JPH02296524A

JPH02296524A - 車両用スタビライザ

Info

Publication number: JPH02296524A
Application number: JP11647889A
Authority: JP
Inventors: Yukio Fukunaga; 由紀夫福永; Naoto Fukushima; 直人福島; Yosuke Akatsu; 赤津　洋介; Itaru Fujimura; 藤村　至; Masaharu Sato; 佐藤　正晴; Kensuke Fukuyama; 福山　研輔
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1989-05-10
Filing date: 1989-05-10
Publication date: 1990-12-07
Anticipated expiration: 2011-03-27
Also published as: JPH0829661B2

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〕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
の間に介装した流体圧シリンダと、この流体圧シリンダ
の作動圧を変更可能な指令値のみに応じて制御する圧力
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
応じた指令値を演算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、ロールを抑制する。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は前方〜後
右車輪、６は前輪４ＦＬ、　　４ＦＲ，後輪４ＲＬ、４
Ｒｒｌ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５　リヤ側のアンチロールバー１０Ｆ。

■ＯＲ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１２
ＰＬ、　　１２ＰＲと、リヤ側のアンチロールバー１Ｏ
Ｒ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１
４Ｌ、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２ＰＬ、　　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、　　２１？Ｒ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１ＯＲを取り
付けている。また、前輪１０ＰＬ、　　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、２
８Ｒ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１２
ａ内に、ピストンロッド１２ｂに連結されたピストン１
２ｃが摺動可能に挿入されることにより、シリンダ室Ｓ
Ｒが一方の側に隔設されるとともに、このシリンダ室Ｓ
Ｒ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〜１２ＲＲ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を弾性ブツシュ３２を介して回転自在にバー１
０Ｆ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
１ＯＲの車体取付点２箇所において、バー１ＯＲ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１２Ｐ
Ｌ、　　１２ＦＲの有効受圧面積を、リヤ側の油圧シリ
ンダ１２ＲＬ、　　１２ＲＲ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、供給ボート３８ｓ、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４４
ａ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）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４
８．４９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３８０は配管５０を介して油圧シリン
ダ１２ＦＬ（〜１２１？Ｒ）のシリンダ室ＳＲに接続さ
れている。そして、車両全体では、車両左側のシリンダ
ｌ　２ＰＬ、　　１２ＲＬのシリンダ室ＳＲが左側圧力
制御弁１４Ｌの出力ポート３８０に共通に接続されると
共に、車両右側のシリンダ１２ＰＲ，１２ＩＩＲのシリ
ンダ室ＳＲが右側圧力制御弁１４Ｒの出力ポート３８０
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ｒ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１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Ｐ。となり、この状態から指令値Ｉの変化に
比例（比例ゲインに、）して変化すると共に、油圧源２
０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（又は残少）する。これに応じて
、制御弁１４Ｌ（１４Ｒ）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３
８ｒと出力ポート３８０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Ｓ
Ｒ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（〜１２１１Ｒ）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（又は下向きの振動人力によ
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１Ｂ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１
６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祭器５６と、指令値Ｖ
に「−１」を乗じる符号反転器５７と、指令値■、■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５８．５
９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（、
■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１２
ＰＬ、　　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、ＩＯＲ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〜工２
ＲＬのスプリング１２ｄに抗してアンチロールバーＩＯ
Ｆ、ＩＯＲ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４Ｆ
Ｌ、　　ＪＲＬ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１
６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■を夫々出力する。これによ
り、車両左側の油圧シリンダ１２ＦＬ、　　１２１’ｌ
ＬにはＰ＜Ｐ。の作動圧Ｐが供給され、且つ、車両右側
の油圧シリンダ１２ＰＲ，１２ＲＲにはＰ　＞　Ｐ　ｏ
の作動圧Ｐが供給されるので、外輪側の油圧シリンダ１
２ＦＲ，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、ＩＯＲの捩じり剛性に抗して行わ
れ、該バー１０Ｆ、ＩＯＲが捩じりれる。そこで、バー
１０Ｆ、ＩＯＲ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〜１２１？Ｒ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１４Ｌ。

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１２ＰＬ−１２Ｒ
１？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、１４
Ｒを用いると共に、シリンダ作動圧Ｐを直接圧力制御弁
１４Ｌ、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、ＩＯＲ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、Ｉ
ＯＲ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１２ＰＬ、
１２ＲＬ及び１２ＦＩｌ、　　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ば無い。

（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１
２ＦＬ−１２ＲＲの装備位置を変えたものである。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
、ＩＯＲ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、ＩＯＨ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１２
ＦＩ？、　　ｌ　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１２Ｆ
Ｌ、　　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，１２
ＲＲが伸長し、且つ、内輪側の油圧シリンダＩ　２ＰＬ
、　　１２ＲＬが縮小して、アンチロールバー１０Ｆ、
ＩＯＲ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、はぼ
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、ＩＯ
Ｒのサスペンション取付点てあるため、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１２Ｆし〜１２Ｒ
Ｒ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〜１２１？Ｒ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、ＩＯＲ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、ＩＯＲ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、前布側、後右側の車輪側
部材２２．２４とアンチロールバー１０Ｆ、ＩＯＨ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。

６２ＲＬ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、　　６２１？Ｌ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（Ｉ
ＯＲ）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６２ａ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によって下圧力室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、７４
ｂと、油圧源２０のドレン側に油圧配管７９を介して接
続された戻りボー１−７４ｃと、油圧シリンダ６２ＦＬ
　（６２ＲＬ）の各圧力室Ａ及び已に夫々油圧配管８０
及び８１を介して接続された出力ポードア４ｄ及び７４
ｅ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
ボーｌ−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及び戻りボート７４ｃに対向するランド７５８〜
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
ボート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７６ａ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■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のパイロットボート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
ってボート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敗す
るから、アンチロールバー１０Ｆ、ＩＯＲに捩じり力が
加わることが無く、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４　ＦＬ。

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
、下圧力室への圧力が上昇する。これに応じてパイロッ
トボート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、供給ボート７４
ｂ及び出力ポードア４ｅ間と出力ポードア４ｄ及び戻り
ボート７４０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、上圧力学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、下圧力室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、パイロットボート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、下圧力室Ａが油圧′ａ２０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６
４．６４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ら−ルバー１０Ｆ、ＩＯ
Ｒが捩じられ、バー１０Ｆ、ＩＯＲ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７
６ａ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６２ＦＬ６２ＲＬの下圧力室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、ＩＯＲが１戻しられつつ、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（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、部品コストが低減するとい
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
、　　６２ＲＬ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
流体圧シリンダを介装し、この流体圧シリンダの作動圧
を、横加速度に応じた指令値を圧力変換する圧力制御弁
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、ＩＯＦ、ＩＯＲはアンチロールバー　１２
ＦＬ〜１２ＲＲは油圧シリンダ、１４Ｆ。１４Ｒは圧力制御弁、１６はコントローラ、１８は横加
速度センサ、２２．２４は車輪側部材、６２ＦＬ、６２
ＲＬは油圧シリンダ、６６は方向制御弁である。第４図、１６第３図第５図第図第図第図Ｌ１Ｕ第図

Claims

【特許請求の範囲】

（１）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介装した流体圧シリンダと、この流
体圧シリンダの作動圧を変更可能な指令値のみに応じて
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指令値を演算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。
（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。
（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。
（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。
（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。