特開 2022-145369 サスペンション制御装置

(19)【発行国】日本国特許庁(JP)

(12)【公報種別】公開特許公報(A)

(11)【公開番号】P2022145369

(43)【公開日】2022-10-04

(54)【発明の名称】サスペンション制御装置

(51)【国際特許分類】

   B60G 17/0165 20060101AFI20220926BHJP

   B60G 17/015 20060101ALI20220926BHJP

【ＦＩ】

B60G17/0165

B60G17/015 Z

【審査請求】未請求

【請求項の数】9

【出願形態】書面

(21)【出願番号】P 2021078830

(22)【出願日】2021-03-18

(71)【出願人】

【識別番号】513027329

【氏名又は名称】株式会社福島研究所

(71)【出願人】

【識別番号】514267179

【氏名又は名称】芝端 康二

(72)【発明者】

【氏名】福島 直人

(72)【発明者】

【氏名】芝端 康二

【テーマコード（参考）】

3D301

【Ｆターム（参考）】

3D301AA03

3D301AA11

3D301AA12

3D301AA13

3D301CA01

3D301DA08

3D301DA29

3D301DA30

3D301DA33

3D301DA35

3D301DA50

3D301DA51

3D301DA57

3D301DA64

3D301EA04

3D301EA05

3D301EA06

3D301EA10

3D301EA11

3D301EA12

3D301EB05

3D301EB08

3D301EB16

3D301EC01

3D301EC05

3D301EC10

3D301EC17

3D301EC54

3D301EC55

3D301EC67

(57)【要約】

【課題】車両の乗り心地を向上するアクティブサスペンションはすでに多くの種類があり商品化されている。しかし従来のアクティブサスペンションは、１～１０Ｈｚの周波数域では効果を出せるもののバネ下共振周波数（１２Ｈｚ辺り）ではバネ上振動を低減させることは困難でありこのため乗心地改善にも限界があった。
【解決手段】本発明では、ショックアブソーバーと力制御型のアクチュエーターを直列に配置し、このショックアブソーバー筐体とアクチュエーター筐体を一体にしてこれを可動質量とし、この可動質量とバネ上質量との間をアクチュエーターロッドが繋ぎ、この可動質量とバネ下質量との間にはショックアブソーバーロッドとばねを設けた構造とした。これによりアクティブマスダンパーを構成しアクチュエーターを最適制御することでバネ下共振周波数を含む全周波数域でバネ上振動を低減させている。
【選択図】図６

【特許請求の範囲】

【請求項1】

バネ上（車体側）とバネ下（車軸側）に設置する車両のサスペンション制御装置にあって、バネ上質量とバネ下質量の双方の振動に対して独立した運動が可能な第三の可動質量を有し、この可動質量とバネ上およびバネ下とを繋ぐ要素として少なくとも一つのアクチュエーターと一つのショックアブソーバーを有することを特徴とする車両のサスペンション制御装置。

【請求項2】

請求項１において、アクチュエーター筐体をバネ上にマウントし、アクチュエーターのロッドをショックアブソーバー筐体に固定し、ショックアブソーバーのロッドをバネ下にマウントすることでショックアブソーバー筐体がバネ上とバネ下の双方の振動に対して独立した運動が可能な可動質量を構成したことを特徴とする車両のサスペンション制御装置。

【請求項3】

請求項１において、アクチュエーター筐体をバネ上にマウントし、ショックアブソーバー筐体をバネ下にマウントし、アククエーターロッドとショックアブソーバーロッドを固定しこの両ロッドと一体で動く付加質量を加えたことを特徴とする車両のサスペンション制御装置。

【請求項4】

請求項１において、アクチュエーター筐体をショックアブソーバーロッドに固定しアクチュエーターロッドをバネ上にマウントし、ショックアブソーバー筐体をバネ下にマウントすることでアクチュエーター筐体がバネ上とバネ下の双方の振動に対して可動質量を構成したことを特徴とする車両のサスペンション制御装置。

【請求項5】

請求項１において、アクチュエーター筐体とショックアブソーバー筐体を一体構造としアクチュエーターのロッドをバネ上にマウントし、ショックアブソーバーのロッドをバネ下にマウントすることで一体構造筐体がバネ上とバネ下の双方の振動に対して可動質量を構成したことを特徴とする車両のサスペンション制御装置。

【請求項6】

請求項２と５の構成において、ショックアブソーバー筐体部を摺動させる外筒を設置し、この外筒の下端はショックアブソーバーロッド先端部をバネ下へ取り付ける部材に固定されていることを特徴とする車両のサスペンション制御装置。

【請求項7】

請求項１において可動質量を１０Ｋｇ以上とすることを特徴とする車両のサスペンション制御装置。

【請求項8】

請求項１から７において、少なくともバネ上振動とバネ下振動と可動質量振動および路面凹凸の値を計測あるいは推定する手段を有し、これらの計測値あるいは推定値を用いた演算によりアクチュエーターへの指令値を出力する制御装置を有することを特徴とするサスペンション制御装置。

【請求項9】

請求項８において、次式に示す制御則によりアクチュエーター発生力指令値を出力する制御装置を有することを特徴とするサスペンション制御装置。

【数1】

ただし、Ｒ_ａ、Ｒ_ｂ、Ｒ_ｃ、Ｒ_０は正の定数、Ｈ_ｃ、Ｈ_０はローパスフィルタ特性である。

計測値もしくはその推定値である。路面凹凸信号を使わない場合は数式１の右辺第４項は

【発明の詳細な説明】

【技術分野】

【0001】

本発明は、乗り心地性能向上を目的としたサスペンション制御装置に関するものである。

【背景技術】

【0002】

本発明は車両の乗り心地性能向上を目的としたサスペンション制御装置に関するもので、特許文献１の改良に関する考案である。
ここで、背景技術として特許文献１の実施例３を説明する。特許文献１の図３を本出願の図１として再掲載し、特許文献１の図９、１０を本出願の図２、３として再掲載する。符合も特許文献１に合わせている。

【0003】

図１において２５はモーターコイルである。２４が回転磁石でボールねじメス側２２と一体に回転する。
ボールねじメス側２２の回転に応じてボールねじオス側２６はねじ留めされたショックアブソーバーピストンロッド３０と一体に図中上下にストロークすることでアクチュエーターを構成している。

【0004】

図２はこの装置のモデルと制御ブロック図を示す。
ここでＭ_１はバネ下質量、Ｍ_２はバネ上質量、Ｍ_ｒはボールねじオス側とショックアブソーバーロッドの合計質量、Ｃ_２はショックアブソーバー減衰定数、Ｃ_ｓはアクチュエーターフリクションの等価減衰定数、Ｃ_ｑはサスペンションフリクションの等価減衰定数、Ｋ_ｔはタイヤ縦バネ定数、Ｋ_２はサスペンションバネ定数、Ｋ_ｂはストッパーバネ定数、Ｘ_０は路面変位入力、ｘ_１はバネ下変位、ｘ_２はバネ上変位、ｘ_ｒはショックアブソーバーロッド変位である。

【0005】

制御システムはバネ下加速度センサー９０、バネ上加速度センサー９１、ショックアブソーバーロッド加速度センサー９２、コントローラー９３、ボールねじ式アクチュエーター本体９４からなる。
コントローラー９３は各加速度センサー信号を積分して図のブロック線図に示す演算式により制御指令値Ｕを計算して出力する。アクチュエーター本体９４は制御指令値Ｕを受けてこれに等しい力Ｆ_ａを発生させる。

【0006】

図３は図２のモデルを用いたシミュレーションによりバネ上加速度のＰＳＤ（パワースペクトル密度）を計算した結果を示す。路面入力は良路走行を想定している。
車両諸元は小型乗用車のものを使用し、制御指令値のパラメータは図中に示した。制御なしサスペンション、従来アクティブサスペンションと比較して特許文献１のサスペンションの結果を示した。結果を見ると従来アクティブサスペンションと比較して１～１０Ｈｚの振動レベルが低減していることがわかる。ここでいう従来アクティブサスペンションの特性は非特許文献１から推測したものである。

【0007】

結果をみると、従来アクティブサスや特許文献１のアクティブサスは１０Ｈｚ以下の周波数域では振動が低減しているものの、バネ下共振周波数（１２Ｈｚ）では効果がほとんど見られないことから１２Ｈｚ辺りにおけるバネ上振動低減の難しさが認められる。

【発明の概要】

【発明が解決しようとする課題】

【0008】

特許文献１を含めた従来のアクティブサスペンションは、１０Ｈｚ以下の周波数域では効果を出せるもののバネ下共振周波数（１２Ｈｚ）辺りではバネ上振動を低減させることは困難であり乗心地改善にも限界があった。

【課題を解決するための手段】

【0009】

本発明では、ショックアブソーバーとアクチュエーターを直列に配置し、バネ上質量とバネ下質量の運動に対して独立した運動が可能な第三の可動質量を有する構造とし、この可動質量をアクティブマスダンパーとして活用して課題解決を図っている。

【0010】

この構成においてアクチュエーターに適切な指令信号を加えて制御することで、従来のアクティブサスペンションに比べバネ下共振周波数を含む広い周波数域でバネ上振動を低減させることが可能となり、上記困難な課題を解決するための有効な手段となった。

【発明の効果】

【0011】

バネ上とバネ下振動に対して可動質量とするマスダンパーを適切な指令信号を加えて制御することで、従来のアクティブサスペンションに比べバネ下共振周波数を含む広い周波数域でバネ上振動を低減させることが可能となり大幅な乗り心地性能の向上が得られた。

【図面の簡単な説明】

【0012】

【図1】 従来のサスペンション制御装置断面図

【図2】 従来のサスペンションモデルと制御ブロック図

【図3】 従来のサスペンション制御装置のバネ上加速度ＰＳＤ図

【図4】 実施例１のサスペンション制御装置断面図

【図5】 実施例１のサスペンションモデル

【図6】 実施例１のサスペンション制御装置のバネ上加速度ＰＳＤ図

【図7】 実施例１のサスペンション制御装置のバネ下加速度ＰＳＤ図

【図8】 実施例２のサスペンションモデル

【図9】 実施例２のサスペンション制御装置のバネ上加速度ＰＳＤ図

【図10】 実施例２のサスペンション制御装置のバネ下加速度ＰＳＤ図

【図11】 実施例２のバネ上加速度におけるＭ_ｒの影響のＰＳＤ図

【図12】 実施例２のバネ下加速度におけるＭ_ｒの影響のＰＳＤ図

【図13】 実施例２のサスペンション制御装置のバネ上伝達関数

【図14】 実施例２のサスペンション制御装置のバネ下伝達関数

【図15】 実施例３のサスペンション制御装置断面図

【図16】 実施例４のサスペンション制御装置断面図

【図17】 実施例５のサスペンション制御装置断面図

【図18】 実施例６のサスペンション制御装置断面図

【図19】 実施例７のサスペンション制御装置断面図

【図20】 実施例８のサスペンション制御装置断面図

【図21】 実施例９のサスペンション制御装置断面図

【図22】 実施例１０のサスペンション制御装置断面図

【図23】 エネルギー最適制御理論の概要図

【図24】 エネルギー最適制御理論の本考案への適用図

【図25】 最適制御則中の偏微分項の伝達関数表示

【発明を実施するための形態】

【0013】

バネ上（車体側）とバネ下（車軸側）の間にアクチュエーターとショックアブソーバーを直列に置いた車両のサスペンション制御装置にあって、バネ上質量とバネ下質量の運動に対して独立した運動が可能な第三の可動質量を設けてアクティブマスダンパーを構成し、このアクチュエーターに適切な力指令信号を加えて制御するサスペンション制御装置を考案した。以下に実施例１から実施例１０にて実施の形態を説明する。
尚、実施例１～７は請求項５に対応し、実施例２は請求項７にも対応し、実施例５は請求項６にも対応し、実施例８は請求項２に対応し、実施例９は請求項３に対応し、実施例１０は請求項４に対応している。制御則に関する請求項８、９は段落番号４４～５３において解説した。

【実施例0014】

実施例１では、ショックアブソーバーとアクチュエーターを直列に配置し、このショックアブソーバー筐体とアクチュエーター筐体を一体にしてバネ上とバネ下の運動に対して可動質量とし、この可動質量とバネ上質量との間をアクチュエーターロッドが繋ぎ、この可動質量とバネ下質量との間にはショックアブソーバーロッドとバネを設けた構造とした。
図４に具体的な構成を示す。
図４の実施例１ではボールねじ方式アクチュエーターとブラダ１１によるガス室１２を構成したショックアブソーバーとを用いた実施例を示す。図４において４はモーターコイルで筐体７に固定されている。３は回転磁石でボールねじメス側１と一体に回転する。ボールねじオス側２の上部はインシュレータ１８を介してバネ上へ取り付けられている。ボールねじメス側１の回転に応じて筐体７は図中上下にストロークする。モーターの回転運動を直進運動に変換するボールねじは滑りネジに置き換えることもできる。

【0015】

ボールねじメス側１を回転するとボールねじオス側２との間に回転反力が生じる。この回転反力はボールねじ下部に設けた円盤状部材９に切り欠き部を設けこれと筐体内側に固定されたガイド８により受けとめる構造となっている。切り欠き部とガイド８はわずかな隙間が設定されており筐体７をスムーズに上下動させている。以上の１～９の部品でアクチュエーターが構成されている。

【0016】

筐体７はアクチュエーター筐体とショックアブソーバー筐体が一体化固定されたものであり、ショックアブソーバーのロッド１７はショックアブソーバー筐体から下方に設定されこの下端はバネ下に取り付けるためのブッシュ１９に固定されている。

【0017】

アクチュエーターおよびショックアブソーバーは伸び側と縮み側ともスムーズに衝撃なく所定のストロークに収まるようにストッパー５が設定されている。またショックアブソーバーにはコイルスプリング６が設けられピストンが常に中立位置にもどされるように設定されている。コイルスプリング６はショックアブソーバー内に設けられているがその作用はバネ下質量と筐体７の間の変位を中立位置にもどす働きである。

【0018】

ショックアブソーバーのピストン部にはポート１３が設けられていてピストン上下の油室１５は常に同圧力になっている。従ってショックアブソーバーの伸縮に伴いロッド１７が出入りする容積分の油が減衰弁１４を流れこれによって減衰力が生ずることになる。減衰弁１４を出入りする油は別置きの油室１０に出入りする。油室１０の上方にはガス室１２とガス室１２と油室１０を隔離するブラダ１１が設けられている。また図示していないがガス室１２と油室１０を隔離するのはフリーピストンでも金属ベローズでもよい。またガス室１２と油室１０は油室６の上部に直列に設けても良い。
ロッドガイド＆オイルシール１６はロッド１７の円滑な摺動と油の漏れを防止している。

【0019】

図４の実施例に示すユニットをサスペンションに組み込みこれをモデルで表示すると図５のようになる。
ここでＭ_１はバネ下質量、Ｍ_２はバネ上質量、Ｍ_ｒはアクチュエーター筐体とショックアブソーバー筐体からなる可動質量、Ｃ_２はショックアブソーバー減衰定数、Ｃ_ｓはアクチュエーターの等価減衰定数、Ｃ_ｑはサスペンションフリクションの等価減衰定数、Ｋ_ｔはタイヤ縦バネ定数、Ｋ_２はサスペンションバネ定数、Ｋ_ｂはアクチュエーターのストッパーバネ定数、Ｋ_ｄはショックアブソーバーのストッパーとコイルスプリングの合計バネ定数、ｘ_０は路面変位入力、ｘ_１はバネ下変位、ｘ_２はバネ上変位、ｘ_ｒはアクチュエーター筐体部の変位である。

【0020】

図１の従来技術のモデルでは可動質量Ｍ_ｒはアクチュエーターロッドとショックアブソーバーロッドの合計質量で比較的小さく性能への貢献は期待できないが、本実施例では可動質量Ｍ_ｒはある程度大きく設定できている。この質量Ｍ_ｒがバネ上振動を抑えるアクチュエーターの制御力がバネ下に作用するのを低減し、バネ下振動を抑える減衰Ｃ_２の作用力がバネ上に及ぶのを低減している。

【0021】

制御システムはバネ下加速度センサー９０、バネ上加速度センサー９１、アクチュエーター筐体部加速度センサー９６、コントローラー９３、アクチュエーター本体９４からなる。
コントローラー９３は各加速度センサー信号を積分して図のブロック線図に示す演算式により制御指令値Ｕを計算して出力する。アクチュエーター本体９４は制御指令値Ｕを受けてこれに等しい力Ｆ_ａを発生させる。

【0022】

次に図５のモデルの運動方程式を記す。
バネ上質量の運動方程式は以下の通りである。

【数1】

バネ下質量の運動方程式は以下の通りである。

【数2】

質量Ｍ_ｒの運動方程式は以下の通りである。

【数3】

制御指令値Ｕは次式である。この指令値を受けてアクチュエーターはＦ_ａを発生させる。

【数4】

【0023】

図６にバネ上振動特性のシミュレーション結果を示す。数式１、２、３の車両運動方程式と、数式４の制御指令値を用いている。車両諸元は小型乗用車のものを使用した。良路相当の路面入力を加えバネ上加速度振動のパワースペクトル密度（ＰＳＤ）を計算したものである。

【0024】

図中の制御なしサスペンションは図３と同一である。また図中のパッシブマスダンパー付きサスペンションは図５の本考案サスペンション制御装置のアクチュエーター指令値Ｕ＝０とした場合であって図示のようにバネ上とバネ下の間に質量Ｍ_ｒのマスダンパーを設定した場合に相当する。図中の破線は参考として図３に示す特許文献１のアクティブサスペンションを再掲示したものである。これらと比較して本発明サスペンションの結果を示した。ここで制御則Ｕは数式（４）である。

【0025】

結果を見ると、パッシブマスダンパー付きサスペンションはバネ下共振での振動低減効果は多少認められるが１０Ｈｚ以下での効果は少なく１Ｈｚ辺りでは効果は見られない。これに対し、本考案システムではバネ下共振周波数域での振動低減効果が顕著でありさらに１０Ｈｚ以下の全周波数域において大幅な効果が見られる。参考に示した特許文献１のアクティブサスペンションに対しても特にバネ下共振周波数での振動低減効果は大きいことが分かる。
このように、従来技術ではバネ下共振周波数（１２Ｈｚ）辺りではバネ上振動を低減させることは困難であり乗心地改善にも限界があったが、本考案システムによりこのような従来技術の課題を解決することができた。

【0026】

図７は良路相当の路面入力を入力しバネ下加速度振動のパワースペクトル密度（ＰＳＤ）を計算したものである。本考案システムのバネ下振動への影響は小さく走行時のバタツキ感や接地性などの大きな問題は生じないことが分かる。

【実施例0027】

図８は図５のシステムに路面凹凸センサー９５とその信号を用いた制御を追加した場合のモデルを示す。路面凹凸センサー９５の凹凸検出位置はタイヤ踏面の近傍である。制御指令値Ｕは次式で与えられる。

【数5】

図５の実施例１の制御則に対して右辺第４項を追加したものである。

【0028】

図９は図８のモデルを用いてバネ上加速度振動のパワースペクトル密度（ＰＳＤ）を計算したものである。
結果を見ると、路面凹凸センサーを用いることによって本考案システムは図６の結果に対して、バネ下共振周波数域での振動低減効果がさらに顕著であり、１０Ｈｚ以下の周波数域においてもさらに大幅な振動低減効果があることが分かる。

【0029】

図１０は同様に図８のモデルを用いてバネ下加速度振動のパワースペクトル密度（ＰＳＤ）を計算したものである。この場合もバネ下振動への影響は小さく走行時のバタツキ感や接地性などの大きな問題は生じないことが分かる。

【0030】

図１１は図９の本考案の路面凹凸センサー付きシステムにおいて質量Ｍ_ｒの値を変化させた場合のバネ上加速度ＰＳＤを示している。バネ下共振周波数辺りで十分なバネ上振動低減効果を狙うにはＭ_ｒ＝１０Ｋｇ程度は必要であり、付加質量なしでこれを実現するにはアクチュエーター筐体とショックアブソーバー筐体を一体化させることが一つの方策であることが分かる。

【0031】

図１２は同様にしてバネ下加速度振動のパワースペクトル密度（ＰＳＤ）を計算したものである。マスダンパー効果によりＭ_ｒを増すとバネ下共振が抑えられることが分かる。

【0032】

図１３は図８のモデルを用いて、バネ上速度に対するアクチュエーター全発生力Ｆ_ａａの伝達関数特性と１０Ｈｚ辺りの周波数域における等価モデルを示している。ここでＦ_ａａとは制御指令値Ｕによってモーターが生ずる発生力Ｆ_ａにアクチュエーターのストッパーバネＫ_ｂによる発生力とアクチュエーターの等価減衰定数Ｃ_ｓによる発生力を加えたアクチュエーター全体の発生力である。これより１０Ｈｚ辺りの周波数域ではＦ_ａａはバネ上速度に対してほぼ同相であることからＦ_ａａはスカイフックダンパーとして作用しておりゲイン特性よりその値はＣ_ｓ２＝１０００００Ｎ／（ｍ／ｓｅｃ）と大きな減衰を発生させていることが分かる。これによって図９に示すようなバネ下共振周波数域で大幅な振動低減がなされることになり極めて優れた乗心地性能が得られることになる。

【0033】

図１４は同様に図８のモデルを用いてバネ下速度に対するショックアブソーバー発生力（内蔵しているバネ力を含む）Ｆ_ｄの伝達関数特性と１０Ｈｚ辺りの周波数域における等価モデルを示している。
これよりバネ下共振周波数辺りでのＦ_ｄはバネ下速度に対してほぼほぼ６０ｄｅｇだけ進んでいることからＦ_ｄはスカイフックイナータとスカイフックダンパーの合成された作用を及ぼしていることが分かる。ゲイン特性よりその値はスカイフックイナータがＭ_ｓ＝１４Ｎ／（ｍ／ｓｅｃ^２）程度であり、スカイフックダンパーはＣ_ｓ１＝４２３Ｎ／（ｍ／ｓｅｃ）程度であることが分かる。

【0034】

一般にバネ上スカイフックダンパーＣ_ｓ２を大きくしていくとバネ下スカイフックダンパーＣ_ｓ１はゼロに近づいてしまうが本考案ではそうならず４２３Ｎ／（ｍ／ｓｅｃ）程度の値を保っている。これによって図１０に示すように従来サスペンションに対してバネ下共振レベルは若干増大傾向になるが接地性など走りの性能に影響を及ぼす程ではない程度に収まっている。