertical plane that includes the center of gravity G). Note that the line connecting the roll centers C of the front and rear wheel portions is supported in FIG. 2 and the like as the roll axis LC.
  • the jack-up force Fz is generated when a lateral force Fx generates a force F from the tire contact center toward the roll center C, and a component of the force F acts as a vertical force Fz. This is the lifting force (or lifting force). Therefore, if the roll center C is lowered, the jackup force Fz that is the force in the vertical direction is reduced, and if the roll center C is raised, the jackup force Fz is increased.
  • the roll moment M is a moment at which the vehicle body 1A tries to rotate around the roll axis LC.
  • the suspension control device 21 of FIG. 1 includes a roll center control unit 24 that commands a control amount to each roll center variable mechanism 32 and a roll stiffness control that commands a control amount to each roll stiffness variable mechanism 33.
  • a roll center / roll stiffness control means 22 having a portion 25 is provided.
  • the roll center / roll stiffness control means 22 has a spin state determination unit 26.
  • the means for controlling the roll center position is the roll center control section 24, and the means for controlling the roll stiffness is the roll rigidity control section. 25.
  • the roll center / roll stiffness control means 22 basically has a front-rear ratio ⁇ f / ⁇ r of roll center heights h f , h r and roll stiffnesses ⁇ f , ⁇ r as the vehicle speed of the vehicle 1 increases.
  • h f, h r are each roll center heights of the front wheel and rear wheel of the vehicle 1, referred their initial values and h f0, h r0.
  • ⁇ f and ⁇ r are roll rigidity of the front wheel portion and the rear wheel portion of the vehicle 1, respectively, and their initial values are denoted as ⁇ f0 and ⁇ r0 .
  • the roll center / roll stiffness control means 22 increases the roll center heights h f , h r from the initial values h f0 , h r0 to increase the roll moment M as the vehicle speed V of the vehicle 1 increases.
  • the front-rear ratio ⁇ f / ⁇ r of the roll rigidity ⁇ f , ⁇ r is smaller than the initial value ⁇ f0 / ⁇ r0 with respect to the roll rigidity ⁇ r of the rear wheel section.
  • the rigidity ⁇ f is changed so as to be larger so that it is closer to the understeer characteristic.
  • the front and rear roll center heights h f and h r are set low for the purpose of improving ride comfort and turning performance. to increase the roll stiffness [Phi r of the rear wheel portion than roll stiffness [Phi f of the front wheel.
  • Roll center roll stiffness control means 22 the roll center height h f, per h r, so as not to change the ratio h f / h r of the height h r of the rear wheel portion and the height h f of the front wheel However , control is performed to make the values higher than the initial values h f0 and h r0 according to the vehicle speed V.
  • the roll center / roll stiffness control means 22 performs control corresponding to the next spin state and / or control corresponding to the suspension stroke amount while performing the above control.
  • the roll center / roll stiffness control means 22 promptly determines from the roll stiffness ⁇ r of the rear wheel portion regardless of the vehicle speed V when the spin state determination unit 26 determines that the spin state has been approached.
  • the roll rigidity ⁇ f of the front wheel part is increased to approach the understeer characteristic.
  • the spin state determination unit 26 is a means for determining that the vehicle 1 has approached the spin state based on the sideslip angle of the vehicle 1, and when the sideslip angle reaches a set angle (arbitrarily set by vehicle design). Judge that it is close to the spin state.
  • a set angle arbitrarily set by vehicle design.
  • the detection value of the side slip angle sensor 18 is used, but an estimated value may be used.
  • the roll center / roll stiffness control means 22 quickly determines the front and rear roll center heights regardless of the vehicle speed V when the stroke amount of the suspension 31 reaches a full bump or a set amount close to a full rebump. is h f, by increasing the h r suppress the Furubanpu or the Fururibanpu.
  • the stroke amount is detected by a stroke sensor 17 provided on the suspension 31.
  • the full bump is a state where the suspension is contracted to the maximum
  • the full rebump is a state where the suspension is extended to the maximum.
  • the roll center / roll stiffness control means 22 is configured so that the heights of the front and rear roll centers are increased in advance for the purpose of improving riding comfort and turning performance from a start to a certain vehicle speed. Is set low, and the roll rigidity of the rear wheel part is made larger than that of the front wheel part. As a result, the jackup force Fz is reduced, and the steer characteristic becomes closer to the over steer characteristic. Also, from a certain vehicle speed, the roll center is made higher than the initial value in accordance with the vehicle speed for the purpose of suppressing posture change and improving the stability performance, and the roll rigidity of the front wheel part is made larger than the rear wheel part.
  • the jackup force is increased (the roll moment M is decreased), and the steer characteristic is closer to the understeer characteristic.
  • the roll center C is raised at an early stage, not limited to the vehicle speed, and the front wheel portion exceeds the roll rigidity ⁇ r of the rear wheel portion. Increase the roll rigidity ⁇ f of.
  • Figure 4 is a front and rear roll center height h f, h r is h f u, becomes hr u, higher than the initial value h f0, h r0 (see FIG. 2), the roll stiffness [Phi f of the front wheel portion The raised state ( ⁇ f u ) is shown.
  • the ratio h f / h r roll center without changing the height h f of the front and rear roll center height gradually raise the h r, As a result, the initial roll stiffness ⁇ f of the front wheel It becomes larger than the value ⁇ f0 .
  • the roll moment M is reduced by increasing the jackup force Fz to the vehicle body 1 and reducing the distance between the center of gravity G and the roll axis LC, so that the roll is reduced.
  • the roll rigidity ⁇ r of the front wheel portion increases more than the rear wheel portion. As a result, the amount of load movement between the wheels 2 and 2 of the front wheels increases, so the tire force of the front wheels tends to decrease and gradually approaches the understeer characteristic.
  • FIG. 5 shows changes in roll rigidity ⁇ ( ⁇ f , ⁇ r ) of the front wheel portion with respect to the vehicle speed V.
  • Vs a predetermined control start speed
  • the roll rigidity ⁇ f and ⁇ r remains at the initial values ⁇ f0 and ⁇ r0 in both the front wheel portion and the rear wheel portion, but the control start is started.
  • the roll rigidity ⁇ r of the rear wheels is kept fixed at the initial value ⁇ r0 , and the roll rigidity ⁇ f of the front wheels is gradually increased as the vehicle speed V increases. This increase is maintained even if the vehicle speed V increases when the predetermined control end speed Ve is reached.
  • FIG. 6 shows the change of the roll center height h (h f , h r ) with respect to the vehicle speed V.
  • the front and rear at the same time roll center height h f in accordance with the increase of the vehicle speed V, the gradually raised h r.
  • the roll center height h f, per h r may be going down or raise only the front wheel or rear wheel section only.
  • the control for increasing the roll center heights h f and h r is performed from the control start speed Vs to the control end speed Ve.
  • the control start speed Vs and the control end speed Ve may be the same as or different from the control start speed Vs and the control end speed Ve that change the roll rigidity ⁇ .
  • FIG. 7 shows a change in the side slip angle ⁇ with respect to the vehicle speed V.
  • the steer characteristic is closer to the neutral steer characteristic (NS characteristic), but gradually increases from the roll rigidity ⁇ r of the rear wheel as the vehicle speed V increases.
  • the roll rigidity ⁇ f of the front wheel part is greatly increased.
  • the target steer characteristic can be brought closer to the understeer characteristic (US characteristic).
  • OS characteristic oversteer characteristic
  • the roll rigidity ⁇ is set earlier than the rear wheel part ( ⁇ r ), regardless of the vehicle speed V. Increase ⁇ f ) to make it closer to the understeer characteristic.
  • FIG. 8 shows a change in the stroke amount S of the suspension 31 with respect to the vehicle speed V.
  • the roll center heights h f and h r gradually become higher than the initial values h f0 and h r0 according to the vehicle speed V. For example, when the vehicle speed V is low (the roll center height h f , When h r turning radius is close to the initial value h f0, h r0) is smaller, the lateral acceleration is increased, the damper 36a (see FIG. 3) is easily bottoming.
  • the inverter torque command device 12 and the roll center / roll stiffness control means 22 are a predetermined LUT (Look Up Table) implemented by software or hardware, or a predetermined library stored in a software library.
  • LUT Look Up Table
  • the present invention can be applied to any vehicle such as an in-wheel motor, an on-board type, or an internal combustion engine-equipped vehicle as long as it is a vehicle to which an independent suspension type suspension is applied.
  • SYMBOLS 1 Vehicle 1A ... Vehicle body 2 ... Wheel 2a ... Tire 4 ... Motor 5 ... In-wheel motor drive device 10 ... ECU DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Inverter device 12 ... Inverter torque command device 15 ... Vehicle speed sensor 16 ... Rudder angle sensor 17 ... Stroke sensor 18 ... Side slip sensor 21 ... Suspension control device 24 ... Roll center control part 25 ... Roll rigidity control part 26 ... Spin state judgment part 31 ... Suspension 32 ... Roll center variable mechanism 32b ... Arm mounting portion 32d ... Linear motion mechanism 33 ... Roll stiffness variable mechanism 33a ... Stabilizer 33L ... Left stabilizer portion 33R ...

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Vehicle Body Suspensions (AREA)

Abstract

車速に係わらず、安定性と旋回性の両立を図ることができるサスペンション制御装置を提供する。サスペンション(31)に、車両(1)の前後のロールセンター高さｈｆ，ｈｒを独立して調整可能なロールセンター可変機構(32)と、前後のロール剛性Φｆ，Φｒを独立して調整可能なロール剛性可変機構(33)とを備えた車両(1)に適用される。車両(1)の車速の上昇に応じてロールセンター高さｈｆ，ｈｒおよびロール剛性Φｆ，Φｒの前後比Φｆ／Φｒを、ロールセンター可変機構(32)およびロール剛性可変機構(33)にそれぞれ変更させるロールセンター・ロール剛性制御手段(22)を備える。

Description

サスペンション制御装置 関連出願
　本出願は、２０１７年６月１６日出願の特願２０１７－１１８２８３の優先権を主張するものであり、その全体を参照により本願の一部をなすものとして引用する。
　この発明は、サスペンションに、車両の前後のロールセンター高さを独立して調整可能なロールセンター可変機構と、車両の前後のロール剛性を独立して調整可能なアクティブスタビライザー等のロール剛性可変機構とを備えた車両において、旋回性と安定性を両立させるように前記各機構を制御するサスペンション制御装置に関する。
　従来、旋回時に横力によって発生する車体へのジャッキアップ力（ジャッキング力）を抑制する為、ロールセンター高さを調整することが提案されている（特許文献１）。ロールセンター高さを変更すると、その変更に伴い、サスペンションのジオメトリ変化が起きて車輪接地点の移動方向が変化しダンパーの作動速度と車輪の移動速度が変わってしまう。これを抑えるために、前記提案では、ダンパーの減衰力、またはばねレートを制御している。
特開２００６－４４４６７号公報
　上記従来技術では、ロールセンター高さを下げ過ぎると重心位置との距離が開いてしまう。これにより、旋回時のロールモーメントが増加し、車体の姿勢変化が大きくなる可能性がある。また、姿勢変化を抑えるようとダンパーの減衰力を上げた場合、過渡的な姿勢変化を防ぐ事は出来るが、定常状態になればダンパーの減衰力の大小は関係なくバネレートに依存するため、最終的には姿勢変化が大きくなる。そのため、走行の案内性が悪い。これに加え、ダンパーの減衰力またはバネレートを上げてしまうと、左右輪の間での荷重移動量が大きくなり、旋回性、すなわちステア特性が変化する可能性がある。
　この発明の目的は、車速に係わらず、安定性と旋回性の両立を図ることができるサスペンション制御装置を提供することである。
　以下、この発明について、理解を容易にするために、便宜上実施形態の符号を参照して説明する。
　この発明のサスペンション制御装置２１は、サスペンション３１に、車両１の前後のロールセンター高さｈｆ，ｈｒを独立して調整可能なロールセンター可変機構３２と、車両１の前後のロール剛性Φｆ，Φｒを独立して調整可能なロール剛性可変機構３３とを備えた車両１の前記サスペンション３１を制御する装置であって、
　前記車両１の車速の上昇に応じてロールセンター高さｈｆ，ｈｒ、およびロール剛性Φｆ，Φｒの前後比Φｆ／Φｒを、前記ロールセンター可変機構３２および前記ロール剛性可変機構３３にそれぞれ変更させるロールセンター・ロール剛性制御手段２２を備える。
　この構成によると、車速に応じてロールセンター高さｈｆ，ｈｒと前後のロール剛性Φｆ，Φｒを変更するため、車速に係わらず、安定性と旋回性を両立させることができる。
　前記ロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、前記車両１の車速の上昇に伴い、前記ロールセンター高さｈｆ，ｈｒを初期値ｈｆ０，ｈｒ０よりも高くしてロールモーメントＭを小さくしていくと共に、前記ロール剛性Φｆ，Φｒの前後比Φｆ／Φｒを、初期値Φｆ０／Φｒ０よりも、後輪部のロール剛性Φｒに対して前輪部のロール剛性Φｆの方が大きくなるように変更してアンダーステア特性寄りにする構成であってもよい。
　具体的には、発進してからある車速（任意に設定される）までは、乗り心地と旋回性能の向上を目的に、予め前後のロールセンター高さｈｆ，ｈｒを低く設定し、前輪部のロール剛性Φｆよりも後輪部のロール剛性Φｒを大きくする。前記ある車速に達すると、ロールセンター高さｈｆ，ｈｒを上昇させることにより、ジャッキアップ力Ｆｚが増加し、かつロールモーメントＭの半径が小さくなってロールモーメントＭが抑制される。また、ロール剛性を後輪部よりも前輪部を大きくすることで、アンダーステア特性寄りにすることができ、走行の安定性が向上する。
　前記ロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、前記ロールセンター高さｈｆ，ｈｒにつき、前輪部の高さｈｆと後輪部の高さｈｒの比ｈｆ／ｈｒを変えないようにしながら、前記の車速に応じて初期値ｈｆ０，ｈｒ０よりも高くする制御を行うことが好ましい。ロールセンター高さｈｆ，ｈｒについては、前後比ｈｆ／ｈｒを変えない事で、前後の姿勢変化のバランスを崩さずにロールを抑える事ができる。
　前記ロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、前記車両１の横滑り角に基づいて前記車両がスピン状態に近付いたことを判断するスピン状態判断部２６を有し、前記スピン状態に近付いた場合に、車速Ｖによらず早急に後輪部のロール剛性Φｒよりも前輪部のロール剛性Φｆを高くしてアンダーステア特性に近付けるようにしてもよい。このように後輪部よりも前輪部のロール剛性を上げることで、スピンを未然に防止することができる。スピン状態に近付いたか否かは、設計により任意に定めた閾値に横滑り角が達したか否かにより判断する。
　上記の各サスペンション制御装置において、前記サスペンション３１のストローク量を検知するストロークセンサ１７を備え、前記ストローク量がフルバンプ、またはフルリバンプに近い設定量に達した場合は、前記ロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、車速Ｖによらず早急に前後のロールセンター高さｈｆ，ｈｒを上げて前記フルバンプまたは前記フルリバンプを抑制するようにしてもよい。これにより、サスペンション３１のショックアブソーバ３６に備えるダンパー３６ａの底付き（ダンパー３６ａが限界まで縮むこと）が抑えられる。
　前記ロールセンター可変機構３２は、前記サスペンション３１のアッパーアーム３４に対して取付けられる部分であるアーム取付部３２ｂを上下方向に変更する直動機構３２ｄを有する構成であってもよい。ロールセンター可変機構３２がこの構成であると、既存のアクチュエータを用いることできて、これによりコストを抑えることができる。
　前記ロール剛性可変機構３３は、モータ３３ｃの駆動によって前記スタビライザー３３ａの捩り剛性を強くする構成であってもよい。ロール剛性可変機構３３がこの構成であると、既存のアクチュエータを用いることができて、これによりコストを抑えることができる。
　請求の範囲および／または明細書および／または図面に開示された少なくとも２つの構成のどのような組合せも、この発明に含まれる。特に、請求の範囲の各請求項の２つ以上のどのような組合せも、この発明に含まれる。
　この発明は、添付の図面を参考にした以下の好適な実施形態の説明から、より明瞭に理解されるであろう。しかしながら、実施形態および図面は単なる図示および説明のためのものであり、この発明の範囲を定めるために利用されるべきものではない。この発明の範囲は添付の請求の範囲によって定まる。添付図面において、複数の図面における同一の符号は、同一または相当する部分を示す。
この発明の一実施形態に係るサスペンション制御装置を搭載した車両の概念構成を示す説明図である。 同車両のサスペンションの模式的な斜視図と同サスペンション制御装置のブロック図とを合わせた説明図である。 同サスペンションとそのロールセンター可変機構およびロール剛性可変機構の模式図である。 同車両のロールセンター高さを上げた動作状態を説明する斜視図である。 同サスペンション制御装置による制御例となる車速とロール剛性との関係を示すグラフである。 同サスペンション制御装置による制御例となる車速とロールセンター高さとの関係を示すグラフである。 同サスペンション制御装置による制御例となる車速と滑り角度との関係を示すグラフである。 同サスペンション制御装置による制御例となる車速とストローク量との関係を示すグラフである。 同車両に装備されたインホイールモータ駆動装置の一例を示す縦断面図である。 ロールセンター位置の説明図である。
　この発明の一実施形態に係るサスペンション制御装置を図１ないし図９と共に説明する。図１に示すように、この実施形態で示す車両１は、四輪全てにインホイールモータ駆動装置５を備えた四輪独立駆動車である。この車両１は、左右の後輪となる車輪２および左右の前輪となる車輪２が、いずれも制駆動源となる電動モータ４で独立して駆動される。
　図９に示すように、インホイールモータ駆動装置５は、電動モータ４、減速機６、および車輪用軸受７を有し、一部または全体が車輪２内に配置される。電動モータ４の回転は、減速機６および車輪用軸受７を介して車輪２に伝達される。インホイールモータ駆動装置５は、電動モータ４の回転方向の切換えにより、駆動トルクまたは制動トルクを発生する。車輪用軸受７のハブ輪７ａのフランジ部には摩擦ブレーキ装置８の一部であるブレーキロータ８ａが固定され、同ブレーキロータ８ａは車輪２と一体に回転する。
　　　＜車両全体の制御＞
　図１において、制御系を説明する。車両の制御装置は、ＥＣＵ（電気制御ユニット）１０と、各輪を駆動する電動モータ４に対して設けられた複数（この例では４つ）のインバータ装置１１と、インバータトルク指令装置１２と、サスペンション制御装置２１とを備える。ＥＣＵ１０は、車両１の最上位の制御手段であって、車両全体の統括制御および協調制御を行う機能を有する。ＥＣＵ１０は、さらに、車両１に備えられた各種センサ、例えばアクセルペダルセンサ１３、ブレーキペダルセンサ１４、車速センサ１５、舵角センサ１６、ストロークセンサ１７、および横滑りセンサ１８のうちの少なくとも一つのセンサからの検出信号が入力され、下位の各制御手段にその制御手段で必要とされるセンサ検出信号を出力または転送する機能を有する。
　インバータトルク指令装置１２は、ＥＣＵ１０を介して入力されたアクセルペダルセンサ１３およびブレーキペダルセンサ１４の検出信号から、各輪のインバータ装置１１に与える制駆動指令を計算して出力する機能を有する制御手段であって、専用のＥＣＵ等で構成される。インバータトルク指令装置１２は、ＥＣＵ１０の一部として構成されていてもよい。インバータ装置１１は、バッテリ（図示せず）の直流電力を交流電力に変換し（また、この逆の変換が可能であってもよい）、与えられた制駆動指令に従ってモータ４のフィードバック制御を行う。
　前記車速センサ１５は、車輪２の回転速度等から車両１の速度を検出するセンサである。前記舵角センサ１６は、ステアリングホイールの操舵角、または転舵機構（図示せず）の車輪転舵角度を検出するセンサである。前記ストロークセンサ１７は、サスペンション３１の上下ストロークを検出するセンサである。前記横滑りセンサ１８は、車両１の横滑り角度を検出するセンサである。
　サスペンション制御装置２１は、サスペンション３１が備えるロールセンター可変機構３２およびロール剛性可変機構３３を制御する装置である。ロールセンター可変機構３２およびロール剛性可変機構３３は、いずれも図２に示すように複数台備えられるが、図１ではそれぞれ一つのブロックで代表して示している。
　　＜サスペンション３１＞
　図２の下部に、車両１の全体のサスペンション３１の構成を示す。このサスペンション３１は、４輪独立懸架方式（ダブルウィッシュボーン）であり、各車輪２に対してロールセンター可変機構３２を搭載し、前後にロール剛性可変機構３３を各々搭載している。図３に示すように、サスペンション３１は、アッパーアーム３４、ロアアーム３５、およびロアアーム３５と車体１Ａ（図２，図１０参照）とを連結したショックアブソーバ３６により主に構成されている。さらに、サスペンション３１には、前記ロールセンター可変機構３２およびロール剛性可変機構３３が設けられている。ショックアブソーバ３６は、ダンパー３６ａおよびスプリング３６ｂを有している。
　　＜ロールセンター可変機構３２＞
　ロールセンター可変機構３２は、その本体３２ａが車体１Ａに設置され、本体３２ａに対して上下に動くアーム取付部３２ｂがアッパーアーム３４に取付けられている。アーム取付部３２ｂの上下動は、本体３２ａに内蔵されたモータ３２ｃおよびその回転出力を直線動作に変換する直動機構３２ｄにより行われる。直動機構３２ｄは、ボールねじ等の送りねじ機構からなる。アッパーアーム３４は、１つの車輪２に対して二叉状に２本設けられており、その各アッパーアーム３４にロールセンター可変機構３２が設けられている。ロールセンター可変機構３２の取付箇所をアッパーアーム３４としたのは、サスペンション取付側となるロアアーム３５に取付けたのでは、車高も変わるためである。ロールセンター可変機構３２は、図示の例では上下に直線状に動く構造となっているが、車輪２にシャンパータ角が付かないように円弧を描きながら上下に動く構造であってもよい。
　　＜ロール剛性可変機構３３＞
　ロール剛性可変機構３３は、図３のスタビライザー３３ａを有し、モータ駆動によりスタビライザー３３ａのねじり剛性を強くする一般的な構成のアクティブスタビライザーである。スタビライザー３３ａの両端は左右の車輪２に対するロアアーム３５における車輪２の近傍部に結合されている。ロール剛性可変機構３３は、具体例を挙げると、スタビライザー３３ａである左右のスタビライザー部３３Ｌ，３３Ｒ（図４）と、これら左右のスタビライザー部３３Ｌ，３３Ｒに捩じり力を付与する捩じり力付与機構３３ｂ（図３）とで構成される。捩じり付与機構３３ｂは、モータ３３ｃと、このモータ３３ｃの回転を大減速比で減速して左右のスタビライザー部３３Ｌ，３３Ｒ間に付与する減速機３３ｄとで構成される。捩じり力付与機構３３ｂは、油圧式であってもよい。
　＜ロールセンター、ジャッキアップ力、ロールモーメントの基本概念＞
　図１０は、車両１を前方から見た状態で、１つの車輪２周りに注目した図を表している。アッパーアーム３４とロアアーム３５のそれぞれの延長線の交点（Ｏ）が、車輪２のタイヤ２ａの回転中心となり、このタイヤ回転中心Ｏとタイヤ２ａの接地中心を結ぶ線と、車両中心（車幅方向の中心となる鉛直面であり重心Ｇを含む）との交点がロールセンターＣである。なお、前後の車輪部のロールセンターＣを結ぶ線を、ロール軸ＬＣとして図２等に支援している。
　ジャッキアップ力Ｆｚは、横力Ｆｘによってタイヤ接地中心からロールセンターＣに向けて力Ｆが発生して、この力Ｆの分力が上下方向の力Ｆｚとして作用することで発生し、車体１Ａを持ち上げる力（または持ち下げる力）となる。そのため、ロールセンターＣを下げれば、前記上下方向の力であるジャッキアップ力Ｆｚが減少し、ロールセンターＣを上げればジャッキアップ力Ｆｚが増加する。ロールモーメントＭは、前記ロール軸ＬＣ回りに車体１Ａが回転しようとするモーメントである。
　　＜サスペンション制御装置２１＞
　図１のサスペンション制御装置２１は、図２に示すように、各ロールセンター可変機構３２へ制御量を指令するロールセンター制御部２４、および各ロール剛性可変機構３３へ制御量を指令するロール剛性制御部２５を有するロールセンター・ロール剛性制御手段２２を備える。ロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、この他にスピン状態判断部２６を有する。なお、以下にロールセンター・ロール剛性制御手段２２の制御として説明する事項のうち、ロールセンター位置の制御を行う手段がロールセンター制御部２４であり、ロール剛性の制御を行う手段がロール剛性制御部２５である。
　ロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、基本的には、車両１の車速の上昇に応じてロールセンター高さｈｆ，ｈｒ、およびロール剛性Φｆ，Φｒの前後比Φｆ／Φｒを、ロールセンター可変機構３２およびロール剛性可変機構３３にそれぞれ変更させる。なお、ｈｆ，ｈｒは、それぞれ車両１の前輪部および後輪部のロールセンター高さであり、それらの初期値をｈｆ０，ｈｒ０と記す。Φｆ，Φｒは、それぞれ車両１の前輪部および後輪部のロール剛性であり、それらの初期値をΦｆ０，Φｒ０と記す。
　この場合に、ロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、車両１の車速Ｖの上昇に伴い、前記ロールセンター高さｈｆ，ｈｒを初期値ｈｆ０，ｈｒ０よりも高くしてロールモーメントＭを小さくしていくと共に、前記ロール剛性Φｆ，Φｒの前後比Φｆ／Φｒを、初期値Φｆ０／Φｒ０よりも、後輪部のロール剛性Φｒに対して前輪部のロール剛性Φｆの方が大きくなるように変更してアンダーステア特性寄りにする。具体的には、発進してからある車速Ｖ（任意に設定される）までは、乗り心地と旋回性能の向上を目的に、予め前後のロールセンター高さｈｆ，ｈｒを低く設定し、前輪部のロール剛性Φｆよりも後輪部のロール剛性Φｒを大きくする。
　ロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、前記ロールセンター高さｈｆ，ｈｒにつき、前輪部の高さｈｆと後輪部の高さｈｒの比ｈｆ／ｈｒを変えないようにしながら、前記の車速Ｖに応じて初期値ｈｆ０，ｈｒ０よりも高くする制御を行う。
　ロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、原則的には以上の制御を行いながら、次のスピン状態対応の制御および／またはサスペンションストローク量対応の制御を行う。スピン状態対応の制御として、ロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、スピン状態判断部２６によりスピン状態に近付いたと判断された場合に、車速Ｖによらず早急に後輪部のロール剛性Φｒよりも前輪部のロール剛性Φｆを上げてアンダーステア特性に近付ける。
　前記スピン状態判断部２６は、車両１の横滑り角に基づいて車両１がスピン状態に近付いたことを判断する手段であり、横滑り角が設定角（車両設計により任意に設定される）に達するとスピン状態に近付いたと判断する。前記横滑り角は、横滑り角センサ１８の検出値を用いているが、推定値を用いてもよい。
　サスペンションストローク量対応の制御として、ロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、サスペンション３１のストローク量がフルバンプ、またはフルリバンプに近い設定量に達した場合は、車速Ｖによらず早急に前後のロールセンター高さｈｆ，ｈｒを上げて前記フルバンプまたは前記フルリバンプを抑制する。前記ストローク量は、サスペンション３１に設けられたストロークセンサ１７により検出される。なお、フルバンプとは、サスペンションが最大限縮んでいる状態であり、フルリバンプとは、サスペンションが最大限伸びている状態をさす。
　　＜制御の概要，効果＞
　上記構成のサスペンション制御装置２１によると、上記のようにロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、発進してからある車速までは乗り心地と旋回性能の向上を目的に、予め前後のロールセンター高さを低く設定し、前輪部よりも後輪部のロール剛性を大きくする。これにより、ジャッキアップ力Ｆｚが小さくなりステア特性がオーバーステア特性寄りになる。また、ある車速からは、姿勢変化の抑制と安定性能の向上を目的に、車速に応じて初期値よりもロールセンターを高くしていき、後輪部よりも前輪部のロール剛性を大きくする。これにより、ジャッキアップ力が大きくなり（ロールモーメントＭが小さくなる）ステア特性がアンダーステア特性寄りになる。ただし、横滑り角が旋回内向きに大きくつくか、サスペンション３１のストローク量が大きくなった場合は、車速に限らず早期にロールセンターＣを上げて、後輪部のロール剛性Φｒよりも前輪部のロール剛性Φｆを上げる。
　　＜具体的制御＞
　以下、上記構成による制御動作、および構成のより具体的な説明を行う。図４は、前後のロールセンター高さｈｆ，ｈｒがｈｆ　ｕ，ｈｒ　ｕとなって、初期値ｈｆ０，ｈｒ０（図２参照）よりも高く、前輪部のロール剛性Φｆを上げた状態（Φｆ　ｕ）を示している。車速が上がるにつれて、前後のロールセンター高さの比ｈｆ／ｈｒは変えずにロールセンター高さｈｆ，ｈｒを徐々に上げていき、これにより、前輪部のロール剛性Φｆが初期値Φｆ０よりも大きくなる。また、車体１へのジャッキアップ力Ｆｚが増加して、かつ重心位置Ｇとロール軸ＬＣの距離が縮まる事でロールモーメントＭが小さくなる為、ロールが小さくなる。また、車速が上がるにつれて、後輪部よりも前輪部のロール剛性Φｒが上がっていく。これにより、前輪の車輪２，２間での荷重移動量が増加する為、前輪部のタイヤ力が低下し易くなり徐々にアンダーステア特性寄りになる。
　図５は、車速Ｖに対する前輪部のロール剛性Φ（Φｆ，Φｒ）の変化を表している。この実施形態では、車速Ｖが定められた制御開始速度Ｖｓに達するまでは、前輪部および後輪部ともにロール剛性Φｆ，Φｒは初期値Φｆ０，Φｒ０のままであるが、制御開始速度Ｖｓに達すると、後輪部のロール剛性Φｒは初期値Φｒ０に固定したままとして、前輪部のロール剛性Φｆを車速Ｖの増加に応じて徐々に上げていく。この増加は、定められた制御終了速度Ｖｅに達するとそのときの値を車速Ｖが増加しても維持する。ただし、前輪部のロール剛性Φｆを固定して後輪部のロール剛性Φｒを下げるか、もしくは前輪部のロール剛性Φｆを上げて、かつ後輪部のロール剛性Φｒを下げていくようにしてもよい。
　図６は、車速Ｖに対するロールセンター高さｈ（ｈｆ，ｈｒ）の変化を表す。この実施形態では、車速Ｖの増加に応じて前後同時にロールセンター高さｈｆ，ｈｒを上げていく。ただし、ロールセンター高さｈｆ，ｈｒにつき、前輪部のみ上げるか、もしくは後輪部のみ下げていくようにしてもよい。このロールセンター高さｈｆ，ｈｒを上げる制御は、制御開始速度Ｖｓから制御終了速度Ｖｅまで行う。この制御開始速度Ｖｓおよび制御終了速度Ｖｅは、ロール剛性Φを変える制御開始速度Ｖｓおよび制御終了速度Ｖｅと同じであってもよく、また異なっていてもよい。
　図７は、車速Ｖに対する横滑り角βの変化を表している。ロール剛性Φｆ，Φｒが初期値Φｆ０，Φｒ０であるとニュートラルステア特性（ＮＳ特性）寄りのステア特性となるが、車速Ｖの増加に伴い徐々に後輪部のロール剛性Φｒよりも前輪部のロール剛性Φｆを大きく上げて行く。これにより目標ステア特性をアンダーステア特性（ＵＳ特性）寄りに近付ける事ができる。ただし、前記横滑り角センサ１８で検知した実横滑り角がオーバーステア特性（ＯＳ特性）となった場合は、車速Ｖによらず早期にロール剛性Φを後輪部（Φｒ）よりも前輪部（Φｆ）を上げてアンダーステア特性寄りにする。
　図８は、車速Ｖに対するサスペンション３１のストローク量Ｓの変化を表している。車速Ｖに応じてロールセンター高さｈｆ，ｈｒは徐々に初期値ｈｆ０，ｈｒ０よりも高くなっていくが、例えば、車速Ｖが低い時（この時はロールセンター高さｈｆ，ｈｒが初期値ｈｆ０，ｈｒ０に近い）に旋回半径が小さくなると、横加速度が大きくなり、ダンパー３６ａ（図３参照）が底付きし易くなる。その為、前記ストロークセンサ１７が検知した実ストローク量がフルバンプ（もしくはフルリバンプ）に近付いた場合は、車速Ｖによらず早期に前後のロールセンター高さｈｆ，ｈｒを上げ、これより底付きを抑える。フルバンプ（もしくはフルリバンプ）に近づいたか否かは、フルバンプおよびフルリバンプに対して設計により任意に定められた各値に横加速度が達したか否かで定めればよい。
　インバータトルク指令装置１２およびロールセンター・ロール剛性制御手段２２は、具体的には、ソフトウエアやハードウエアで実現されたＬＵＴ（Look Up Table）、またはソフトウエアのライブラリ（Library）に収められた所定の変換関数やそれに等価のハードウエア、また必要に応じて、ライブラリ中の比較関数や四則演算関数やそれらに等価のハードウエア等を用いて、演算を行って結果を出力しうるハードウエア回路またはプロセッサ（不図示）上のソフトウエア関数で構成されている。
　本願発明は、独立懸架方式のサスペンションを適用する車両であれば、インホイールモータ、オンボードタイプ、内燃機関搭載車両等の形式を問わず適用することができる。
　以上のとおり、図面を参照しながら好適な実施形態を説明したが、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、種々の追加、変更、削除が可能である。したがって、そのようなものも本発明の範囲内に含まれる。
１…車両
１Ａ…車体
２…車輪
２ａ…タイヤ
４…モータ
５…インホイールモータ駆動装置
１０…ＥＣＵ
１１…インバータ装置
１２…インバータトルク指令装置
１５…車速センサ
１６…舵角センサ
１７…ストロークセンサ
１８…横滑りセンサ
２１…サスペンション制御装置
２４…ロールセンター制御部
２５…ロール剛性制御部
２６…スピン状態判断部
３１…サスペンション
３２…ロールセンター可変機構
３２ｂ…アーム取付部
３２ｄ…直動機構
３３…ロール剛性可変機構
３３ａ…スタビライザー
３３Ｌ…左スタビライザー部
３３Ｒ…右スタビライザー部
３３ｂ…捩じり付与機構
３４…アッパーアーム
３５…ロアアーム
３６…ショックアブソーバ
３６ａ…ダンパー
Ｃ…ロールセンター
ｈｆ，ｈｒ…ロールセンター高さ
Ｍ…ロールモーメント
Φｆ，Φｒ…ロール剛性

Claims (7)

  1. 　サスペンションに、車両の前後のロールセンター高さを独立して調整可能なロールセンター可変機構と、車両の前後のロール剛性を独立して調整可能なロール剛性可変機構とを備えた車両の前記サスペンションを制御するサスペンション制御装置であって、
    　前記車両の車速の上昇に応じてロールセンター高さ、およびロール剛性の前後比を、前記ロールセンター可変機構および前記ロール剛性可変機構にそれぞれ変更させるロールセンター・ロール剛性制御手段を備えるサスペンション制御装置。
  2. 　請求項１に記載のサスペンション制御装置において、前記ロールセンター・ロール剛性制御手段は、前記車両の車速の上昇に伴い、前記ロールセンター高さを初期値よりも高くしてロールモーメントを小さくしていくと共に、前記ロール剛性の前後比を、初期値よりも、後輪部のロール剛性に対して前輪部のロール剛性の方が大きくなるように変更してアンダーステア特性寄りにするサスペンション制御装置。
  3. 　請求項１または請求項２に記載のサスペンション制御装置において、前記ロールセンター・ロール剛性制御手段は、前記ロールセンター高さにつき、前輪部の高さと後輪部の高さの比を変えないようにしながら、前記車速に応じて初期値よりも高くする制御を行うサスペンション制御装置。
  4. 　請求項１ないし請求項３のいずれか１項に記載のサスペンション制御装置において、前記ロールセンター・ロール剛性制御手段は、前記車両の横滑り角に基づいて前記車両がスピン状態に近付いたことを判断するスピン状態判断部を有し、前記スピン状態に近付いた場合に、車速によらず早急に後輪部のロール剛性よりも前輪部のロール剛性を高くしてアンダーステア特性に近付けるサスペンション制御装置。
  5. 　請求項１ないし請求項４のいずれか１項に記載のサスペンション制御装置において、前記サスペンションのストローク量を検知するストロークセンサを備え、前記ストローク量がフルバンプ、またはフルリバンプに近い設定量に達した場合は、前記ロールセンター・ロール剛性制御手段は、車速によらず早急に前後のロールセンター高さを上げて前記フルバンプまたは前記フルリバンプを抑制するサスペンション制御装置。
  6. 　請求項１ないし請求項５のいずれか１項に記載のサスペンション制御装置において、前記ロールセンター可変機構は、前記サスペンションのアッパーアームに対して取付けられる部分であるアーム取付部を上下方向に変更する直動機構を有するサスペンション制御装置。
  7. 　請求項１ないし請求項５のいずれか１項に記載のサスペンション制御装置において、前記ロール剛性可変機構は、モータの駆動によってスタビライザーの捩り剛性を強くする構成であるサスペンション制御装置。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US11001121B2 (en) * 2017-01-18 2021-05-11 Ntn Corporation Vehicular suspension device

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN112622555B (zh) * 2020-12-21 2022-08-30 厦门雅迅网络股份有限公司 一种车辆预测性悬挂控制方法与终端
JP7445244B1 (ja) 2023-05-12 2024-03-07 有限会社ワタナベエレクトロニクス 電動移動体および電動移動体を備える車両

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS60113714A (ja) * 1983-11-24 1985-06-20 Nissan Motor Co Ltd 車両におけるスタビライザ制御装置
JPS60209315A (ja) * 1984-04-02 1985-10-21 Mazda Motor Corp 自動車のサスペンシヨン装置
JPS63188512A (ja) * 1987-01-29 1988-08-04 Nippon Denso Co Ltd 車両用姿勢制御装置
JPH03514A (ja) * 1989-05-30 1991-01-07 Nissan Motor Co Ltd 車両用サスペンション
JPH0624232A (ja) * 1992-07-09 1994-02-01 Mazda Motor Corp 自動車のサスペンション装置
JP2005145360A (ja) * 2003-11-19 2005-06-09 Aisin Seiki Co Ltd サスペンション制御装置
JP2006089005A (ja) * 2003-11-07 2006-04-06 Toyota Motor Corp 車両挙動制御装置

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS60113714A (ja) * 1983-11-24 1985-06-20 Nissan Motor Co Ltd 車両におけるスタビライザ制御装置
JPS60209315A (ja) * 1984-04-02 1985-10-21 Mazda Motor Corp 自動車のサスペンシヨン装置
JPS63188512A (ja) * 1987-01-29 1988-08-04 Nippon Denso Co Ltd 車両用姿勢制御装置
JPH03514A (ja) * 1989-05-30 1991-01-07 Nissan Motor Co Ltd 車両用サスペンション
JPH0624232A (ja) * 1992-07-09 1994-02-01 Mazda Motor Corp 自動車のサスペンション装置
JP2006089005A (ja) * 2003-11-07 2006-04-06 Toyota Motor Corp 車両挙動制御装置
JP2005145360A (ja) * 2003-11-19 2005-06-09 Aisin Seiki Co Ltd サスペンション制御装置

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US11001121B2 (en) * 2017-01-18 2021-05-11 Ntn Corporation Vehicular suspension device

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