(57)【要約】【課題】コストの増大を抑制したシンプルな構造でシミーを効果的に低減する。【解決手段】ステアリングホイール５に入力される振動に対してフロントサスペンションが共振しないようにスタビライザ８の捩り剛性Ｋｆを変更する、つまりステアリングホイール５に入力される振動に応じてスタビライザ８の捩り剛性Ｋｆを変更する。また、ステアリングホイール５に入力される速度振幅Ａが所定値Ａｓ以上のときだけ（ステップＳ５の判定が“Yes”）、スタビライザ８の捩り剛性Ｋｆの変更を実行すると共に、車速Ｖがその変化点車速Ｖｃ未満となるときに（ステップＳ７の判定が“Yes”）、スタビライザ８の捩り剛性をＫｆ＝１に変更する。【選択図】図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
操舵輪サスペンションに設けられ捩り剛性を変更可能なスタビライザを備え、
操舵系統に入力される振動に対して前記操舵輪サスペンションが共振しないように、前記スタビライザの捩り剛性を変更することを特徴とする車両用サスペンション装置。
【請求項２】
操舵輪サスペンションに設けられ捩り剛性を変更可能なスタビライザと、該スタビライザの捩り剛性を変更する制御手段とを備え、
前記制御手段は、操舵系統に入力される振動に応じて前記スタビライザの捩り剛性を変更することを特徴とする車両用サスペンション装置。
【請求項３】
前記制御手段は、操舵系統に入力される振動振幅が所定値より大きいときに、前記スタビライザの捩り剛性の変更を実行することを特徴とする請求項２に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項４】
前記制御手段は、前記スタビライザの捩り剛性が所定の通常値よりも高くなるときに、操舵系統に入力される振動振幅が小さくなる車速領域を推定し、車速が当該車速領域と重なるときに、前記スタビライザの捩り剛性を前記通常値よりも高めることを特徴とする請求項２又は３に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項５】
前記制御手段は、前記スタビライザの捩り剛性を変更してからの、操舵系統に入力される振動振幅の変化に応じて、前記車速領域を修正することを特徴とする請求項４に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項６】
前記制御手段は、前記スタビライザの捩り剛性を前記通常値よりも高めているときに、操舵系統に入力される振動振幅に基づいて左右輪の何れか一方が凹凸路面を通過していると判断したら、所定時間だけ当該スタビライザの捩り剛性を低めることを特徴とする請求項４又は５に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項７】
非操舵輪サスペンションに設けられ捩り剛性を変更可能なスタビライザを備え、
前記制御手段は、前記操舵輪サスペンション側の捩り剛性を変更する際、車両全体のロール剛性が一定に維持されるように、前記非操舵輪サスペンション側の捩り剛性も変更することを特徴とする請求項２〜６の何れか一項に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項８】
前記制御手段は、操舵輪が非操舵輪よりもグリップ限界に近いときには、前記非操舵輪サスペンション側の捩り剛性を前記操舵輪サスペンション側の捩り剛性よりも高め、非操舵輪が操舵輪よりもグリップ限界に近いときには、前記操舵輪サスペンション側の捩り剛性を前記非操舵輪サスペンション側の捩り剛性よりも高めることを特徴とする請求項７に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項９】
前記制御手段は、操舵系統に入力される振動振幅を、操舵角に基づいて検出することを特徴とする請求項３〜８の何れか一項に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１０】
前記制御手段は、操舵系統に入力される振動振幅を、車両の旋回状態に基づいて推定することを特徴とする請求項３〜９の何れか一項に記載の車両用サスペンション装置。
【請求項１１】
前記制御手段は、操舵系統に入力される振動振幅を、旋回内輪と旋回外輪の回転速度差に基づいて推定することを特徴とする請求項３〜１０の何れか一項に記載の車両用サスペンション装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用サスペンション装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、サスペンションアームのブッシュを、内側ブッシュ及び外側ブッシュの２重構造とし、外側ブッシュには、ハーシュネスに対して有効な振動遮断効果を得るために、軸方向に貫通する一対のスリットを形成し、内側ブッシュには、シミーに対して有効な振動減衰効果を得るために、非圧縮性流体が封入された一対の流体室を形成することを提案したものがあった（特許文献１参照）。
【特許文献１】特開平８−７２５１８号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、上記特許文献１に記載された従来例にあっては、シミーに対して有効な振動減衰効果を得るためには、流体室の形状や配置など、厳密なチューニングが必要となるので、その製造は容易ではなく、コストの増大が懸念される。
そこで、本発明は上記の問題に着目してなされたものであり、コストの増大を抑制したシンプルな構造でシミーを効果的に低減することのできる車両用サスペンション装置の提供を課題としている。
【課題を解決するための手段】
【０００４】
上記の課題を解決するために、本発明に係る車両用サスペンション装置は、操舵輪サスペンションに設けられ捩り剛性を変更可能なスタビライザを備え、操舵系統に入力される振動に対して操舵輪サスペンションが共振しないように、スタビライザの捩り剛性を変更することを特徴とする。すなわち、操舵系統に入力される振動に応じてスタビライザの捩り剛性を変更することを特徴とする。
【発明の効果】
【０００５】
シミーとは、操舵輪の不均一性やアンバランス等に起因した左右輪の逆位相の振動が、サスペンションの共振によって増幅されて操舵系統に入力される回転方向の振動現象である。
本発明に係る車両用サスペンション装置によれば、操舵系統に入力される振動に対して操舵輪サスペンションが共振しないようにスタビライザの捩り剛性を変更する、つまり操舵系統に入力される振動に応じてスタビライザの捩り剛性を変更することで、操舵輪サスペンションの固有振動数を変更することができるので、共振作用による振動増幅が抑制され、シミーを効果的に低減することができる。しかも、公知の捩り剛性可変式スタビライザを採用したシンプルな構造で、上記の効果を得ることができるので、コストの増大を抑制することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００６】
以下、本発明を実施するための最良の形態を図面に基づいて説明する。
図１は、本発明の概略構成図である。前輪１ＦＬ・１ＦＲのアクスルは、タイロッド２、ラック＆ピニオン３、ステアリングシャフト４を順に介してステアリングホイール５に連結されており、ステアリングホイール５の回転運動が、ラック＆ピニオン３によってタイロッド２の左右の直線運動に変換されることにより、前輪１ＦＬ・１ＦＲがキングピン軸を中心に転舵される。
【０００７】
また、前輪１ＦＬ・１ＦＲのアクスルは、ロアアーム６と、ストラット式ショックアブソーバ（以下、ストラットと称す）７とを介して車体に連結されており、これらロアアーム６の揺動とストラット７の伸縮とによって、前輪１ＦＬ・１ＦＲが上下にストロークする。また、左右のロアアーム６は、捩り剛性を変更可能なスタビライザ８によって連結されており、その捩り反力によって、前輪１ＦＬ・１ＦＲの逆位相のストロークが抑制される。
【０００８】
ここで、スタビライザ８は、例えば電動モータの回転に応じて左右のトーションバーを互いに逆方向に回転させるアクチュエータ９を備えており、このアクチュエータ９に内蔵された電動モータのトルクを制御することで、その捩り剛性を変更することができる。このアクチュエータ９を駆動制御するのはコントローラ１０であり、コントローラ１０は、図２の駆動制御処理を実行することにより、スタビライザ８の捩り剛性を制御する。
【０００９】
なお、コントローラ１０には、舵角センサ１１で検出した操舵角と、車速センサ１２で検出した車速とが入力される。
次に、コントローラ６で所定時間（例えば１０msec）毎にタイマ割込みとして実行される駆動制御処理を、図２のフローチャートに基づいて説明する。なお、以下の説明で、添え字の（ｎ）は最新の演算値、（ｎ−ｉ）はｉ回前の演算値である。
【００１０】
先ずステップＳ１では、車速Ｖ(n)が所定値Ｖｓ以上であるか否かを判定する。この所定値Ｖｓは、低速シミーの発生領域と区別するための値であり、例えば６０［ｋｍ／ｈ］程度に設定する。ここで、判定結果が『Ｖ(n)≧Ｖｓ』であるときには、高速シミーの発生領域であると判断して後述するステップＳ５に移行する。一方、判定結果が『Ｖ(n)＜Ｖｓ』であるときには、高速シミーの発生領域ではないと判断してステップＳ２に移行する。
【００１１】
ステップＳ２では、前回の車速Ｖ(n-1)が所定値Ｖｓ以上であったか否かを判定する。ここで、判定結果が『Ｖ(n-1)≧Ｖｓ』であるときには、前回まで高速シミーの発生領域にあったと判断してステップＳ３に移行する。一方、判定結果が『Ｖ(n-1)＜Ｖｓ』であるときには、元々、高速シミーの発生領域にはないと判断してステップＳ４に移行する。
ステップＳ３では、前回の変化点車速Ｖｃ(n-1)に所定値α（例えば１０［ｋｍ／ｈ］程度）を加算して、最新の変化点車速Ｖｃ(n)を算出する。
【００１２】
ここで、変化点車速Ｖｃについて説明する。左右輪の回転バランスに応じた起振力の周波数と、ステアリングホイール５に入力される振動における起振力から速度振幅Ａへのゲインとの関係は、図３に示すように、スタビライザ８の捩り剛性Ｋｆを、所定の通常値（“０”で表記）にする場合と、この通常値よりも高い値（“１”で表記）にする場合とで異なり、実線図示したＫｆ＝０の特性線と、点線図示したＫｆ＝１の特性線とは、ある周波数を境に交差する。すなわち、その交点よりも周波数が低いときには、捩り剛性をＫｆ＝１にする方がゲインを小さくすることができ、逆に交点よりも周波数が高いときには、捩り剛性をＫｆ＝０にする方がゲインを小さくすることができる。これは、スタビライザ８の捩り剛性Ｋｆを変更するとことで、フロントサスペンションの固有振動数が変化し、左右輪の逆位相の振動が増幅されることを抑制しているからである。
【００１３】
上記の変化点車速Ｖｃは、捩り剛性がＫｆ＝０のときと、Ｋｆ＝１のときとで、周波数に対して得られるゲインの大小関係が逆転するときの車速Ｖのことであり、フロントサスペンションに作用する横加速度などの諸要素によって変動する推定値である。その初期値は、例えば２００［ｋｍ／ｈ］程度に設定されるが、このステップＳ３の処理で所定値αを加算するのは、後述するステップＳ１１の処理により、ノイズ等の影響を受けて必要以上に小さな値になることを防止するためである。
【００１４】
続くステップＳ４では、アクチュエータ９を駆動制御し、スタビライザ８の捩り剛性を所定の通常値（Ｋｆ＝０）にしてから所定のメインプログラムに復帰する。
一方、ステップＳ５では、ステアリングホイール５に入力される振動の速度振幅Ａ(n)を操舵角に基づいて算出し、この速度振幅Ａ(n)が所定値Ａｓ以上であるか否かを判定する。この所定値Ａｓは、左右輪の回転バランスが逆位相となり振動が増幅されるときの最大速度振幅をＡMAXとすると、その１／２程度に設定する。ここで、判定結果が『Ａ(n)＜Ａｓ』であるときには、前記ステップＳ４に移行する。一方、判定結果が『Ａ(n)≧Ａｓ』であるときには、ステップＳ６に移行する。
【００１５】
ステップＳ６では、前回の捩り剛性がＫｆ(n-1)＝０で、且つ前回よりも速度振幅Ａが増加しているか（Ａ(n)−Ａ(n-1)＞０）否かを判定する。この判定結果が『Ｋｆ(n-1)＝１、又はＡ(n)−Ａ(n-1)≦０』であるときには、後述するステップＳ１２に移行する。一方、判定結果が『Ｋｆ(n-1)＝０、且つＡ(n)−Ａ(n-1)＞０』であるときには、ステップＳ７に移行する。
【００１６】
ステップＳ７では、車速Ｖ(n)が変化点車速Ｖｃ(n-1)より小さいか否かを判定する。なお、前述したように変化点車速Ｖｃの初期値は、例えば２００［ｋｍ／ｈ］程度である。この判定結果が『Ｖ(n)≧Ｖｃ(n-1)』であるときには、後述するステップＳ１２に移行する。一方、判定結果が『Ｖ(n)＜Ｖｃ(n-1)』であるときには、ステップＳ８に移行する。
ステップＳ８では、前回までの捩り剛性が３回連続でＫｆ＝１に設定されていなかったかを判定する。この判定結果が『Ｋｆ(n-3)＝１、且つＫｆ(n-2)＝１、且つＫｆ(n-1)＝１』であるときには、一度、捩り剛性をＫｆ＝０に戻すために、前記ステップＳ４に移行する。一方、判定結果が『Ｋｆ(n-3)＝０、又はＫｆ(n-2)＝０、又はＫｆ(n-1)＝０』であるときには、ステップＳ９に移行する。
【００１７】
ステップＳ９では、アクチュエータ９を駆動制御し、スタビライザ８の捩り剛性を通常値よりも高い値（Ｋｆ＝０）にする。
続くステップＳ１０では、前回までの捩り剛性がＫｆ(n-3)＝１、Ｋｆ(n-2)＝０、Ｋｆ(n-1)＝１と順に変化し、且つ前回の速度振幅Ａ(n-1)が前々回の速度振幅Ａ(n-2)よりも減少しているか（Ａ(n-2)−Ａ(n-1)＞０）否かを判定する。この判定結果が『Ｋｆ(n-3)＝１、Ｋｆ(n-2)＝０、Ｋｆ(n-1)＝１、且つＡ(n-2)−Ａ(n-1)＞０』であるときには、前々回の車速Ｖ(n-2)が変化点車速Ｖｃの近似値であると判断してステップＳ１１に移行する。一方、判定結果が『Ｋｆ(n-3)＝０、又はＫｆ(n-2)＝１、又はＫｆ(n-1)＝０、又はＡ(n-2)−Ａ(n-1)≦０』であるときには、そのまま所定のメインプログラムに復帰する。
【００１８】
ステップＳ１１では、前々回の変化点車速Ｖｃ(n-2)を、最新の変化点車速Ｖｃ(n)として更新してから所定のメインプログラムに復帰する。
一方、ステップＳ１２では、前回までの捩り剛性が３回連続でＫｆ＝０に設定されていなかったかを判定する。この判定結果が『Ｋｆ(n-3)＝０、且つＫｆ(n-2)＝０、且つＫｆ(n-1)＝０』であるときには、一度、捩り剛性をＫｆ＝１にするために、前記ステップＳ９に移行する。一方、判定結果が『Ｋｆ(n-3)＝１、又はＫｆ(n-2)＝１、又はＫｆ(n-1)＝１』であるときには、前記ステップＳ４に移行する。
以上より、前輪１ＦＬ・１ＦＲが「操舵輪」に対応し、スタビライザ８及びアクチュエータ９が「スタビライザ」に対応し、コントローラ１０で実行される図２の駆動制御処理が「制御手段」に対応している。
【００１９】
次に、上記実施形態の動作や作用効果について説明する。
シミーとは、操舵輪の不均一性やアンバランス等に起因した左右輪の逆位相の振動が、サスペンションの共振によって増幅されてステアリング系に入力される回転方向の振動現象である。
そこで、本実施形態では、ステアリングホイール５に入力される振動に対してフロントサスペンションが共振しないようにスタビライザ８の捩り剛性Ｋｆを変更する、つまりステアリングホイール５に入力される振動に応じてスタビライザ８の捩り剛性Ｋｆを変更する。
【００２０】
これにより、フロントサスペンションの固有振動数を変更することができるので、共振作用による振動増幅が抑制され、シミーを効果的に低減することができる。しかも、公知の捩り剛性可変式スタビライザを採用したシンプルな構造で、上記の効果を得ることができるので、従来技術のように、厳密なチューニングを要する複雑なサスペンションブッシュを採用するよりも、コストの増大を抑制することができる。
【００２１】
また、シミーを低減する一般的な対策として、サスペンションブッシュの剛性を高くすることが広く受け入れられているが、これは乗り心地の低下を招いてしまう。その点、スタビライザ８は、左右輪の逆位相のストロークだけに対して反力を発するので、サスペンションブッシュの剛性を高くする場合とは異なり、左右輪が同位相でストロークするようなシーンで乗り心地が低下することはなく、しかも左右輪の逆位相の振動そのものを抑制する効果も期待できる。
【００２２】
ところで、一定の車速Ｖで定常的な円旋回をしている場合、速度振幅Ａは、図４（ａ）に示すような波形となり、左右輪の回転バランスが逆位相となるときに、振動が増幅されて最大速度振幅ＡMAXとなり、左右輪の回転バランスが同位相となるときに、振動が打ち消される。
したがって、ステアリングホイール５に入力される速度振幅Ａが所定値Ａｓ以上のときだけ（ステップＳ５の判定が“Yes”）、スタビライザ８の捩り剛性Ｋｆの変更を実行する。すなわち、図４（ｂ）に示すように、Ａ≧Ａｓとなるときが捩り剛性Ｋｆを変更する制御区間であり、Ａ＜Ａｓとなるときは捩り剛性Ｋｆを変更しない、つまり捩り剛性をＫｆ＝０の状態に維持する非制御区間となる。
【００２３】
これにより、不必要に捩り剛性Ｋｆを変更することを避け、消費電力を最小限に抑制することができる。なお、図４（ａ）において、破線で示した波形は、捩り剛性Ｋｆの制御によって速度振幅Ａが抑制されている様子を示している。
また、車両が加速してゆくときの捩り剛性Ｋｆの推移を図５に示すように、変化点車速Ｖｃを推定し、車速Ｖがその変化点車速Ｖｃ未満となるときに（ステップＳ７の判定が“Yes”）、スタビライザ８の捩り剛性をＫｆ＝１に変更する。これにより、起振力から速度振幅Ａへのゲインを確実に小さくすることができるので、シミーを効果的に低減することができる。
【００２４】
このとき、捩り剛性Ｋｆを３回連続で同じ値に設定したら（ステップＳ８又はＳ１２の判定が“No”）、一度、捩り剛性Ｋｆをゲインが大きくなる方の値に変更しているが、これは変動する変化点車速Ｖｃを正確に推定するためである。すなわち、一度、捩り剛性Ｋｆをゲインが大きくなる方の値に変更し、その後の速度振幅Ａの変化を観察することで、既に推定されている変化点車速Ｖｃの精度を把握し、適宜修正することができるからである（ステップＳ１０、Ｓ１１）。したがって、変動する変化点車速Ｖｃを正確に推定し、より効果的にシミーを低減することができる。なお、捩り剛性Ｋｆを試験的にゲインが大きくなる方の値に設定している時間は、フロントサスペンションの共振によって速度振幅Ａが増加するよりも短い時間とすることで、速度振幅Ａを増加させることはない。
【００２５】
また、ステアリングホイール５に入力される振動の速度振幅Ａを、操舵角に基づいて検出しているので、これを容易に検出することができる。
ところで、図６（ａ）に示すように、スタビライザ８の捩り剛性をＫｆ＝１に設定している状態で、片輪がマンホール等の凹凸部を通過すると、乗り心地が低下すると考えられる。そこで、図６（ｂ）に示すように、ステアリングホイール５に入力される速度振幅Ａが所定値Ａｈ（例えばＡMAXの２倍程度）を超えるようなときには、片輪が凹凸路面を通過していることでキックバックが生じていると判断し、所定時間だけスタビライザ８の捩り剛性をＫｆ＝０の状態に戻せばよい。これにより、片輪が凹凸路面を通過するときのロール方向の姿勢変化を抑制し、乗り心地の低下を防ぐことができる。
【００２６】
また、フロントサスペンションのみならず、リアサスペンションにも捩り剛性Ｋｒを変更可能なスタビライザを設けた場合、フロントサスペンションの捩り剛性Ｋｆを変更する際に、図７に示すように、（Ｋｆ＋Ｋｒ）が常に一定に維持されるように、リアサスペンションの捩り剛性Ｋｒも変更すればよい。これにより、車体全体のロール剛性が一定に維持されるので、ロール挙動の変化を防止し、これを安定させることができる。
【００２７】
また、前輪が後輪よりもグリップ限界に近いときには、リアサスペンションの捩り剛性Ｋｒをフロントサスペンションの捩り剛性Ｋｆよりも高くする。これにより、フロントのロール剛性が高まることでアンダーステア傾向になり、リアグリップが回復して旋回性能を向上させることができる。逆に、後輪が前輪よりもグリップ限界に近いときには、フロントサスペンションの捩り剛性Ｋｆをリアサスペンションの捩り剛性Ｋｒよりも高くする。これにより、リアのロール剛性が高まることでオーバーステア傾向になり、フロントグリップが回復して旋回性能を向上させることができる。
【００２８】
なお、上記の一実施形態では、例えば電動モータの回転に応じて左右のトーションバーを互いに逆方向に回転させるアクチュエータ９を採用しているが、これに限定されるものではない。要は、スタビライザ８の捩り剛性を変更することができればよいので、例えばスタビライザ８とロアアーム６との間に油圧シリンダを介装し、この油圧シリンダの摺動抵抗を制御することにより、捩り剛性Ｋｆを変更する構成としてもよい。
また、上記の一実施形態では、スタビライザ８の捩り剛性を、Ｋｆ＝０とＫｆ＝１の２段階に変更しているが、これに限定されるものではなく、勿論、図８に示すように、連続的無段階に変更してもよい。
【００２９】
また、上記の一実施形態では、ステアリングホイール５に入力される速度振幅Ａを、操舵角に基づいて検出しているが、これに限定されるものではなく、例えば横加速度やヨーレイト等の車両の旋回状態に基づいて推定したり、或いは旋回内輪と旋回外輪の回転速度差に基づいて推定したりしてもよい。この推定値に基づいてスタビライザ８の捩り剛性Ｋｆを変更すれば、速度振幅Ａが増加する前にサスペンションの共振を抑制することができるので、より効果的にシミーを低減することができる。
また、上記の一実施形態では、ストラット式のサスペンションを採用しているが、これに限定されるものではない。要は、左右輪が個別にストロークする独立懸架方式のサスペンションであればよいので、ダブルウィッシュボーン式やマルチリンク式やトレーリングアーム式のサスペンションを採用してもよい。
【図面の簡単な説明】
【００３０】
【図１】本発明の概略構成図である。
【図２】駆動制御処理を示すフローチャートである。
【図３】周波数とゲインの関係を示すグラフである。
【図４】旋回走行時の動作を説明するタイムチャートである。
【図５】本願の動作を説明するグラフである。
【図６】片輪が凹凸路面を通過するときの動作を説明するタイムチャートである。
【図７】前後輪でスタビライザの捩り剛性を制御するときのタイムチャートである。
【図８】他の実施例を説明するグラフである。
【符号の説明】
【００３１】
１ＦＬ・１ＦＲ  前輪
２  タイロッド
３  ラック＆ピニオン
４  ステアリングシャフト
５  ステアリングホイール
６  ロアアーム
７  ストラット
８  スタビライザ
９  アクチュエータ
１０  コントローラ
１１  舵角センサ
１２  車速センサ
【図１】
2007131046.tif 000003
【図２】
2007131046.tif 000004
【図３】
2007131046.tif 000005
【図４】
2007131046.tif 000006
【図５】
2007131046.tif 000007
【図６】
2007131046.tif 000008
【図７】
2007131046.tif 000009
【図８】
2007131046.tif 000010