JP2019026196A - Vehicular suspension apparatus - Google Patents
Vehicular suspension apparatus Download PDFInfo
- Publication number
- JP2019026196A JP2019026196A JP2017150588A JP2017150588A JP2019026196A JP 2019026196 A JP2019026196 A JP 2019026196A JP 2017150588 A JP2017150588 A JP 2017150588A JP 2017150588 A JP2017150588 A JP 2017150588A JP 2019026196 A JP2019026196 A JP 2019026196A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- wheel
- suspension
- tire
- time constant
- lateral force
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Images
Classifications
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
- B60G3/00—Resilient suspensions for a single wheel
- B60G3/18—Resilient suspensions for a single wheel with two or more pivoted arms, e.g. parallelogram
- B60G3/20—Resilient suspensions for a single wheel with two or more pivoted arms, e.g. parallelogram all arms being rigid
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
- B60G7/00—Pivoted suspension arms; Accessories thereof
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Vehicle Body Suspensions (AREA)
Abstract
Description
本発明は、車両のサスペンション装置に係わり、特に、ストロークによりスカッフ変化を生じさせる車両のサスペンション装置に関する。 The present invention relates to a vehicle suspension apparatus, and more particularly to a vehicle suspension apparatus that causes a scuffing change by a stroke.
従来、優れた操安性と良好な乗り心地を得るために、様々なサスペンション装置が検討されている。例えば、特許文献１に記載のサスペンション装置では、一端を車体に連結したダンパーの他端をサスペンションアームに揺動可能に連結したロッカーリンクに連結し、そのロッカーリンクをキャンバーコントロールアームを介してナックルに連結するとともにロッカーアームを介して車体に連結することにより、ホイールストロークに対するダンパーストロークの関係を非線形としている。これにより、ホイールストロークが小さい領域では乗り心地を高め、ホイールストロークが大きい領域では、旋回時における車体のロールを抑制して操縦安定性を高めている。 Conventionally, various suspension devices have been studied in order to obtain excellent maneuverability and good ride comfort. For example, in the suspension device described in Patent Document 1, one end of a damper connected to a vehicle body is connected to a rocker link that is swingably connected to a suspension arm, and the rocker link is connected to a knuckle via a camber control arm. By connecting to the vehicle body via a rocker arm, the relationship between the damper stroke and the wheel stroke is made non-linear. As a result, the ride comfort is enhanced in a region where the wheel stroke is small, and in a region where the wheel stroke is large, the roll of the vehicle body is suppressed during turning to improve the steering stability.
ところで、タイヤの転がり抵抗低減による燃費性能の向上と、制駆動時や旋回時におけるタイヤの摩擦力増大による制駆動・旋回性能の向上とを両立させるためには、トレッド部の円環の変形を抑制しつつ、垂直荷重の増大に応じたタイヤの接地幅の拡大による接地面積の増加を促進するのが望ましい。
具体的には、トレッド部の円環剛性の向上やサイド構造剛性の低減により、惰行時におけるトレッド部の円環の変形を抑制して転がり抵抗を低減することができるが、それだけでは制駆動時や旋回時の垂直荷重増大に応じたタイヤの接地面積の増加が抑制されるので、制駆動・旋回性能が低下してしまう。そこで、トレッド部の面外曲げ剛性を低減し、制駆動時や旋回時の垂直荷重増大に応じてタイヤの接地幅が増大し易くすることにより、トレッド部の円環剛性を向上させたタイヤにおいても垂直荷重の増大に対して接地面積をリニアに増加させることができる。即ち、トレッド部の円環剛性を向上させると共に、タイヤの上下方向のばね定数（縦ばね定数）を低減することにより、タイヤの転がり抵抗低減による燃費性能の向上と、制駆動時や旋回時におけるタイヤの摩擦力増大による制駆動・旋回性能の向上とを両立することが可能になる。
By the way, in order to achieve both improvement in fuel efficiency performance by reducing tire rolling resistance and improvement in braking / turning performance by increasing the frictional force of the tire during braking / turning, deformation of the tread ring is required. It is desirable to promote an increase in the contact area by expanding the contact width of the tire in response to an increase in the vertical load while suppressing it.
Specifically, the rolling resistance can be reduced by suppressing the deformation of the ring of the tread during coasting by improving the ring rigidity of the tread and reducing the side structure rigidity. Further, since the increase in the ground contact area of the tire corresponding to the increase in vertical load during turning is suppressed, braking / driving / turning performance is deteriorated. Therefore, in the tire with improved annular rigidity of the tread by reducing the out-of-plane bending rigidity of the tread and making the contact width of the tire easy to increase according to the increase in vertical load during braking and turning. In addition, the ground contact area can be increased linearly with increasing vertical load. In other words, by improving the annular rigidity of the tread part and reducing the spring constant in the vertical direction of the tire (longitudinal spring constant), the fuel efficiency performance is improved by reducing the rolling resistance of the tire, and at the time of braking / driving It becomes possible to achieve both braking / driving and turning performance by increasing the frictional force of the tire.
一方で、タイヤの縦ばね定数を低減した場合、タイヤの幅方向の剛性（横剛性）も低下するので、操舵時にタイヤが幅方向に変形することにより、舵角に応じた横力の発生に遅れが生じる。即ち、操舵時の初期応答性が低下する。
しかしながら、上述したような従来技術では、車体やサスペンション装置の特性に適合するタイヤが選択され、あるいは車体やサスペンション装置の特性に合わせてタイヤの特性が決定されることを前提としている。したがって、縦ばね定数の低減と共に横剛性が低下した結果、車体及びサスペンション装置の特性に適合しないものとなったタイヤを使用した場合、タイヤの横剛性の低下に対応できず、従来技術において期待されている乗り心地や操安性の向上等の効果を十分に得ることができない。
つまり、燃費性能と制駆動・旋回性能との大幅向上を両立させるにはタイヤの上下方向のばね定数を大きく低減することが望ましいが、操安性能・乗心地性能の悪化が大きく従来の車体構造やサスペンション装置では採用することができなかった。
On the other hand, when the longitudinal spring constant of the tire is reduced, the rigidity in the width direction (lateral rigidity) of the tire also decreases, so that the tire deforms in the width direction at the time of steering, thereby generating a lateral force according to the steering angle. There is a delay. That is, the initial response during steering is reduced.
However, in the conventional technology as described above, it is assumed that a tire that matches the characteristics of the vehicle body and the suspension device is selected, or that the tire characteristics are determined in accordance with the characteristics of the vehicle body and the suspension device. Therefore, as a result of using a tire that does not conform to the characteristics of the vehicle body and the suspension device as a result of a decrease in the lateral stiffness as well as a reduction in the longitudinal spring constant, the tire cannot cope with a decrease in the lateral stiffness of the tire and is expected in the prior art. It is not possible to obtain sufficient effects such as improved riding comfort and maneuverability.
In other words, it is desirable to greatly reduce the spring constant in the vertical direction of the tire in order to achieve both significant improvements in fuel efficiency and braking / driving performance. However, the conventional vehicle body structure greatly deteriorates in handling performance and riding comfort. And suspension devices could not be used.
本発明は、上述した従来技術の問題点を解決するためになされたものであり、タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を得ることができる、車両のサスペンション装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in order to solve the above-described problems of the prior art, and provides a vehicle suspension apparatus that can obtain excellent maneuverability in accordance with the longitudinal spring constant or lateral rigidity of a tire. The purpose is to provide.
上記の目的を達成するために、本発明の車両のサスペンション装置は、ストロークによりスカッフ変化を生じさせる車両のサスペンション装置であって、上下方向に揺動可能に車体に連結された複数の連結部材と、複数の連結部材に連結され車輪を回転可能に支持する車輪支持部材と、車体上下方向に延び上端が車体に取り付けられると共に下端が連結部材又は車輪支持部材に取り付けられた緩衝装置と、を備え、車輪に発生する横力に関連するサスペンションの各特性に基づき算出された、横力の時間遅れに関連する時定数と、車輪の横剛性に基づき算出された横力の時間遅れに対応する時定数との和が、予め定められた目標値以下となるように、複数の連結部材が配置されており、横力に関連するサスペンションの特性には、車輪のストロークに伴うスカッフ変化量が含まれる。
このように構成された本発明においては、車輪に発生する横力に関連するサスペンションの各特性に基づき算出された、横力の時間遅れに関連する時定数と、車輪の横剛性に基づき算出された横力の時間遅れに対応する時定数との和が、予め定められた目標値以下となるように、複数の連結部材が配置されており、横力に関連するサスペンションの特性には、車輪のストロークに伴うスカッフ変化量が含まれるので、タイヤの縦ばね定数低減に伴いタイヤの横剛性に対応する時定数が増加した場合でも、車輪のストロークに伴うスカッフ変化量に対応する時定数が減少する方向に連結部材の配置を調整することにより、車輪トータルの時定数増加を抑制して目標値以下とすることができる。これにより、タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を得ることができる。
In order to achieve the above object, a vehicle suspension apparatus according to the present invention is a vehicle suspension apparatus that causes a scuffing change by a stroke, and includes a plurality of connecting members connected to a vehicle body so as to be swingable in the vertical direction. A wheel support member connected to a plurality of connection members to rotatably support the wheel, and a shock absorber having an upper end attached to the vehicle body extending in the vertical direction of the vehicle body and a lower end attached to the connection member or the wheel support member. Time corresponding to the time delay of the lateral force calculated based on each characteristic of the suspension related to the lateral force generated on the wheel and the time delay of the lateral force calculated based on the lateral stiffness of the wheel A plurality of connecting members are arranged so that the sum with the constant is less than or equal to a predetermined target value. It includes scuff change due to over click.
In the present invention configured as described above, it is calculated based on the time constant related to the time delay of the lateral force calculated based on the characteristics of the suspension related to the lateral force generated on the wheel and the lateral stiffness of the wheel. A plurality of connecting members are arranged so that the sum of the time constant corresponding to the time delay of the lateral force is equal to or less than a predetermined target value. The amount of scuff change associated with the stroke of the wheel is included, so even if the time constant corresponding to the lateral stiffness of the tire increases as the longitudinal spring constant of the tire decreases, the time constant corresponding to the amount of scuff change associated with the wheel stroke decreases. By adjusting the arrangement of the connecting members in the direction in which the wheel is moved, an increase in the time constant of the total wheel can be suppressed and the target value or less can be achieved. As a result, excellent maneuverability can be obtained in accordance with the longitudinal spring constant or lateral rigidity of the tire.
また、本発明において、好ましくは、車輪のストロークに伴うスカッフ変化量に基づき算出される時定数Tkscfは、各車輪荷重の合計をＷ、ロールセンター高さをｈR、ロールアーム長をｈ、車輪のコーナリングコンプライアンスをＤt、ロール剛性をＫΦ、車速をＶとした場合、以下の式で表される。
本発明による車両のサスペンション装置によれば、タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を得ることができる。 According to the vehicle suspension apparatus of the present invention, excellent maneuverability can be obtained in accordance with the longitudinal spring constant or lateral rigidity of the tire.
以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態による車両のサスペンション装置を説明する。 Hereinafter, a vehicle suspension apparatus according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
まず、図１により、本発明の実施形態による車両のサスペンション装置の全体構成を説明する。図１は、本発明の実施形態による車両のサスペンション装置の概略正面図である。 First, an overall configuration of a vehicle suspension apparatus according to an embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 1 is a schematic front view of a vehicle suspension apparatus according to an embodiment of the present invention.
図１において、符号１は、本実施形態による車両のサスペンション装置（以下、単にサスペンションという）を示す。この実施形態のサスペンションは、アッパアーム２及びロワアーム４によって車輪６のホイールサポート８（車輪支持部材）を車体Ｂに対して上下にストローク可能に連結したダブルウィッシュボーン式のサスペンションである。アッパアーム２及びロワアーム４がそれぞれ車体Ｂ側の端部を中心に上下に揺動することによって、ホイールサポート８及び車輪６が所定の軌跡に沿って上下にストロークするようになっている。
In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a vehicle suspension device (hereinafter simply referred to as a suspension) according to the present embodiment. The suspension of this embodiment is a double wishbone type suspension in which a wheel support 8 (wheel support member) of a
また、そのような車輪６のストロークを許容しながら、同時に適度の付勢力及び減衰力を付与するように、コイルばね１０及び図示しないダンパを備えた緩衝装置１２が配設されている。この緩衝装置１２は、コイルばね１０とダンパとが略同軸に配置されて大略、上下方向に長い円筒状をなし、その上端部が車体Ｂに取り付けられる一方、緩衝装置１２の下端部がロアアーム又はホイールサポート８（図１ではロワアーム４）に枢着されている。
In addition, a shock absorber 12 including a
図１に示したサスペンションにおいては、アッパアーム２及びロワアーム４のホイールサポート８側の節点と車体Ｂ側の節点とを結んだ直線が交差する点が、車体Ｂに対する車輪６及びホイールサポート８の瞬間的な回転中心（瞬間回転中心Ｏｉ）となる。そして、左右のサスペンションの瞬間回転中心Ｏｉと車輪６の接地点とを結ぶ直線が交差する点が、車体Ｂの瞬間的なロールセンターＯになる。
In the suspension shown in FIG. 1, the point where the straight line connecting the node on the
次に、図２及び図３により、本発明の実施形態によるサスペンション装置を適用した車両の運動モデルを説明する。図２は本発明の実施形態による車両の２輪モデルを示す平面図であり、図３は本発明の実施形態による車両のロール運動のモデルを示す正面図である。 Next, a vehicle motion model to which the suspension device according to the embodiment of the present invention is applied will be described with reference to FIGS. FIG. 2 is a plan view showing a two-wheel model of a vehicle according to an embodiment of the present invention, and FIG. 3 is a front view showing a model of a roll motion of the vehicle according to an embodiment of the present invention.
本実施形態では、２輪モデルにより車両の等価コーナリングパワー（ＣＰ）を規定する。等価ＣＰとは、車輪６のタイヤが発生させる横力に対するタイヤ及びサスペンション１の各特性の影響を、等価的にコーナリングパワーに置き換えたものであり、本実施形態では、時定数を含む一次遅れ系等価ＣＰを用いる。この一次遅れ系等価ＣＰは以下の式（１）により表すことができる。
Ｋi*(s)＝Ｋi*／（１＋Ｔiｓ） （１）
ここで、添字ｉ：ｆ＝フロント，ｒ＝リア、Ｋi*：等価ＣＰ、Ｔi：時定数、ｓ：ラプラス演算子である。
In this embodiment, the equivalent cornering power (CP) of the vehicle is defined by a two-wheel model. The equivalent CP is obtained by replacing the influence of each characteristic of the tire and the suspension 1 on the lateral force generated by the tire of the
Ki * (s) = Ki * / (1 + Tis) (1)
Here, subscripts i: f = front, r = rear, Ki *: equivalent CP, Ti: time constant, s: Laplace operator.
ここで、等価ＣＰに対応するスリップ角を、見かけのスリップ角（αi*）と定義する。この見かけのスリップ角は、実際のタイヤスリップ角（αi）に、各特性の影響によるスリップ角ξi（ξ1i＋ξ2i＋…）を加えたものといえる（αi*＝αi＋ξ1i＋ξ2i＋…）。添字１，２，…は特性毎に割り当てられた番号であり、以下これをｋとする。 Here, the slip angle corresponding to the equivalent CP is defined as an apparent slip angle (αi *). This apparent slip angle can be said to be the actual tire slip angle (αi) plus the slip angle ξi (ξ1i + ξ2i + ...) due to the influence of each characteristic (αi * = αi + ξ1i + ξ2i + ...). Subscripts 1, 2,... Are numbers assigned to the respective characteristics, and are hereinafter referred to as k.
２輪モデルは、ヨー／横運動の２輪モデル（一般的な２自由度線形車両モデル）に、ロールの釣り合いを加えた運動方程式であり、等価ＣＰの概念を反映したモデルとしている（図２、３参照）。以下に、運動方程式のラプラス変換した形を示す。
ｍＶ（β(s)s＋ｒ(s)）＝Ｆf(s)＋Ｆr(s) （２）
Ｉｒ(s)ｓ＝ＬfＦf(s)−ＬrＦr(s) （３）
（Ｉφｓ2＋Ｃφｓ＋Ｋφ）φ(s)＝ｍＶｈ（β(s)ｓ＋ｒ(s)） （４）
αf *(s)＝δ(s)−βf(s)＝δ(s)−β(s)−Ｌfｒ(s)／Ｖ （５）
αr *(s)＝−βr(s)＝−β(s)＋Ｌrｒ(s)／Ｖ （６）
αi *(s)＝αi(s)＋ξi(s) （７）
ξi(s)＝Σξki(s)＝ξ1i(s)＋ξ2i(s)＋… （８）
Ｆi(s)＝２Ｋi(s)αi(s) （９）
＝２Ｋi *(s)αi *(s) （１０）
The two-wheel model is an equation of motion obtained by adding a balance of rolls to a two-wheel model of yaw / lateral motion (a general two-degree-of-freedom linear vehicle model), and is a model reflecting the concept of equivalent CP (FIG. 2). 3). Below is the Laplace transformed form of the equation of motion.
mV (β (s) s + r (s)) = F f (s) + F r (s) (2)
Ir (s) s = L f F f (s) -L r F r (s) (3)
(Iφs 2 + Cφs + Kφ) φ (s) = mVh (β (s) s + r (s)) (4)
α f * (s) = δ (s) −β f (s) = δ (s) −β (s) −L f r (s) / V (5)
α r * (s) = − β r (s) = − β (s) + L r r (s) / V (6)
α i * (s) = α i (s) + ξ i (s) (7)
ξ i (s) = Σξ ki (s) = ξ 1i (s) + ξ 2i (s) +… (8)
F i (s) = 2K i (s) α i (s) (9)
= 2K i * (s) α i * (s) (10)
ここで、Ｉ：ヨー慣性モーメント、ｍ：車両質量、Ｗ：車両重量、Ｗi：軸重、Ｌi：前後車軸重心点間距離、Ｌ：ホイールベース、ｔ：トレッド、ｈR：重心点でのロールセンター高さ、Ｉφ：ロール慣性モーメント、Ｋφ：ロール剛性、Ｃφ：ロールダンパ係数、κ：ステアリングギヤレシオ、Ｋi：タイヤＣＰ、β：重心点のスリップ角、βi：車体スリップ角、Ｖ：車速、ｒ：ヨーレート、Ｆi：コーナリングフォース、θH：ハンドル舵角、δ＝θH／κ：車輪舵角、φ：ロール角、ｙφi：ロール時の重心横移動である。 Here, I: yaw moment of inertia, m: vehicle mass, W: vehicle weight, W i: axle load, L i: between the front and rear axles center of gravity distance, L: wheelbase, t: tread, h R: at the center of gravity Roll center height, Iφ: roll inertia moment, Kφ: roll stiffness, Cφ: roll damper coefficient, κ: steering gear ratio, K i : tire CP, β: slip angle at the center of gravity, β i : body slip angle, V : Vehicle speed, r: yaw rate, F i : cornering force, θ H : steering angle, δ = θ H / κ: wheel steering angle, φ: roll angle, yφ i : lateral movement of the center of gravity during rolling.
次に、タイヤ及びサスペンションの各特性の複素コーナリングコンプライアンス（複素ＣＣ）について説明する。
複素ＣＣとは、タイヤに発生する横力に関連するタイヤ及びサスペンションの特性を、所定横力（本実施形態では１Ｇ）を発生させるスリップ角とその発生タイミングとで表したものである。つまり、サスペンションのシステム要素のタイヤ横力と発生タイミングへの影響を「単位横力当たりのスリップ角と時定数」として複素形式に変換したコーナリングコンプライアンスであり、単純加算することで前後輪のスリップ角と時定数を得ることができ、時間を考慮した等価コーナリングパワーを把握することができる。この複素ＣＣにより、サスペンションの各システム要素が前後輪の横力発生タイミングへ与える影響を定量的に把握することができる。例えば、従来のタイヤと比較して縦ばね定数を大幅に低減したタイヤを装着することによりタイヤの横剛性も大幅に低下した場合、サスペンションの何れのシステム要素の特性値をどの程度変更すればタイヤの横剛性低下に相当する時定数の増加を相殺できるのかを、各システム要素の複素ＣＣに含まれる時定数から予測することが可能となる。
Next, the complex cornering compliance (complex CC) of each characteristic of the tire and the suspension will be described.
The complex CC represents the tire and suspension characteristics related to the lateral force generated in the tire by the slip angle that generates a predetermined lateral force (1G in the present embodiment) and its generation timing. In other words, it is cornering compliance that converts the influence of suspension system elements on tire lateral force and generation timing into a complex form as `` slip angle per unit lateral force and time constant '', and by simply adding it, the slip angle of the front and rear wheels The time constant can be obtained, and the equivalent cornering power considering the time can be grasped. By this complex CC, it is possible to quantitatively grasp the influence of each system element of the suspension on the lateral force generation timing of the front and rear wheels. For example, if a tire with a significantly reduced longitudinal spring constant compared to a conventional tire is used to significantly reduce the lateral stiffness of the tire, how much the characteristic value of any system element of the suspension should be changed It can be predicted from the time constant included in the complex CC of each system element whether the increase in the time constant corresponding to the decrease in lateral stiffness of the system element can be offset.
タイヤに発生する横力に関連するタイヤの特性には、タイヤ横剛性及びタイヤコーナリングパワー、キャンバースラスト係数が含まれる。また、タイヤに発生する横力に関連するサスペンションの特性には、サスペンション横剛性、横力コンプライアンスステア、アライニングトルクステア、横力キャンバ剛性、ロールセンター高さ、ロール剛性、上下力ステア、ロールステア、ロールキャンバ、イニシャルトー、イニシャルキャンバ、ステアリング剛性、スカッフ変化が含まれる。 The tire characteristics related to the lateral force generated in the tire include the tire lateral stiffness, tire cornering power, and camber thrust coefficient. The suspension characteristics related to the lateral force generated in the tire include suspension lateral stiffness, lateral force compliance steer, aligning torque steer, lateral camber stiffness, roll center height, roll stiffness, vertical force steer, roll steer. , Roll camber, initial toe, initial camber, steering stiffness, scuff change.
複素ＣＣは、具体的には以下のように表される。
Ｄi(s)＝Ｄi（１＋Ｔiｓ）＝Ｄi＋Ｅiｓ （１１）
＝Ｗiαi *(s)／Ｆi(s) （１２）
ここで、Ｄi：実部、Ｔi：時定数、Ｅi：虚部であり、Ｅi＝ＤiＴiである。
More specifically, the complex CC is expressed as follows.
D i (s) = D i (1 + T i s) = D i + E i s (11)
= W i α i * (s) / F i (s) (12)
Here, D i is a real part, T i is a time constant, E i is an imaginary part, and E i = D i T i .
上記式（１２）に式（１０）を代入すると、以下の式が導かれる。
Ｄi(s)＝Ｗi／（２Ｋi *(s)） （１３）
つまり、複素ＣＣは、一次遅れ系等価ＣＰを軸重で割り逆数をとったものである。
Substituting equation (10) into equation (12) yields the following equation:
D i (s) = W i / (2K i * (s)) (13)
That is, the complex CC is obtained by dividing the first-order lag equivalent CP by the axial load and taking the reciprocal.
タイヤの複素ＣＣは、以下で表される。
Ｄti(s)＝Ｗiαi(s)／Ｆi(s)＝Ｄti＋Ｅtiｓ （１４）
The complex CC of the tire is expressed as follows.
D ti (s) = W i α i (s) / F i (s) = D ti + E tis (14)
タイヤ以外の各特性の複素ＣＣは以下で表される。
Ｄki(s)＝Ｗiξki(s)／Ｆi(s)＝Ｄki＋Ｅkiｓ （１５）
The complex CC of each characteristic other than the tire is expressed as follows.
D ki (s) = W i ξ ki (s) / F i (s) = D ki + E ki s (15)
式（１２）の見かけのスリップ角αi *に式（７）を代入し、実際のスリップ角αi及び各特性の影響によるスリップ角ξkiに置き換えると、以下の式が得られる。
Ｄi(s)＝Ｗiαi *(s)／Ｆi(s)
＝Ｗi（αi(s)＋Σξki(s)）／Ｆ(s)
＝Ｄti(s)＋ΣＤki(s)
＝Ｄti(s)＋Ｅtiｓ＋Σ（Ｄki＋Ｅkiｓ） （１６）
Substituting equation (7) into the apparent slip angle α i * in equation (12) and replacing it with the actual slip angle α i and the slip angle ξ ki due to the influence of each characteristic, the following equation is obtained.
D i (s) = W i α i * (s) / F i (s)
= W i (α i (s) + Σξ ki (s)) / F (s)
= D ti (s) + ΣD ki (s)
= Dti (s) + Etis + [Sigma] ( Dki + Ekis ) (16)
すなわち、タイヤの特性及びそれ以外の特性のそれぞれの複素ＣＣを単純加算することにより、フロント及びリヤの車輪トータルの複素ＣＣを得ることができる。 That is, by simply adding the complex CCs of the tire characteristics and the other characteristics, the total complex CC of the front and rear wheels can be obtained.
各システム要素と、車輪トータルの時定数は、式（１１）及び式（１５）から以下のように求まる。
車輪トータルの時定数は、
Ｔi＝（Ｅti＋ΣＥki）／Ｄi＝Ｔti＋ΣＴki （１７）
タイヤの時定数は、
Ｔti＝Ｅti／Ｄi （１８）
各特性の時定数は、
Ｔki＝Ｅki／Ｄi （１９）
The time constant of each system element and the total wheel is obtained as follows from Equation (11) and Equation (15).
The total wheel time constant is
T i = (E ti + ΣE ki ) / D i = T ti + ΣT ki (17)
The tire time constant is
T ti = E ti / D i (18)
The time constant of each characteristic is
T ki = E ki / D i (19)
以上の各式に基づき、タイヤ及びサスペンションの各特性の複素ＣＣを求めることができる。本実施形態では、以下を前提条件としている。
・ｓの次数が２次以上の項を持つ要素もあるが、ｓの１次までの項で近似する。こうすることで、各システム要素のモデルを単純化することができる。
・要素の等価スリップ角ξｉの符号は、旋回外輪イン（−）アウト（＋）とする。
・車両状態量（ξi，ｙ，φ，ΔＷki，ΔＫki）は、横加速度１Ｇ当たりを示している。
この前提条件の下で求めた複素ＣＣの一例を以下の表に示す。
Based on the above equations, the complex CC of each characteristic of the tire and suspension can be obtained. In the present embodiment, the following conditions are assumed.
・ Some elements have terms of the second order or higher in the order of s. By doing so, the model of each system element can be simplified.
The sign of the equivalent slip angle ξi of the element is the turning outer ring in (−) out (+).
The vehicle state quantities (ξi, y, φ, ΔWki, ΔKki) indicate per lateral acceleration 1G.
An example of the complex CC obtained under this precondition is shown in the following table.
次に、図４及び図５により、タイヤ及びサスペンションの各特性について求めた複素ＣＣの時定数について説明する。図４は前輪及びフロントサスペンションの各特性について複素ＣＣの時定数を示した棒グラフであり、図５は後輪及びリアサスペンションの各特性について複素ＣＣの時定数を示した棒グラフである。 Next, the time constant of the complex CC obtained for each characteristic of the tire and the suspension will be described with reference to FIGS. FIG. 4 is a bar graph showing the time constant of the complex CC for each characteristic of the front wheel and the front suspension, and FIG. 5 is a bar graph showing the time constant of the complex CC for each characteristic of the rear wheel and the rear suspension.
図４及び図５は、車重、サスペンションジオメトリ、タイヤの縦ばね定数等が異なる３種類の車両の各特性について算出した時定数を示している。具体的には、無地のバーで示した車両のタイヤの縦ばね定数は２３０Ｎ／ｍｍ、横ばね定数は１４２Ｎ／ｍｍである。また、ドットのバーで示した車両のタイヤの縦ばね定数は２４５Ｎ／ｍｍ、横ばね定数は１３０Ｎ／ｍｍである。これらに対し、斜線のバーで示した車両のタイヤの縦ばね定数は２１３Ｎ／ｍｍ、横ばね定数は８９Ｎ／ｍｍと大幅に低くなっている。したがって、前輪及び後輪共に、タイヤ横剛性における時定数が他の２車種と比較して大きくなっており、その増加分がそのままトータルの時定数に反映されてしまっている。 4 and 5 show time constants calculated for the characteristics of three types of vehicles having different vehicle weights, suspension geometries, tire vertical spring constants, and the like. Specifically, the longitudinal spring constant of a vehicle tire indicated by a solid bar is 230 N / mm, and the lateral spring constant is 142 N / mm. Further, the longitudinal spring constant of the vehicle tire indicated by the dot bar is 245 N / mm, and the lateral spring constant is 130 N / mm. On the other hand, the longitudinal spring constant of the vehicle tire indicated by the hatched bar is 213 N / mm, and the lateral spring constant is 89 N / mm, which is significantly low. Therefore, both the front wheel and the rear wheel have larger time constants in the tire lateral rigidity than the other two models, and the increase is reflected in the total time constant as it is.
タイヤの縦ばね定数を低減したことに伴うタイヤ横剛性における時定数増加を許容しつつ、車輪トータルの時定数増加を抑制して所定の目標値以下とするためには、サスペンションの特性のうち、時定数を減少させる働きをするものを選択し、その特性値を調整して時定数を減少させればよい。 In order to suppress the increase in the time constant of the total wheel and keep it below a predetermined target value while allowing the time constant increase in the tire lateral stiffness due to the reduction of the tire's vertical spring constant, among the characteristics of the suspension, It is only necessary to select the one that functions to reduce the time constant and adjust the characteristic value to reduce the time constant.
具体的には、ロールセンター高さｈRを高くすることにより、ロールアーム長ｈが短くなり、ロールによる重心とタイヤとの間の相対変位が減少するので、ロールによる重心横移動量が小さくなる。即ち、図４、図５に点線及び矢印で示すようにロールによる重心横移動における正の時定数が減少する。 Specifically, by increasing the roll center height h R , the roll arm length h is shortened, and the relative displacement between the center of gravity and the tire due to the roll is reduced, so the lateral movement amount of the center of gravity due to the roll is reduced. . That is, as shown by dotted lines and arrows in FIGS. 4 and 5, the positive time constant in the lateral movement of the center of gravity by the roll decreases.
また、ロールセンター高さｈRを高くすることにより、ロールに伴いサスペンションがストロークしたときのタイヤの横方向変位（スカッフ変化量）が大きくなり、疑似的なスリップ角が増大する。この疑似的なスリップ角により、実際のタイヤのスリップ角による横力が増大するよりも早く横力が発生する。即ち、図４、図５に点線及び矢印で示すようにロールによるスカッフ変化における負の時定数が増大する。 Further, by increasing the roll center height h R , the lateral displacement (scuff change amount) of the tire when the suspension strokes with the roll increases, and the pseudo slip angle increases. By this pseudo slip angle, the lateral force is generated earlier than the lateral force due to the actual tire slip angle increases. That is, as indicated by dotted lines and arrows in FIGS. 4 and 5, the negative time constant in the scuff change due to the roll increases.
このように、ロールセンター高さｈRが高くなるようにサスペンション１のアッパアーム２やロワアーム４を配置することにより、ロールによる重心横移動及びスカッフ変化の２つの特性が時定数の合計値を減少させる方向に働き、図４、図５に点線及び矢印で示すように、タイヤの縦ばね定数低減による車輪トータルの時定数増加を相殺し、所定の目標値以下とすることができる。 As described above, by arranging the upper arm 2 and the lower arm 4 of the suspension 1 so that the roll center height h R becomes high, the two characteristics of the lateral movement of the center of gravity and the change of the scuff by the roll reduce the total value of the time constant. As shown by dotted lines and arrows in FIG. 4 and FIG. 5, the increase in the total time constant of the wheels due to the reduction of the tire's longitudinal spring constant can be canceled out to be equal to or less than a predetermined target value.
次に、本発明の実施形態のさらなる変形例を説明する。
まず、上述した実施形態においては、ダブルウィッシュボーン式のサスペンションを例として説明したが、ストロークに応じてスカッフ変化する他の形式（例えばマルチリンク式、セミトレーリングアーム式、ストラット式等）のサスペンションにも本発明を適用することができる。
Next, further modifications of the embodiment of the present invention will be described.
First, in the above-described embodiment, the double wishbone type suspension has been described as an example, but other types of suspensions (for example, a multi-link type, a semi-trailing arm type, a strut type, etc.) that change in accordance with the stroke. The present invention can also be applied to.
次に、上述した本発明の実施形態及び本発明の実施形態の変形例による車両のサスペンション装置１の効果を説明する。 Next, effects of the vehicle suspension apparatus 1 according to the above-described embodiment of the present invention and the modification of the embodiment of the present invention will be described.
まず、車輪６に発生する横力に関連するサスペンション１の各特性に基づき算出された、横力の時間遅れに関連する時定数と、車輪６のタイヤの横剛性に基づき算出された横力の時間遅れに対応する時定数との和が、予め定められた目標値以下となるように、アッパアーム２やロワアーム４が配置されており、横力に関連するサスペンション１の特性には、車輪６のストロークに伴うスカッフ変化量が含まれるので、タイヤの縦ばね定数低減に伴いタイヤの横剛性に対応する時定数が増加した場合でも、車輪６のストロークに伴うスカッフ変化量に対応する時定数が減少する方向にアッパアーム２やロワアーム４の配置を調整することにより、車輪トータルの時定数増加を抑制して目標値以下とすることができる。これにより、タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を得ることができる。
First, the time constant related to the time delay of the lateral force calculated based on each characteristic of the suspension 1 related to the lateral force generated on the
また、ロールセンター高さｈRやロールアーム長ｈ等に基づき、車輪６のストロークに伴うスカッフ変化量に対応する時定数を算出することができる。したがって、車輪６のストロークに伴うスカッフ変化量に対応する時定数を減少させて車輪トータルの時定数を目標値以下とする際に、必要な時定数の減少量に相当するアッパアーム２やロワアーム４の配置の調整値を、定量的に把握することができる。これにより、タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を確実に得ることができる。
Further, a time constant corresponding to the amount of scuff change accompanying the stroke of the
１ サスペンション装置
２ アッパアーム
４ ロワアーム
６ 車輪
８ ホイールサポート
１０ コイルばね
１２ 緩衝装置
Ｂ 車体
Ｏｉ 瞬間回転中心
Ｏ ロールセンター
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Suspension apparatus 2 Upper arm 4
Claims (2)
上下方向に揺動可能に車体に連結された複数の連結部材と、
前記複数の連結部材に連結され車輪を回転可能に支持する車輪支持部材と、
車体上下方向に延び上端が車体に取り付けられると共に下端が前記連結部材又は前記車輪支持部材に取り付けられた緩衝装置と、を備え、
前記車輪に発生する横力に関連する前記サスペンションの各特性に基づき算出された、前記横力の時間遅れに関連する時定数と、前記車輪の横剛性に基づき算出された前記横力の時間遅れに対応する時定数との和が、予め定められた目標値以下となるように、前記複数の連結部材が配置されており、
前記横力に関連する前記サスペンションの特性には、前記車輪のストロークに伴うスカッフ変化量が含まれる、
車両のサスペンション装置。 A vehicle suspension device that generates a scuff change by a stroke,
A plurality of connecting members connected to the vehicle body so as to be swingable in the vertical direction;
A wheel support member connected to the plurality of connection members and rotatably supporting a wheel;
A shock absorber that extends in the vertical direction of the vehicle body and has an upper end attached to the vehicle body and a lower end attached to the connecting member or the wheel support member,
A time constant related to the time delay of the lateral force calculated based on each characteristic of the suspension related to the lateral force generated on the wheel, and a time delay of the lateral force calculated based on the lateral stiffness of the wheel. The plurality of connecting members are arranged such that the sum with a time constant corresponding to is equal to or less than a predetermined target value,
The suspension characteristics related to the lateral force include the amount of scuff change associated with the stroke of the wheel.
Vehicle suspension system.
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2017150588A JP2019026196A (en) | 2017-08-03 | 2017-08-03 | Vehicular suspension apparatus |
| PCT/JP2018/029232 WO2019027042A1 (en) | 2017-08-03 | 2018-08-03 | Suspension device for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2017150588A JP2019026196A (en) | 2017-08-03 | 2017-08-03 | Vehicular suspension apparatus |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2019026196A true JP2019026196A (en) | 2019-02-21 |
Family
ID=65232842
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2017150588A Pending JP2019026196A (en) | 2017-08-03 | 2017-08-03 | Vehicular suspension apparatus |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2019026196A (en) |
| WO (1) | WO2019027042A1 (en) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN113147296A (en) * | 2021-04-20 | 2021-07-23 | 上海高仙自动化科技发展有限公司 | Double-fork-arm suspension mechanism and cleaning robot |
Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH10218008A (en) * | 1997-02-12 | 1998-08-18 | Honda Motor Co Ltd | Toe angle control device for vehicle |
| JP2001018621A (en) * | 1999-07-02 | 2001-01-23 | Daihatsu Motor Co Ltd | Front suspension |
| JP2003127887A (en) * | 2001-10-29 | 2003-05-08 | Mazda Motor Corp | Control stability designing method and designing program |
| JP2006062505A (en) * | 2004-08-26 | 2006-03-09 | Nissan Motor Co Ltd | Suspension device for vehicle |
| JP2007285829A (en) * | 2006-04-14 | 2007-11-01 | Fuji Heavy Ind Ltd | Design support device of steering stability |
-
2017
- 2017-08-03 JP JP2017150588A patent/JP2019026196A/en active Pending
-
2018
- 2018-08-03 WO PCT/JP2018/029232 patent/WO2019027042A1/en active Application Filing
Patent Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH10218008A (en) * | 1997-02-12 | 1998-08-18 | Honda Motor Co Ltd | Toe angle control device for vehicle |
| JP2001018621A (en) * | 1999-07-02 | 2001-01-23 | Daihatsu Motor Co Ltd | Front suspension |
| JP2003127887A (en) * | 2001-10-29 | 2003-05-08 | Mazda Motor Corp | Control stability designing method and designing program |
| JP2006062505A (en) * | 2004-08-26 | 2006-03-09 | Nissan Motor Co Ltd | Suspension device for vehicle |
| JP2007285829A (en) * | 2006-04-14 | 2007-11-01 | Fuji Heavy Ind Ltd | Design support device of steering stability |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| WO2019027042A1 (en) | 2019-02-07 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US6945541B2 (en) | Vehicle suspension | |
| US7427072B2 (en) | Active vehicle suspension | |
| JP6979500B2 (en) | Vehicle suspension | |
| JP4207075B2 (en) | In-wheel motor car | |
| US8746713B2 (en) | Wheel suspension for motor vehicles | |
| JP4821454B2 (en) | Vehicle travel control device | |
| CN106970524B (en) | Design method of vehicle roll motion safety linear quadratic form optimal LQG controller for active suspension | |
| JP2004520222A (en) | Vehicle wheel suspension system | |
| US8882116B2 (en) | Passive vehicle suspension system providing optimal camber gain | |
| JPH01266007A (en) | Rear suspension for vehicle | |
| JP4876924B2 (en) | Roll control device for vehicle | |
| JP2019026196A (en) | Vehicular suspension apparatus | |
| JP6662355B2 (en) | Vehicle suspension device | |
| Thosar | Design, analysis and fabrication of rear suspension system for an all terrain vehicle | |
| JP2569714B2 (en) | Rear suspension for vehicles | |
| WO2014132875A1 (en) | Three-wheeled motor vehicle and roll damping device therefor | |
| KR102417403B1 (en) | Stabilization control method using active roll stabilization and stabilization control system | |
| US7896361B2 (en) | Passive vehicle suspension system providing optimal camber gain | |
| WO2020095869A1 (en) | Strut suspension device for in-wheel motor drive device | |
| CN116653989A (en) | Vehicle roll motion optimization control method and system, storage medium and vehicle | |
| Santosh et al. | Design and Optimization of Suspension System for an Formula Hybrid Vehicle | |
| JP2023027642A (en) | Vehicle and vehicle suspension control method | |
| JP5158221B2 (en) | Vehicle suspension system | |
| Zapletal | Copyright© 2000 Society of Automotive Engineers, Inc. | |
| KR20110038503A (en) | Suspension system for vehicle |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20180228 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20190507 |
|
| A601 | Written request for extension of time |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A601 Effective date: 20190626 |
|
| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20191105 |