JPH04126623A - 能動型サスペンション - Google Patents
能動型サスペンションInfo
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- JPH04126623A JPH04126623A JP24782390A JP24782390A JPH04126623A JP H04126623 A JPH04126623 A JP H04126623A JP 24782390 A JP24782390 A JP 24782390A JP 24782390 A JP24782390 A JP 24782390A JP H04126623 A JPH04126623 A JP H04126623A
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- B60G2800/00—Indexing codes relating to the type of movement or to the condition of the vehicle and to the end result to be achieved by the control action
- B60G2800/01—Attitude or posture control
- B60G2800/012—Rolling condition
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- Mechanical Engineering (AREA)
- Vehicle Body Suspensions (AREA)
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。
め要約のデータは記録されません。
Description
本発明は、能動型サスペンションに係り、とくに、車体
及び各車輪間に流体圧シリンダを各々介挿し、これら各
流体圧シリンダの作動圧を横加速度検出値又は推定値に
基づき制御し、これによりロールを抑制するようにした
能動型サスペンションに関する。
及び各車輪間に流体圧シリンダを各々介挿し、これら各
流体圧シリンダの作動圧を横加速度検出値又は推定値に
基づき制御し、これによりロールを抑制するようにした
能動型サスペンションに関する。
この種の能動型サスペンションとしては、例えば本出願
人が先に提案した特開平１−３１１９１０号公報に記載
されているものがある。 この従来例は、車体及び各車輪間に各々介挿された流体
圧シリンダを備え、これら流体圧シリンダに供給する作
動油圧を指令値に応して圧力制御弁で個別に制御し、且
つ各流体圧シリンダの受圧面積を、前輪側と後輪側とで
相異なる値に設定することにより、例えば前輪側の油圧
ロールトルクを後輪側のそれに比較して大きくしてステ
ア特性をアンダステアとして操縦安定性を確保すると共
に、エンジン前置き車両で必要とする油圧ロールトルク
に対する最大油圧を低減させて燃費を向上させることが
できる。
人が先に提案した特開平１−３１１９１０号公報に記載
されているものがある。 この従来例は、車体及び各車輪間に各々介挿された流体
圧シリンダを備え、これら流体圧シリンダに供給する作
動油圧を指令値に応して圧力制御弁で個別に制御し、且
つ各流体圧シリンダの受圧面積を、前輪側と後輪側とで
相異なる値に設定することにより、例えば前輪側の油圧
ロールトルクを後輪側のそれに比較して大きくしてステ
ア特性をアンダステアとして操縦安定性を確保すると共
に、エンジン前置き車両で必要とする油圧ロールトルク
に対する最大油圧を低減させて燃費を向上させることが
できる。
しかしながら、上記従来の能動型サスペンションにあっ
ては、車体の横方向のみの姿勢変化即ちロールのみを抑
制して操縦安定性を向上させることを重視する場合でも
、四輪の流体圧シリンダに対して個別の圧力制御弁を必
要とし、コストが嵩むと共に、部品重量が増加して燃費
が低下するという未解決の課題があった。 そこで、本発明は、上記従来例の未解決の課題に着目し
てなされたものであり、２つの圧力制御弁で左右の流体
圧シリンダを個別に制御することにより、圧力制御弁の
個数を低減して、コストを低下させると共に、部品重量
を軽減することができる能動型サスペンションを提供す
ることを目的としている。
ては、車体の横方向のみの姿勢変化即ちロールのみを抑
制して操縦安定性を向上させることを重視する場合でも
、四輪の流体圧シリンダに対して個別の圧力制御弁を必
要とし、コストが嵩むと共に、部品重量が増加して燃費
が低下するという未解決の課題があった。 そこで、本発明は、上記従来例の未解決の課題に着目し
てなされたものであり、２つの圧力制御弁で左右の流体
圧シリンダを個別に制御することにより、圧力制御弁の
個数を低減して、コストを低下させると共に、部品重量
を軽減することができる能動型サスペンションを提供す
ることを目的としている。
上記目的を達成するために、本発明に係る能動型サスペ
ンションは、車体及び各車輪間に各々介挿された流体圧
シリンダと、各流体圧シリンダに所定圧力の作動流体を
供給する流体圧供給源と、左側前後の流体圧シリンダ及
び流体圧供給源間に介挿され−た左側圧力制御弁と、右
側前後の流体圧シリンダ及び流体供給源間に介挿された
右側圧力制御弁と、車体の横方向の姿勢変化を検出する
横方向姿勢変化検出手段と、該横方向姿勢変化検出手段
の姿勢変化検出値に基づいて前記左側及び右側圧力制御
弁の流体圧シリンダに対する出力圧を制御する制御手段
とを備え、前記流体圧シリンダの受圧面積を、前輪側と
後輪側とで相異なる値に設定したことを特徴としている
。
ンションは、車体及び各車輪間に各々介挿された流体圧
シリンダと、各流体圧シリンダに所定圧力の作動流体を
供給する流体圧供給源と、左側前後の流体圧シリンダ及
び流体圧供給源間に介挿され−た左側圧力制御弁と、右
側前後の流体圧シリンダ及び流体供給源間に介挿された
右側圧力制御弁と、車体の横方向の姿勢変化を検出する
横方向姿勢変化検出手段と、該横方向姿勢変化検出手段
の姿勢変化検出値に基づいて前記左側及び右側圧力制御
弁の流体圧シリンダに対する出力圧を制御する制御手段
とを備え、前記流体圧シリンダの受圧面積を、前輪側と
後輪側とで相異なる値に設定したことを特徴としている
。
本発明においては、旋回走行等によって車体がロールし
ようとすると、これが横方向姿勢変化検出手段で検出さ
れ、その姿勢変化検出値に基づいて制御手段で旋回外輪
側の圧力制御弁に対しては出力圧を上昇させ、旋回内輪
側の圧力制御弁に対しては出力圧を下降させることによ
り、外輪側の流体圧シリンダの作動油圧が姿勢変化に抗
する推力を発生するように変更制御される。つまり、油
圧ロールトルクが発生し、車体のロールが抑え込まれる
。このとき、前、後輪側の流体圧シリンダの受圧面積が
異なっているため、同一の流体圧であっても、受圧面積
の大きい方がより大きい油圧ロールトルクを発生し、車
体重量を支持できる。 したがって、例えば、前輪側の受圧面積を後輪側のそれ
に比べて大きく形成しておくと、前輪側のロールトルク
が後輪側よりも大きい値となり、ステア特性をアンダス
テアとすることができる。また、この場合、流体圧供給
源の最大出力圧を後輪側の最大ロールトルクに対応した
値に設定できる。 ｒ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図は本発明の一実施例を示す油圧回路図である。 図中、ＦＳは流体圧供給装置であって、回転駆動源とし
てのエンジン２の出力軸２ａに連結されて回転駆動され
、吸込側がオイルタンク３に接続された油圧ポンプ１と
、その吐出側に逆止弁４を介して接続されたライン圧配
管５と、オイルタンク３にオイルクーラー６を介して接
続された戻り配管７とを備え、ライン圧配管５には脈動
吸収用のアキュムレータ８が接続されていると共に、ア
キュムレータ８の下流側にフィルタ９が介挿されている
。フィルタ９には、これと並列にフィルタフの目詰まり
時のバイパス流路が形成され、このバイパス流路に逆止
弁１０が介挿されている。 そして、ライン圧配管５及び戻り配管７の他端が圧力保
持部１１、フェイルセーフ弁１２を介して左側圧力制御
弁１３Ｌ及び右側圧力制御弁１３Ｒの入力ポート及び戻
りボートに接続されている。 圧力保持部１１は、ライン圧配管５に介挿された逆止弁
１４と、ライン圧配管５及び戻り配管１３間に介挿され
た、通常状態のライン圧ＰＬ （ｋｇ／ＣｒＡ）を設
定する通常ライン圧設定用リリーフ弁１５と、フェイル
セーフ弁１２の下流側のライン圧がパイロット圧Ｐｐと
して供給されるパイロット操作形逆止弁１６と、逆止弁
１４の下流側に直列に介挿された電磁開閉弁１７及び絞
り１８の並列回路とを備えている。ここで、パイロット
操作形逆止弁１６は、パイロット圧ＰＰが予め設定され
た所定の中立圧Ｐ８以上であるときには、逆止弁機能を
解除してその上流側及び下流側間を連通状態とする開状
態となり、パイロット圧Ｐｐが中立圧Ｐ、未満であると
きには、逆止弁機能が作用して、その上流側及び下流側
間を遮断する閉状態となり、電磁開閉弁１７は後述する
制御装置３８からの制御信号ＣＳ ｚによってフェイル
セーフ弁１２より数秒程度の所定時間遅れて開状態に制
御される。 フェイルセーフ弁１２は、スプリングオフセット形の４
ボ一ト２位置電磁切換弁で構成され、圧力保持部１１の
逆止弁１４の下流側に接続されたＰポートと、パイロッ
ト操作形逆止弁１６の入力ポート１６ ｉに接続された
Ｒボートと、圧力制御弁１３Ｌ及び１３Ｒの入力ポート
２１ｉに接続されたＡポートと、戻りボート２４ｏに接
続されたＢポートとを有し、ソレノイド１２ａに供給さ
れる制御信号Ｃ３１がオフ状態であり、リターンスプリ
ング１２ｂによって切換えられたノーマル切換位置でＰ
ポート及びＲポートが遮断され且つＡポート及びＢボー
トが互いに連通される状態となり、ソレノイド１２ａに
供給される制御信号Ｃ８ｌがオン状態となってリターン
スプリング１２ｂに抗して切換えられたオフセット切換
位置でＰポート及びＡポートを直接連通する連通路と、
Ｒボート及びＢポート間を直接連通する連通路とが形成
される。また、フェイルセーフ弁１２のＲボート及びＢ
ボート間が、外部の固定絞り１２ｃを介して連通されて
いる。そして、フェイルセーフ弁１２のソレノイド１２
ａが後述する制御装置３８からの制御信号Ｃ８，によっ
て制御される。 圧力制御弁１３Ｌ及び１３Ｒの夫々は、入力ポート２１
１、戻りポー）２１ｏ及び制御圧ボート２１ｃを有する
と共に、制御圧ボート２１ｃと入力ポート２１ｉ及び戻
りボート２１ｏとを遮断状態に又は制御圧ポー）２１ｃ
と入カポ−）２１ｉ及び戻りポー）２１ｏの何れか一方
とを連通させる連通状態に切換えるスプールを有し、こ
のスプールの両端に供給圧と制御圧とがパイロット圧と
して供給され、さらに供給圧側に比例ソレノイド２１ｓ
によって制御されるポペット弁が配設された構成を有し
、制御圧ボート２１ｃの圧力が常に比例ソレノイド２１
ｓに後述する制御装置３８から供給される励磁電流に応
じた圧力となるように制御される。 そして、入カポ−、ト２１ｉはフェイルセーフ弁１２の
Ａボートに接続され、戻りボート２１ｏはフェイルセー
フ弁１２のＢボートに接続され、さらに制御ボート２１
ｃが油圧配管１８を介して流体圧シリンダとしての油圧
シリンダ１９ＦＬ〜１９、ＲＲの圧力室りに接続されて
いる。 ここで、励磁電流Ｉ ＦＬ”” Ｉ ＲＲと制御ボート
２１Ｃから出力される制御油圧ＰＣとの関係は、第２図
に示すように、指令値Ｉ ＦＬ””’ Ｉ ＲＲが零近
傍であるときにＰＭＩＮを出力し、この状態から指令値
ＩＦＬ−１、ｌ、ｌが正方向に増加すると、これに所定
の比例ゲインＫＩをもって制御油圧Ｐｃが増加し、圧力
保持部１１の設定ライン圧ＰＬで飽和する。 そして、圧力制御弁１３Ｌ及び１３Ｒの戻りボート２１
０及びフェイルセーフ弁１２のＢボート間を連通ずる戻
り配管３０には、背圧吸収用アキュムレータ３１が接続
され、これによって戻り配管３０を流れる圧力油の管路
抵抗等によって発生゛ する背圧を吸収している。 なお、３２はフェイルセーフ弁１２のＡポート及び圧力
制御弁１３Ｌ、１３Ｒの入力ポート２１１間の油圧配管
に接続された蓄圧用のアキュムレータ、３３は戻り配管
３０の異常高圧発生時に、この異常高圧をライン圧配管
５側に逃がす逆止弁である。 油圧シリンダ１９ＦＬ−１９ＲＲの夫々はシリンダチュ
ーブ１．９ ａを有し、このシリンダチューブ１９ａに
は、連通孔１９ｂを有するピストン１９ｃが摺動自在に
配設され、このピストン１９ｃにピストンロッド１９ｄ
が連結されて構成され、シリンダチューブ１９ａ内の圧
力室りの圧力とピストン１９ｃの上下面の受圧面積差に
応じた推力を発生する。そして、シリンダチューブ１９
ａの下端が車輪４１ＦＬ〜４１ＲＲを支持する車輪側部
材４２に取り付けられ、ピストンロッド１９ｄの上端が
車体側部材４３Ｌこ取り付けられている。 これら油圧シリンダ１９ＦＬ−１９ＲＲの内、前輪側油
圧シリンダ１９ＦＬ、１９ＦＲの受圧有効面積（ピスト
ン１９ｃの上面及び下面の受圧面積差）Ａｆは、後輪側
油圧シリンダ１９ＲＬ、１９ＲＲの受圧有効面積Ａ、に
比べて、Ａｆ ＞Ａ、となるように異なるピストンロッ
ド径をもって各々形成されている。 この理由を説明する。本実施例では、ロール剛性を車両
左右の油圧シリンダ１９ＦＬ−１９ＲＲの圧力差として
捉えている。そこで、第３図に示すように、Ｗ：前輪４
１ＦＬ、４１ＦＲ又は後輪４１ＲＬ、４１ＲＲに掛かる
車体重量、Ｈ：前輪４１ＦＬ、４１ＦＲ又は後輪４１Ｒ
Ｌ、４１ＲＲのロールセンタル重心高、Ｔ：前輪４１Ｆ
Ｌ、４ＩＦＲ又は後輪４１ＲＬ、４１ＲＲのトレッド。 ε：前輪４１ＦＬ、４１ＦＲ又は後輪４１ＲＬ。 ４１ＲＲのトレッドに対する油圧シリンダ１９ＦＬ、１
９ＦＲ又は１９ＲＬ、１９ＲＲの取付は幅の比、α：横
加速度、Ａ：油圧シリンダ１．９ＦＬ〜１９ＲＲの受圧
有効面積とすると、油圧ロールトルク八Ｐとの間には、 Ｗ−Ｈ・α の関係式が成り立つ。そこで、この関係式の各要素を前
輪側（添字「ｆ」を付す）、後輪側（添字「ｒ」を付す
）に分けて考察すると、本実施例では、Ｗ、＞Ｗｒ、
εｆ Ｔｆ ＃ε、Ｔ、、Ｈ，＃Ｈ。 であるから、ロールをフラットにするためには、ΔＰ１
′、ΔＰ、となるようにしなければならないことから、
前述の如＜Ａｆ＞Ａ、としている。 また、各油圧シリンダ１９ＦＬ〜１９ＲＲの圧力室りは
、減衰用の絞り弁２０ａを介して小容量のアキュムレー
タ２０ｂに接続され、これらによってばね下共振域（例
えば１０Ｈｚ程度）の比較的高い周波数の圧力変動を減
衰・吸収する。さらに、各油圧シリンダ１９ＦＬ〜１９
ＲＲと並列に車体の静荷重を支持するコイルスプリング
２０ｃが設けられている。 一方、車両の所定位置（例えば重心位Ｗ）には、横加速
度センサ４５が配設されており、この横加速度センサ４
５から車体に作用する横加速度に応じた電圧信号でなる
横加速度信号αを制御装置３８に出力するようになって
いる。ここで、横加速度センサ４５は、直進走行状態か
ら右旋回したときに正の信号α、左旋回したときに負の
信号−αを出力する。 さらに、車両には、電源回路、流体圧供給装置ＦＳ、圧
力制御弁１３Ｌ、１３Ｒ等の異常状態を検出する異常状
態検出器４６が配設され、この異常状態検出器４６から
各機器の異常を検出したときに例えば論理値“１”の異
常検出信号Ａｓを制御装置３８に出力する。 制御装置３８は、第４図に示すように、横加速度センサ
４５から入力される横加速度信号αをデジタル化するＡ
／Ｄ変換器５０と、この変換器５０の変換信号及び異常
状態検出器４６から入力される異常検出信号Ａｓを読み
込んで演算、制御を行うマイクロコンピュータ５１と、
このマイクロコンピュータ５１から出力される圧力指令
値Ｐ。 及びＰ、をアナログ化するＤ／Ａ変換器５２Ｌ。 ５２Ｒと、これら変換器５２Ｌ、５２Ｒの出力信号に応
じた励磁電流１．．１．を圧力制御弁１３Ｌ。 １３Ｒに各々供給する駆動回路５３Ｌ、５３Ｒと、マイ
クロコンピュータ５１から出力される制御信号ｃｓ、、
ｃｓ２に基づいて所定値の励磁電流に変換してフェイル
セーフ弁１２．電磁開閉弁１７に供給する駆動回路５４
．５５とを有している。 この内、マイクロコンピュータ５１は、インターフェイ
ス回路５１ａ、演算処理装置５１ｂ、記憶装置５］ｃを
少なくとも含んで構成される。演算処理装置５１ｂは、
予め記憶装置５１ｃに格納されている所定プログラムに
基づいて、検出信号α及びＡｓをインターフェイス回路
５１ａを介して読込み、所定の処理（第５図参照）を行
って、その処理結果である圧力指令値Ｐ Ｌ＋ Ｐ Ｒ
及び制御信号Ｃ３，、Ｃ３２をインターフェイス回路５
１ａ及び駆動回路５４．５５を介して出力する。記憶袋
Ｗ ５１ ｃは、演算処理装置５１ｂの処理の実行に必
要なプログラムを記憶していると共に、演算処理装置５
ｌ ｂの処理結果を逐次記憶する。 次に、本実施例の動作を説明する。 イグニッションスイッチがオン状態になると、制御装置
３８に電源が投入され、そのマイクロコンピュータ５１
で第５図の処理が実行される。 すなわち、ステップ■で、制御信号Ｃ３Ｉ及びＣ８２を
オン状態とすると共に、圧力指令値ＰＬ。 ＰＲを標準車高を維持するための中立圧指令値ＰＮに設
定し、次いでステップ■に移行して、予め設定したパイ
ロット操作形逆止弁１６が全開状態となるに十分な所定
時間が経過したか否かを判定し、所定時間が経過してい
ないときには、所定時間が経過するまで待機し、所定時
間が経過したときには、ステップ■に移行して制御信号
ＣＳ ｚをオフ状態として電磁開閉弁１７を開状態に切
換えてからステップ■に移行する。 このステップ■では、横加速度センサ４５の横加速度信
号αを読込み、次いでステップ■に移行して下記（１）
及び（２）式の演算を行って圧力制御弁１３Ｌ及び１３
Ｒに対する圧力指令値ＰＬ及びＰ、Ｉを算出する。 ＰＬ＝Ｐ、４＋にα ・・・・・・・・
・・・・（１）ＰＲ＝ＰＮ Ｋα ・
・・・・・・・・・・・（２）次いで、ステップ■に移
行して、上記ステップ■で算出した圧力指令値Ｐ Ｌ＋
Ｐ Ｒをインタフェース回路５１ａを介してＤ／Ａ変
換器５２Ｌ、５２Ｒに出力してからステップ■に移行す
る。 このステップ■では、異常状態検出器４６の異常検出信
号ＡＳを読込み、次いでステップ■に移行して、異常検
出信号Ａｓが論理値“１”であるか否かを判定する。こ
こで、異常検出信号ＡＳが論理値ＩＩ ＯＩ＋であると
きには、制御系が正常状態であると判断して前記ステッ
プ■に戻ってイグニッションスイッチがオフ状態となる
までステップ■〜■の処理を繰り返し、異常検出信号Ａ
Ｓが論理値“１”であるときには、制御系に異常が発生
したものと判断してステップ■に移行して制御信号Ｃ３
，をオフ状態として処理を終了する。 したがって、今、車両がイグニッションスイッチをオフ
状態として停車状態にあり、圧力保持部１１のパイロッ
ト操作形逆止弁１６が全閉状態となって圧力制御弁１３
Ｌ、１３Ｒ側を閉回路とした圧力保持状態にあるものと
する。 この状態からイグニッションスイッチをオン状態とする
と、制御装置３日に電源が投入されて、そのマイクロコ
ンピュータ５工で第５図の処理が実行開始される。 このため、先ず、圧力指令値ＰＬ、Ｐ、が中立圧ＰＭに
設定され、且つフェイルセーフ弁１２は開状態に制御さ
れるが、電磁開閉弁１７は数秒間閉状態に制御される。 これと同時に、イグニッションスイッチをオン状態とす
ることにより、エンジン２が始動してアイドリング状態
となり、その出力軸２ａの回転上昇に伴って油圧ポンプ
１の回転も上昇して、その回転に応じた吐出圧の作動油
がライン圧配管５に供給される。 したがって、ライン圧配管５内の圧力が急上昇し、これ
が圧力保持部１１で保持している保持圧ＰＨＯ以上とな
ると、論止弁１４を介し、さらに電磁開閉弁エフが閉状
態であることにより、この電磁開閉弁１７と並列に接続
された絞り１８を介して各圧力制御弁１３Ｌ、１３Ｒに
供給される。この結果、ライン圧配管５の圧力急増が絞
り１８によって抑制されて圧力制御弁１３Ｌ、１３Ｒの
入力ポート２１ｉに供給されることになり、圧力制御弁
１３Ｌ、１３Ｒの制御圧Ｐｃの圧力増加が徐々に行われ
て、油圧シリンダ１９ＦＬ〜１９ＲＲの圧力室りの圧力
増加も徐々に行われるので、圧力保持部１１での保持圧
が中立圧Ｐ９より低下していて車高が標準車高より低下
している場合に、標準車高への車体の上昇速度を緩やか
に行うことができ、車体の姿勢が急変することを確実に
防止し、乗員に不快感を与えることがない。 特に、車両が長時間エンジンを停止させて駐車している
ときには、車両が停車してエンジンを停止させた直後に
おける中立圧ＰＮ近傍の保持圧から、出力側の油漏れ、
油温の低下による体積縮小等によって時間の経過と共に
徐々に保持圧が低下することになり、通常の基準車高を
維持するための中立圧ＰＮより低い保持圧になるため、
車高も基準車高に比較して低くなり、エンジン始動によ
る流体圧供給装置ＦＳの圧力上昇による車高変化量が大
きくなるものであるが、この場合の車高上昇を徐々に行
うことができる。 その後、所定時間が経過すると、制御信号Ｃ３２がオフ
状態となり、電磁開閉弁１７がノーマル切換位置に切換
えられる。このため、圧力保持部１１と圧力制御弁１３
Ｌ、１３Ｒとが連通状態となり、制御装置３８による通
常状態の一ロール抑制制御が実行される。 また、圧力保持部１１においては、フェイルセーフ弁１
２のＡポートの圧力でなるパイロット圧Ｐ、かりリーフ
パイロット圧ＰＰＯ即ち中立圧ＰＭを越えた時点でパイ
ロット操作形逆止弁１６が開状態となって圧力制御弁１
３Ｌ、１３Ｒの戻りボート２１０が戻り配管７を介して
オイルタンク３に連通される。 その後、油圧ポンプ１から吐出される作動油の圧力が高
くなって逆止弁１４の上流側のライン圧がリリーフ弁１
５の設定圧力ＰＭを越えると、その超過分がリリーフ弁
１５を通じ、戻り配管７を通してオイルタンク３に戻さ
れ、ライン圧が設定圧力ＰＭに維持される。 。 この停車状態及びその後の直進走行状態では、車体にロ
ールが生じていないので、横加速度センサ４５の検出信
号αの値は略零となる。このため、制御装置３８から第
５図の処理を経て出力される励磁電流ＩＬ、Ｉやの値は
中立圧ＰＮに対応した中立電流ＩＮとなり、圧力制御弁
１３Ｌ、１３Ｒから中立圧ＰＭ （第２図参照）が各
油圧シリンダ１９ＦＬ〜１９ＲＲの圧力室りに出力され
、車体は所定の車高値をもって平坦に支持される。 上述した直進走行状態から、例えば右旋回走行に移行し
たとすると、車体は後側からみて左下がりにロールしよ
うとする。このとき、横加速度センサ４５の検出する検
出信号αの値は正の横加速度に対応した値となり、この
検出信号αに応した励磁電流Ｔ、、１．の値が第５図の
処理にて設定される。つまり、左側の圧力制御弁１３Ｌ
に対する励磁電流■、は中立値１．より高い値に、右側
の圧力制御弁１３Ｒに対する励磁電流■８は中立値１、
より低い値に各々設定される。 これによって、左側圧力制御弁１３Ｌの出力圧ＰＣは中
立圧ＰＮより増加し、これに応じて左側油圧シリンダ１
９ＦＬ、１９ＲＬの圧力室りの圧力が増加する。いま、
油圧シリンダ１９ＦＬ、１９ＲＬはロールにより収縮し
ようとしているが、上述の圧力増加によってその収縮力
に抗するシリンダ推力が発生し、アンチロール効果が発
揮される。しかし、右側圧力制御弁１３ＦＲ，１３ＲＲ
の出力圧Ｐｃは中立圧Ｐ、より低下し、これに伴って右
側油圧シリンダ１９ＦＲ，１９ＲＲのシリンダ圧が低下
する。いま、これらのシリンダ１９ＦＲ，１９ＲＲはロ
ールにより伸長する状態にあるが、シリンダ圧の低下に
よってその伸長力を助長しない推力に制御される。 反対に、直進走行状態から左旋回走行した場合は、車体
は後側からみて右下がりにロールしようとする。しかし
、この場合は、上述とは反対に制御されて、アンチロー
ル効果が得られる。 ところで、車両が旋回状態となったときに、旋回外輪側
の油圧シリンダ１９ＦＬ、１９ＲＬ（又は１９ＦＲ，１
９ＲＲ）に横加速度信号α略こ応じた中立圧ＰＮより高
い同一油圧が供給されると共に、旋回内輪側の油圧シリ
ンダ１９ ＦＲ，’、１９ ＲＲ（又は１９ＦＬ、１９
ＲＬ）も中立圧ＰＮより低い同一油圧が供給されるので
、横加速度αに対する油圧ロールトルク特性は第６図に
示すようになる。すなわち、前左側の油圧ロールトルク
をΔＰ ＦＬ、前右側のそれをΔＰ ＦＲ，後左側のそ
れをΔＰ ＩＩＬＩ後右側のそれを八ＰＩＩ、ｌとする
と、左右の油圧ロールトルクは、横加速度α−〇のとき
の値ΔＰ、を中心として任意の横加速度αに対する増減
方向が反対になる。また、前、後輪側共、横加速度αが
一α。≦α≦α。のときは、最小ロールトルクΔＰＭＩ
Ｎ＋ ΔＰＭＩＮ′から最大ロールトルクΔＰＭＡＸＩ
ΔＰＨ＾Ｘ′まで直線的に変化し、横加速度αが一α
。又はα。を越えて変化するときは、ΔＦ、４１＋１＋
ΔＰＭＩＮ′又はΔＰＭＡＸ 、ΔＰ ＭＡＸ′を保
持する。さらに、前述したように、油圧シリンダ１９Ｆ
Ｌ〜１９ＲＲの内、前輪側、後輪側でその受圧有効面積
Ａ ｔ ＞ Ａ 、としているため、横加速度αを変化
させたときの前輪側の最大ロールトルクΔＰ ＷＡＸは
、後輪側の最大ロールトルクΔＰ ＭＡＸ′に対してΔ
ＰＭＡＸ＞ΔＰ ＭＡＸ′の関係となる。 このため、車両はアンダステア傾向となり、操縦安定性
を確保できるとともに、後輪側に比べて前輪荷重の方が
大きい場合でも、的確なロール抑制がなされる。また、
流体圧供給装置ＦＳで供給する油圧は、後輪側の最大油
圧に合わせればよいので、油圧供給部の消費馬力を低減
でき、省エネルギ化が図られる。さらに、油圧システム
の耐圧性を低くできるため、流体圧供給装置ＦＳ等によ
って代表される油圧ユニットの軽量化が図られる。 さらにまた、シール部のフリクションが低下するため、
油圧シリンダ１９ＦＬ−１９ＲＲの摺動性が良くなり、
乗心地性能が向上する。 この走行状態から車両を停車させて、イグニッションス
イッチをオフ状態とすると、これに応してエンジン２が
停止状態となり、これに応して油圧ポンプ１が停止する
ので、流体圧供給装置ｆ Ｆ Ｓから供給圧は象、激に
大気圧となるが、ライン圧配管５には、逆止弁４及び１
４が介挿されているため、圧力制御弁１３Ｌ、１３Ｒ及
びアキュムレータ３２の圧力が急激に減少することはな
い。しかしながら、イグニッションスイッチがオフ状態
となっても、制御装置３日は、自己保持タイマが作動し
て所定時間電源の投入が継続され、ロール抑制制御が継
続されるので、これによって供給ライン圧Ｐ、が徐々に
消費されて低下する。 その後、供給ライン圧Ｐ、が中立圧ＰＮまで低下すると
、パイロット操作形逆止弁１６が全閉状態となり、各圧
力制御弁１３Ｌ、１３Ｒの戻りポー ト２１ ｏからオ
イルタンク３に至る流路が遮断されて、圧力保持部１１
から右側の油圧制御系が閉回路となって圧力保持状態と
なる。 その後、自己保持タイマの設定時間が経過したときに、
制御信号Ｃ３，がオフ状態となることにより、フェイル
セーフ弁１２が閉状態となり、電磁開閉弁１７は閉状態
を継続する。 また、車両の姿勢制御実行時に、圧力制御弁１３ＦＬ、
１３ＲＲに対する制御系に断線、ショート等の異常状態
が発生したときには、これが異常状態検出器４６で検出
され、その異常状態検出信号ＡＳがオン状態となるので
、これに基づいて制御装置３８から出力される制御信号
Ｃ８１がオフ状態となり、フェイルセーフ弁１２が閉状
態に復帰し、そのＡポート及びＢポートが連通状態とな
って供給ライン圧Ｐ、が低下し、上述したエンジン停止
の場合と略同様の制御態様で、圧力保持部１１による保
持状態に移行し、車高の低下を防止して、フェイルセー
フ機能を発揮することができる。 なお、上記実施例は、前輪側の油圧シリンダの受圧面積
を後輪側のそれに比べて大きく形成した場合を説明した
が、エンジン後ろ置き車両のように後輪側の荷重分担率
が大きいときには、後輪側の受圧面積を大きくしてもよ
い。 また、上記実施例では、ピストン１９ｃの上下面の受圧
面積差によって推力を発生する油圧シリンダを適用した
場合について説明したが、これに限らず通常の単動型油
圧シリンダを適用することもでき、この場合には前輪側
と後輪側とでシリンダチューブの内径を異ならす。 さらに、上記実施例では、車両の横方向の姿勢変化を横
加速度センサ４５で検出する場合について説明したが、
これに限定されるものではなく、操舵角と車速により横
加速度を推定し、この推定値を用いるようにしてもよい
。 またさらに、前記実施例における制御装置３８は、必ず
しもマイクロコンピュータを用いて構成する場合に限定
されることなく、可変利得増幅器又は関数発生器、極性
反転回路等の電子回路を組み合わせて構成してもよい。 なおさらに、上記実施例では、圧力保持部１１内に電磁
開閉弁１７及び絞り１８の並列回路を介挿した場合につ
いて説明したが、これに限定されるものではなく、これ
ら電磁開閉弁１７及び絞り１８を省略し、これらに代え
てフェイルセーフ弁１２と並列に絞りを介挿し、且つフ
ェイルセーフ弁１２をイグニッションスイッチがオン状
態となってから数秒程度の所定時間だけ遅れて開状態に
制御するようにしてもよく、さらには圧力制御弁１３Ｌ
、１３Ｒと油圧シリンダ１９ＦＬ〜１９ＲＲとの間に電
磁開閉弁１７及び絞り１８を設けるようにしてもよい。 また、上記実施例では、各圧力制御弁に対して共通の圧
力保持部１１及びフェイルセーフ弁１２を設けた場合に
ついて説明したが、これに限らず圧力保持部１１及びフ
ェイルセーフ弁１２を個別に設けるようにしてもよい。 さらに、上記実施例においては、油圧ポンプ１の回転駆
動力をエンジン２から得るようにした場合について説明
したが、これに限定されるものではなく、電動モータ等
の回転駆動源を適用し得ることは言うまでもない。 またさらに、上記実施例においては、作動流体として作
動油を適用した場合について説明したが、これに限定さ
れるものではなく、圧縮率の少ない流体であれば任意の
作動流体を適用し得る。 〔発明の効果〕 以上説明してきたように、本発明に係る能動型サスペン
ションによれば、車両の左側及び右側の流体圧シリンダ
を個別に制御する２つの圧力制御弁を設けると共に、各
流圧体シリンダのうち前後の流体圧シリンダの受圧面積
を異なる値に設定するようにしているので、従来例に比
較して圧力制御弁数を半減することができ、この分部品
点数及びコストを低減させることができると共に、例え
ば前輪側圧力制御弁の受圧面積を後輪側のそれよりも大
きくすることにより、前輪側の流体圧ロールトルクを後
輪側よりも大きくとることができ、これによってアンダ
ーステア傾向が得られ、操縦安定性を確保することがで
き、且つ前輪荷重が後輪側よりも大きい場合でも、的確
なロール抑制制御がなされるという効果がある。しかも
、前輪側に対しては受圧面積の差で流体圧ゲインを余計
に稼くことができるから、流体圧供給装置の最大出力圧
は後輪側で必要な最大流体圧ロールトルクに対応した値
に設定でき、これがため、その最大出力圧を下げられる
から、流体圧供給装置における消費馬力が低減し、且つ
、流体圧供給装置がより小さくなり、全体の小形・軽量
化を推進できるという効果がある。
ようとすると、これが横方向姿勢変化検出手段で検出さ
れ、その姿勢変化検出値に基づいて制御手段で旋回外輪
側の圧力制御弁に対しては出力圧を上昇させ、旋回内輪
側の圧力制御弁に対しては出力圧を下降させることによ
り、外輪側の流体圧シリンダの作動油圧が姿勢変化に抗
する推力を発生するように変更制御される。つまり、油
圧ロールトルクが発生し、車体のロールが抑え込まれる
。このとき、前、後輪側の流体圧シリンダの受圧面積が
異なっているため、同一の流体圧であっても、受圧面積
の大きい方がより大きい油圧ロールトルクを発生し、車
体重量を支持できる。 したがって、例えば、前輪側の受圧面積を後輪側のそれ
に比べて大きく形成しておくと、前輪側のロールトルク
が後輪側よりも大きい値となり、ステア特性をアンダス
テアとすることができる。また、この場合、流体圧供給
源の最大出力圧を後輪側の最大ロールトルクに対応した
値に設定できる。 ｒ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図は本発明の一実施例を示す油圧回路図である。 図中、ＦＳは流体圧供給装置であって、回転駆動源とし
てのエンジン２の出力軸２ａに連結されて回転駆動され
、吸込側がオイルタンク３に接続された油圧ポンプ１と
、その吐出側に逆止弁４を介して接続されたライン圧配
管５と、オイルタンク３にオイルクーラー６を介して接
続された戻り配管７とを備え、ライン圧配管５には脈動
吸収用のアキュムレータ８が接続されていると共に、ア
キュムレータ８の下流側にフィルタ９が介挿されている
。フィルタ９には、これと並列にフィルタフの目詰まり
時のバイパス流路が形成され、このバイパス流路に逆止
弁１０が介挿されている。 そして、ライン圧配管５及び戻り配管７の他端が圧力保
持部１１、フェイルセーフ弁１２を介して左側圧力制御
弁１３Ｌ及び右側圧力制御弁１３Ｒの入力ポート及び戻
りボートに接続されている。 圧力保持部１１は、ライン圧配管５に介挿された逆止弁
１４と、ライン圧配管５及び戻り配管１３間に介挿され
た、通常状態のライン圧ＰＬ （ｋｇ／ＣｒＡ）を設
定する通常ライン圧設定用リリーフ弁１５と、フェイル
セーフ弁１２の下流側のライン圧がパイロット圧Ｐｐと
して供給されるパイロット操作形逆止弁１６と、逆止弁
１４の下流側に直列に介挿された電磁開閉弁１７及び絞
り１８の並列回路とを備えている。ここで、パイロット
操作形逆止弁１６は、パイロット圧ＰＰが予め設定され
た所定の中立圧Ｐ８以上であるときには、逆止弁機能を
解除してその上流側及び下流側間を連通状態とする開状
態となり、パイロット圧Ｐｐが中立圧Ｐ、未満であると
きには、逆止弁機能が作用して、その上流側及び下流側
間を遮断する閉状態となり、電磁開閉弁１７は後述する
制御装置３８からの制御信号ＣＳ ｚによってフェイル
セーフ弁１２より数秒程度の所定時間遅れて開状態に制
御される。 フェイルセーフ弁１２は、スプリングオフセット形の４
ボ一ト２位置電磁切換弁で構成され、圧力保持部１１の
逆止弁１４の下流側に接続されたＰポートと、パイロッ
ト操作形逆止弁１６の入力ポート１６ ｉに接続された
Ｒボートと、圧力制御弁１３Ｌ及び１３Ｒの入力ポート
２１ｉに接続されたＡポートと、戻りボート２４ｏに接
続されたＢポートとを有し、ソレノイド１２ａに供給さ
れる制御信号Ｃ３１がオフ状態であり、リターンスプリ
ング１２ｂによって切換えられたノーマル切換位置でＰ
ポート及びＲポートが遮断され且つＡポート及びＢボー
トが互いに連通される状態となり、ソレノイド１２ａに
供給される制御信号Ｃ８ｌがオン状態となってリターン
スプリング１２ｂに抗して切換えられたオフセット切換
位置でＰポート及びＡポートを直接連通する連通路と、
Ｒボート及びＢポート間を直接連通する連通路とが形成
される。また、フェイルセーフ弁１２のＲボート及びＢ
ボート間が、外部の固定絞り１２ｃを介して連通されて
いる。そして、フェイルセーフ弁１２のソレノイド１２
ａが後述する制御装置３８からの制御信号Ｃ８，によっ
て制御される。 圧力制御弁１３Ｌ及び１３Ｒの夫々は、入力ポート２１
１、戻りポー）２１ｏ及び制御圧ボート２１ｃを有する
と共に、制御圧ボート２１ｃと入力ポート２１ｉ及び戻
りボート２１ｏとを遮断状態に又は制御圧ポー）２１ｃ
と入カポ−）２１ｉ及び戻りポー）２１ｏの何れか一方
とを連通させる連通状態に切換えるスプールを有し、こ
のスプールの両端に供給圧と制御圧とがパイロット圧と
して供給され、さらに供給圧側に比例ソレノイド２１ｓ
によって制御されるポペット弁が配設された構成を有し
、制御圧ボート２１ｃの圧力が常に比例ソレノイド２１
ｓに後述する制御装置３８から供給される励磁電流に応
じた圧力となるように制御される。 そして、入カポ−、ト２１ｉはフェイルセーフ弁１２の
Ａボートに接続され、戻りボート２１ｏはフェイルセー
フ弁１２のＢボートに接続され、さらに制御ボート２１
ｃが油圧配管１８を介して流体圧シリンダとしての油圧
シリンダ１９ＦＬ〜１９、ＲＲの圧力室りに接続されて
いる。 ここで、励磁電流Ｉ ＦＬ”” Ｉ ＲＲと制御ボート
２１Ｃから出力される制御油圧ＰＣとの関係は、第２図
に示すように、指令値Ｉ ＦＬ””’ Ｉ ＲＲが零近
傍であるときにＰＭＩＮを出力し、この状態から指令値
ＩＦＬ−１、ｌ、ｌが正方向に増加すると、これに所定
の比例ゲインＫＩをもって制御油圧Ｐｃが増加し、圧力
保持部１１の設定ライン圧ＰＬで飽和する。 そして、圧力制御弁１３Ｌ及び１３Ｒの戻りボート２１
０及びフェイルセーフ弁１２のＢボート間を連通ずる戻
り配管３０には、背圧吸収用アキュムレータ３１が接続
され、これによって戻り配管３０を流れる圧力油の管路
抵抗等によって発生゛ する背圧を吸収している。 なお、３２はフェイルセーフ弁１２のＡポート及び圧力
制御弁１３Ｌ、１３Ｒの入力ポート２１１間の油圧配管
に接続された蓄圧用のアキュムレータ、３３は戻り配管
３０の異常高圧発生時に、この異常高圧をライン圧配管
５側に逃がす逆止弁である。 油圧シリンダ１９ＦＬ−１９ＲＲの夫々はシリンダチュ
ーブ１．９ ａを有し、このシリンダチューブ１９ａに
は、連通孔１９ｂを有するピストン１９ｃが摺動自在に
配設され、このピストン１９ｃにピストンロッド１９ｄ
が連結されて構成され、シリンダチューブ１９ａ内の圧
力室りの圧力とピストン１９ｃの上下面の受圧面積差に
応じた推力を発生する。そして、シリンダチューブ１９
ａの下端が車輪４１ＦＬ〜４１ＲＲを支持する車輪側部
材４２に取り付けられ、ピストンロッド１９ｄの上端が
車体側部材４３Ｌこ取り付けられている。 これら油圧シリンダ１９ＦＬ−１９ＲＲの内、前輪側油
圧シリンダ１９ＦＬ、１９ＦＲの受圧有効面積（ピスト
ン１９ｃの上面及び下面の受圧面積差）Ａｆは、後輪側
油圧シリンダ１９ＲＬ、１９ＲＲの受圧有効面積Ａ、に
比べて、Ａｆ ＞Ａ、となるように異なるピストンロッ
ド径をもって各々形成されている。 この理由を説明する。本実施例では、ロール剛性を車両
左右の油圧シリンダ１９ＦＬ−１９ＲＲの圧力差として
捉えている。そこで、第３図に示すように、Ｗ：前輪４
１ＦＬ、４１ＦＲ又は後輪４１ＲＬ、４１ＲＲに掛かる
車体重量、Ｈ：前輪４１ＦＬ、４１ＦＲ又は後輪４１Ｒ
Ｌ、４１ＲＲのロールセンタル重心高、Ｔ：前輪４１Ｆ
Ｌ、４ＩＦＲ又は後輪４１ＲＬ、４１ＲＲのトレッド。 ε：前輪４１ＦＬ、４１ＦＲ又は後輪４１ＲＬ。 ４１ＲＲのトレッドに対する油圧シリンダ１９ＦＬ、１
９ＦＲ又は１９ＲＬ、１９ＲＲの取付は幅の比、α：横
加速度、Ａ：油圧シリンダ１．９ＦＬ〜１９ＲＲの受圧
有効面積とすると、油圧ロールトルク八Ｐとの間には、 Ｗ−Ｈ・α の関係式が成り立つ。そこで、この関係式の各要素を前
輪側（添字「ｆ」を付す）、後輪側（添字「ｒ」を付す
）に分けて考察すると、本実施例では、Ｗ、＞Ｗｒ、
εｆ Ｔｆ ＃ε、Ｔ、、Ｈ，＃Ｈ。 であるから、ロールをフラットにするためには、ΔＰ１
′、ΔＰ、となるようにしなければならないことから、
前述の如＜Ａｆ＞Ａ、としている。 また、各油圧シリンダ１９ＦＬ〜１９ＲＲの圧力室りは
、減衰用の絞り弁２０ａを介して小容量のアキュムレー
タ２０ｂに接続され、これらによってばね下共振域（例
えば１０Ｈｚ程度）の比較的高い周波数の圧力変動を減
衰・吸収する。さらに、各油圧シリンダ１９ＦＬ〜１９
ＲＲと並列に車体の静荷重を支持するコイルスプリング
２０ｃが設けられている。 一方、車両の所定位置（例えば重心位Ｗ）には、横加速
度センサ４５が配設されており、この横加速度センサ４
５から車体に作用する横加速度に応じた電圧信号でなる
横加速度信号αを制御装置３８に出力するようになって
いる。ここで、横加速度センサ４５は、直進走行状態か
ら右旋回したときに正の信号α、左旋回したときに負の
信号−αを出力する。 さらに、車両には、電源回路、流体圧供給装置ＦＳ、圧
力制御弁１３Ｌ、１３Ｒ等の異常状態を検出する異常状
態検出器４６が配設され、この異常状態検出器４６から
各機器の異常を検出したときに例えば論理値“１”の異
常検出信号Ａｓを制御装置３８に出力する。 制御装置３８は、第４図に示すように、横加速度センサ
４５から入力される横加速度信号αをデジタル化するＡ
／Ｄ変換器５０と、この変換器５０の変換信号及び異常
状態検出器４６から入力される異常検出信号Ａｓを読み
込んで演算、制御を行うマイクロコンピュータ５１と、
このマイクロコンピュータ５１から出力される圧力指令
値Ｐ。 及びＰ、をアナログ化するＤ／Ａ変換器５２Ｌ。 ５２Ｒと、これら変換器５２Ｌ、５２Ｒの出力信号に応
じた励磁電流１．．１．を圧力制御弁１３Ｌ。 １３Ｒに各々供給する駆動回路５３Ｌ、５３Ｒと、マイ
クロコンピュータ５１から出力される制御信号ｃｓ、、
ｃｓ２に基づいて所定値の励磁電流に変換してフェイル
セーフ弁１２．電磁開閉弁１７に供給する駆動回路５４
．５５とを有している。 この内、マイクロコンピュータ５１は、インターフェイ
ス回路５１ａ、演算処理装置５１ｂ、記憶装置５］ｃを
少なくとも含んで構成される。演算処理装置５１ｂは、
予め記憶装置５１ｃに格納されている所定プログラムに
基づいて、検出信号α及びＡｓをインターフェイス回路
５１ａを介して読込み、所定の処理（第５図参照）を行
って、その処理結果である圧力指令値Ｐ Ｌ＋ Ｐ Ｒ
及び制御信号Ｃ３，、Ｃ３２をインターフェイス回路５
１ａ及び駆動回路５４．５５を介して出力する。記憶袋
Ｗ ５１ ｃは、演算処理装置５１ｂの処理の実行に必
要なプログラムを記憶していると共に、演算処理装置５
ｌ ｂの処理結果を逐次記憶する。 次に、本実施例の動作を説明する。 イグニッションスイッチがオン状態になると、制御装置
３８に電源が投入され、そのマイクロコンピュータ５１
で第５図の処理が実行される。 すなわち、ステップ■で、制御信号Ｃ３Ｉ及びＣ８２を
オン状態とすると共に、圧力指令値ＰＬ。 ＰＲを標準車高を維持するための中立圧指令値ＰＮに設
定し、次いでステップ■に移行して、予め設定したパイ
ロット操作形逆止弁１６が全開状態となるに十分な所定
時間が経過したか否かを判定し、所定時間が経過してい
ないときには、所定時間が経過するまで待機し、所定時
間が経過したときには、ステップ■に移行して制御信号
ＣＳ ｚをオフ状態として電磁開閉弁１７を開状態に切
換えてからステップ■に移行する。 このステップ■では、横加速度センサ４５の横加速度信
号αを読込み、次いでステップ■に移行して下記（１）
及び（２）式の演算を行って圧力制御弁１３Ｌ及び１３
Ｒに対する圧力指令値ＰＬ及びＰ、Ｉを算出する。 ＰＬ＝Ｐ、４＋にα ・・・・・・・・
・・・・（１）ＰＲ＝ＰＮ Ｋα ・
・・・・・・・・・・・（２）次いで、ステップ■に移
行して、上記ステップ■で算出した圧力指令値Ｐ Ｌ＋
Ｐ Ｒをインタフェース回路５１ａを介してＤ／Ａ変
換器５２Ｌ、５２Ｒに出力してからステップ■に移行す
る。 このステップ■では、異常状態検出器４６の異常検出信
号ＡＳを読込み、次いでステップ■に移行して、異常検
出信号Ａｓが論理値“１”であるか否かを判定する。こ
こで、異常検出信号ＡＳが論理値ＩＩ ＯＩ＋であると
きには、制御系が正常状態であると判断して前記ステッ
プ■に戻ってイグニッションスイッチがオフ状態となる
までステップ■〜■の処理を繰り返し、異常検出信号Ａ
Ｓが論理値“１”であるときには、制御系に異常が発生
したものと判断してステップ■に移行して制御信号Ｃ３
，をオフ状態として処理を終了する。 したがって、今、車両がイグニッションスイッチをオフ
状態として停車状態にあり、圧力保持部１１のパイロッ
ト操作形逆止弁１６が全閉状態となって圧力制御弁１３
Ｌ、１３Ｒ側を閉回路とした圧力保持状態にあるものと
する。 この状態からイグニッションスイッチをオン状態とする
と、制御装置３日に電源が投入されて、そのマイクロコ
ンピュータ５工で第５図の処理が実行開始される。 このため、先ず、圧力指令値ＰＬ、Ｐ、が中立圧ＰＭに
設定され、且つフェイルセーフ弁１２は開状態に制御さ
れるが、電磁開閉弁１７は数秒間閉状態に制御される。 これと同時に、イグニッションスイッチをオン状態とす
ることにより、エンジン２が始動してアイドリング状態
となり、その出力軸２ａの回転上昇に伴って油圧ポンプ
１の回転も上昇して、その回転に応じた吐出圧の作動油
がライン圧配管５に供給される。 したがって、ライン圧配管５内の圧力が急上昇し、これ
が圧力保持部１１で保持している保持圧ＰＨＯ以上とな
ると、論止弁１４を介し、さらに電磁開閉弁エフが閉状
態であることにより、この電磁開閉弁１７と並列に接続
された絞り１８を介して各圧力制御弁１３Ｌ、１３Ｒに
供給される。この結果、ライン圧配管５の圧力急増が絞
り１８によって抑制されて圧力制御弁１３Ｌ、１３Ｒの
入力ポート２１ｉに供給されることになり、圧力制御弁
１３Ｌ、１３Ｒの制御圧Ｐｃの圧力増加が徐々に行われ
て、油圧シリンダ１９ＦＬ〜１９ＲＲの圧力室りの圧力
増加も徐々に行われるので、圧力保持部１１での保持圧
が中立圧Ｐ９より低下していて車高が標準車高より低下
している場合に、標準車高への車体の上昇速度を緩やか
に行うことができ、車体の姿勢が急変することを確実に
防止し、乗員に不快感を与えることがない。 特に、車両が長時間エンジンを停止させて駐車している
ときには、車両が停車してエンジンを停止させた直後に
おける中立圧ＰＮ近傍の保持圧から、出力側の油漏れ、
油温の低下による体積縮小等によって時間の経過と共に
徐々に保持圧が低下することになり、通常の基準車高を
維持するための中立圧ＰＮより低い保持圧になるため、
車高も基準車高に比較して低くなり、エンジン始動によ
る流体圧供給装置ＦＳの圧力上昇による車高変化量が大
きくなるものであるが、この場合の車高上昇を徐々に行
うことができる。 その後、所定時間が経過すると、制御信号Ｃ３２がオフ
状態となり、電磁開閉弁１７がノーマル切換位置に切換
えられる。このため、圧力保持部１１と圧力制御弁１３
Ｌ、１３Ｒとが連通状態となり、制御装置３８による通
常状態の一ロール抑制制御が実行される。 また、圧力保持部１１においては、フェイルセーフ弁１
２のＡポートの圧力でなるパイロット圧Ｐ、かりリーフ
パイロット圧ＰＰＯ即ち中立圧ＰＭを越えた時点でパイ
ロット操作形逆止弁１６が開状態となって圧力制御弁１
３Ｌ、１３Ｒの戻りボート２１０が戻り配管７を介して
オイルタンク３に連通される。 その後、油圧ポンプ１から吐出される作動油の圧力が高
くなって逆止弁１４の上流側のライン圧がリリーフ弁１
５の設定圧力ＰＭを越えると、その超過分がリリーフ弁
１５を通じ、戻り配管７を通してオイルタンク３に戻さ
れ、ライン圧が設定圧力ＰＭに維持される。 。 この停車状態及びその後の直進走行状態では、車体にロ
ールが生じていないので、横加速度センサ４５の検出信
号αの値は略零となる。このため、制御装置３８から第
５図の処理を経て出力される励磁電流ＩＬ、Ｉやの値は
中立圧ＰＮに対応した中立電流ＩＮとなり、圧力制御弁
１３Ｌ、１３Ｒから中立圧ＰＭ （第２図参照）が各
油圧シリンダ１９ＦＬ〜１９ＲＲの圧力室りに出力され
、車体は所定の車高値をもって平坦に支持される。 上述した直進走行状態から、例えば右旋回走行に移行し
たとすると、車体は後側からみて左下がりにロールしよ
うとする。このとき、横加速度センサ４５の検出する検
出信号αの値は正の横加速度に対応した値となり、この
検出信号αに応した励磁電流Ｔ、、１．の値が第５図の
処理にて設定される。つまり、左側の圧力制御弁１３Ｌ
に対する励磁電流■、は中立値１．より高い値に、右側
の圧力制御弁１３Ｒに対する励磁電流■８は中立値１、
より低い値に各々設定される。 これによって、左側圧力制御弁１３Ｌの出力圧ＰＣは中
立圧ＰＮより増加し、これに応じて左側油圧シリンダ１
９ＦＬ、１９ＲＬの圧力室りの圧力が増加する。いま、
油圧シリンダ１９ＦＬ、１９ＲＬはロールにより収縮し
ようとしているが、上述の圧力増加によってその収縮力
に抗するシリンダ推力が発生し、アンチロール効果が発
揮される。しかし、右側圧力制御弁１３ＦＲ，１３ＲＲ
の出力圧Ｐｃは中立圧Ｐ、より低下し、これに伴って右
側油圧シリンダ１９ＦＲ，１９ＲＲのシリンダ圧が低下
する。いま、これらのシリンダ１９ＦＲ，１９ＲＲはロ
ールにより伸長する状態にあるが、シリンダ圧の低下に
よってその伸長力を助長しない推力に制御される。 反対に、直進走行状態から左旋回走行した場合は、車体
は後側からみて右下がりにロールしようとする。しかし
、この場合は、上述とは反対に制御されて、アンチロー
ル効果が得られる。 ところで、車両が旋回状態となったときに、旋回外輪側
の油圧シリンダ１９ＦＬ、１９ＲＬ（又は１９ＦＲ，１
９ＲＲ）に横加速度信号α略こ応じた中立圧ＰＮより高
い同一油圧が供給されると共に、旋回内輪側の油圧シリ
ンダ１９ ＦＲ，’、１９ ＲＲ（又は１９ＦＬ、１９
ＲＬ）も中立圧ＰＮより低い同一油圧が供給されるので
、横加速度αに対する油圧ロールトルク特性は第６図に
示すようになる。すなわち、前左側の油圧ロールトルク
をΔＰ ＦＬ、前右側のそれをΔＰ ＦＲ，後左側のそ
れをΔＰ ＩＩＬＩ後右側のそれを八ＰＩＩ、ｌとする
と、左右の油圧ロールトルクは、横加速度α−〇のとき
の値ΔＰ、を中心として任意の横加速度αに対する増減
方向が反対になる。また、前、後輪側共、横加速度αが
一α。≦α≦α。のときは、最小ロールトルクΔＰＭＩ
Ｎ＋ ΔＰＭＩＮ′から最大ロールトルクΔＰＭＡＸＩ
ΔＰＨ＾Ｘ′まで直線的に変化し、横加速度αが一α
。又はα。を越えて変化するときは、ΔＦ、４１＋１＋
ΔＰＭＩＮ′又はΔＰＭＡＸ 、ΔＰ ＭＡＸ′を保
持する。さらに、前述したように、油圧シリンダ１９Ｆ
Ｌ〜１９ＲＲの内、前輪側、後輪側でその受圧有効面積
Ａ ｔ ＞ Ａ 、としているため、横加速度αを変化
させたときの前輪側の最大ロールトルクΔＰ ＷＡＸは
、後輪側の最大ロールトルクΔＰ ＭＡＸ′に対してΔ
ＰＭＡＸ＞ΔＰ ＭＡＸ′の関係となる。 このため、車両はアンダステア傾向となり、操縦安定性
を確保できるとともに、後輪側に比べて前輪荷重の方が
大きい場合でも、的確なロール抑制がなされる。また、
流体圧供給装置ＦＳで供給する油圧は、後輪側の最大油
圧に合わせればよいので、油圧供給部の消費馬力を低減
でき、省エネルギ化が図られる。さらに、油圧システム
の耐圧性を低くできるため、流体圧供給装置ＦＳ等によ
って代表される油圧ユニットの軽量化が図られる。 さらにまた、シール部のフリクションが低下するため、
油圧シリンダ１９ＦＬ−１９ＲＲの摺動性が良くなり、
乗心地性能が向上する。 この走行状態から車両を停車させて、イグニッションス
イッチをオフ状態とすると、これに応してエンジン２が
停止状態となり、これに応して油圧ポンプ１が停止する
ので、流体圧供給装置ｆ Ｆ Ｓから供給圧は象、激に
大気圧となるが、ライン圧配管５には、逆止弁４及び１
４が介挿されているため、圧力制御弁１３Ｌ、１３Ｒ及
びアキュムレータ３２の圧力が急激に減少することはな
い。しかしながら、イグニッションスイッチがオフ状態
となっても、制御装置３日は、自己保持タイマが作動し
て所定時間電源の投入が継続され、ロール抑制制御が継
続されるので、これによって供給ライン圧Ｐ、が徐々に
消費されて低下する。 その後、供給ライン圧Ｐ、が中立圧ＰＮまで低下すると
、パイロット操作形逆止弁１６が全閉状態となり、各圧
力制御弁１３Ｌ、１３Ｒの戻りポー ト２１ ｏからオ
イルタンク３に至る流路が遮断されて、圧力保持部１１
から右側の油圧制御系が閉回路となって圧力保持状態と
なる。 その後、自己保持タイマの設定時間が経過したときに、
制御信号Ｃ３，がオフ状態となることにより、フェイル
セーフ弁１２が閉状態となり、電磁開閉弁１７は閉状態
を継続する。 また、車両の姿勢制御実行時に、圧力制御弁１３ＦＬ、
１３ＲＲに対する制御系に断線、ショート等の異常状態
が発生したときには、これが異常状態検出器４６で検出
され、その異常状態検出信号ＡＳがオン状態となるので
、これに基づいて制御装置３８から出力される制御信号
Ｃ８１がオフ状態となり、フェイルセーフ弁１２が閉状
態に復帰し、そのＡポート及びＢポートが連通状態とな
って供給ライン圧Ｐ、が低下し、上述したエンジン停止
の場合と略同様の制御態様で、圧力保持部１１による保
持状態に移行し、車高の低下を防止して、フェイルセー
フ機能を発揮することができる。 なお、上記実施例は、前輪側の油圧シリンダの受圧面積
を後輪側のそれに比べて大きく形成した場合を説明した
が、エンジン後ろ置き車両のように後輪側の荷重分担率
が大きいときには、後輪側の受圧面積を大きくしてもよ
い。 また、上記実施例では、ピストン１９ｃの上下面の受圧
面積差によって推力を発生する油圧シリンダを適用した
場合について説明したが、これに限らず通常の単動型油
圧シリンダを適用することもでき、この場合には前輪側
と後輪側とでシリンダチューブの内径を異ならす。 さらに、上記実施例では、車両の横方向の姿勢変化を横
加速度センサ４５で検出する場合について説明したが、
これに限定されるものではなく、操舵角と車速により横
加速度を推定し、この推定値を用いるようにしてもよい
。 またさらに、前記実施例における制御装置３８は、必ず
しもマイクロコンピュータを用いて構成する場合に限定
されることなく、可変利得増幅器又は関数発生器、極性
反転回路等の電子回路を組み合わせて構成してもよい。 なおさらに、上記実施例では、圧力保持部１１内に電磁
開閉弁１７及び絞り１８の並列回路を介挿した場合につ
いて説明したが、これに限定されるものではなく、これ
ら電磁開閉弁１７及び絞り１８を省略し、これらに代え
てフェイルセーフ弁１２と並列に絞りを介挿し、且つフ
ェイルセーフ弁１２をイグニッションスイッチがオン状
態となってから数秒程度の所定時間だけ遅れて開状態に
制御するようにしてもよく、さらには圧力制御弁１３Ｌ
、１３Ｒと油圧シリンダ１９ＦＬ〜１９ＲＲとの間に電
磁開閉弁１７及び絞り１８を設けるようにしてもよい。 また、上記実施例では、各圧力制御弁に対して共通の圧
力保持部１１及びフェイルセーフ弁１２を設けた場合に
ついて説明したが、これに限らず圧力保持部１１及びフ
ェイルセーフ弁１２を個別に設けるようにしてもよい。 さらに、上記実施例においては、油圧ポンプ１の回転駆
動力をエンジン２から得るようにした場合について説明
したが、これに限定されるものではなく、電動モータ等
の回転駆動源を適用し得ることは言うまでもない。 またさらに、上記実施例においては、作動流体として作
動油を適用した場合について説明したが、これに限定さ
れるものではなく、圧縮率の少ない流体であれば任意の
作動流体を適用し得る。 〔発明の効果〕 以上説明してきたように、本発明に係る能動型サスペン
ションによれば、車両の左側及び右側の流体圧シリンダ
を個別に制御する２つの圧力制御弁を設けると共に、各
流圧体シリンダのうち前後の流体圧シリンダの受圧面積
を異なる値に設定するようにしているので、従来例に比
較して圧力制御弁数を半減することができ、この分部品
点数及びコストを低減させることができると共に、例え
ば前輪側圧力制御弁の受圧面積を後輪側のそれよりも大
きくすることにより、前輪側の流体圧ロールトルクを後
輪側よりも大きくとることができ、これによってアンダ
ーステア傾向が得られ、操縦安定性を確保することがで
き、且つ前輪荷重が後輪側よりも大きい場合でも、的確
なロール抑制制御がなされるという効果がある。しかも
、前輪側に対しては受圧面積の差で流体圧ゲインを余計
に稼くことができるから、流体圧供給装置の最大出力圧
は後輪側で必要な最大流体圧ロールトルクに対応した値
に設定でき、これがため、その最大出力圧を下げられる
から、流体圧供給装置における消費馬力が低減し、且つ
、流体圧供給装置がより小さくなり、全体の小形・軽量
化を推進できるという効果がある。
第１図はこの発明の一実施例を示す概略構成図、第２図
は圧力制御弁の励磁電流に対する出力圧を示すグラフ、
第３図は油圧ロールトルクを説明するための前後方向か
らみた車両説明図、第４図は制御装置の一例を示すブロ
ック図、第５図は制御装置において実行される処理手順
の一例を示すフローチャート、第６図は横加速度に対す
る油圧ロールトルクの関係を示すグラフである。 図中、ＦＳは流体圧供給装置、１は油圧ポンプ、１１は
圧力保持部、１２はフェイルセーフ弁、１３Ｌは左側圧
力制御弁、１３Ｒは右側圧力制御弁、１４は逆止弁、１
６はパイロット操作形逆止弁、１７は電磁開閉弁、１９
ＦＬ〜１９ＲＲは油圧シリンダ、４５は横加速度センサ
（横方向姿勢変化検出手段）、３８は制御装置、４１Ｆ
Ｌ〜４１ＲＲは車輪、４２は車輪側部材、４３は車体側
部材、５１はマイクロコンピュータである。
は圧力制御弁の励磁電流に対する出力圧を示すグラフ、
第３図は油圧ロールトルクを説明するための前後方向か
らみた車両説明図、第４図は制御装置の一例を示すブロ
ック図、第５図は制御装置において実行される処理手順
の一例を示すフローチャート、第６図は横加速度に対す
る油圧ロールトルクの関係を示すグラフである。 図中、ＦＳは流体圧供給装置、１は油圧ポンプ、１１は
圧力保持部、１２はフェイルセーフ弁、１３Ｌは左側圧
力制御弁、１３Ｒは右側圧力制御弁、１４は逆止弁、１
６はパイロット操作形逆止弁、１７は電磁開閉弁、１９
ＦＬ〜１９ＲＲは油圧シリンダ、４５は横加速度センサ
（横方向姿勢変化検出手段）、３８は制御装置、４１Ｆ
Ｌ〜４１ＲＲは車輪、４２は車輪側部材、４３は車体側
部材、５１はマイクロコンピュータである。
Claims (1)
- （１）車体及び各車輪間に各々介挿された流体圧シリン
ダと、各流体圧シリンダに所定圧力の作動流体を供給す
る流体圧供給源と、左側前後の流体圧シリンダ及び流体
圧供給源間に介挿された左側圧力制御弁と、右側前後の
流体圧シリンダ及び流体供給源間に介挿された右側圧力
制御弁と、車体の横方向の姿勢変化を検出する横方向姿
勢変化検出手段と、該横方向姿勢変化検出手段の姿勢変
化検出値に基づいて前記左側及び右側圧力制御弁の流体
圧シリンダに対する出力圧を制御する制御手段とを備え
、前記流体圧シリンダの受圧面積を、前輪側と後輪側と
で相異なる値に設定したことを特徴とする能動型サスペ
ンション。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24782390A JPH04126623A (ja) | 1990-09-18 | 1990-09-18 | 能動型サスペンション |
| DE19914131076 DE4131076A1 (de) | 1990-09-18 | 1991-09-18 | Aktive aufhaengung |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24782390A JPH04126623A (ja) | 1990-09-18 | 1990-09-18 | 能動型サスペンション |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH04126623A true JPH04126623A (ja) | 1992-04-27 |
Family
ID=17169197
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP24782390A Pending JPH04126623A (ja) | 1990-09-18 | 1990-09-18 | 能動型サスペンション |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH04126623A (ja) |
| DE (1) | DE4131076A1 (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR20210134067A (ko) * | 2013-03-15 | 2021-11-08 | 클리어모션, 아이엔씨. | 수요 공급식 에너지를 갖는 액티브 현가장치 |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| NL9400843A (nl) * | 1994-05-24 | 1996-01-02 | Tno | Stelsel voor het bepalen van de stabiliteit van een voertuig. |
| US6003880A (en) * | 1998-02-03 | 1999-12-21 | Ford Motor Company | Vehicle active tilt control system with pressure-controlled pump |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5475719A (en) * | 1977-11-25 | 1979-06-16 | Nissan Motor Co Ltd | Hidro-pneumatic suspension |
| JPH01311910A (ja) * | 1988-06-10 | 1989-12-15 | Nissan Motor Co Ltd | 能動型サスペンション |
Family Cites Families (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| GB1244872A (en) * | 1968-08-20 | 1971-09-02 | Rover Co Ltd | Vehicle suspensions |
| JPH0635242B2 (ja) * | 1987-09-04 | 1994-05-11 | 三菱自動車工業株式会社 | 車両用サスペンション装置 |
| JPH082727B2 (ja) * | 1988-01-26 | 1996-01-17 | 日産自動車株式会社 | アクティブサスペンション用油圧回路 |
-
1990
- 1990-09-18 JP JP24782390A patent/JPH04126623A/ja active Pending
-
1991
- 1991-09-18 DE DE19914131076 patent/DE4131076A1/de not_active Ceased
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5475719A (en) * | 1977-11-25 | 1979-06-16 | Nissan Motor Co Ltd | Hidro-pneumatic suspension |
| JPH01311910A (ja) * | 1988-06-10 | 1989-12-15 | Nissan Motor Co Ltd | 能動型サスペンション |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR20210134067A (ko) * | 2013-03-15 | 2021-11-08 | 클리어모션, 아이엔씨. | 수요 공급식 에너지를 갖는 액티브 현가장치 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| DE4131076A1 (de) | 1992-03-19 |
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