JPH0911727A - サスペンション装置 - Google Patents
サスペンション装置Info
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- JPH0911727A JPH0911727A JP16227195A JP16227195A JPH0911727A JP H0911727 A JPH0911727 A JP H0911727A JP 16227195 A JP16227195 A JP 16227195A JP 16227195 A JP16227195 A JP 16227195A JP H0911727 A JPH0911727 A JP H0911727A
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- Japan
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- pressure
- cylinder
- vehicle body
- side member
- pressure accumulator
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Abstract
(57)【要約】
【目的】 過渡的な路面からの振動入力が車体へ伝達す
るのを抑制しながら車体の安定性を確保する。 【構成】 車体側部材７と各車輪側部材との間にそれぞ
れ介装された減衰力を発生するシリンダ１及びコイルス
プリング６と、シリンダ１と連通してガスばねを構成す
る蓄圧器３とを備え、シリンダ１及び蓄圧器３へ作動流
体を給排するスプールバルブ２は、シリンダ１及び蓄圧
器３と連通した圧力調整ポート２３と、圧力調整ポート
２３とタンクまたは加圧流体供給源とを選択的に連通す
るスプール２０と、蓄圧器３と圧力調整ポート２３との
間に介装された絞り２７と、シリンダ１に加わる作動流
体の圧力Ｐａと絞り２７と蓄圧器３との間の圧力Ｐｂの
差圧ΔＰに応じてスプール２０を駆動するパイロット通
路２４、２５を備える。
るのを抑制しながら車体の安定性を確保する。 【構成】 車体側部材７と各車輪側部材との間にそれぞ
れ介装された減衰力を発生するシリンダ１及びコイルス
プリング６と、シリンダ１と連通してガスばねを構成す
る蓄圧器３とを備え、シリンダ１及び蓄圧器３へ作動流
体を給排するスプールバルブ２は、シリンダ１及び蓄圧
器３と連通した圧力調整ポート２３と、圧力調整ポート
２３とタンクまたは加圧流体供給源とを選択的に連通す
るスプール２０と、蓄圧器３と圧力調整ポート２３との
間に介装された絞り２７と、シリンダ１に加わる作動流
体の圧力Ｐａと絞り２７と蓄圧器３との間の圧力Ｐｂの
差圧ΔＰに応じてスプール２０を駆動するパイロット通
路２４、２５を備える。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、車両等に採用されるハ
イドロニューマチックサスペンションの改良改良に関す
るものである。
イドロニューマチックサスペンションの改良改良に関す
るものである。
【０００２】
【従来の技術】従来のサスペンション装置としては、例
えば、特開平６−２０６４１９号公報などが知られてお
り、コントローラは検出した車体の運動状態に応じて、
ハイドロニューマチックサスペンションのガスばねのば
ね定数をアクチュエータを駆動することで変更して、任
意のばね定数を得ようとするものである。
えば、特開平６−２０６４１９号公報などが知られてお
り、コントローラは検出した車体の運動状態に応じて、
ハイドロニューマチックサスペンションのガスばねのば
ね定数をアクチュエータを駆動することで変更して、任
意のばね定数を得ようとするものである。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、このよ
うな従来のサスペンション装置にあっては、コントロー
ラの指令値に応じてガスばねのばね定数を設定してお
り、車両の姿勢変化を抑制するためにばね定数を高く設
定した状態では、路面からの振動入力がばね定数を高く
設定したガスばねを介して車体へ伝達され、乗心地が悪
化するという問題点があった。
うな従来のサスペンション装置にあっては、コントロー
ラの指令値に応じてガスばねのばね定数を設定してお
り、車両の姿勢変化を抑制するためにばね定数を高く設
定した状態では、路面からの振動入力がばね定数を高く
設定したガスばねを介して車体へ伝達され、乗心地が悪
化するという問題点があった。
【０００４】そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなさ
れたもので、ばね定数を高く設定した場合にも乗心地を
確保可能なサスペンション装置を提供することを目的と
する。
れたもので、ばね定数を高く設定した場合にも乗心地を
確保可能なサスペンション装置を提供することを目的と
する。
【０００５】
【課題を解決するための手段】第１の発明は、車体側部
材と各車輪側部材との間にそれぞれ介装されたスプリン
グと、車体側部材と各車輪側部材との間にそれぞれ介装
されて車体側部材と車輪側部材の相対変位に応じて減衰
力を発生するシリンダと、前記シリンダと連通してガス
ばねを構成する蓄圧器と、前記シリンダ及び蓄圧器へ作
動流体を給排する弁手段とを備えたサスペンション装置
において、前記弁手段は、前記シリンダ及び蓄圧器と連
通した圧力調整ポートと、前記圧力調整ポートとタンク
または加圧流体供給源とを選択的に連通する弁体と、前
記蓄圧器と圧力調整ポートとの間に介装された第１の絞
りと、前記シリンダに加わる作動流体の圧力と第１の絞
りと蓄圧器との間の圧力の差を検知するとともに、この
差圧に応じて前記弁体を駆動する差圧応動手段とを備え
る。
材と各車輪側部材との間にそれぞれ介装されたスプリン
グと、車体側部材と各車輪側部材との間にそれぞれ介装
されて車体側部材と車輪側部材の相対変位に応じて減衰
力を発生するシリンダと、前記シリンダと連通してガス
ばねを構成する蓄圧器と、前記シリンダ及び蓄圧器へ作
動流体を給排する弁手段とを備えたサスペンション装置
において、前記弁手段は、前記シリンダ及び蓄圧器と連
通した圧力調整ポートと、前記圧力調整ポートとタンク
または加圧流体供給源とを選択的に連通する弁体と、前
記蓄圧器と圧力調整ポートとの間に介装された第１の絞
りと、前記シリンダに加わる作動流体の圧力と第１の絞
りと蓄圧器との間の圧力の差を検知するとともに、この
差圧に応じて前記弁体を駆動する差圧応動手段とを備え
る。
【０００６】また、第２の発明は、前記第１の発明にお
いて、前記第１の絞りが可変絞りで構成されるととも
に、車両の運動状態に応じてこの第１の絞りを駆動する
制御手段とを備える。
いて、前記第１の絞りが可変絞りで構成されるととも
に、車両の運動状態に応じてこの第１の絞りを駆動する
制御手段とを備える。
【０００７】また、第３の発明は、前記第１または第２
の発明において、前記圧力調整ポートとシリンダとの間
に第２の可変絞りを介装するとともに、車両の運動状態
に応じてこの第２の可変絞りを駆動する制御手段とを備
える。
の発明において、前記圧力調整ポートとシリンダとの間
に第２の可変絞りを介装するとともに、車両の運動状態
に応じてこの第２の可変絞りを駆動する制御手段とを備
える。
【０００８】
【作用】したがって、第１の発明は、シリンダは第１絞
りを介して蓄圧器と連通され、弁体はシリンダに加わる
作動流体の圧力と、第１絞りと蓄圧器との間の圧力の差
に応じて駆動されるため、スプリングのばね定数をＫ、
シリンダと連通した蓄圧器のガスばね定数をＫａ、第１
絞りによる一次遅れの時定数をＴとすると、サスペンシ
ョン装置の全体のばね定数は、Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）
となり、車体側部材と車輪側部材の定常的な相対変位に
対しては全体のばね定数はＫ＋Ｋａとなって、車体のロ
ールまたはピッチ運動を抑制する一方、過渡的な相対変
位に対してはばね定数がＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）である
ため、ばね上（車体側）共振周波数からバネ下（車輪
側）共振周波数の間の振動伝達率を低下させることがで
き、車体の姿勢変化に対しては高いばね定数で、路面か
らの過渡的な振動入力に対しては低いばね定数となる。
りを介して蓄圧器と連通され、弁体はシリンダに加わる
作動流体の圧力と、第１絞りと蓄圧器との間の圧力の差
に応じて駆動されるため、スプリングのばね定数をＫ、
シリンダと連通した蓄圧器のガスばね定数をＫａ、第１
絞りによる一次遅れの時定数をＴとすると、サスペンシ
ョン装置の全体のばね定数は、Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）
となり、車体側部材と車輪側部材の定常的な相対変位に
対しては全体のばね定数はＫ＋Ｋａとなって、車体のロ
ールまたはピッチ運動を抑制する一方、過渡的な相対変
位に対してはばね定数がＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）である
ため、ばね上（車体側）共振周波数からバネ下（車輪
側）共振周波数の間の振動伝達率を低下させることがで
き、車体の姿勢変化に対しては高いばね定数で、路面か
らの過渡的な振動入力に対しては低いばね定数となる。
【０００９】また、第２の発明は、第１の絞りを車両運
動状態に応じて制御される可変絞りとすることで、時定
数Ｔを運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができる。
動状態に応じて制御される可変絞りとすることで、時定
数Ｔを運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができる。
【００１０】また、第３の発明は、圧力調整ポートとシ
リンダとの間に介装した第２の絞りを車両運動状態に応
じて制御される可変絞りとすることで、シリンダの減衰
定数を運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができる。
リンダとの間に介装した第２の絞りを車両運動状態に応
じて制御される可変絞りとすることで、シリンダの減衰
定数を運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができる。
【００１１】
【実施例】以下、本発明の実施例を添付図面に基づいて
説明する。
説明する。
【００１２】図１〜図２は本発明を四輪車に適用した場
合の一実施例を示し、車体側部材７と各車輪側部材（図
示せず）との間には、車体の荷重を支持するコイルスプ
リング６と減衰力を発生するシリンダ１が並列的に配設
されるとともに、各シリンダ１にはガスばねを構成する
蓄圧器３がそれぞれ連通されて、シリンダ１及び蓄圧器
３は弁手段としてのスプールバルブ２を介して加圧流体
源としてのポンプ４から作動流体の供給を受ける。
合の一実施例を示し、車体側部材７と各車輪側部材（図
示せず）との間には、車体の荷重を支持するコイルスプ
リング６と減衰力を発生するシリンダ１が並列的に配設
されるとともに、各シリンダ１にはガスばねを構成する
蓄圧器３がそれぞれ連通されて、シリンダ１及び蓄圧器
３は弁手段としてのスプールバルブ２を介して加圧流体
源としてのポンプ４から作動流体の供給を受ける。
【００１３】シリンダ１には内部の上下の油室１１、１
２を画成するとともに、ロッド１４を介して車体側部材
７に結合されたピストン１０が摺動自由に収装され、ピ
ストン１０には上下の油室１１、１２を連通する油路１
３が形成され、ピストン１０とシリンダ１の相対運動に
よる減衰力が生じる。
２を画成するとともに、ロッド１４を介して車体側部材
７に結合されたピストン１０が摺動自由に収装され、ピ
ストン１０には上下の油室１１、１２を連通する油路１
３が形成され、ピストン１０とシリンダ１の相対運動に
よる減衰力が生じる。
【００１４】車体側部材７と車輪側部材の相対運動に応
じてシリンダ１の内部をピストン１０が相対変位して、
この変位量に応じてシリンダ１の内部へ貫入したロッド
１４の体積に応じてシリンダ１内の容積が変化する。
じてシリンダ１の内部をピストン１０が相対変位して、
この変位量に応じてシリンダ１の内部へ貫入したロッド
１４の体積に応じてシリンダ１内の容積が変化する。
【００１５】シリンダ１の油室１１はピストン１０及び
ロッド１４の内部に形成された油路４０を介して各車輪
毎にそれぞれ配設された蓄圧器３及びスプールバルブ２
と連通する。
ロッド１４の内部に形成された油路４０を介して各車輪
毎にそれぞれ配設された蓄圧器３及びスプールバルブ２
と連通する。
【００１６】蓄圧器３は図２に示すように、ピストン３
０を介して所定の気体を収装したガス室３２と、スプー
ルバルブ２を介してシリンダ１に連通する油室３１が画
成され、ガス室３２は油室３１に供給される作動流体の
圧力に応じて反力を発生するガスばねを構成する。
０を介して所定の気体を収装したガス室３２と、スプー
ルバルブ２を介してシリンダ１に連通する油室３１が画
成され、ガス室３２は油室３１に供給される作動流体の
圧力に応じて反力を発生するガスばねを構成する。
【００１７】スプールバルブ２には、軸方向の変位に応
じて供給圧力を調整する弁体としてのスプール２０が摺
動自由に収装され、このスプール２０に面してポンプ４
と連通するポンプポート２１、リザーバタンク５と連通
するタンクポート２２、シリンダ１及び蓄圧器３への圧
力を選択的に増減する圧力調整ポート２３がそれぞれ開
口する。圧力調整ポート２３はスプール２０の変位に応
じてポンプポート２１またはタンクポート２２と連通す
る。
じて供給圧力を調整する弁体としてのスプール２０が摺
動自由に収装され、このスプール２０に面してポンプ４
と連通するポンプポート２１、リザーバタンク５と連通
するタンクポート２２、シリンダ１及び蓄圧器３への圧
力を選択的に増減する圧力調整ポート２３がそれぞれ開
口する。圧力調整ポート２３はスプール２０の変位に応
じてポンプポート２１またはタンクポート２２と連通す
る。
【００１８】この圧力調整ポート２３は第１の絞りとし
ての絞り２６を介して油路４０と連通するとともに、第
２の絞りとしての絞り２７を介して油路４１と連通し、
さらに圧力調整ポート２３は、スプール２０を図中右方
向へ駆動するパイロット通路２４と連通する。
ての絞り２６を介して油路４０と連通するとともに、第
２の絞りとしての絞り２７を介して油路４１と連通し、
さらに圧力調整ポート２３は、スプール２０を図中右方
向へ駆動するパイロット通路２４と連通する。
【００１９】そして、絞り２７と蓄圧器３との間の油路
４１からは、油室３１の圧力をスプール２０へ導くパイ
ロット通路２５が形成され、スプール２０は蓄圧器３の
油室３１内の圧力に応じて図中左方向へ駆動される。
４１からは、油室３１の圧力をスプール２０へ導くパイ
ロット通路２５が形成され、スプール２０は蓄圧器３の
油室３１内の圧力に応じて図中左方向へ駆動される。
【００２０】スプール２０は、パイロット通路２４、２
５の差圧に応じて軸方向へ変位し、パイロット通路２４
の圧力がパイロット通路２５より高い場合には、圧力調
整ポート２３をタンクポート２２と連通する一方、パイ
ロット通路２５の圧力が高ければ、圧力調整ポート２３
をポンプポート２１と連通するもので、これらパイロッ
ト通路２４、２５が差圧応動手段を構成する。
５の差圧に応じて軸方向へ変位し、パイロット通路２４
の圧力がパイロット通路２５より高い場合には、圧力調
整ポート２３をタンクポート２２と連通する一方、パイ
ロット通路２５の圧力が高ければ、圧力調整ポート２３
をポンプポート２１と連通するもので、これらパイロッ
ト通路２４、２５が差圧応動手段を構成する。
【００２１】以上のように構成され、次に作用について
説明する。
説明する。
【００２２】車輪側部材の変位に応じてシリンダ１内の
圧力が変化すると、この圧力変化は油路４０の絞り２６
を介してパイロット通路２４へ作用すると共に、絞り２
６から油路４１の絞り２７を介して蓄圧器３の油室３１
及びスプール２０のパイロット通路２５へそれぞれ作用
する。
圧力が変化すると、この圧力変化は油路４０の絞り２６
を介してパイロット通路２４へ作用すると共に、絞り２
６から油路４１の絞り２７を介して蓄圧器３の油室３１
及びスプール２０のパイロット通路２５へそれぞれ作用
する。
【００２３】ここで、シリンダ１内の圧力をＰ、シリン
ダ１に出入りする流体の流量をＱ、絞り２６の抵抗をＲ
ａ、絞り２７の抵抗をＲｂ、蓄圧器３に収装された気体
のばね定数をＫａとすると、絞り２６からスプール２０
に作用する圧力Ｐａは、次の（１）式で表される。
ダ１に出入りする流体の流量をＱ、絞り２６の抵抗をＲ
ａ、絞り２７の抵抗をＲｂ、蓄圧器３に収装された気体
のばね定数をＫａとすると、絞り２６からスプール２０
に作用する圧力Ｐａは、次の（１）式で表される。
【００２４】Ｐａ＝Ｐ−Ｒａ×Ｑ …（１） 圧力調整ポート２３を通過する流量をＱｐとすると絞り
２７を通過する流量Ｑｂは、 Ｑｂ＝Ｑ−Ｑｐ となり、パイロット通路２５に作用する圧力Ｐｂは、 Ｐｂ＝Ｐａ−Ｒｂ×Ｑｂ …（２） となり、このパイロット通路２５の圧力Ｐｂは、蓄圧器
３の油室３１内の圧力に等しい。
２７を通過する流量Ｑｂは、 Ｑｂ＝Ｑ−Ｑｐ となり、パイロット通路２５に作用する圧力Ｐｂは、 Ｐｂ＝Ｐａ−Ｒｂ×Ｑｂ …（２） となり、このパイロット通路２５の圧力Ｐｂは、蓄圧器
３の油室３１内の圧力に等しい。
【００２５】蓄圧器３の油室３１の圧力は、蓄圧器３に
出入りした流体により容積が変更されたガス室３２のば
ね反力と釣り合う。蓄圧器３内に出入りする流体の体積
は、ラプラス演算子をｓとすると、流量の積分値である
Ｑｂ／ｓとなる。
出入りした流体により容積が変更されたガス室３２のば
ね反力と釣り合う。蓄圧器３内に出入りする流体の体積
は、ラプラス演算子をｓとすると、流量の積分値である
Ｑｂ／ｓとなる。
【００２６】蓄圧器３のピストン３０の受圧面積をＡａ
とすると、蓄圧器３のガスばねのストロークは、（Ｑｂ
／ｓ）／Ａａ、ガスばねの反力は（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ×
ｋａ、ガスばねの反力に応じた作動流体の圧力は（Ｑｂ
／ｓ）／Ａａ×ｋａ／Ａａとなり、圧力Ｐｂは、 Ｐｂ＝（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ×ｋａ／Ａａ …（３） となる。
とすると、蓄圧器３のガスばねのストロークは、（Ｑｂ
／ｓ）／Ａａ、ガスばねの反力は（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ×
ｋａ、ガスばねの反力に応じた作動流体の圧力は（Ｑｂ
／ｓ）／Ａａ×ｋａ／Ａａとなり、圧力Ｐｂは、 Ｐｂ＝（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ×ｋａ／Ａａ …（３） となる。
【００２７】したがって、パイロット通路２５の流量Ｑ
ｂは、 Ｑｂ＝ｓＰｂ×Ａａ2／ｋａ …（４） となる。
ｂは、 Ｑｂ＝ｓＰｂ×Ａａ2／ｋａ …（４） となる。
【００２８】この（４）式を上記（２）式へ代入する
と、 Ｐｂ＝Ｐａ−Ｒｂ×ｓＰｂ×Ａａ2／ｋａ Ｐｂ｛１＋（Ｒｂ×Ａａ2／ｋａ）ｓ｝＝Ｐａ Ｐｂ（１＋Ｔｓ）＝Ｐａ …（５） ただし、Ｔ＝Ｒｂ×Ａａ2／ｋａ となる。
と、 Ｐｂ＝Ｐａ−Ｒｂ×ｓＰｂ×Ａａ2／ｋａ Ｐｂ｛１＋（Ｒｂ×Ａａ2／ｋａ）ｓ｝＝Ｐａ Ｐｂ（１＋Ｔｓ）＝Ｐａ …（５） ただし、Ｔ＝Ｒｂ×Ａａ2／ｋａ となる。
【００２９】スプール２０は両端に加わる上記（５）式
による圧力差ΔＰに応じて変位し、この圧力差ΔＰは、 ΔＰ＝Ｐa−Ｐb＝Ｐa{１−１／(１＋Ｔｓ)｝ ＝Ｐa{Ｔｓ／(１＋Ｔｓ)}…（６） となる。
による圧力差ΔＰに応じて変位し、この圧力差ΔＰは、 ΔＰ＝Ｐa−Ｐb＝Ｐa{１−１／(１＋Ｔｓ)｝ ＝Ｐa{Ｔｓ／(１＋Ｔｓ)}…（６） となる。
【００３０】シリンダ１の圧力が上昇した場合には、ス
プール２０が移動して圧力調整ポート２３をタンクポー
ト２２に連通させてシリンダ１内の圧力を低減する一
方、シリンダ１内の圧力が低下した場合には、スプール
２０は上記と逆方向へ変位して圧力調整ポート２３をポ
ンプポート２１へ連通して圧力が上昇する。この結果、
上記（６）式の圧力差ΔＰに応じた作動流体が圧力調整
ポート２３から給排される。
プール２０が移動して圧力調整ポート２３をタンクポー
ト２２に連通させてシリンダ１内の圧力を低減する一
方、シリンダ１内の圧力が低下した場合には、スプール
２０は上記と逆方向へ変位して圧力調整ポート２３をポ
ンプポート２１へ連通して圧力が上昇する。この結果、
上記（６）式の圧力差ΔＰに応じた作動流体が圧力調整
ポート２３から給排される。
【００３１】すなわち、シリンダ１内に出入りする作動
流体の流量Ｑの内、上記（６）式に応じた分だけ圧力調
整ポート２３を通過し、その流量Ｑｐは、 Ｑｐ＝Ｔｓ／（１＋Ｔｓ）×Ｑ …（７） となる、したがって、 Ｑｂ＝Ｑ−Ｑｐ＝１／（１＋Ｔｓ）×Ｑ …（８） となり、蓄圧器３に出入りする作動流体の体積Ｑｂ／ｓ
は、 Ｑｂ／ｓ＝１／（１＋Ｔｓ）×Ｑ／ｓ …（９） である。
流体の流量Ｑの内、上記（６）式に応じた分だけ圧力調
整ポート２３を通過し、その流量Ｑｐは、 Ｑｐ＝Ｔｓ／（１＋Ｔｓ）×Ｑ …（７） となる、したがって、 Ｑｂ＝Ｑ−Ｑｐ＝１／（１＋Ｔｓ）×Ｑ …（８） となり、蓄圧器３に出入りする作動流体の体積Ｑｂ／ｓ
は、 Ｑｂ／ｓ＝１／（１＋Ｔｓ）×Ｑ／ｓ …（９） である。
【００３２】上記（３）式は、蓄圧器３のガスばねの反
力を示し、この式より、 Ｐｂ＝（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ×ｋａ／Ａａ ＝（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ2×ｋａ／（１＋Ｔｓ） …（１０） となる。
力を示し、この式より、 Ｐｂ＝（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ×ｋａ／Ａａ ＝（Ｑｂ／ｓ）／Ａａ2×ｋａ／（１＋Ｔｓ） …（１０） となる。
【００３３】ここで、シリンダ１のピストン１０の受圧
面積をＡｓ、シリンダ１のストロークをＸｓとすると、
シリンダ１のストロークに対してシリンダ１内へ出入り
する流体の体積Ｑ／ｓは、 Ｑ／ｓ＝Ａｓ×Ｘｓ …（１１） であり、シリンダ１内の圧力Ｐによる力Ｆは、 Ｆ＝Ｐ×Ａｓ …（１２） である。
面積をＡｓ、シリンダ１のストロークをＸｓとすると、
シリンダ１のストロークに対してシリンダ１内へ出入り
する流体の体積Ｑ／ｓは、 Ｑ／ｓ＝Ａｓ×Ｘｓ …（１１） であり、シリンダ１内の圧力Ｐによる力Ｆは、 Ｆ＝Ｐ×Ａｓ …（１２） である。
【００３４】上記（１）式の両辺に受圧面積Ａｓをかけ
て（５）、（８）式を用いるとともに、（６）式の圧力
差が０となってＰａ＝Ｐｂとなることにより（１０）式
を用い、さらに（１１）式の関係を用いて上記（１２）
式を整理すると、 Ｆ＝Ｐ×Ａｓ＝（Ｐａ＋Ｑ×Ｒａ）×Ａｓ＝｛Ｐｂ＋Ｑ×Ｒａ｝×Ａｓ） ＝{(Ｑ／ｓ）Ａａ2×ｋａ／（１＋Ｔｓ）＋Ｑ×Ｒａ}×Ａｓ ＝{Ａａ2×ｋａ／（１＋Ｔｓ）｝（Ｑ／ｓ）×Ａｓ＋Ｒａ×Ｑ×Ａｓ ＝{Ａａ2×ｋａ／（１＋Ｔｓ）｝×Ａｓ2×Ｘｓ＋Ｒａ×Ａｓ2×ｓＸｓ ＝Ｋａ／（１＋Ｔｓ）×Ｘｓ＋Ｃ×ｓＸｓ …（１３） ただし、Ｋａ＝Ａａ2×ｋａ×Ａｓ2 ；蓄圧器３のガス
ばね定数 Ｃ＝Ｒａ×Ａｓ2 ；シリンダ１の減衰定数 である。
て（５）、（８）式を用いるとともに、（６）式の圧力
差が０となってＰａ＝Ｐｂとなることにより（１０）式
を用い、さらに（１１）式の関係を用いて上記（１２）
式を整理すると、 Ｆ＝Ｐ×Ａｓ＝（Ｐａ＋Ｑ×Ｒａ）×Ａｓ＝｛Ｐｂ＋Ｑ×Ｒａ｝×Ａｓ） ＝{(Ｑ／ｓ）Ａａ2×ｋａ／（１＋Ｔｓ）＋Ｑ×Ｒａ}×Ａｓ ＝{Ａａ2×ｋａ／（１＋Ｔｓ）｝（Ｑ／ｓ）×Ａｓ＋Ｒａ×Ｑ×Ａｓ ＝{Ａａ2×ｋａ／（１＋Ｔｓ）｝×Ａｓ2×Ｘｓ＋Ｒａ×Ａｓ2×ｓＸｓ ＝Ｋａ／（１＋Ｔｓ）×Ｘｓ＋Ｃ×ｓＸｓ …（１３） ただし、Ｋａ＝Ａａ2×ｋａ×Ａｓ2 ；蓄圧器３のガス
ばね定数 Ｃ＝Ｒａ×Ａｓ2 ；シリンダ１の減衰定数 である。
【００３５】すなわち、サスペンションのストロークＸ
ｓに対して蓄圧器３のガスばねのばね定数はＫａ／（１
＋Ｔｓ）となる。
ｓに対して蓄圧器３のガスばねのばね定数はＫａ／（１
＋Ｔｓ）となる。
【００３６】シリンダ１と並列的に介装されたコイルス
プリング６のばね定数をＫとすると、サスペンション装
置のばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）となる。
プリング６のばね定数をＫとすると、サスペンション装
置のばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）となる。
【００３７】このばね特性による路面からの入力が車体
へ伝達される伝達率は、図３に示すようになり、前記従
来例のようなサスペンションのばね特性（ばね定数＝Ｋ
＋Ｋａ）に比して、入力周波数が高くなるに従ってばね
定数が低下し、このためばね上の共振周波数が低下す
る。
へ伝達される伝達率は、図３に示すようになり、前記従
来例のようなサスペンションのばね特性（ばね定数＝Ｋ
＋Ｋａ）に比して、入力周波数が高くなるに従ってばね
定数が低下し、このためばね上の共振周波数が低下す
る。
【００３８】したがって、定常的な慣性力による車体の
姿勢変化に対しては、高いばね定数となって車体の姿勢
変化を抑制する一方、過渡的な路面からの入力に対して
は低いばね定数となってばね下からばね上への振動の伝
達を抑制して良好な乗心地を確保することが可能となる
のである。
姿勢変化に対しては、高いばね定数となって車体の姿勢
変化を抑制する一方、過渡的な路面からの入力に対して
は低いばね定数となってばね下からばね上への振動の伝
達を抑制して良好な乗心地を確保することが可能となる
のである。
【００３９】いま、図４に示すように、車両が旋回して
いる状態では、車体の重心点に旋回中心とは反対側の外
向きの慣性力が作用する。この慣性力によって車体にロ
ールモーメントが作用し、車体外側のサスペンションに
はシリンダ１の収縮方向へ、車体内側のサスペンション
にはシリンダ１の伸長方向への力が作用する。旋回が定
常状態であれば、車体のロール角はサスペンションのロ
ール剛性と慣性力によるロールモーメントが釣り合うロ
ール角φとなっている。
いる状態では、車体の重心点に旋回中心とは反対側の外
向きの慣性力が作用する。この慣性力によって車体にロ
ールモーメントが作用し、車体外側のサスペンションに
はシリンダ１の収縮方向へ、車体内側のサスペンション
にはシリンダ１の伸長方向への力が作用する。旋回が定
常状態であれば、車体のロール角はサスペンションのロ
ール剛性と慣性力によるロールモーメントが釣り合うロ
ール角φとなっている。
【００４０】図４において、車両は図中左側を旋回中心
として旋回をしており、車体の重心点に図中右向きの慣
性力が作用し、この慣性力は旋回の求心加速度をα、車
体の質量をＷとすると、α×Ｗであり、タイヤ接地面か
ら重心点までの高さをＨとすると、車体に働くロールモ
ーメントは、α×Ｗ×Ｈとなる。
として旋回をしており、車体の重心点に図中右向きの慣
性力が作用し、この慣性力は旋回の求心加速度をα、車
体の質量をＷとすると、α×Ｗであり、タイヤ接地面か
ら重心点までの高さをＨとすると、車体に働くロールモ
ーメントは、α×Ｗ×Ｈとなる。
【００４１】ここで、車体のロール角をφ、サスペンシ
ョンのロール剛性をＫｒとすると、ロールモーメントと
車体のロールによるサスペンションのロール剛性の反力
が釣り合う点まで車体はロールし、このロール角は、 Ｋｒ×φ＝α×Ｗ×Ｈ φ＝α×Ｗ×Ｈ／Ｋｒ …（１４） となる。
ョンのロール剛性をＫｒとすると、ロールモーメントと
車体のロールによるサスペンションのロール剛性の反力
が釣り合う点まで車体はロールし、このロール角は、 Ｋｒ×φ＝α×Ｗ×Ｈ φ＝α×Ｗ×Ｈ／Ｋｒ …（１４） となる。
【００４２】サスペンションのロール剛性Ｋｒは図示し
ないスタビライザによるロール剛性ＫｒSTと、サスペン
ションのばね定数ＫSPによるロール剛性ＫｒSP＝ＫSP×
ｔの和となる。
ないスタビライザによるロール剛性ＫｒSTと、サスペン
ションのばね定数ＫSPによるロール剛性ＫｒSP＝ＫSP×
ｔの和となる。
【００４３】Ｋｒ＝ＫｒST＋ＫｒSP ＝ＫｒST＋ＫSP×ｔ …（１５） ただし、ｔはタイヤ接地面の左右方向の距離である。
【００４４】上記（１５）式を（１４）式に代入する
と、 φ＝α×Ｗ×Ｈ／Ｋｒ＝α×Ｗ×Ｈ／（ＫｒST＋ＫSP×ｔ） …（１６） となって、上記（１６）式で示されるロール角φまで車
体はロールする。このサスペンションのばね定数Ｋ
SPは、Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるから、定常旋回中
のばね定数はＫ＋Ｋａとなって、車体のロールを抑制し
て安定した走行を維持することができる。
と、 φ＝α×Ｗ×Ｈ／Ｋｒ＝α×Ｗ×Ｈ／（ＫｒST＋ＫSP×ｔ） …（１６） となって、上記（１６）式で示されるロール角φまで車
体はロールする。このサスペンションのばね定数Ｋ
SPは、Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるから、定常旋回中
のばね定数はＫ＋Ｋａとなって、車体のロールを抑制し
て安定した走行を維持することができる。
【００４５】この状態で突起などを乗り越えると、上記
図３に示したようにサスペンションのばね特性は過渡状
態に移行してばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）とな
り、ばね定数が低下することにより路面から車体への振
動の伝達が抑制されて、良好な乗心地を保持することが
できるのである。
図３に示したようにサスペンションのばね特性は過渡状
態に移行してばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）とな
り、ばね定数が低下することにより路面から車体への振
動の伝達が抑制されて、良好な乗心地を保持することが
できるのである。
【００４６】図５は車両のピッチ方向を示すモデルで、
車両が制動中のピッチ運動を示す。車両が制動している
状態では、車体の重心点より前側のサスペンションには
シリンダ１の収縮方向の力が、重心点より後側のサスペ
ンションにはシリンダ１の伸長方向の力が作用して車体
にピッチ運動が発生する（加速では逆方向のピッチ運動
となる）。
車両が制動中のピッチ運動を示す。車両が制動している
状態では、車体の重心点より前側のサスペンションには
シリンダ１の収縮方向の力が、重心点より後側のサスペ
ンションにはシリンダ１の伸長方向の力が作用して車体
にピッチ運動が発生する（加速では逆方向のピッチ運動
となる）。
【００４７】加速または減速が定常状態であれば、車体
のピッチ角ψはばね定数と慣性力の釣り合うピッチ角と
なって、この慣性力によるピッチモーメントに対抗する
ピッチ剛性Ｋｐは、 Ｋｐ＝ＫSP×ｄ …（１７） である。
のピッチ角ψはばね定数と慣性力の釣り合うピッチ角と
なって、この慣性力によるピッチモーメントに対抗する
ピッチ剛性Ｋｐは、 Ｋｐ＝ＫSP×ｄ …（１７） である。
【００４８】前後方向の加速度をβとすると、慣性力に
よるピッチモーメントはβ×Ｗ×Ｈであるから、車体の
ピッチ角ψは、 ψ＝β×Ｗ×Ｈ／（ＫSP×ｄ） …（１８） となっている。ただし、ｄは前後輪のタイヤ接地面の距
離である。
よるピッチモーメントはβ×Ｗ×Ｈであるから、車体の
ピッチ角ψは、 ψ＝β×Ｗ×Ｈ／（ＫSP×ｄ） …（１８） となっている。ただし、ｄは前後輪のタイヤ接地面の距
離である。
【００４９】このサスペンションのばね定数ＫSPは、Ｋ
＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるから、定常旋回中のばね定
数はＫ＋Ｋａとなって、車体のピッチを抑制して安定し
た走行を維持することができる。
＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるから、定常旋回中のばね定
数はＫ＋Ｋａとなって、車体のピッチを抑制して安定し
た走行を維持することができる。
【００５０】この状態で突起などを乗り越えると、上記
図３に示したようにサスペンションのばね特性は過渡状
態に移行してばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）とな
り、ばね定数が低下することにより路面から車体への振
動の伝達は小さくなって、良好な乗心地を保持すること
ができるのである。
図３に示したようにサスペンションのばね特性は過渡状
態に移行してばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）とな
り、ばね定数が低下することにより路面から車体への振
動の伝達は小さくなって、良好な乗心地を保持すること
ができるのである。
【００５１】図６は第２の実施例を示し、前記第１実施
例の絞り２７をコントローラ８からの指令値に応じて駆
動される可変絞り２７Ａとしたもので、その他の構成は
前記第１実施例と同様である。
例の絞り２７をコントローラ８からの指令値に応じて駆
動される可変絞り２７Ａとしたもので、その他の構成は
前記第１実施例と同様である。
【００５２】コントローラ８は運動状態検出手段９の検
出値に応じて指令値を演算するもので、運動状態検出手
段９は、例えば左右方向加速度センサや前後方向加速度
センサ等で構成される。
出値に応じて指令値を演算するもので、運動状態検出手
段９は、例えば左右方向加速度センサや前後方向加速度
センサ等で構成される。
【００５３】このような構成によるコントローラ８で
は、左右方向加速度センサの検出値に応じて車体のロー
ル方向の運動を抑制するような指令値を演算するととも
に、前後方向加速度センサの検出値に応じて車体のピッ
チ方向の運動を抑制するように指令値を演算する。ある
いは、左右方向加速度センサに代えて操舵角センサと車
速より車体に加わるロールモーメントを演算してから指
令値を得てもよく、また、前後方向加速度センサに代え
てアクセルスイッチ、ブレーキスイッチで前後方向加速
度を検出してから指令値を演算してもよい。
は、左右方向加速度センサの検出値に応じて車体のロー
ル方向の運動を抑制するような指令値を演算するととも
に、前後方向加速度センサの検出値に応じて車体のピッ
チ方向の運動を抑制するように指令値を演算する。ある
いは、左右方向加速度センサに代えて操舵角センサと車
速より車体に加わるロールモーメントを演算してから指
令値を得てもよく、また、前後方向加速度センサに代え
てアクセルスイッチ、ブレーキスイッチで前後方向加速
度を検出してから指令値を演算してもよい。
【００５４】可変絞り２７Ａは、指令値に応じて流路断
面積を変化させるもので、前記第１実施例のサスペンシ
ョンのばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるが、一
次遅れの時定数Ｔは上記（５）式に示したように、Ｔ＝
Ｒｂ×Ａａ2／ｋａであるので、可変絞り２７Ａの流路
断面積を変化させることで抵抗Ｒｂが変化し、時定数Ｔ
をコントローラ８によって任意の値に設定するものであ
る。
面積を変化させるもので、前記第１実施例のサスペンシ
ョンのばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるが、一
次遅れの時定数Ｔは上記（５）式に示したように、Ｔ＝
Ｒｂ×Ａａ2／ｋａであるので、可変絞り２７Ａの流路
断面積を変化させることで抵抗Ｒｂが変化し、時定数Ｔ
をコントローラ８によって任意の値に設定するものであ
る。
【００５５】たとえば、図４に示したように、車両が直
進状態から旋回状態へ遷移した場合、車体にはロールが
発生するが、このロールは旋回状態が定常状態に収束す
るまでは過渡的な運動となる。
進状態から旋回状態へ遷移した場合、車体にはロールが
発生するが、このロールは旋回状態が定常状態に収束す
るまでは過渡的な運動となる。
【００５６】このような過渡的な運動に対しては、サス
ペンションのばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）となっ
ているので、時定数Ｔが大きいと、ばねによる車体のロ
ールを抑制する効果は小さくなって、車体の姿勢は不安
定な状態となっている。
ペンションのばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）となっ
ているので、時定数Ｔが大きいと、ばねによる車体のロ
ールを抑制する効果は小さくなって、車体の姿勢は不安
定な状態となっている。
【００５７】このような過渡状態のときには、可変絞り
２７Ａの流路断面積を大きくすることによって時定数Ｔ
は小さくなり、ばねによる車体の運動を抑制する効果が
大きくなり、車両の安定性を向上させることができる。
２７Ａの流路断面積を大きくすることによって時定数Ｔ
は小さくなり、ばねによる車体の運動を抑制する効果が
大きくなり、車両の安定性を向上させることができる。
【００５８】一方、車両の運動状態が定常状態となった
後には、可変絞り２７Ａの流路断面積を小さくすること
により、時定数Ｔを大きく設定し、路面からの過渡的な
入力に対するばね定数が小さくなるため、良好な乗心地
を確保することができ、車両の安定性と乗心地の確保を
両立できるのである。
後には、可変絞り２７Ａの流路断面積を小さくすること
により、時定数Ｔを大きく設定し、路面からの過渡的な
入力に対するばね定数が小さくなるため、良好な乗心地
を確保することができ、車両の安定性と乗心地の確保を
両立できるのである。
【００５９】図７は第３の実施例を示し、前記第１実施
例の絞り２６を前記第２実施例と同様のコントローラ８
からの指令値に応じて駆動される可変絞り２６Ａとした
もので、油路４０の流路断面積を可変としたものであ
り、その他の構成は前記第１実施例と同様である。
例の絞り２６を前記第２実施例と同様のコントローラ８
からの指令値に応じて駆動される可変絞り２６Ａとした
もので、油路４０の流路断面積を可変としたものであ
り、その他の構成は前記第１実施例と同様である。
【００６０】この場合も、サスペンションのストローク
に対するばね定数は、上記実施例と同様に、 Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ） となるが、可変絞り２６Ａの流路断面積がコントローラ
８からの指令に応じて変化するため、可変絞り２６Ａの
流路抵抗Ｒａが変化して、上記（１３）式における右辺
の第２項のＣ、すなわち、サスペンションの減衰定数が
コントローラ８の指令に応じて変化する。
に対するばね定数は、上記実施例と同様に、 Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ） となるが、可変絞り２６Ａの流路断面積がコントローラ
８からの指令に応じて変化するため、可変絞り２６Ａの
流路抵抗Ｒａが変化して、上記（１３）式における右辺
の第２項のＣ、すなわち、サスペンションの減衰定数が
コントローラ８の指令に応じて変化する。
【００６１】コントローラ８からの指令値は、前記第２
実施例と同様にして、運動状態検出手段９の検出値に応
じて設定され、上記した特願平７−５１４８７、５１４
８８、５１４８９号のように車両の運動状態に応じた減
衰定数Ｃとなるように可変絞り２６Ａを駆動するもので
ある。
実施例と同様にして、運動状態検出手段９の検出値に応
じて設定され、上記した特願平７−５１４８７、５１４
８８、５１４８９号のように車両の運動状態に応じた減
衰定数Ｃとなるように可変絞り２６Ａを駆動するもので
ある。
【００６２】たとえば、図４に示すように、車両が直進
状態から旋回状態へ遷移した場合、車体にはロールが発
生するが、このロールは旋回状態が定常状態に収束する
までは過渡的な運動となる。
状態から旋回状態へ遷移した場合、車体にはロールが発
生するが、このロールは旋回状態が定常状態に収束する
までは過渡的な運動となる。
【００６３】このような過渡的な運動に対しては、サス
ペンションのばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）となっ
ているので、時定数Ｔが大きいと、ばねによる車体のロ
ールを抑制する効果は小さくなって、車体の姿勢は不安
定な状態となっている。
ペンションのばね定数はＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）となっ
ているので、時定数Ｔが大きいと、ばねによる車体のロ
ールを抑制する効果は小さくなって、車体の姿勢は不安
定な状態となっている。
【００６４】このような過渡状態のときには、可変絞り
２６Ａの流路断面積を小さくすることによって時定数Ｔ
は小さくなり、ばねによる車体の運動を抑制する効果が
大きくなり、車両の安定性を向上させることができる。
２６Ａの流路断面積を小さくすることによって時定数Ｔ
は小さくなり、ばねによる車体の運動を抑制する効果が
大きくなり、車両の安定性を向上させることができる。
【００６５】一方、車両の運動状態が定常状態となった
後には、可変絞り２６Ａの流路断面積を小さくすること
により、時定数Ｔを大きく設定し、路面からの過渡的な
入力に対するばね定数が小さくなるため、良好な乗心地
を確保することができ、車両の安定性と乗心地の確保を
両立できるのである。
後には、可変絞り２６Ａの流路断面積を小さくすること
により、時定数Ｔを大きく設定し、路面からの過渡的な
入力に対するばね定数が小さくなるため、良好な乗心地
を確保することができ、車両の安定性と乗心地の確保を
両立できるのである。
【００６６】
【発明の効果】以上説明したように第１の発明は、シリ
ンダは第１絞りを介して蓄圧器と連通され、弁体はシリ
ンダに加わる作動流体の圧力と、第１絞りと蓄圧器との
間の圧力の差に応じて駆動されるため、サスペンション
装置の全体のばね定数は、Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）とな
り、車体側部材と車輪側部材の定常的な相対変位に対し
ては全体のばね定数はＫ＋Ｋａとなって、車体のロール
またはピッチ運動を抑制する一方、過渡的な相対変位に
対してはばね定数がＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるた
め、ばね上（車体側）共振周波数からバネ下（車輪側）
共振周波数の間の振動伝達率を低下させることができ、
車体の姿勢変化に対しては高いばね定数で、路面からの
過渡的な振動入力に対しては低いばね定数となり、過渡
的な路面からの振動入力が車体へ伝達するのを抑制して
乗心地を確保しながらも、定常状態においては車体の安
定性を確保することが可能となる。
ンダは第１絞りを介して蓄圧器と連通され、弁体はシリ
ンダに加わる作動流体の圧力と、第１絞りと蓄圧器との
間の圧力の差に応じて駆動されるため、サスペンション
装置の全体のばね定数は、Ｋ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）とな
り、車体側部材と車輪側部材の定常的な相対変位に対し
ては全体のばね定数はＫ＋Ｋａとなって、車体のロール
またはピッチ運動を抑制する一方、過渡的な相対変位に
対してはばね定数がＫ＋Ｋａ／（１＋Ｔｓ）であるた
め、ばね上（車体側）共振周波数からバネ下（車輪側）
共振周波数の間の振動伝達率を低下させることができ、
車体の姿勢変化に対しては高いばね定数で、路面からの
過渡的な振動入力に対しては低いばね定数となり、過渡
的な路面からの振動入力が車体へ伝達するのを抑制して
乗心地を確保しながらも、定常状態においては車体の安
定性を確保することが可能となる。
【００６７】また、第２の発明は、第１の絞りを車両運
動状態に応じて制御される可変絞りとすることで、時定
数Ｔを運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができ、過渡的な
路面からの振動入力が車体へ伝達するのを抑制して乗心
地を確保しながらも、定常状態においては車体の安定性
を確保することが可能となる。
動状態に応じて制御される可変絞りとすることで、時定
数Ｔを運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができ、過渡的な
路面からの振動入力が車体へ伝達するのを抑制して乗心
地を確保しながらも、定常状態においては車体の安定性
を確保することが可能となる。
【００６８】また、第３の発明は、圧力調整ポートとシ
リンダとの間に介装した第２の絞りを車両運動状態に応
じて制御される可変絞りとすることで、シリンダの減衰
定数を運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができ、乗心地を
確保しながら車体の安定性を向上することが可能とな
る。
リンダとの間に介装した第２の絞りを車両運動状態に応
じて制御される可変絞りとすることで、シリンダの減衰
定数を運動状態に応じて変更することができ、車両の運
動が定常状態から他の定常状態へ遷移する過渡状態にあ
る間の車体の姿勢変化を抑制することができ、乗心地を
確保しながら車体の安定性を向上することが可能とな
る。
【図１】本発明の一実施例を示すサスペンション装置の
概略構成図。
概略構成図。
【図２】同じくサスペンション装置の一輪を示す概略構
成図。
成図。
【図３】入力周波数と振動伝達率の関係を示し、実線は
定常状態を、破線は過渡状態をそれぞれ示すグラフ。
定常状態を、破線は過渡状態をそれぞれ示すグラフ。
【図４】ロール方向における車両モデル。
【図５】ピッチ方向における車両モデル。
【図６】第２の実施例を示すスプールバルブの概略構成
図。
図。
【図７】第３の実施例を示すスプールバルブの概略構成
図。
図。
１ シリンダ ２ スプールバルブ ３ 蓄圧器 ４ ポンプ ５ リザーバタンク ６ コイルスプリング ７ 車体側部材 ８ コントローラ ９ 運動状態検出手段 １０ ピストン ２０ スプール ２１ ポンプポート ２２ タンクポート ２３ 圧力調整ポート ２４、２５ パイロット通路 ２６、２７ 絞り ３０ ピストン ３１ 油室 ３２ ガス室
Claims (3)
- 【請求項１】 車体側部材と各車輪側部材との間にそれ
ぞれ介装されたスプリングと、車体側部材と各車輪側部
材との間にそれぞれ介装されて車体側部材と車輪側部材
の相対変位に応じて減衰力を発生するシリンダと、前記
シリンダと連通してガスばねを構成する蓄圧器と、前記
シリンダ及び蓄圧器へ作動流体を給排する弁手段とを備
えたサスペンション装置において、前記弁手段は、前記
シリンダ及び蓄圧器と連通した圧力調整ポートと、前記
圧力調整ポートとタンクまたは加圧流体供給源とを選択
的に連通する弁体と、前記蓄圧器と圧力調整ポートとの
間に介装された第１の絞りと、前記シリンダに加わる作
動流体の圧力と第１の絞りと蓄圧器との間の圧力の差を
検知するとともに、この差圧に応じて前記弁体を駆動す
る差圧応動手段とを備えたことを特徴とするサスペンシ
ョン装置。 - 【請求項２】 前記第１の絞りが可変絞りで構成される
とともに、車両の運動状態に応じてこの第１の絞りを駆
動する制御手段とを備えたことを特徴とする請求項１に
記載のサスペンション装置。 - 【請求項３】 前記圧力調整ポートとシリンダとの間に
第２の可変絞りを介装するとともに、車両の運動状態に
応じてこの第２の可変絞りを駆動する制御手段とを備え
たことを特徴とする請求項１または請求項２に記載のサ
スペンション装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP16227195A JPH0911727A (ja) | 1995-06-28 | 1995-06-28 | サスペンション装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP16227195A JPH0911727A (ja) | 1995-06-28 | 1995-06-28 | サスペンション装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0911727A true JPH0911727A (ja) | 1997-01-14 |
Family
ID=15751296
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP16227195A Pending JPH0911727A (ja) | 1995-06-28 | 1995-06-28 | サスペンション装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0911727A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002318527A (ja) * | 2001-04-23 | 2002-10-31 | Honda Motor Co Ltd | 模擬運転装置 |
| CN100337051C (zh) * | 2003-04-09 | 2007-09-12 | 丰田自动车株式会社 | 流体压力控制回路 |
-
1995
- 1995-06-28 JP JP16227195A patent/JPH0911727A/ja active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002318527A (ja) * | 2001-04-23 | 2002-10-31 | Honda Motor Co Ltd | 模擬運転装置 |
| CN100337051C (zh) * | 2003-04-09 | 2007-09-12 | 丰田自动车株式会社 | 流体压力控制回路 |
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