JP2012192841A - Suspension device for vehicle and method for adjusting geometry of the same - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、車体を懸架する車両用サスペンション装置およびそのジオメトリ調整方法に関する。 The present invention relates to a vehicle suspension apparatus for suspending a vehicle body and a geometry adjusting method thereof.
従来、車両用のサスペンション装置では、キングピン軸の設定によって、目的とするサスペンション性能の実現を図っている。
例えば、特許文献1に記載の技術では、キングピンを構成する上下ピボット点の転舵時における車両前後方向の動きを抑制するリンク配置とすることにより、操縦性・安定性を向上させることとしている。
Conventionally, in a suspension device for a vehicle, a desired suspension performance is achieved by setting a kingpin shaft.
For example, in the technique described in
しかしながら、車両の走行中に転舵を行った場合、走行速度に応じた横力がタイヤ接地点に入力するところ、特許文献1に記載の技術では、この横力による影響を考慮していない。そのため、転舵時にキングピン軸周りに発生するモーメントの低減において改善の余地がある。即ち、従来の車両用サスペンション装置においては、操縦性・安定性の向上を図る上で改善の余地があった。
本発明の課題は、車両用サスペンション装置の操縦性・安定性を向上させることである。
However, when steering is performed while the vehicle is traveling, the lateral force corresponding to the traveling speed is input to the tire ground contact point. However, the technique described in
The subject of this invention is improving the controllability and stability of the suspension apparatus for vehicles.
以上の課題を解決するため、本発明に係る車両用サスペンション装置は、車軸よりも車両上下方向の下側でホイールハブ機構と車体とを連結する第1のリンク部材と第2のリンク部材とを車両上面視で交差させて配置した。 In order to solve the above-described problems, a vehicle suspension apparatus according to the present invention includes a first link member and a second link member that connect a wheel hub mechanism and a vehicle body below a vehicle axle in a vehicle vertical direction. They were placed crossing each other when viewed from the top of the vehicle.
本発明によれば、仮想ロアピボット点を車幅方向において車体内側に近づけることができるため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
そのため、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。
したがって、操縦性・安定性を向上させることができる。
According to the present invention, the virtual lower pivot point can be brought closer to the inside of the vehicle body in the vehicle width direction, so that the moment around the kingpin axis can be further reduced.
Therefore, the steering can be performed with a smaller rack axial force, and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force.
Therefore, maneuverability and stability can be improved.
以下、図を参照して本発明を適用した自動車の実施の形態を説明する。
(第1実施形態)
(構成)
図1は、本発明の第1実施形態に係る自動車1の構成を示す概略図である。
図1において、自動車1は、車体1Aと、ステアリングホイール2と、入力側ステアリング軸3と、ハンドル角度センサ4と、操舵トルクセンサ5と、操舵反力アクチュエータ6と、操舵反力アクチュエータ角度センサ7と、転舵アクチュエータ8と、転舵アクチュエータ角度センサ9と、出力側ステアリング軸10と、転舵トルクセンサ11と、ピニオンギア12と、ピニオン角度センサ13と、ステアリングラック部材14と、タイロッド15と、タイロッド軸力センサ16と、車輪17FR,17FL,17RR,17RLと、ブレーキディスク18と、ホイールシリンダ19と、圧力制御ユニット20と、車両状態パラメータ取得部21と、車輪速センサ24FR,24FL,24RR,24RLと、コントロール/駆動回路ユニット26と、メカニカルバックアップ27とを備えている。
Embodiments of an automobile to which the present invention is applied will be described below with reference to the drawings.
(First embodiment)
(Constitution)
FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration of an
In FIG. 1, an
ステアリングホイール2は、入力側ステアリング軸3と一体に回転するよう構成され、運転者による操舵入力を入力側ステアリング軸3に伝達する。
入力側ステアリング軸3は、操舵反力アクチュエータ6を備えており、ステアリングホイール2から入力された操舵入力に対し、操舵反力アクチュエータ6による操舵反力を加える。
The
The input-
ハンドル角度センサ4は、入力側ステアリング軸3に備えられ、入力側ステアリング軸3の回転角度(即ち、運転者によるステアリングホイール2への操舵入力角度)を検出する。そして、ハンドル角度センサ4は、検出した入力側ステアリング軸3の回転角度をコントロール/駆動回路ユニット26に出力する。
操舵トルクセンサ5は、入力側ステアリング軸3に設置してあり、入力側ステアリング軸3の回転トルク(即ち、ステアリングホイール2への操舵入力トルク)を検出する。そして、操舵トルクセンサ5は、検出した入力側ステアリング軸3の回転トルクをコントロール/駆動回路ユニット26に出力する。
The steering wheel angle sensor 4 is provided on the input
The
操舵反力アクチュエータ6は、モータ軸と一体に回転するギアが入力側ステアリング軸3の一部に形成されたギアに噛合しており、コントロール/駆動回路ユニット26の指示に従って、ステアリングホイール2による入力側ステアリング軸3の回転に対して反力を付与する。
操舵反力アクチュエータ角度センサ7は、操舵反力アクチュエータ6の回転角度(即ち、操舵反力アクチュエータ6に伝達した操舵入力による回転角度)を検出し、検出した回転角度をコントロール/駆動回路ユニット26に出力する。
In the steering reaction force actuator 6, a gear that rotates integrally with the motor shaft meshes with a gear formed in a part of the input-
The steering reaction force
転舵アクチュエータ8は、モータ軸と一体に回転するギアが出力側ステアリング軸10の一部に形成されたギアに噛合しており、コントロール/駆動回路ユニット26の指示に従って、出力側ステアリング軸10を回転させる。
転舵アクチュエータ角度センサ9は、転舵アクチュエータ8の回転角度(即ち、転舵アクチュエータ8が出力した転舵のための回転角度)を検出し、検出した回転角度をコントロール/駆動回路ユニット26に出力する。
The steered actuator 8 has a gear that rotates integrally with the motor shaft meshes with a gear formed on a part of the output
The steering actuator angle sensor 9 detects the rotation angle of the steering actuator 8 (that is, the rotation angle output by the steering actuator 8) and outputs the detected rotation angle to the control /
出力側ステアリング軸10は、転舵アクチュエータ8を備えており、転舵アクチュエータ8が入力した回転をピニオンギア12に伝達する。
転舵トルクセンサ11は、出力側ステアリング軸10に設置してあり、出力側ステアリング軸10の回転トルク(即ち、ステアリングラック部材14を介した車輪17FR,17FLの転舵トルク)を検出する。そして、転舵トルクセンサ11は、検出した出力側ステアリング軸10の回転トルクをコントロール/駆動回路ユニット26に出力する。
The output
The
ピニオンギア12は、ステアリングラック部材14に形成した平歯と噛合しており、出力側ステアリング軸10から入力した回転をステアリングラック部材14に伝達する。
ピニオン角度センサ13は、ピニオンギア12の回転角度(即ち、ステアリングラック部材14を介して出力される車輪17FR,17FLの転舵角度)を検出し、検出したピニオンギア12の回転角度をコントロール/駆動回路ユニット26に出力する。
The
The
ステアリングラック部材14は、ピニオンギア12と噛合する平歯を有し、ピニオンギア12の回転を車幅方向の直線運動に変換する。本実施形態において、ステアリングラック部材14は、前輪の車軸よりも車両前方側に位置している。
タイロッド15は、ステアリングラック部材14の両端部と車輪17FR,17FLのナックルアームとを、ボールジョイントを介してそれぞれ連結している。
The
The
タイロッド軸力センサ16は、ステアリングラック部材14の両端部に設置されたタイロッド15それぞれに設置してあり、タイロッド15に作用している軸力を検出する。そして、タイロッド軸力センサ16は、検出したタイロッド15の軸力をコントロール/駆動回路ユニット26に出力する。
車輪17FR,17FL,17RR,17RLは、タイヤホイールにタイヤを取り付けて構成したものであり、サスペンション装置1Bを介して車体1Aに設置してある。これらのうち、前輪(車輪17FR,17FL)は、タイロッド15によってナックルアームが揺動することにより、車体1Aに対する車輪17FR,17FLの向きが変化する。
The tie rod
The wheels 17FR, 17FL, 17RR, and 17RL are configured by attaching tires to tire wheels, and are installed on the
ブレーキディスク18は、車輪17FR,17FL,17RR,17RLと一体に回転し、ホイールシリンダ19の押圧力がブレーキパッドを押し当てると、その摩擦力によって制動力を発生する。
ホイールシリンダ19は、各車輪に設置されたブレーキパッドを、ブレーキディスク18に押し当てる押圧力を発生する。
The
The
圧力制御ユニット20は、コントロール/駆動回路ユニット26の指示に従って、各車輪に設置したホイールシリンダ19の圧力を制御する。
車両状態パラメータ取得部21は、車輪速センサ24FR,24FL,24RR,24RLから出力される車輪の回転速度を示すパルス信号を基に車速を取得する。また、車両状態パラメータ取得部21は、車速と各車輪の回転速度とを基に、各車輪のスリップ率を取得する。そして、車両状態パラメータ取得部21は、取得した各パラメータをコントロール/駆動回路ユニット26に出力する。
The
The vehicle state
車輪速センサ24FR,24FL,24RR,24RLは、各車輪の回転速度を示すパルス信号を、車両状態パラメータ取得部21およびコントロール/駆動回路ユニット26に出力する。
コントロール/駆動回路ユニット26は、自動車1全体を制御するものであり、各部に設置したセンサから入力する信号を基に、入力側ステアリング軸3の操舵反力、前輪の転舵角、あるいはメカニカルバックアップ27の連結について、各種制御信号を、操舵反力アクチュエータ6、転舵アクチュエータ8、あるいはメカニカルバックアップ27等に出力する。
The wheel speed sensors 24FR, 24FL, 24RR, 24RL output a pulse signal indicating the rotational speed of each wheel to the vehicle state
The control /
また、コントロール/駆動回路ユニット26は、各センサによる検出値を使用目的に応じた値に換算する。例えば、コントロール/駆動回路ユニット26は、操舵反力アクチュエータ角度センサ7によって検出された回転角度を操舵入力角度に換算したり、転舵アクチュエータ角度センサ9によって検出された回転角度を車輪の転舵角に換算したり、ピニオン角度センサ13によって検出されたピニオンギア12の回転角度を車輪の転舵角に換算したりする。
Further, the control /
なお、コントロール/駆動回路ユニット26は、ハンドル角度センサ4によって検出された入力側ステアリング軸3の回転角度、操舵反力アクチュエータ角度センサ7によって検出された操舵反力アクチュエータ6の回転角度、転舵アクチュエータ角度センサ9によって検出された転舵アクチュエータ8の回転角度、および、ピニオン角度センサ13によって検出されたピニオンギア12の回転角度を監視し、これらの関係を基に、操舵系統におけるフェールの発生を検出することができる。そして、操舵系統におけるフェールを検出すると、コントロール/駆動回路ユニット26は、メカニカルバックアップ27に対し、入力側ステアリング軸3と出力側ステアリング軸10とを連結させる指示信号を出力する。
Note that the control /
メカニカルバックアップ27は、コントロール/駆動回路ユニット26の指示に従って、入力側ステアリング軸3と出力側ステアリング軸10とを連結し、入力側ステアリング軸3から出力側ステアリング軸10への力の伝達を確保する機構である。ここで、メカニカルバックアップ27に対しては、通常時には、コントロール/駆動回路ユニット26から、入力側ステアリング軸3と出力側ステアリング軸10とを連結しない状態を指示している。そして、操舵系統におけるフェールの発生により、ハンドル角度センサ4、操舵トルクセンサ5および転舵アクチュエータ8等を介することなく操舵操作を行う必要が生じた場合に、入力側ステアリング軸3と出力側ステアリング軸10とを連結させる指示が入力する。
なお、メカニカルバックアップ27は、例えばケーブル式ステアリング機構等によって構成することができる。
The
The
図2は、第1実施形態に係るサスペンション装置1Bの構成を模式的に示す斜視図である。図3は、図2のサスペンション装置1Bの構成を模式的に示す平面図である。図4は、図2のサスペンション装置1Bの構成を模式的に示す(a)部分正面図および(b)部分側面図である。
図2から図4に示すように、サスペンション装置1Bは、ホイールハブに取り付けられた車輪17FR,17FLを懸架しており、車輪17FR,17FLを回転自在に支持する車軸(アクスル)32を有するアクスルキャリア33、車体側の支持部から車体幅方向に配置されてアクスルキャリア33に連結する複数のリンク部材、及びコイルスプリング等のバネ部材34を備えている。
FIG. 2 is a perspective view schematically showing the configuration of the
As shown in FIGS. 2 to 4, the
複数のリンク部材は、ロアリンク部材である第1リンク(第1のリンク部材)37と第2リンク(第2のリンク部材)38、タイロッド(タイロッド部材)15、および、ストラット(バネ部材34およびショックアブソーバ40)から構成されている。本実施形態において、サスペンション装置1Bはストラット式のサスペンションであり、バネ部材34およびショックアブソーバ40が一体となったストラットの上端が、車軸32より上方に位置する車体側の支持部に連結する(以下、ストラットの上端を適宜「アッパーピボット点」と称する。)。
The plurality of link members include a first link (first link member) 37 and a second link (second link member) 38, a tie rod (tie rod member) 15, and a strut (
ロアリンクを構成する第1リンク37と第2リンク38は、車軸32より下方に位置する車体側の支持部とアクスルキャリア33の下端を連結する。本実施形態において、第1リンク37と第2リンク38とは、独立した部材からなるIアームとなっている。これら第1リンク37および第2リンク38は、車体側と各1箇所の支持部で連結し、車軸32側と各1箇所の取り付け部で連結している。さらに、本実施形態における第1リンク37と第2リンク38とは、互いに交差した状態で車体1Aと車軸32側(アクスルキャリア33)とを連結する(以下、第1リンク37と第2リンク38とが構成する仮想リンクの交点を適宜「ロアピボット点」と称する。)。
The
タイロッド15は、車軸32の下側に位置して、ステアリングラック部材14とアクスルキャリア33を連結し、ステアリングラック部材14は、ステアリングホイール2から入力した回転力(操舵力)を伝達して転舵用の軸力を発生させる。従って、タイロッド15により、ステアリングホイール2の回転に応じてアクスルキャリア33に車幅方向の軸力が加わり、アクスルキャリア33を介して車輪17FR,17FLを転舵する。
The
本願発明においては、上記サスペンション装置1Bのキングピン軸を、キャスタトレイルがタイヤ接地面内に位置するよう設定している。より具体的には、本実施形態におけるサスペンション装置1Bでは、キャスタ角をゼロに近い値とし、キャスタトレイルがゼロに近づくようにキングピン軸を設定している。これにより、転舵時のタイヤ捻りトルクを低減でき、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。また、スクラブ半径はゼロ以上のポジティブスクラブとしている。これにより、転舵時のタイヤ横滑り角に対し、スクラブ半径分のキャスタトレイルが生じることから、直進性を確保することができる。
In the present invention, the king pin shaft of the
また、本願発明においては、ロアリンク部材である第1リンク37および第2リンク38は、互いに交差した状態で車体1Aと車軸32側(アクスルキャリア33下端)を連結している。これにより、第1リンク37および第2リンク38が交差していない構造に比べて、キングピン傾角を小さくすることができると共に、スクラブ半径をポジティブスクラブ側に大きくすることができる。そのため、転舵時のタイヤ捻りトルクを小さくでき、転舵に要するラック軸力を低減できる。さらに、本願発明においては、転舵時に車輪に働く横力によって、仮想ロアピボット点が車体内側に移動するため、セルフアライニングトルク(SAT)による直進性を高めることができる。
In the present invention, the
以下、サスペンション装置1Bにおけるサスペンションジオメトリについて詳細に検討する。
(ラック軸力成分の分析)
図5は、転舵時におけるラックストロークとラック軸力との関係を示す図である。
図5に示すように、ラック軸力成分には、主にタイヤの捻りトルクと、車輪の持ち上げトルクとが含まれ、これらのうち、タイヤの捻りトルクが支配的である。
したがって、タイヤの捻りトルクを小さくすることで、ラック軸力を低減することができることとなる。
Hereinafter, the suspension geometry in the
(Analysis of rack axial force component)
FIG. 5 is a diagram illustrating the relationship between the rack stroke and the rack axial force during steering.
As shown in FIG. 5, the rack axial force component mainly includes a tire twisting torque and a wheel lifting torque, and of these, the tire twisting torque is dominant.
Therefore, the rack axial force can be reduced by reducing the torsional torque of the tire.
(タイヤの捻りトルク最小化)
図6は、転舵時におけるタイヤ接地面中心の軌跡を示す図である。
図6においては、転舵時におけるタイヤ接地面中心の移動量が大きい場合と小さい場合とを併せて示している。
上記ラック軸力成分の分析結果より、ラック軸力を低減するためには、転舵時のタイヤ捻りトルクを最小化することが有効である。
転舵時のタイヤ捻りトルクを最小化するためには、図6に示すように、タイヤ接地面中心の軌跡をより小さくすれば良い。
即ち、タイヤ接地面中心とキングピン接地点を一致させることで、タイヤ捩りトルクを最小化できる。
具体的には、キャスタトレイル0mm、スクラブ半径0mm以上とすることが有効である。
(Minimizing tire twisting torque)
FIG. 6 is a diagram illustrating a trajectory of the center of the tire ground contact surface at the time of turning.
In FIG. 6, the case where the amount of movement of the center of the tire contact surface at the time of turning is large and the case where it is small are shown together.
From the analysis result of the rack axial force component, in order to reduce the rack axial force, it is effective to minimize the tire twisting torque at the time of turning.
In order to minimize the tire twisting torque at the time of turning, as shown in FIG. 6, the locus at the center of the tire contact surface may be made smaller.
That is, the tire torsion torque can be minimized by matching the center of the tire contact surface with the kingpin contact point.
Specifically, it is effective to set the caster trail to 0 mm and the scrub radius to 0 mm or more.
(キングピン傾角の影響)
図7は、キングピン傾角とスクラブ半径とを軸とする座標において、ラック軸力の分布の一例を示す等値線図である。
図7においては、ラック軸力が小、中および大の3つの場合における等値線を例として示している。
タイヤ捻りトルク入力に対し、キングピン傾角が大きくなるほど、その回転モーメントが大きくなり、ラック軸力は大きくなる。したがって、キングピン傾角としては、一定の値より小さく設定することが望まれるが、スクラブ半径との関係から、例えばキングピン傾角15度以下とすると、ラック軸力を望ましいレベルまで小さくすることができる。
(Effect of kingpin tilt angle)
FIG. 7 is an isoline diagram showing an example of rack axial force distribution at coordinates with the kingpin tilt angle and scrub radius as axes.
In FIG. 7, an isoline in the case where the rack axial force is small, medium and large is shown as an example.
As the kingpin tilt angle increases with respect to tire torsion torque input, the rotational moment increases and the rack axial force increases. Therefore, it is desirable to set the kingpin tilt angle to be smaller than a certain value, but from the relationship with the scrub radius, for example, if the kingpin tilt angle is 15 degrees or less, the rack axial force can be reduced to a desired level.
なお、図7における一点鎖線(境界線)で囲んだ領域は、旋回の限界領域において、横力が摩擦の限界を超える値と推定できるキングピン傾角15度より小さく、かつ、上記タイヤ捻りトルクの観点から、スクラブ半径が0mm以上の領域を示している。本実施形態では、この領域(横軸においてキングピン傾角が15度より減少する方向で、縦軸においてスクラブ半径がゼロより増加する方向)を、より設定に適した領域としている。ただし、スクラブ半径が負の領域であっても、他の条件を本実施形態で示すものとすることで、一定の効果を得るものとなる。 7 is smaller than a kingpin inclination angle of 15 degrees at which the lateral force can be estimated to exceed the friction limit in the turning limit region, and the viewpoint of the tire twisting torque. Thus, an area having a scrub radius of 0 mm or more is shown. In the present embodiment, this region (the direction in which the kingpin tilt angle decreases from 15 degrees on the horizontal axis and the direction in which the scrub radius increases from zero on the vertical axis) is a region that is more suitable for setting. However, even if the scrub radius is a negative region, a certain effect can be obtained by indicating other conditions in this embodiment.
具体的にスクラブ半径とキングピン傾角とを決定する場合には、例えば、図7に示すラック軸力の分布を示す等値線をn次曲線(nは2以上の整数)として近似し、上記一点鎖線で囲んだ領域の中から、n次曲線の変曲点(またはピーク値)の位置によって定めた値を採用することができる。 Specifically, when determining the scrub radius and the kingpin tilt angle, for example, the isoline indicating the rack axial force distribution shown in FIG. 7 is approximated as an nth-order curve (n is an integer of 2 or more), A value determined by the position of the inflection point (or peak value) of the n-th order curve from the region surrounded by the chain line can be adopted.
(具体的構成例)
次に、サスペンション装置1Bを実現する具体的な構成例について説明する。
図8は、サスペンション装置1Bをコンプレッション型(車両上面視で各ロアリンク部材が車軸より車両後方側に位置する形式)のサスペンション装置によって構成した例を示す模式図である。
即ち、図8に示す例では、車両上面視でテンションロッド(第1リンク37)が車軸に沿い、コンプレッションロッド(第2リンク38)が車軸から後方に延びた位置で車体と連結している。
(Specific configuration example)
Next, a specific configuration example for realizing the
FIG. 8 is a schematic diagram showing an example in which the
That is, in the example shown in FIG. 8, the tension rod (first link 37) is connected to the vehicle body at a position where the tension rod (first link 37) extends along the axle and the compression rod (second link 38) extends rearward from the axle when viewed from above the vehicle.
図8に示すように、コンプレッション型のサスペンション装置において、ロアリンク部材を互いに交差させたダブルピボット方式とした場合、各ロアリンク部材は、車体側支持点を中心に車両前方に回転することで旋回外輪としての転舵が可能となる(破線の状態)。このとき、仮想ロアピボット点は、ロアリンク部材が交差する点となるが、ロアリンク部材が交差していないサスペンション形式よりも車体内側に仮想ロアピボット点を形成できるため、初期スクラブ半径をポジティブスクラブ方向に大きくできる。 As shown in FIG. 8, in the compression type suspension device, when a double pivot system is used in which the lower link members intersect each other, each lower link member turns by rotating forward of the vehicle around the vehicle body side support point. Steering as an outer wheel is possible (in a broken line state). At this time, the virtual lower pivot point is the point where the lower link member intersects, but since the virtual lower pivot point can be formed inside the vehicle body rather than the suspension type where the lower link member does not intersect, the initial scrub radius is set in the positive scrub direction. Can be big.
図8に示すコンプレッション型のサスペンション装置では、転舵時におけるコンプレッションロッドの回転角が大きいため、仮想ロアピボット点は車体内側に移動する。この場合、車両上面視において、タイヤ前後方向におけるタイヤ中心線から仮想ロアピボット点までの距離が、タイヤ中心線よりも車体内側方向に移動するため、スクラブ半径は、ポジティブスクラブ方向に大きくなる。したがって、コンプレッション型のサスペンション装置では、本発明を適用すると、旋回外輪としての転舵を行うことにより、ラック軸力は小さくなる。 In the compression type suspension device shown in FIG. 8, the rotation angle of the compression rod at the time of turning is large, so the virtual lower pivot point moves to the inside of the vehicle body. In this case, when viewed from the top of the vehicle, the distance from the tire center line to the virtual lower pivot point in the front-rear direction of the tire moves inward of the vehicle body from the tire center line, so the scrub radius increases in the positive scrub direction. Therefore, in the compression-type suspension device, when the present invention is applied, the rack axial force is reduced by turning as a turning outer wheel.
ちなみに、ロアリンク部材が交差していないコンプレッション型のサスペンション装置の場合、転舵時におけるコンプレッションロッドの回転角が大きいため、仮想ロアピボット点は車体外側に移動する。この場合、車両上面視において、タイヤ前後方向におけるタイヤ中心線から仮想ピボット点までの距離が、タイヤ中心線よりも車両外側に位置しているため、スクラブ半径は、ネガティブスクラブ方向に大きくなる。したがって、転舵を行うことにより、ラック軸力は大きくなる。 Incidentally, in the case of a compression-type suspension device in which the lower link members do not intersect, the rotation angle of the compression rod at the time of turning is large, so the virtual lower pivot point moves to the outside of the vehicle body. In this case, since the distance from the tire center line to the virtual pivot point in the tire front-rear direction in the vehicle top view is located on the vehicle outer side than the tire center line, the scrub radius increases in the negative scrub direction. Therefore, the rack axial force is increased by performing the steering.
また、図8に示す例では、車両上面視において、転舵時に車輪中心は旋回内側に移動する。そのため、本実施形態のように、ラック軸14を車軸より前に位置させることで、ラック軸力を低減させる効果をさらに高めることができる。
図9は、ロアリンク部材が交差していないコンプレッション型のサスペンション装置および本発明の場合におけるトー角とスクラブ半径との関係を示す図である。
図9に示すように、本発明の場合、ロアリンク部材を交差させていない場合に比べて、中立位置(トー角が0)付近でのスクラブ半径をより大きくできる。また、旋回外輪となる転舵角が大きくなる方向(図9における−方向)では、スクラブ半径がより大きくなり、ラック軸力をより小さくできる。
In the example shown in FIG. 8, the wheel center moves to the inside of the turn when turning in the vehicle top view. Therefore, the effect of reducing the rack axial force can be further enhanced by positioning the
FIG. 9 is a view showing the relationship between the toe angle and the scrub radius in the case of the compression type suspension device in which the lower link members do not intersect and the present invention.
As shown in FIG. 9, in the case of the present invention, the scrub radius in the vicinity of the neutral position (toe angle is 0) can be made larger than in the case where the lower link members are not crossed. Moreover, in the direction (the minus direction in FIG. 9) in which the turning angle that becomes the turning outer wheel becomes large, the scrub radius becomes larger and the rack axial force can be made smaller.
(ポジティブスクラブによる直進性確保)
図10は、ポジティブスクラブとした場合のセルフアライニングトルクを説明する概念図である。
図10に示すように、タイヤに働く復元力(セルフアライニングトルク)は、キャスタトレイル、ニューマチックトレイルの和に比例して大きくなる。
ここで、ポジティブスクラブの場合、キングピン軸の接地点から、タイヤ接地中心を通るタイヤの横すべり角β方向の直線に下ろした垂線の足の位置によって定まるホイールセンタからの距離εc(図10参照)をキャスタートレイルとみなすことができる。
(Ensuring straightness by positive scrub)
FIG. 10 is a conceptual diagram for explaining the self-aligning torque in the case of a positive scrub.
As shown in FIG. 10, the restoring force (self-aligning torque) acting on the tire increases in proportion to the sum of the caster trail and the pneumatic trail.
Here, in the case of positive scrubbing, the distance εc from the wheel center (see FIG. 10) determined by the position of the foot of the vertical line that is lowered from the grounding point of the kingpin shaft to the straight line in the direction of the side slip angle β of the tire passing through the tire grounding center. It can be regarded as a caster trail.
そのため、ポジティブスクラブのスクラブ半径が大きければ大きいほど、転舵時にタイヤに働く復元力は大きくなる。
本実施形態においては、キングピン軸の設定をポジティブスクラブとすると共に、ロアリンク部材を交差させない場合に比べて、初期スクラブ半径を大きく確保できることで、キャスタ角を0に近づけることによる直進性への影響を低減するものである。また、ステアバイワイヤ方式を採用していることから、転舵アクチュエータ8によって最終的に目的とする直進性を確保することができる。
Therefore, the greater the scrub radius of the positive scrub, the greater the restoring force acting on the tire during turning.
In the present embodiment, the setting of the kingpin axis is positive scrub and the initial scrub radius can be secured larger than when the lower link member is not crossed. Is reduced. In addition, since the steer-by-wire system is adopted, it is possible to ensure the final straightness by the steered actuator 8.
(作用)
次に、本実施形態に係るサスペンション装置1Bの作用について説明する。
本実施形態に係るサスペンション装置1Bでは、2つのロアリンク部材をIアームとしている。そして、コンプレッションロッドをアクスルキャリア33から車幅方向沿って設置し、テンションロッドをコンプレッションロッドと交差する状態で、アクスルキャリア33の下端から車両後方側に斜行させて設置している。
このとき、各ロアリンク部材について車体1A側支持点と車軸32側支持点を結ぶ直線を仮想する。すると、それら直線の交点が、ロアリンクの仮想ロアピボット点となる。この仮想ロアピボット点と、ストラット上端によって構成されるアッパーピボット点とを結ぶ直線がキングピン軸となる。
(Function)
Next, the operation of the
In the
At this time, a straight line connecting the support point on the
本実施形態では、このキングピン軸をキャスタトレイルがタイヤ接地面内に位置する設定としている。
例えば、キングピン軸の設定を、キャスタ角0度、キャスタトレイル0mm、スクラブ半径0mm以上のポジティブスクラブとしている。また、キングピン傾角については、スクラブ半径をポジティブスクラブとできる範囲で、より小さい角度となる範囲(例えば15度以下)で設定する。
In the present embodiment, this kingpin axis is set so that the caster trail is located within the tire ground contact surface.
For example, the kingpin axis is set to a positive scrub with a caster angle of 0 degrees, a caster trail of 0 mm, and a scrub radius of 0 mm or more. The kingpin inclination angle is set within a range where the scrub radius can be a positive scrub and a smaller angle (for example, 15 degrees or less).
このようなサスペンションジオメトリとすることにより、転舵時におけるタイヤ接地面中心の軌跡がより小さいものとなり、タイヤ捻りトルクを低減できる。
そのため、ラック軸力をより小さいものとできることから、キングピン軸周りのモーメントをより小さくでき、転舵アクチュエータ8の出力を低減することができる。また、より小さい力で車輪の向きを制御できる。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
By setting it as such a suspension geometry, the locus | trajectory of the tire ground-contact surface center at the time of steering becomes smaller, and a tire torsion torque can be reduced.
Therefore, since the rack axial force can be made smaller, the moment around the kingpin axis can be made smaller, and the output of the steering actuator 8 can be reduced. Moreover, the direction of the wheel can be controlled with a smaller force. That is, maneuverability and stability can be improved.
本実施形態におけるサスペンション装置1Bでは、2つのロアリンク部材を交差させて設置しているため、仮想ロアピボット点をタイヤ接地面中心よりも車体内側に配置し易い構造となっている。
そのため、キングピン傾角を0度に近づけ易くなるとともに、スクラブ半径をポジティブスクラブ側に大きく取ることが容易となる。
In the
Therefore, it becomes easy to make the kingpin inclination angle close to 0 degrees, and it becomes easy to make the scrub radius large on the positive scrub side.
また、キャスタ角を0度、キャスタトレイルを0mmとしたことに伴い、サスペンション構造上の直進性に影響が生じる可能性があるところ、ポジティブスクラブに設定することにより、その影響を軽減している。さらに、転舵アクチュエータ8による制御と併せて、直進性を確保している。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
また、キングピン傾角を一定の範囲に制限したことに対しては、転舵アクチュエータ8での転舵を行うところ、運転者が操舵操作に重さを感じることを回避できる。また、路面からの外力によるキックバックについても、転舵アクチュエータ8によって外力に対抗できるため、運転者への影響を回避できる。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
Moreover, there is a possibility that the straightness on the suspension structure may be affected by setting the caster angle to 0 degrees and the caster trail to 0 mm. However, by setting the positive scrub, the influence is reduced. Further, in addition to the control by the steering actuator 8, the straightness is ensured. That is, maneuverability and stability can be improved.
In addition, when the kingpin tilt angle is limited to a certain range, when the steering actuator 8 performs steering, it is possible to avoid the driver from feeling heavy in the steering operation. Further, the kickback due to the external force from the road surface can be countered by the steering actuator 8, so that the influence on the driver can be avoided. That is, maneuverability and stability can be improved.
以上のように、本実施形態に係るサスペンション装置1Bによれば、ロアリンク部材を車両上面視において交差させて配置したため、仮想ロアピボット点を車幅方向において車体内側に近づけることができる。そして、この仮想ロアピボット点が定義するキングピン軸をキングピン傾角が小さいものとし、タイヤ接地面内にキャスタトレイルが位置する設定としたため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
As described above, according to the
したがって、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できるため、操縦性・安定性を向上させることができる。
また、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる結果、ステアリングラック部材14およびタイロッド15に加わる負荷を低減でき、部材を簡素化することができる。
Accordingly, the steering can be performed with a smaller rack axial force, and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force, so that the maneuverability and stability can be improved.
Further, since the moment around the kingpin axis can be further reduced, the load applied to the
また、ステアバイワイヤを実現するための転舵アクチュエータ8として、駆動能力のより低いものを用いることができ、車両の低コスト化および軽量化を図ることができる。
例えば、従来のステアバイワイヤ方式のサスペンション装置と比較した場合、本発明の構成では、主にロアリンク部材の簡素化と転舵アクチュエータ8の小型化によって、重量において約10%、コストにおいて約50%を低減することができる。
Further, as the steering actuator 8 for realizing the steer-by-wire, one having a lower driving ability can be used, and the cost and weight of the vehicle can be reduced.
For example, when compared with a conventional steer-by-wire type suspension device, the configuration of the present invention is approximately 10% in weight and approximately 50% in cost mainly due to simplification of the lower link member and downsizing of the steering actuator 8. Can be reduced.
また、転舵時においてキャスタトレイルが増加する構造であるため、高い横加速度が発生する旋回において、転舵角の切れ増しが生ずることを抑制できる。
また、転舵時に車輪に働く横力によって、仮想ロアピボット点が車体内側に移動するため、スクラブ半径が増大し、セルフアライニングトルク(SAT)による直進性を高めることができる。
さらに、ロアリンク部材を交差させて設置することにより、ロアリンク部材の連結点を車輪中心に近い位置とできるため、アクスルキャリア33の重量を低減することができる。
Further, since the caster trail is increased at the time of turning, it is possible to suppress the turning angle from being increased during turning in which high lateral acceleration is generated.
Further, since the virtual lower pivot point moves to the inner side of the vehicle body due to the lateral force acting on the wheel at the time of turning, the scrub radius is increased, and the straightness by the self-aligning torque (SAT) can be improved.
Further, by installing the lower link members so as to intersect with each other, the connection point of the lower link members can be located close to the center of the wheel, so that the weight of the
図11は、本発明におけるキングピン傾角とスクラブ半径との関係を模式的に示す図である。なお、図11においては、本発明を上記コンプレッション型とした場合に加え、本発明をテンション型とした場合、比較例として、ロアリンク部材を交差させない構造のコンプレッション型およびテンション型(応用例1参照)とした場合、さらに、シングルピボット方式とした場合を併せて示している。 FIG. 11 is a diagram schematically showing the relationship between the kingpin tilt angle and the scrub radius in the present invention. In FIG. 11, in addition to the case where the present invention is the compression type, when the present invention is a tension type, as a comparative example, a compression type and a tension type having a structure in which the lower link members are not crossed (see Application Example 1). ) And a case of a single pivot system are also shown.
図11に示すように、本発明をコンプレッション型およびテンション型として実現した場合、シングルピボット方式およびロアリンク部材を交差させないダブルピボット方式の各方式に比べ、キングピン傾角を0度に近いものとできると共に、スクラブ半径をポジティブスクラブ側により大きくすることが可能となっている。
特に、本発明をコンプレッション型として実現すると、キングピン傾角を0度に近づける効果、および、スクラブ半径をポジティブスクラブ側により大きくする効果という点で、より高い効果を奏するものとなる。
なお、本発明に係るサスペンション装置1Bは、ストラット式以外のサスペンション装置に適用することができる。
As shown in FIG. 11, when the present invention is realized as a compression type and a tension type, the kingpin inclination angle can be made close to 0 degrees as compared with the single pivot method and the double pivot method in which the lower link members are not intersected. The scrub radius can be increased on the positive scrub side.
In particular, when the present invention is realized as a compression type, a higher effect can be achieved in terms of an effect of bringing the kingpin inclination angle close to 0 degrees and an effect of increasing the scrub radius toward the positive scrub side.
The
図12は、ナックルを有するサスペンション装置に本発明を適用した構造例を示す図である。
図12に示す例では、ナックルの上端がアッパーアーム部材に連結し、第2リンク(コンプレッションロッド)38が第1リンク(テンションロッド)37を跨ぐことにより、車両上面視で互いに交差する構造となっている。この場合、ナックルの上端が仮想アッパーピボット点、第1リンクおよび第2リンクの交点が仮想ロアピボット点となる。
FIG. 12 is a diagram showing a structural example in which the present invention is applied to a suspension device having a knuckle.
In the example shown in FIG. 12, the upper end of the knuckle is connected to the upper arm member, and the second link (compression rod) 38 straddles the first link (tension rod) 37, thereby crossing each other in the vehicle top view. ing. In this case, the upper end of the knuckle is the virtual upper pivot point, and the intersection of the first link and the second link is the virtual lower pivot point.
このような構造とすることで、上記ストラット式の場合と同様に、仮想ロアピボット点を車幅方向において車体内側に近づけることができる。そして、この仮想ロアピボット点が定義するキングピン軸を、タイヤ接地面内にキャスタトレイルが位置する設定としたため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
なお、本実施形態において、車輪17FR,17FL,17RR,17RLがタイヤホイール、タイヤおよびホイールハブ機構に対応し、第1リンク37が第1のリンク部材に対応し、第2リンク38が第2のリンク部材に対応する。また、ラック軸14がステアリングラックに対応する。
With this structure, the virtual lower pivot point can be brought closer to the inside of the vehicle body in the vehicle width direction, as in the case of the strut type. Since the kingpin axis defined by the virtual lower pivot point is set so that the caster trail is located within the tire contact surface, the moment around the kingpin axis can be further reduced.
In the present embodiment, the wheels 17FR, 17FL, 17RR, and 17RL correspond to the tire wheel, the tire, and the wheel hub mechanism, the
(第1実施形態の効果)
(1)車軸よりも車両上下方向の下側でホイールハブ機構と車体とを連結する第1のリンク部材と第2のリンク部材とを車両上面視で交差させて配置した。
これにより、仮想ロアピボット点を車幅方向において車体内側に近づけることができる。そのため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
したがって、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。即ち、操縦性・安定性を向上させることができる。
(Effect of 1st Embodiment)
(1) The first link member and the second link member that connect the wheel hub mechanism and the vehicle body below the vehicle axle in the vertical direction of the vehicle are arranged so as to intersect with each other when viewed from above the vehicle.
As a result, the virtual lower pivot point can be brought closer to the inside of the vehicle body in the vehicle width direction. Therefore, the moment around the kingpin axis can be further reduced.
Therefore, the steering can be performed with a smaller rack axial force, and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force. That is, maneuverability and stability can be improved.
(2)第1のリンク部材および第2のリンク部材を、車軸よりも車両前後方向後方に配置した。
したがって、コンプレッション型のサスペンション装置として本発明を実現することができる。
(3)上記コンプレッション型のサスペンション装置において、ステアリングラックを、車軸よりも車両前後方向前方に配置した。
そのため、転舵時に車輪が旋回内側に移動することから、ステアリングラックの軸力を低減することができる。
(2) The first link member and the second link member are disposed rearward in the vehicle front-rear direction with respect to the axle.
Therefore, the present invention can be realized as a compression type suspension device.
(3) In the compression-type suspension device, the steering rack is disposed in front of the vehicle front-rear direction with respect to the axle.
Therefore, since the wheel moves to the inside of the turn at the time of turning, the axial force of the steering rack can be reduced.
(4)車両用サスペンション装置でステアバイワイヤシステムによる転舵輪を懸架することとした。
したがって、ステアバイワイヤシステムにおける転舵アクチュエータを利用して、本発明におけるキャスタトレイルの設定に対応する制御を行うことができ、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
(5)キングピン軸のキャスタトレイルをタイヤ接地面内に位置させる構成とした。
これにより、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができるため、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。
したがって、操縦性・安定性を向上させることができる。
(4) The steered wheel by the steer-by-wire system is suspended by the vehicle suspension device.
Therefore, the steering actuator in the steer-by-wire system can be used to perform control corresponding to the caster trail setting in the present invention, and the maneuverability and stability can be improved.
(5) The caster trail of the kingpin shaft is positioned within the tire ground contact surface.
As a result, the moment around the kingpin axis can be further reduced, so that the steering can be performed with a smaller rack axial force and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force.
Therefore, maneuverability and stability can be improved.
(6)車両上面視において、車体と車輪とを連結するロアリンク部材を交差させて設置し、仮想ロアピボット点を前記リンク部材の交点とした。
これにより、仮想ロアピボット点を車幅方向において車体内側に近づけることができる。そのため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
(6) When the vehicle is viewed from above, the lower link member that connects the vehicle body and the wheel is installed so as to intersect, and the virtual lower pivot point is used as the intersection of the link member.
As a result, the virtual lower pivot point can be brought closer to the inside of the vehicle body in the vehicle width direction. Therefore, the moment around the kingpin axis can be further reduced.
(応用例1)
(サスペンション装置1Bの他の具体的構成例)
第1実施形態において、サスペンション装置1Bの具体的な構成例をコンプレッション型の場合を例に挙げて説明したが、以下のような構成とすることも可能である。
図13は、サスペンション装置1Bをテンション型(車両上面視で各ロアリンク部材が車軸より車両前方側に位置する形式)のサスペンション装置によって構成した例を示す模式図である。
即ち、図13に示す例では、車両上面視でコンプレッションロッド(第2リンク38)が車軸に沿い、テンションロッド(第1リンク37)が車軸から前方に延びた位置で車体と連結している。
(Application 1)
(Another specific configuration example of the
In the first embodiment, the specific configuration example of the
FIG. 13 is a schematic diagram illustrating an example in which the
That is, in the example shown in FIG. 13, the compression rod (second link 38) is connected to the vehicle body at a position where the compression rod (second link 38) extends along the axle and the tension rod (first link 37) extends forward from the axle when viewed from above the vehicle.
図13に示すように、テンション型のサスペンション装置において、ロアリンク部材を互いに交差させたダブルピボット方式とした場合、各ロアリンク部材は、車体側支持点を中心に車両前方に回転することで旋回外輪としての転舵が可能となる(破線の状態)。このとき、仮想ロアピボット点は、ロアリンク部材が交差する点となるが、ロアリンク部材が交差していないサスペンション形式よりも車体内側に仮想ロアピボット点を形成できるため、初期スクラブ半径をポジティブスクラブ方向に大きくできる。 As shown in FIG. 13, in a tension-type suspension device, when the lower link member is a double pivot system in which the lower link members intersect with each other, each lower link member turns by rotating forward of the vehicle around the vehicle body side support point. Steering as an outer wheel is possible (in a broken line state). At this time, the virtual lower pivot point is the point where the lower link member intersects, but since the virtual lower pivot point can be formed inside the vehicle body rather than the suspension type where the lower link member does not intersect, the initial scrub radius is set in the positive scrub direction. Can be big.
図13に示すテンション型のサスペンション装置では、転舵時におけるテンションロッドの回転角が大きいため、仮想ロアピボット点は車体外側に移動する。この場合、車両上面視において、タイヤ前後方向におけるタイヤ中心線から仮想ロアピボット点までの距離が、タイヤ中心線よりも車体外側方向に移動するため、スクラブ半径は、ポジティブスクラブの範囲内でより小さくなる。したがって、テンション型のサスペンション装置では、本発明を適用すると、旋回外輪としての転舵を行うことにより、ラック軸力は大きくなるが、転舵しない場合の初期スクラブ半径は十分大きく取れているため、ロアリンク部材が交差していないテンション型のサスペンション装置に比べて、ラック軸力値は小さく設定できる。 In the tension type suspension device shown in FIG. 13, the rotation angle of the tension rod at the time of turning is large, so the virtual lower pivot point moves to the outside of the vehicle body. In this case, in the vehicle top view, the distance from the tire center line to the virtual lower pivot point in the front-rear direction of the tire moves to the vehicle body outer side direction than the tire center line, so the scrub radius is smaller within the positive scrub range. . Therefore, in the tension type suspension device, when the present invention is applied, the rack axial force is increased by turning as a turning outer wheel, but the initial scrub radius when not turning is sufficiently large. The rack axial force value can be set smaller than that of a tension type suspension device in which the lower link members do not intersect.
ちなみに、ロアリンク部材が交差していないテンション型のサスペンション装置の場合、転舵時におけるテンションロッドの回転角が大きいため、仮想ロアピボット点は車体内側に移動する。この場合、車両上面視において、タイヤ前後方向におけるタイヤ中心線から仮想ピボット点までの距離が、タイヤ中心線よりも車体内側に位置しているため、スクラブ半径は、ポジティブスクラブ方向に大きくなる。したがって、転舵を行うことにより、ラック軸力は小さくなる。しかしながら、仮想ロアピボット点は、各リンクの延長線上にあるため、転舵しない初期状態でのスクラブ半径が小さく、ラック軸力の大幅な低減につながりにくい。 Incidentally, in the case of a tension type suspension device in which the lower link members do not intersect, the virtual lower pivot point moves to the inside of the vehicle body because the rotation angle of the tension rod at the time of turning is large. In this case, the scrub radius increases in the positive scrub direction because the distance from the tire center line to the virtual pivot point in the front-rear direction of the tire is located on the vehicle body inner side than the tire center line in the vehicle top view. Therefore, the rack axial force is reduced by turning. However, since the virtual lower pivot point is on the extension line of each link, the scrub radius in the initial state where the steering is not performed is small, and it is difficult to significantly reduce the rack axial force.
また、図13に示す例では、車両上面視において、転舵時に車輪中心は旋回外側に移動する。そのため、本実施形態のように、ラック軸14を車軸より後に位置させることで、ラック軸力を低減させる効果をさらに高めることができる。
なお、本発明は、上記コンプレッション型およびテンション型以外のリンク構造を有するサスペンション装置にも同様に適用することができる。
Further, in the example shown in FIG. 13, the wheel center moves to the outside of the turn at the time of turning in the vehicle top view. Therefore, the effect of reducing the rack axial force can be further enhanced by positioning the
The present invention can be similarly applied to a suspension device having a link structure other than the compression type and the tension type.
(効果)
(1)第1のリンク部材および第2のリンク部材を、車軸よりも車両前後方向前方に配置した。
したがって、テンション型のサスペンション装置として本発明を実現することができる。
(2)上記テンション型のサスペンション装置において、ステアリングラックを、車軸よりも車両前後方向後方に配置した。
そのため、転舵時に車輪が旋回外側に移動することから、ステアリングラックの軸力を低減することができる。
(effect)
(1) The first link member and the second link member are disposed in front of the vehicle front-rear direction with respect to the axle.
Therefore, the present invention can be realized as a tension type suspension device.
(2) In the tension-type suspension device, the steering rack is arranged behind the axle in the vehicle front-rear direction.
For this reason, the wheel moves to the outside of the turn at the time of turning, so that the axial force of the steering rack can be reduced.
(応用例2)
第1実施形態において、サスペンション装置1Bを転舵輪である前輪のサスペンション装置に適用する場合を例に挙げて説明したが、サスペンション装置1Bを非転舵輪である後輪のサスペンション装置に適用することも可能である。
この場合、転舵によって車両が旋回状態となり、後輪に横力が作用すると、その横力によって、テンションロッドおよびコンプレッションロッドが撓み、それらの車両上面視における交点が移動して、車体に対する車輪の向きが変化する(図8,13参照)。即ち、車軸に沿うロアリンク部材は横力による前後方向への移動が少なく、車軸に対して前後方向に角度をもって設置した他方のロアリンク部材は横力による前後方向への移動が大きいものとなる。
この特性を利用して、目的とする横力コンプライアンスステアを実現することができる。
(Application example 2)
In the first embodiment, the case where the
In this case, when the vehicle turns by turning and a lateral force acts on the rear wheel, the tension rod and the compression rod are deflected by the lateral force, and the intersection point in the vehicle top view moves, and the wheel against the vehicle body moves. The direction changes (see FIGS. 8 and 13). That is, the lower link member along the axle has less movement in the front-rear direction due to the lateral force, and the other lower link member installed at an angle in the front-rear direction with respect to the axle has a greater movement in the front-rear direction due to the lateral force. .
By utilizing this characteristic, a desired lateral force compliance steer can be realized.
(効果)
車軸よりも車両上下方向の下側でホイールハブ機構と車体とを連結する第1のリンク部材と第2のリンク部材とを車両上面視で交差させて配置した。
これにより、旋回時における横力によってリンク部材に撓みが生じ、車両上面視におけるリンク部材の交点が移動することにより、車体に対する車輪の向きを変化させることができる。
したがって、目的とする横力コンプライアンスステアを実現することができる。
(effect)
The first link member and the second link member that connect the wheel hub mechanism and the vehicle body are arranged below the axle in the vehicle vertical direction so as to intersect with each other when viewed from above the vehicle.
As a result, the link member bends due to the lateral force during turning, and the direction of the wheel relative to the vehicle body can be changed by moving the intersection of the link member when the vehicle is viewed from above.
Therefore, the target lateral force compliance steer can be realized.
(応用例3)
第1実施形態において、サスペンション装置1Bを転舵輪である前輪のサスペンション装置に適用する場合を例に挙げて説明したが、サスペンション装置1Bを転舵輪である後輪のサスペンション装置に適用することも可能である。
この場合にも、第1実施形態と同様に、仮想ロアピボット点を車幅方向において車体内側に近づけることができる。そして、この仮想ロアピボット点が定義するキングピン軸を、タイヤ接地面内にキャスタトレイルが位置する設定としたため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
したがって、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できるため、操縦性・安定性を向上させることができる。
(Application example 3)
In the first embodiment, the case where the
Also in this case, similarly to the first embodiment, the virtual lower pivot point can be brought closer to the inside of the vehicle body in the vehicle width direction. Since the kingpin axis defined by the virtual lower pivot point is set so that the caster trail is located within the tire contact surface, the moment around the kingpin axis can be further reduced.
Accordingly, the steering can be performed with a smaller rack axial force, and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force, so that the maneuverability and stability can be improved.
(応用例4)
第1実施形態では、タイヤ接地面内にキャスタトレイルを設定するものとし、その一例として、キャスタトレイルをゼロに近い値とする場合について説明した。
これに対し、本応用例では、キャスタトレイルの設定条件をタイヤ接地面中心からタイヤ接地面の前端までの範囲に限定するものとする。
(効果)
キャスタトレイルをタイヤ接地面中心からタイヤ接地面の前端までに設定すると、直進性の確保と操舵操作の重さの低減を両立できる。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
(Application 4)
In the first embodiment, the caster trail is set in the tire contact surface, and as an example, the case where the caster trail is set to a value close to zero has been described.
On the other hand, in this application example, the setting condition of the caster trail is limited to the range from the center of the tire contact surface to the front end of the tire contact surface.
(effect)
If the caster trail is set from the center of the tire contact surface to the front end of the tire contact surface, it is possible to ensure both straightness and a reduction in the weight of the steering operation. That is, maneuverability and stability can be improved.
(応用例5)
第1実施形態においては、図7に示す座標平面において、一点鎖線で囲んだ領域を設定に適する領域として例に挙げた。これに対し、注目するラック軸力の等値線を境界線とし、その境界線が示す範囲より内側の領域(キングピン傾角の減少方向でスクラブ半径の増加方向)を設定に適する領域とすることができる。
(効果)
ラック軸力の最大値を想定して、その最大値以下の範囲にサスペンションジオメトリを設定することができる。
(Application example 5)
In the first embodiment, in the coordinate plane shown in FIG. 7, a region surrounded by a one-dot chain line is taken as an example of a region suitable for setting. On the other hand, an isoline of the rack axial force of interest is used as a boundary line, and an area inside the range indicated by the boundary line (in the decreasing direction of the kingpin tilt angle and the increasing direction of the scrub radius) is set as an area suitable for setting. it can.
(effect)
Assuming the maximum value of the rack axial force, the suspension geometry can be set within the range below the maximum value.
(応用例6)
第1実施形態および各応用例では、ステアバイワイヤ方式の操舵装置を備える車両にサスペンション装置1Bを適用する場合を例に挙げて説明したが、ステアバイワイヤ方式ではなく、機械的な操舵機構の操舵装置を備える車両にサスペンション装置1Bを適用することが可能である。
この場合、キングピン軸を上記検討結果に基づく条件に従って決定し、キャスタトレイルをタイヤ接地面内に設定した上で、機械的な操舵機構のリンク配置をそれに合わせて構成する。
(効果)
機械的な構造を有する操舵機構においても、キングピン周りのモーメントを低減して運転者に要する操舵力をより小さいものとでき、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
(Application example 6)
In the first embodiment and each application example, the case where the
In this case, the kingpin axis is determined according to the conditions based on the above examination results, the caster trail is set in the tire contact surface, and the link arrangement of the mechanical steering mechanism is configured accordingly.
(effect)
Even in a steering mechanism having a mechanical structure, it is possible to reduce the moment around the kingpin and reduce the steering force required by the driver, and to improve maneuverability and stability.
1 自動車、1A 車体、1B サスペンション装置、2 ステアリングホイール、3 入力側ステアリング軸、4 ハンドル角度センサ、5 操舵トルクセンサ、6 操舵反力アクチュエータ、7 操舵反力アクチュエータ角度センサ、8 転舵アクチュエータ、9 転舵アクチュエータ角度センサ、10 出力側ステアリング軸、11 転舵トルクセンサ、12 ピニオンギア、13 ピニオン角度センサ、14 ステアリングラック部材、15 タイロッド、16 タイロッド軸力センサ、17FR,17FL,17RR,17RL 車輪、18 ブレーキディスク、19 ホイールシリンダ、20 圧力制御ユニット、21 車両状態パラメータ取得部、24FR,24FL,24RR,24RL 車輪速センサ、26 駆動回路ユニット、27 メカニカルバックアップ、32 車軸、33 アクスルキャリア、34 バネ部材、37 第1リンク(第1のリンク部材)、38 第2リンク(第2のリンク部材)、40 ショックアブソーバ
DESCRIPTION OF
Claims (9)
前記タイヤホイールを支持するホイールハブ機構と、
車軸よりも車両上下方向の下側において前記ホイールハブ機構と車体とを連結する第1のリンク部材と、
車軸よりも車両上下方向の下側において前記ホイールハブ機構と車体とを連結し、前記第1のリンク部材と車両上面視において交差する第2のリンク部材と、
車両幅方向に移動し、前記ホイールハブ機構を転舵させるステアリングラックと、
を有することを特徴とする車両用サスペンション装置。 A tire wheel for attaching the tire;
A wheel hub mechanism for supporting the tire wheel;
A first link member that connects the wheel hub mechanism and the vehicle body below the axle in the vehicle vertical direction;
A second link member that connects the wheel hub mechanism and the vehicle body below the axle in a vehicle vertical direction and intersects the first link member in a vehicle top view;
A steering rack that moves in the vehicle width direction and steers the wheel hub mechanism;
A vehicle suspension device comprising:
前記タイヤホイールを支持するホイールハブ機構と、
車軸よりも車両上下方向の下側において前記ホイールハブ機構と車体とを連結する第1のリンク部材と、
車軸よりも車両上下方向の下側において前記ホイールハブ機構と車体とを連結し、前記第1のリンク部材と車両上面視において交差する第2のリンク部材と、
を有することを特徴とする車両用サスペンション装置。 A tire wheel for attaching the tire;
A wheel hub mechanism for supporting the tire wheel;
A first link member that connects the wheel hub mechanism and the vehicle body below the axle in the vehicle vertical direction;
A second link member that connects the wheel hub mechanism and the vehicle body below the axle in a vehicle vertical direction and intersects the first link member in a vehicle top view;
A vehicle suspension device comprising:
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