JP3594394B2 - Vehicle strut suspension system - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、車両のサスペンション装置に係り、より詳しくは分割型のロアアームを有し且つロアアームと車体間の剛性を最適に維持して常に車両の走行安定性を確保可能なストラット型サスペンション装置に関する。
【０００２】
【関連する背景技術】
今日、車両の懸架装置としてストラットとロアアームからなるストラット型サスペンションが多用されている。このストラット型サスペンションは、特にその構造的な優位性から車両の操舵を行う前輪に用いられることが一般化している。通常、このようなストラット型サスペンションのロアリンクには、図２３に示すような一体式のＡ型ロアアーム２００が使用されており、その先端に車輪２０１が支持されている。
【０００３】
同図に示すように、このＡ型ロアアーム２００の一端の連結部２０５は車体２０２に突設された一対のブラケット２０３，２０３に回動自在に連結されており、また、他端の車両の後方向に延びた連結部２０６はブッシュ２０７を介して車体２０２に軸支されている。これにより、Ａ型ロアアーム２００が車両の上下方向に揺動自在となっている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のような一体式のＡ型ロアアーム２００では、図２４に示すように、車輪２０１に車両前後方向の力ＦＷが入力すると、連結部２０５及び連結部２０６をそれぞれ支点として回転しようとする。このとき、実際には連結部２０５及び連結部２０６の双方を同時に回転中心とはできないことから、Ａ型ロアアーム２００は連結部２０５と連結部２０６との間に存在する仮想の回転中心Ｐ回りに回転することになる。
【０００５】
このように、Ａ型ロアアーム２００が回転中心Ｐ回りに回転しようとすると、回転中心Ｐ回りのモーメントが分解され、同図に示すように、連結部２０５には力ＦＡ１が、また連結部２０６には力ＦＢ１が、それぞれ図中矢印（ベクトル）の方向に作用することになる。
このとき、同図から明らかなように、車体に作用する力ＦＡ１と力ＦＢ１のベクトルの方向は必ずしもＡ型ロアアーム２００の各アームの軸方向とは一致していない。特に、力ＦＢ１に関していえば、力ＦＢ１は軸方向と略直角方向にしてアームがしなるように作用している。
【０００６】
また、同図から明らかなように、回転中心Ｐは、連結部２０５や連結部２０６よりも車体２０２側に位置しているため、回転半径、つまり腕の長さがＡ型ロアアーム２００の長さを越えて長くなっている。従って、力ＦＷによるモーメントは大きなものとなっており、これに応じて力ＦＡ１と力ＦＢ１もかなり大きなものとなっている。
【０００７】
これらのことから、このＡ型ロアアーム２００では、アームのしなりによる弾性を利用して力ＦＷの車体への伝達を緩和しているが、Ａ型ロアアーム２００にかかる負担は非常に大きなものとなっており、好ましいことではない。また、アームが柔らかすぎて弾性力があまり強くない場合には、例えば旋回走行中のように力ＦＷが大きくなるとアームのしなりが大きくなり、これにより車輪２０１がふらついたりトー角度等のアライメントが不本意に変化したりして走行安定性が損なわれる虞もある。
【０００８】
そこで、力ＦＷの車体への伝達を良好に緩和し且つ力ＦＡ１と力ＦＢ１とを好適な大きさと方向とすべく、図２５に示すように、ロアアーム２００の一端の連結部２０５を弾性を有するブッシュを介してブラケット２０３，２０３に取付けるとともに、他端の連結部２０６のブッシュ２０７に関しても弾性を有するブッシュとし、さらにロアアーム２００を前側アーム２１０と後側アーム２１２とに分割して後側アーム２１２を前側アーム２１０に回動自在に連結した構成のロアアームが特開平５−２７０２２１号公報等に開示されている。
【０００９】
当該公報に開示されたロアアームによれば、車輪２０１に力ＦＷが作用すると、この力ＦＷは連結部２０５及び連結部２０６に介装された弾性を有するブッシュにより良好に吸収され、前側アーム２１０には略軸方向にのみ力が作用することになる。これにより、ロアアーム２００に作用する力ＦＷを比較的良好に分解させることが可能である。
【００１０】
しかしながら、この場合であっても、後側アーム２１２の後端、即ち連結部２０６のブッシュ２０７に作用する力ＦＷの分力（図２４中の力ＦＢ１に対応）についてはそのベクトルは、やはり、Ａ型ロアアーム２００の後側アーム２１２の端末軸方向とは一致しておらず、つまり、力ＦＢ１は、やはり後側アーム２１２の軸方向と略直角方向にしてアームがしなるように作用している。従って、ロアアーム２００に掛かる負担はさほど軽減されているとはいえず、連結部２０６の適正な剛性の設定も容易ではない。
【００１１】
また、このように前側アーム２１０の軸線上に後側アーム２１２の関節を設けると、車輪２０１に前側アーム２１０の軸線方向、つまり車両横方向に大きな力が作用した場合には、この関節が容易に折れ曲がり車輪のアライメントが容易に変化してしまう虞もある。
さらに、図２５中には示していないが、当該公報には、一端が車輪２０１に接続され他端がステアリングに連結されたタイロッドが示されている。しかしながら、当該公報に開示されたタイロッドは、前側アーム２１０との関係において、旋回中や制動時のタックイン防止のため、車輪２０１に車両前方から力ＦＷが作用すると車輪２０１がトーアウト気味になるように配設されている。従って、この場合、通常走行中に力ＦＷが作用したときには車両の走行安定性が悪化するという問題もある。
【００１２】
本発明は、上述した事情に基づきなされたもので、その目的とするところは、サスペンションの機能を良好に維持しながら、車輪から車体への入力を小さく抑えるとともにロアアームの負担を少なくでき、車両の走行安定性を常に好適に保持可能な車両のストラット型サスペンション装置を提供することにある。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
上述の目的を達成するために、請求項１の発明は、車輪を支持するハブキャリアと車体とをストラット及びロアアームで連結した車両のストラット型サスペンション装置において、前記ロアアームは、一端が前記ハブキャリアに回動自在に連結される一方、他端が前記車体に回動自在に連結されたラテラルアームと、一端が前記ラテラルアームの前記ハブキャリア寄りの第１連結点にて回動自在に連結され、他端が前記ラテラルアームの他端とは車両前後方向で離間した第２連結点にて前記車体に連結されたコンプレッションアームとから構成され、前記コンプレッションアームの他端は、弾性を有するとともに前記第１及び第２連結点間を結ぶラインに垂直にして前記車体に配設された支持軸に外嵌される第１のブッシュを介して前記車体に連結されるものであり、前記第１のブッシュは、内部に、前記支持軸を挟んで前記ラインの方向に直列に形成され、それぞれに流体が密封された第１流体室と第２流体室と、これら第１及び第２流体室を互いに連通する絞り通路とを有し、さらに、状態量検出手段により検出される車両の状態量に応じて前記絞り通路の絞り量を調節して前記第１のブッシュの減衰力を調節する絞り調節手段を備え、前記状態量検出手段は、パワーステアリングのパワーシリンダを作動させる作動油の油圧の上昇を検出するものであって、前記絞り調節手段は、前記作動油の油圧をパイロット圧として前記絞り通路の絞り量を調節するスプール弁であり、前記作動油の油路には、前記第１のブッシュの剛性が高い状態から低い状態への移行に対してのみ絞りとして機能するオリフィスが設けられていることを特徴としている。
【００１４】
従って、車輪が路面から前後方向での入力を受けると、この入力によりラテラルアームが第２連結点回りに回動し、このとき、入力は大方第１連結点を経てコンプレッションアームに沿う方向でのみ車体に作用することになる。よって、従来のＡ型ロアアームの場合とは異なり、仮想の回転中心回りに発生するモーメントが車体に作用するようなことがなく、車体への入力が全体的に小さくなるとともに車輪のトー角度変化量が低減される。また、コンプレッションアームから車体側への入力は車体に配設された支持軸にコンプレッションアームに沿う方向で垂直に作用することになるため、第２連結点において当該入力に対して十分な強度を確保でき、さらには第１のブッシュ内の第１及び第２流体室の流体が絞り通路を通って一方から他方に移動して減衰力が発生することになるので、当該入力を第１のブッシュの作用により好適に吸収でき、車両の走行安定性が向上する。また、車両の状態量、即ちパワーステアリングのパワーシリンダを作動させる作動油の油圧の上昇に応じて第１のブッシュの減衰力が調節されるので、コンプレッションアームと車体間の剛性が車両の走行状態に応じて適正なものに調節される。さらに、減衰力は上記作動油の油圧をパイロット圧として絞り通路の絞り量を調節するスプール弁によって調節されるものであって、当該作動油の油路に第１のブッシュの剛性が高い状態から低い状態への移行に対してのみ絞りとして機能するオリフィスを設けることとしたので、スラローム走行等、ハンドルが頻繁に操作されて、操舵角がゼロを境に変動して施回走行状態が連続するような運転状態にあっては、一時的に操舵角が小となることがあっても、そのような走行状態に好適な高いブッシュ剛性を維持することが可能である。従って、いかなる走行状態においても好適なブッシュ剛性、減衰力が維持され、車両の走行安定性が向上する。
【００１６】
また、請求項２の発明では、前記第１のブッシュは、弾性部に、前記支持軸を挟んで前記ラインの方向に直列に形成され、それぞれに流体が密封された第１流体室と第２流体室と、これら第１及び第２流体室を互いに連通する絞り通路とを有していることを特徴としている。
【００１７】
従って、入力がコンプレッションアームに沿う方向で車体に作用すると、第１のブッシュの弾性部内の第１及び第２流体室の流体が絞り通路を通って一方から他方に移動して減衰力が発生し、これにより、車体に作用する入力が好適に吸収される。
【００２０】
また、請求項３の発明では、前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアームが回動するとき、前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴としている。
【００２１】
従って、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアームが回動することにより生じるラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するよう考慮して設定され、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常にラテラルアームの一端に接続された車輪の車両横方向の変位は小さく抑えられ、車両の走行安定性が向上する。
【００２２】
また、請求項４の発明では、前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式に基づき設定されていることを特徴としている。
従って、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、第１演算式に基づいて容易且つ適正に設定され、車輪の車両横方向の変位が良好に小さく抑えられる。
【００２３】
また、請求項５の発明では、前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、さらに、前記車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端が前記ハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が前記車体側に回動自在に保持され前記操舵輪を操舵可能なタイロッドが前記ラテラルアームと並列に設けられており、前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアームとともに前記タイロッドが回動するとき、前記車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴としている。
【００２４】
従って、車輪が操舵輪である場合には、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアーム及びタイロッドが回動することにより生じる車輪のトー角度の変化を最小化するよう考慮して設定され、これにより、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常に車輪のトー角度の変化は小さく抑えられ、車両の走行安定性が向上する。
【００２５】
また、請求項６の発明では、前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から前記車両前後方向の力の作用による前記タイロッドの回動に伴い変位する前記タイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式に基づき設定されていることを特徴としている。
【００２６】
従って、車輪が操舵輪であってタイロッドを有するような場合には、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、第２演算式に基づいて容易且つ適正に設定され、車輪のトー角度の変化が良好に小さく抑えられる。
また、請求項７の発明では、前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、さらに、前記車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端が前記ハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が前記車体側に回動自在に保持され前記操舵輪を操舵可能なタイロッドが前記ラテラルアームと並列に設けられており、前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアーム及び前記タイロッドが回動するとき、前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するとともに前記車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴としている。
【００２７】
従って、車輪が操舵輪である場合には、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアーム及びタイロッドが回動することにより生じるラテラルアームの一端の車両横方向の変位及び車輪のトー角度の変化とを最小化するよう考慮して設定され、これにより、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常に車輪の車両横方向の変位と車輪のトー角度の変化とがバランスよく小さく抑えられ、車両の走行安定性がより向上する。
【００２８】
また、請求項８の発明では、前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式及び前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から前記車両前後方向の力の作用による前記タイロッドの回動に伴い変位する前記タイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式とに基づき算出された各値の中間値に設定されていることを特徴としている。
【００２９】
従って、車輪が操舵輪であってタイロッドを有するような場合には、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、第１演算式及び第２演算式とに基づいて算出される値の中間値に設定され、車輪の車両横方向の変位と車輪のトー角度の変化とが良好にバランスよく小さく抑えられる。
【００３０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態としての実施例を図面に基づき説明する。
先ず、第１実施例について説明する。
図１には、前２輪、後２輪を有する車両の前輪（操舵輪）に連結された本発明のサスペンション装置が適用されるストラット型サスペンション１０の斜視図を示してある。以下図１に基づきストラット型サスペンション１０の構成について説明する。
【００３１】
先ず、ストラット型サスペンション１０の上部に位置するストラット１１について説明すると、同図に示すように、ストラット１１の上部には、ストラットマウント１２が設けられており、このストラットマウント１２は、複数のボルト２４で車体の上部（図示せず）に固定されている。ストラットマウント１２の中心部には、ダンパラバー（図示せず）を介し、図中下方に臨んでボールベアリング（図示せず）が嵌入されている。そして、このボールベアリングのインナレースには、ショックアブソーバ１４のピストンロッド１５先端が圧入されている。
【００３２】
ショックアブソーバ１４のシリンダ１６には、外嵌するようにしてスプリングアッパシート１７とスプリングロアシート１８が互いに向き合うよう離間して固定されており、このスプリングシート１７，１８間にはコイルスプリング１９が縮設されている。
そして、シリンダ１６の下端部には外嵌するようにしてブラケット２０が固定されており、このブラケット２０には、ナックル（ハブキャリア）２２の上端が複数の締結具によって結合されている。このナックル２２の中央部にはホイールベアリング（図示せず）を介してハブ（図示せず）が回転自在に取り付けられており、このハブに図中二点鎖線で示すようにして車輪１が取り付けられている。
【００３３】
なお、図１中の符号Ｘはストラット１１の軸線、つまりキングピン軸を示している。
図２を参照すると、車両の右前輪側のロアアームユニット３０の詳細が示されており、また、図３を参照すると、図２中のＡ−Ａ線に沿う断面図が示されている。以下、図１及び図２、３に基づきロアアームユニット３０について説明する。
【００３４】
図３に示すように、上記ナックル２２の下端は、ラテラルアーム３１の端部のナックル接続部４０に設けられた自在継手、即ちボールジョイント４２の先端部に外嵌され、ナット４４によって締結されている。従って、このボールジョイント４２と上記ボールベアリングの存在により、ナックル２２がキングピン軸Ｘ回りに回転可能であり、車輪１が、後述のタイロッド２８、上記ナックル２２を介して図２中に二点鎖線で示すように操舵されることになる。
【００３５】
ナックル２２とナックル接続部４０間には、ボールジョイント４２を取り巻くようにしてカバー４６が設けられている。このカバー４６内部には潤滑剤が満たされており、これによりボールジョイント４２の回動部が、ダスト等から保護され且つ潤滑されて良好に回動可能である。
また、ラテラルアーム３１の他端には、筒状にして環状部３２が形成されている。この環状部３２の内部には、図２中に示すように、環状部３２と同一軸心を有するようにしてゴムブッシュ（第２のブッシュ）３４が固着されている。
【００３６】
一方、図２中に示すように、車体の一部であるメンバ２には、環状部３２と対峙するようにして、それぞれに貫通穴４，４の穿設された一対の板状の取付ブラケット３，３が互いに平行に突設されている。そして、ボルト３５がこれら貫通穴４，４と上記ゴムブッシュ３４とを貫通しており、これにより、ラテラルアーム３１がボルト３５回りで回動自在にして取付ブラケット３，３に連結されている。
【００３７】
そして、ボルト３５の先端部にはワッシャ３７を介してナット３６が螺合されている。よって、ボルト３５が抜け落ちることなく取付ブラケット３，３に保持され、ラテラルアーム３１が安定してメンバ２に支持されている。
なお、環状部３２の開口端よりも外側に突出したゴムブッシュ３４の芯３４ａの両端と取付ブラケット３，３との間には隙がないようにされており、ゴムブッシュ３４は取付ブラケット３，３間でがたつきなく保持されている。しかしながら、ラテラルアーム３１は、ゴムブッシュ３４が撓むことから、ボルト３５回りのみならずボルト３５中央の回動中心Ｏ回りに車両前後方向で回動自在とされている。
【００３８】
ラテラルアーム３１の中央よりもナックル接続部４０に近い位置では、ラテラルアーム３１が上下に分離されて開口し、これら上下の部分から一対のコンプレッションアーム接続部５０，５０が形成されている。これら一対のコンプレッションアーム接続部５０，５０には、図２中に示すように、コンプレッションアーム６０の先端、即ち環状部６２が連結されている。
【００３９】
図３中に示すように、環状部６２の内部には、環状部６２と同一軸心を有するようにしてゴムブッシュ６４が固着され、一方、コンプレッションアーム接続部５０，５０には、それぞれに貫通穴５２，５２が穿設されている。詳しくは、貫通穴５２，５２は、図２に示すように、それらの中心（回動中心Ｑ、即ち第１連結点）が後述する可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０の本体７４の軸線の支点Ｇ（第２連結点）における垂線Ｙの延長上、即ちコンプレッションアーム６０の軸線上に位置するように設けられている。そして、ボルト５４がこれら貫通穴５２，５２とゴムブッシュ６４とを貫通しており、これによりコンプレッションアーム６０が、ボルト５４、即ち回動中心Ｑ（第１連結点）回りで回動自在にしてコンプレッションアーム接続部５０，５０に連結されている。
【００４０】
同図に示すように、ボルト５４の先端部には、ワッシャ５７を介してナット５６が螺合されており、よって、ボルト５４は抜け落ちることなくコンプレッションアーム接続部５０，５０に保持され、コンプレッションアーム６０が安定してラテラルアーム３１に支持されている。
なお、環状部６２の開口端よりも外側に突出したゴムブッシュ６４の芯６４ａの両端とコンプレッションアーム接続部５０，５０との間には隙がないようにされており、ゴムブッシュ６４はコンプレッションアーム接続部５０，５０間でがたつきなく保持されている。しかしながら、コンプレッションアーム６０は、ゴムブッシュ６４が撓むことから、ボルト５４回りのみならずボルト５４中央回りに自由に回動自在とされている。
【００４１】
図２中に示すように、コンプレッションアーム６０の後端には、減衰力を変更可能な可変剛性減衰ブッシュＲＨ（第１のブッシュ）７０が接続されており、この接続点が支点Ｇ（第２連結点）を構成している。この可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は、ボルト等の締結具７１によってメンバ２に固定されている。そして、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０には、油圧制御ユニット１００が接続されている。
【００４２】
なお、図中には、キングピン軸Ｘと回動中心Ｏとを結ぶ線、即ちラテラルアーム３１の軸線を線Ｗで示してあり、回動中心Ｏと支点Ｇとを結んで線Ｕが示されているが、この線Ｕは、ロアアームユニット３０に一切負荷が掛かっていない状態においては線Ｗに対して略直角とされている。
ところで、ナックル２２のアーム終端には、タイロッド２８の一端が回動中心Ｓ回りに回動自在に接続されている。そして、このタイロッド２８の他端は、回動中心Ｔ回りに回動自在にしてステアリング機構２６に連結されている。これにより、上述したように、車輪１の操舵が可能とされている。
【００４３】
同図には、ラテラルアーム３１の軸線Ｗと上記タイロッド２８の回動中心Ｓ，Ｔとの距離をそれぞれ距離ｃ及び距離ｄで示してある。これら距離ｃ及び距離ｄは、例えば、距離ｄの方が距離ｃ以上となるように設定されている（ｄ≧ｃ）。距離ｄの方が距離ｃ以上であると、タイロッド２８とラルアーム３１とが略同一長さであると仮定した場合にあっては、車輪１に車両前後方向の力ＦＷが作用したとき、車輪１がトーイン気味とされ、車両の直進走行安定性が確保され都合がよい。但し、当該実施例においては、便宜上、主として距離ｄと距離ｃとが同じ（ｄ＝ｃ）であるとして説明を行う。
【００４４】
図４乃至図８を参照すると、上記可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０の断面及び油圧制御ユニット１００の構成が示されており、以下図４乃至図８に基づき可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０について説明する。
図４中に示すように、コンプレッションアーム６０の後端には、環状部６７が形成されており、この環状部６７に可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０が嵌入されている。詳しくは、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は、円筒状の本体７４とこの本体７４周りに固着して設けられたゴムブッシュ６８とから構成されており、このゴムブッシュ６８が環状部６７に圧入されてコンプレッションアーム６０に接続されている。
【００４５】
同図に示すように、ゴムブッシュ６８内には、液体室（第１流体室）６８ａと液体室（第２流体室）６８ｂの２つの液体室が形成されており、これら液体室６８ａ及び液体室６８ｂは、本体７４に沿って延びている。
図６には、図４中のＢ−Ｂ線に沿う断面を示してあるが、液体室６８ａ及び液体室６８ｂは、この図４中に示すように、コンプレッションアーム６０の軸線の延長上つまり上記垂線Ｙ上で本体７４を間に挟むようにして向かい合い、且つ本体７４の外周に沿うようにして設けられている。そして、これら液体室６８ａ及び液体室６８ｂ内には、作動油が充填されている。
【００４６】
本体７４の一端近傍の中心部には、円筒状のシリンダ孔７６が穿設されており、このシリンダ孔７６と上記液体室６８ａ及び液体室６８ｂとがそれぞれ細径の液体通路（絞り通路）７８，７９によって連通されている。つまり、液体室６８ａと液体室６８ｂとが液体通路７８，７９及びシリンダ孔７６を介して連通されている。
【００４７】
シリンダ孔７６には、シリンダ孔７６内を摺動自在にしてピストン８０が挿入されており、このピストン８０の外周には、溝８２が形成されている。つまり、これらシリンダ孔７６とピストン８０とからスプール弁（減衰力調節手段）が構成されている。なお、図中の符号８４，８５はピストン８０に外嵌されたピストンリングを示している。
【００４８】
ピストン８０の内部には、円筒状のスプリング孔８７が穿設されており、このスプリング孔８７には、コイルスプリング８６が挿入されている。コイルスプリング８６は、ピストン８０とシリンダ孔７６端部の底壁７７間で縮設されており、通常はピストン８０を底壁７７から離間する方向に付勢している（図４に示す状態）。
【００４９】
また、同図に示すように、シリンダ孔７６には、本体７４の一端側から高圧パイプ８８の一端が挿入されている。この高圧パイプ８８の他端は、詳しくは後述する油圧制御ユニット１００に接続されており、これにより、高圧パイプ８８の内部に充填された作動油を介し、パイロット圧がピストン８０に供給されるようになっている。
【００５０】
高圧パイプ８８の先端近傍の外周にはストッパ８９が形成されており、このストッパ８９は、シリンダ孔７６の段部７６ａと当接している。そして、この高圧パイプ８８は、高圧パイプ８８に外嵌されて本体７４と螺合する留め具９０により、その先端がストッパ８９の背部と当接するようにして固定されている。従って、留め具９０が本体７４に螺合された状態では、ストッパ８９は段部７６ａに密接しており、高圧パイプ８８との連通以外はシリンダ孔７６は密閉された状態に保持されている。
【００５１】
また、同図に示すように、高圧パイプ８８の先端はピストン８０に当接するようになっており、これにより、コイルスプリング８６によって付勢されるピストン８０の摺動が規制されている。そして、この図示の位置（原位置）においては、ピストン８０の溝８２と液体通路７８，７９の各開口位置とが一致するように設定されている。従って、図４中に示す状態にあっては、液体室６８ａ内の作動油と液体室６８ｂ内の作動油とが液体通路７８，７９及び溝８２を介して互いに行き来自在になっている（図６参照）。
【００５２】
本体７４には、フランジ７１及び一対のフランジ７２，７２が設けられており、フランジ７２には貫通孔７２ａが、またフランジ７３，７３には貫通孔７３ａ，７３ａがそれぞれ穿設されている。そして、貫通孔７２ａ、貫通孔７３ａ，７３ａには、前述の締結具７１がそれぞれ挿入され貫通しており、これら各締結具７１がメンバ２に締結されることで、前述したように、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０がメンバ２に固定されている。
【００５３】
図８を参照すると、高圧パイプ８８の他端に接続された油圧制御ユニット１００の構成が示されており、以下、同図に基づき説明する。
同図に示すように、油圧制御ユニット１００には、油圧を発生するためのポンプ１０２が設けられている。このポンプ１０２は、エンジン（図示せず）によって駆動されるものであり、エンジンの作動時には常時駆動されている。
【００５４】
ポンプ１０２の吸込口には管路１０４が接続され、この管路１０４は作動油の貯蔵されたドレンタンク１０６に延びている。一方、ポンプ１０２の吐出口には、管路１０８が接続されており、この管路１０８には、パワーステアリングバルブ１２０が接続されている。パワーステアリングバルブ１２０には、管路１２２，１２４及び管路１２６が接続されており、そして、管路１２２，１２４はパワーシリンダ１２８に接続され、また管路１２６は上述のドレンタンク１０６に延びている。パワーステアリングバルブ１２０は、ハンドル（図示せず）が操作され、操舵角θの絶対値｜θ｜が大きくなると、操舵角θの正負に応じて管路１２２または１２４を介してパワーシリンダ１２８に液圧を供給する一方、通常ハンドルが操作されない状態では、作動油をそのまま管路１２６を介してドレンタンク１０６に戻すような機能を有している。
【００５５】
管路１０８からは、分岐して管路１４０が延びており、その先端には、パイロット圧保持ユニット１５０が接続されている。そして、パイロット圧保持ユニット１５０には、上述した高圧パイプ８８が接続されている。
パイロット圧保持ユニット１５０は、同図に示すように、チェックバルブ１５２とオリフィス１５４とが互いに並列に設けられて構成されている。つまり、このパイロット圧保持ユニット１５０では、高圧パイプ８８内の油圧が低い場合に、管路１４０を経て流入する作動油を自由に高圧パイプ８８へ流通可能にする一方、逆に管路１４０内の油圧が低くなった場合に、高圧パイプ８８から管路１４０へ逆流しようとする作動油をチェックバルブ１５２で遮断してオリフィス１５４のみに導くようにしている。従って、このパイロット圧保持ユニット１５０は、一旦高圧パイプ８８側に流入した作動油を直ぐには管路１４０側に戻さないようにして、高圧パイプ８８内の油圧を暫時保持する働きをしている。
【００５６】
なお、高圧パイプ８８は、上述した右前輪側の可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に接続されるのみならず、分岐して左前輪側の可変剛性減衰ブッシュＬＨ（図示せず）にも接続されている。
ところで、ラテラルアーム３１の他端に設けられた上述のゴムブッシュ（第２のブッシュ）３４は、その撓のばね定数、即ち剛性Ｋａが予め適正な値に設定されている。詳しくは、車両前後方向の剛性ＫａＸ及び横方向の剛性ＫａＹがそれぞれ適正な値に設定されている。特に、横方向の剛性ＫａＹは車両の走行安定性に深く拘わることから、前後方向の剛性ＫａＸよりもより適正な値に設定されている。以下、この剛性ＫａＹの設定手順について説明する。
【００５７】
図９は、例えば、ゴムブッシュ３４の剛性Ｋａが非常に大きく、ゴムブッシュ３４が回動自在でありながら略剛体である場合において、車輪１に前後方向の力ＦＷが作用したときのロアアームユニット３０と車輪１の挙動を示した図である。
この場合、同図に示すように、力ＦＷが車輪１に作用すると、ラテラルアーム３１が回動中心Ｏ回りに破線位置まで回動する。このとき、ゴムブッシュ３４が略剛体に設定されていることから、ラテラルアーム３１は、回動中心Ｏとキングピン軸Ｘとの距離を一定に保持したまま回動する。そして、これに伴い、コンプレッションアーム６０が、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０内のゴムブッシュ６８を押し、且つ回動中心Ｑ回りに回動しながら破線位置まで変位する。さらに、ナックル２２の移動に伴って、タイロッド２８が回動中心Ｔ回りに破線位置まで回動する。
【００５８】
ところで、線Ｗと回動中心Ｔとの距離ｄは、上述したように、線Ｗと回動中心Ｓとの距離ｃと同一或いはそれ以上とされている。また、ラテラルアーム３１の回動中心Ｏとキングピン軸Ｘ間の距離は、タイロッド２８の回動中心Ｔと回動中心Ｓ間の距離と必ずしも一致していない。当該実施例では、回動中心Ｔと回動中心Ｓ間の距離の方が回動中心Ｏとキングピン軸Ｘ間の距離よりもやや長くされている。つまり、この場合、ラテラルアーム３１とタイロッド２８とは平行リンクとしての機能を有していない。
【００５９】
従って、このとき、車両の横方向の変位成分に注目すれば、キングピン軸Ｘは、ラテラルアーム３１の回動中心Ｏ回りの回動に伴い車体２側に変位量Δｙｂだけ変位しており、一方、回動中心Ｓは、タイロッド２８の回動中心Ｔ回りの回動に伴い、変位量Δｙｂと同一方向に変位量Δｙｂよりも少ない変位量Δｙｔだけ変位している。よって、キングピン軸Ｘと回動中心Ｓ間に設けられたナックル２２は、破線位置まで移動しながらキングピン軸Ｘ回りに僅かに回動している。このようにナックル２２がキングピン軸Ｘ回りに回動すると、これに伴い、車輪１もキングピン軸Ｘ回りに回動する。つまり、ここでは、破線で示すように、車輪１は、車体２側に変位量Δｙｂだけ変位させられると同時に、トー角度も変化量Δθｓだけステア角変化し、上述したようにトーイン気味とされている。
【００６０】
しかしながら、車輪１の横方向の位置やトー角度が変化してしまうことは、それがトーアウト側のみならずトーイン側であっても、走行安定性を充分に確保するには望ましいことではない。そこで、本実施例では、車輪１の横方向の変位とステア角変化とが共に良好に最小化されるようなゴムブッシュ３４の剛性ＫａＹを実験に基づき設定するようにしている。
【００６１】
図１０には、ロアアームユニット３０をモデル化して示してあり、同図に基づき、車輪１の横方向の位置変化（変位量Δｙ）を最小化することの可能な剛性ＫａＹの設定手順を説明する。
図１０中の白抜き矢印は、ロアアームユニット３０全体としての前後剛性ＫＸを示している。先ず、この前後剛性ＫＸが次式（１）から算出される。
ＫＸ＝ＫＧ・ｃｏｓ^２ψ／Ｌ^２ …（１）
ここに、ＫＧは支点Ｇにおける可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０のコンプレッションアーム６０軸方向のばね定数、即ち剛性であり、ψは車輪１に対するコンプレッションアーム６０の角度であり、また、Ｌは、車輪１に力ＦＷが作用していない場合の回動中心Ｏから回動中心Ｑまでの距離ａと回動中心Ｏからキングピン軸Ｘまでの距離ｂとの分割比（Ｌ＝ｂ／ａ）を示している。
【００６２】
ところで、力ＦＷが車両前後方向に作用し、ロアアームユニット３０が図１０中に破線で示す状態とされた場合に、ラテラルアーム３１の回動に拘わらず上記図９中の変位量Δｙｂを発生させないためには、この変位量Δｙｂとゴムブッシュ３４の弾性力による変位量Δｙｆ（Δｙｆ＝ＦＷ・Ｌ・ｔａｎψ／ＫａＹ）とを釣り合わせるようにすればよい（Δｙｆ＝Δｙｂ）。即ち、ΔｙｆとΔｙｂとの差である車輪１の実際の変位量Δｙが最小化されるようにすればよい。このことから、上式の変形によりゴムブッシュ３４の剛性ＫａＹは次式（第１演算式）（２）で示され、この式（２）から剛性ＫａＹが算出される。
【００６３】
ＫａＹ＝ＦＷ・Ｌ・ｔａｎψ／Δｙｂ
＝ＦＷ・Ｌ・ｔａｎψ／ｂ・（１／ｃｏｓφ−１） …（２）
ここに、φは上記ＫＸを用いて次式（３）から容易に算出される。
φ＝ＦＷ／ＫＸ・ｂ …（３）
以上のようにして、車輪１の横方向の位置変化、即ち変位量Δｙを最小化することの可能な剛性ＫａＹが求められる。しかしながら、変位量Δｙを最小化するだけでは、未だ、ナックル２２は、回動中心Ｓの変位量Δｙｔに基づき、キングピン軸Ｘ回りに回動した状態のままであり、車輪１は相変わらず図９中に破線で示したようにステア角変化してトーイン傾向にある。このステア角変化、つまりトー角度の変化を完全に防止するためには、さらに、キングピン軸Ｘをタイロッド２８の回動中心Ｓの変位量Δｙｔと方向、大きさともに一致するまで補正変位させる必要がある。
【００６４】
そこで、上記図９中のタイロッド２８の回動中心Ｓの変位量Δｙｔをも予め考慮して、次式（第２演算式）（４）に基づきより適正な剛性ＫａＹを求めるようにしている。

ここに、Δｙｂ−Δｙｔの項が、ステア角変化を最小化すべく変位量Δｙｔを考慮した最終的なキングピン軸Ｘの変位量Δｙｂ’を示している。このΔｙｂ−Δｙｔ（＝Δｙｂ’）の項の値は、本実施例では変位量Δｙｂよりも小である（Δｙｂ’＜Δｙｂ）。つまり、変位量Δｙｔを考慮して上式（４）に基づき算出された、より適正な剛性ＫａＹの値は、単純に車輪１の横方向の変位量Δｙを最小化すべく式（２）から求めた値よりも大きくされており、従って、ゴムブッシュ３４の横方向の剛性は比較的大きく、やや堅く設定されている。
【００６５】
このようにして、ゴムブッシュ３４の横方向の剛性ＫａＹが、最終的に車輪１の横方向の位置変化とステア角変化とを考慮してバランスよく好適に設定されることになり、変位量Δｙが適度に最小化され、力ＦＷの作用時において車輪１の横方向の変位が防止されるとともに車輪１のトー角度の変化が防止され、車両の走行安定性が良好に確保される。
【００６６】
ところで、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０の剛性ＫＧは、減衰力調節に応じて変化する。従って、実際には、変化する剛性ＫＧに基づいて最適な剛性ＫａＹが選択され設定される。
図１１を参照すると、ロアアームユニット３０全体としての前後剛性ＫＸと剛性ＫａＹとの関係が示されている。この図は、即ち、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０の剛性ＫＧに対する剛性ＫａＹの変化を示している。図中の実線は、上記車輪１の横方向の変位（Δｙ）のみを防止すべく設定した剛性ＫａＹを示しており、一方、破線は、タイロッド２８の回動中心Ｓの変位量Δｙｔを考慮し、つまりステア角変化（Δθｓ）を防止すべく考慮して設定したより適正な剛性ＫａＹを示している。
【００６７】
同図に示すように、剛性ＫａＹは、全般的に前後剛性ＫＸの増大に伴い大きくなるような特性を有している。従って、例えば、剛性ＫａＹとして図中実線上の一つの剛性ＫａＹ０を選択して設定した場合には、その剛性ＫａＹ０を有したゴムブッシュ３４は、前後剛性ＫＸの増大に応じて良好な弾性力を発揮することができず、トー角度が意図せず大きく変化する等して車両の走行安定性が欠如する。
【００６８】
このことから、実際には、図中実線と破線とに挟まれた範囲（斜線で示す）、即ち、車輪１の横方向の位置変化（Δｙ）とステア角変化（Δθｓ）とが共に許容範囲内とされる剛性ＫａＹの範囲（中間値）において適切な剛性ＫａＹ（例えば、図中の剛性ＫａＹ１）を設定するようにしている。
なお、ゴムブッシュ３４の前後方向の剛性ＫａＸについては説明を省略したが、この剛性ＫａＸはロアアームユニット３０全体としての前後剛性ＫＸとの兼ね合いから適宜設定されればよい。
【００６９】
以下、このように構成されたストラット型サスペンション１０の作用について説明する。ここでは、ハンドルが操作されず、操舵角θの絶対値｜θ｜がゼロ値近傍の所定値θ１未満（０≦｜θ｜＜θ１）の場合と、ハンドルが操作され、操舵角θの絶対値｜θ｜が所定値θ１以上（｜θ｜≧θ１）の場合とに分けて説明する。なお、ここでは主に右前輪側について説明するが、左前輪側についても同様の作用となる。
【００７０】
｜θ｜がゼロ値近傍（０≦｜θ｜＜θ１）：
ハンドルが操作されず、操舵角θの絶対値｜θ｜がゼロ値近傍（０≦｜θ｜＜θ１）である場合には、油圧制御ユニット１００においてポンプ１０２から吐出される作動油は、管路１０８を通過した後、パワーステアリングバルブ１２０をそのまま通過し、管路１２６を介してドレンタンク１０６に環流する。また、作動油は、管路１４０、チェックバルブ１５２を介して可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に供給される。
【００７１】
このとき、管路１０８内では、作動油は単に通過しているにすぎず、管路１０８内の油圧はそれほど高いものとはなっていない。このことから、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に供給される油圧もこれに応じて低いものとなっている（状態量検出手段）。従って、この場合、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０内のピストン８０にパイロット圧が作用するものの、コイルスプリング８６の付勢力に抗するほどのものではないため、ピストン８０は、高圧パイプ８８の先端と当接する位置、つまり図４中に示す原位置に保持されることになる。
【００７２】
ピストン８０が原位置にある場合には、上述したように、ピストン８０の溝８２の位置と液体通路７８，７９の開口部の位置とが一致するため、液体室６８ａ及び液体室６８ｂ内の作動油が液体通路７８，７９を介して互いに行き来自在となる。従って、この場合には、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に対して図４中に白抜き矢印２５０で示すようなコンプレッションアーム６０の軸方向での入力があると、作動油が液体通路７８，７９及び溝８２を介して液体室６８ａ，６８ｂ間を行き来することになる。
【００７３】
ところで、作動油が液体通路７８，７９を介して液体室６８ａ，６８ｂ間を行き来するときには、入力に対し、液体通路７８，７９の摩擦力に応じた減衰力が発生する。この減衰力は、液体通路７８，７９の断面積に応じて決定されるものであるが、ここでは、この減衰力は、比較的低いものとされている。従って、この場合、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は、コンプレッションアーム６０を変位させながら緩やかに且つ充分にコンプレッションアーム６０からの入力を吸収することになる。
【００７４】
これにより、コンプレッションアーム６０の変位に応じて、車輪１が図２中に白抜き矢印２５２で示す方向に破線で示す位置まで変位量ΔＳ１だけ大きく変位することになるが、その反面、入力が良好に吸収されて車体側に伝達され難くなり、その結果、乗員が不快感を感じることがなくなり、乗り心地の悪化が防止される。
【００７５】
｜θ｜が所定値θ１以上（｜θ｜≧θ１）：
ハンドルが操作され、操舵角θの絶対値｜θ｜が所定値θ１以上（｜θ｜≧θ１）である場合には、油圧制御ユニット１００において、パワーステアリングバルブ１２０が切換えられて管路１２６への作動油の流通が遮断される一方、管路１２２或いは管路１２４への作動油の流通が許容される。これにより、ポンプ１０２から管路１０８に吐出される作動油は、操舵角θの正負に応じて管路１２２或いは管路１２４を経てパワーシリンダ１２８を作動させる。
【００７６】
このとき、作動油は、管路１４０及びチェックバルブ１５２を介して可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０にも供給されることになるが、この場合には、作動油の管路１２６への流通が遮断されていることから管路１０８内の油圧が上昇しており（状態量検出手段）、これにより、高圧の作動油が高圧パイプ８８を経て可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に供給されることになる。従って、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０内のピストン８０は高圧のパイロット圧によってコイルスプリング８６の付勢力に抗して底壁７７側に押されることになる。
【００７７】
図５には、ピストン８０が高圧のパイロット圧によって付勢された状態の可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０を示してあり、図７には、図５中のＢ−Ｂ線に沿う断面を示してあるが、これらの図に示すように、ピストン８０が高圧のパイロット圧によって付勢された状態では、ピストン８０はその先端８１が底壁７７と当接する位置まで移動している。このとき、ピストン８０の溝８２の位置は液体通路７８，７９の開口部の位置からずれており、液体通路７８，７９間、即ち液体室６８ａと液体室６８ｂ間での作動油の流通は遮断されている。
【００７８】
従って、この場合には、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に対して図５中に白抜き矢印２５０で示すようなコンプレッションアーム６０の軸方向での入力が作用したとしても、作動油は一切液体室６８ａ，６８ｂ間を行き来することはなく、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は剛性の高いものとなる。
よって、この場合には、コンプレッションアーム６０の変位はゴムブッシュ６８の持つ弾性によるものだけとなり、車輪１は図２中に白抜き矢印２５２で示す方向に変位するものの、その変位はせいぜい一点鎖線で示す位置までとなり、変位量はΔＳ２程度と小さくなる。このように、車輪１の変位量が小さいと、車両には旋回力、即ちコーナリングフォースが確実に作用し、ハンドル操作に応じた適正な旋回走行が実現されることになる。
【００７９】
なお、ポンプ１０２の吐出圧が低い場合には、パイロット圧も比較的低いものとなっており、この場合には、ピストン８０の移動量は少なく、液体室６８ａと液体室６８ｂ間での作動油の流通が多少許容される。従って、車両が低μ路を走行中には通常ポンプ１０２の吐出圧が低いが、このような場合には、剛性と減衰性とが程良くバランスされ、車輪１のスリップが好適に防止される。
【００８０】
ところで、一旦ハンドルが操作されて操舵角θの絶対値｜θ｜が所定値θ１以上となった後、ハンドルが戻し側に操作され、操舵角θの絶対値｜θ｜が再び所定値θ１未満（０≦｜θ｜＜θ１）となると、再びパワーステアリングバルブ１２０が切換えられる。そして、作動油は管路１２６を経てドレンタンク１０６に環流することになり、管路１０８内の油圧が低下する。これにより、高圧パイプ８８内の油圧よりも管路１０８内の油圧の方が小さくなることから、パイロット圧保持ユニット１５０内のチェックバルブ１５２が閉じられ、高圧パイプ８８内の作動油はオリフィス１５４のみを介して管路１０８側に戻されることになる。
【００８１】
しかしながら、このオリフィス１５４は、上述したように流量を絞る働きをするため、高圧パイプ８８内の作動油は、オリフィス１５４を介して徐々にゆっくりと管路１０８側に戻されることになる。従って、ハンドルが戻し側に操作された場合であっても、高圧パイプ８８内の作動油は、暫時、高圧に保持され、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は剛性の高い状態のまま維持されることになる。つまり、スラローム走行等、ハンドルが頻繁に操作されて操舵角θがゼロ値を境に変動して旋回走行状態が連続するような運転状況にあっては、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は高剛性に維持され、車両の旋回走行性が好適に維持されることになる。
【００８２】
ところで、図２２には、路面から車輪１に作用する力ＦＷをラテラルアーム３１の車体への連結点（回動中心Ｏ）に作用する力ＦＡ２とコンプレッションアーム６０の車体への連結点（支点Ｇ）に作用する力ＦＢ２とに分解してベクトル表示してある。同図から明らかなように、ロアアームをラテラルアーム３１とコンプレッションアーム６０とから構成すると、図２４に示した従来のＡ型ロアアームの場合と比較して、力ＦＡ２は方向は異なるがその大きさが小さくなっており、また、力ＦＢ２は方向がコンプレッションアーム６０の軸方向と完全に一致し、やはり大きさが小さくなっている。従って、このような、ラテラルアーム３１とコンプレッションアーム６０とを分割して回動自在に連結させた構造の本発明のサスペンション装置にあっては、ロアアームに無理な負担を掛けないようにでき、ロアアームユニット３０の耐久性を向上させることができる。
【００８３】
また、当該実施例では、上述したように、ラテラルアーム３１のゴムブッシュ３４の車両横方向の剛性ＫａＹを、車輪１の横方向の変位（Δｙ）とステア角変化（Δθｓ）とがバランスよく最小化されるような適正な剛性値に設定している。これにより、車両の走行中において車輪１に力ＦＷが作用した場合であっても、車輪１の横方向の位置とトー角度とは図２中に破線或いは一点鎖線で示すように殆ど変化することはない。従って、本発明のサスペンション装置は、車両の走行安定性をも好適に確保することが可能である。
【００８４】
次に、第２実施例について説明する。
この第２実施例においては、第１実施例で説明したストラット型サスペンション１０の構成のうち、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０及び可変剛性減衰ブッシュＬＨのみを他の可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０及び可変剛性減衰ブッシュＬＨに置き換えており、ここでは、第１実施例との共通部分については説明を省略し、右車輪側に適用される可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の構成及び作用を中心に図１２乃至図２１に基づき説明する。
【００８５】
図１２を参照すると、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の構成が示されている。同図に示すように、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０は、第１実施例の場合と同様に、コンプレッションアーム６０の後端に形成された環状部６７に嵌入されるようにして設けられている。
そして、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の本体１７４には、第１実施例の場合と同様に、内部に液体室（第１流体室）１６８ａと液体室（第２流体室）１６８ｂを有したゴムブッシュ１６８が、本体１７４周りに固着して設けられており、液体室１６８ａ、１６８ｂ内には作動油が充填されている。そして、液体室１６８ａからは液体通路（絞り通路）１７８が、液体室１６８ｂからは液体通路（絞り通路）１７９がそれぞれ円筒状に穿設されたシリンダ孔１７６に延びている。
【００８６】
シリンダ孔１７６には、ロータリスプールバルブ（減衰力調節手段）１８０が嵌入されている。より詳しくは、ロータリスプールバルブ１８０の筒状のアウタチューブ１８１の外周面がシリンダ孔１７６の内面と接するようにしてシリンダ孔１７６に挿入されている。そして、ロータリスプールバルブ１８０はその後端部１８２において本体１７４と略一体に固定されている。
【００８７】
アウタチューブ１８１には、上述の液体通路１７８の開口部に一致して液体通路１７８と略同一流路面積を有する一対の孔１８１ａ，１８１ｂが穿設されており、また、液体通路１７９の開口部に一致して液体通路１７９と略同一流路面積を有する一対の孔１８１ｃ，１８１ｄが穿設されている。
そして、このアウタチューブ１８１には、アウタチューブ１８１の内面と接し且つ軸回りに回転自在にして筒状のロータ１８６が嵌入されている。このロータ１８６には、上記一対の孔１８１ａ，１８１ｂ及び一対の孔１８１ｃ，１８１ｄと同一の位置関係を有する一対の孔１８６ａ，１８６ｂ及び一対の孔１８６ｃ，１８６ｄが穿設されている。
【００８８】
図１４には、図１２中のＣ−Ｃ線に沿う断面図を示してあるが、同図に示すように、アウタチューブ１８１の孔１８１ａの位置がロータ１８６の孔１８６ａと一致している場合にあっては、孔１８１ｄの位置も孔１８６ｄと一致している。従って、液体室１６８ａ，１６８ｂ内の作動油は液体通路１７８，１７９及びロータ１８６内の室１８７を介して互いに行き来自在となっており、この図１４に示す状態では、第１実施例の場合と同様に、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０は比較的小さな減衰力を有することになる。
【００８９】
一方、詳細は後述するが、ロータ１８６が回転すると、アウタチューブ１８１の孔１８１ａ及び孔１８１ｄの位置がロータ１８６の孔１８６ａ、孔１８６ｄからずれることになり、この場合には、液体室１６８ａ，１６８ｂ内の作動油の連通は遮断されることになり、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０は高い剛性を有することになる。
【００９０】
図１２に示すように、ロータ１８６は、アウタチューブ１８１内で回転する回転軸１９２を介してステッピングモータ１９０に接続されている。従って、ロータ１８６は、ステッピングモータ１９０の回転に応じてアウタチューブ１８１内で回転することになる。なお、ステッピングモータ１９０には、ステッピングモータ１９０に駆動信号を供給するハーネス線１９４が接続されており、ハーネス線１９４は後述する電子制御ユニット（ＥＣＵ）３００に接続されている。
【００９１】
図中符号１８３，１８４，１８５は、それぞれアウタチューブ１８１の外周面とシリンダ孔１７６の内面との間の隙間をなくすべくアウタチューブ１８１に外嵌されたオイルシールである。
図１６を参照すると、上記ハーネス線１９４に接続されたＥＣＵ３００とこのＥＣＵ３００の接続関係がブロック図で示されている。
【００９２】
同図に示すように、ＥＣＵ３００の入力側には、状態量検出手段として操舵角θを検出するハンドル角センサ３０２、車速Ｖを検出する車速センサ３０４、車両の横加速度ＧＹを検出する横Ｇセンサ３０６、車両の前部に設けられ、車両前方の路面の起伏を検出するプレビューセンサ３０８及び可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性可変制御モードをＨＡＲＤ、ＳＯＦＴまたはＡＵＴＯの各モードに切換えるセレクトＳＷ３０９が接続されている。一方、ＥＣＵ３００の出力側には、上記ステッピングモータ１９０の駆動制御を行うステッピングモータ駆動ユニット３１０が接続されており、ＥＣＵ３００は、セレクトＳＷ３０９やハンドル角センサ３０２、車速センサ３０４、横Ｇセンサ３０６、プレビューセンサ３０８の各センサからの入力信号に応じた出力信号をステッピングモータ駆動ユニット３１０に出力するようになっている。これにより、ステッピングモータ駆動ユニット３１０からの駆動信号に応じてステッピングモータ１９０が回転し、この結果、ロータ１８６がアウタチューブ１８１内で回転することになる。
【００９３】
図１７を参照すると、ＥＣＵ３００が実行する、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性可変制御ルーチンのフローチャートが示されており、以下、同図に基づき、上記のように構成される可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の作用について説明する。
先ず、ステップＳ１０では、制御を開始するためのイニシャルセット、つまり制御を行うための初期設定を行う。
【００９４】
次のステップＳ１２では、ステッピングモータ１９０の実際の回転量を目標値に一致させるためのステッピングモータ位置制御、つまりフィードバック制御を実施する。この制御は、当該ルーチンが繰り返し実行される毎に実施される通常のフィードバック制御であり、その詳細についてはここでは説明を省略する。
そして、ステップＳ１４において剛性可変制御モード、即ちセレクトＳＷ３０９の切換え内容を読み込み、ステップＳ１６において、セレクトＳＷ３０９がＡＵＴＯモードに切換えられているか否かを判別する。このステップＳ１６の判別結果が偽（Ｎｏ）の場合には、次にステップＳ１８に進む。
【００９５】
ステップＳ１８では、セレクトＳＷ３０９がＨＡＲＤモード、つまり可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０が高剛性を得る側に切換えられているか否かを判別する。判別結果が真（Ｙｅｓ）でセレクトＳＷ３０９がＨＡＲＤモードに設定されている場合には、次にステップＳ２０に進む。
ステップＳ２０では、ステッピングモータ駆動ユニット３１０からステッピングモータ１９０に出力される制御電流値に対応する制御値ｉを値０に設定する（ｉ＝０）。
【００９６】
図１９は、制御値ｉと可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性及び減衰力との関係を示したグラフであるが、同図に示すように、制御値ｉが小さいときには剛性が大きく、一方、制御値ｉが大きくなるにつれて剛性は徐々に小さくなっている。また、減衰力に関していえば、制御値ｉが小さいときには剛性が高いために減衰力は現れず、制御値ｉがある程度大きくなるにつれ減衰力が現れ、さらに制御値ｉが大きくなると減衰力は剛性とともに徐々に小さくなっている。
【００９７】
従って、制御値ｉが値０の場合とは、つまり、アウタチューブ１８１の孔１８１ａ及び孔１８１ｄの位置からロータ１８６の孔１８６ａ、孔１８６ｄが完全にずれるまでロータ１８６を回転させるようステッピングモータ１９０を制御し、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を高めることを意味している。
ここに、図１３及び図１３のＣ−Ｃ線に沿う断面を示す図１５を参照すると、制御値ｉが値０の場合の可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の状態が示されている。同図に示すように、この場合、ロータ１８６は上記図１２に示した状態に対して略９０°回転している（図１２参照）。そして、孔１８６ａ、孔１８６ｄの位置はアウタチューブ１８１の孔１８１ａ、孔１８１ｄから完全にずれたものとなっている。従って、制御値ｉが値０の場合には、液体室１６８ａ，１６８ｂ内の作動油の連通は完全に遮断され、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性は最大となる。なお、実際には、このロータ１８６の位置がロータ１８６の基準位置となっている。つまり、ステッピングモータ１９０への電流供給がなくなると、ロータ１８６はこの図１５中に示す位置となる。
【００９８】
ステップＳ１８の判別結果が偽の場合には、セレクトＳＷ３０９がＡＵＴＯやＨＡＲＤモードではなくＳＯＦＴモードに切換えられていると判定でき、次にステップＳ２２に進む。このステップＳ２２では、制御値ｉに値１．０（ｉ＝１．０）を設定する。制御値ｉが値１．０の場合とは、つまり、アウタチューブ１８１の孔１８１ａ及び孔１８１ｄの位置とロータ１８６の孔１８６ａ、孔１８６ｄとが完全に一致するようロータ１８６を回転させるべくステッピングモータ１９０を制御し（図１２に示す状態）、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を最低値まで低下させることを意味している（図１９参照）。
【００９９】
先のステップＳ１６の判別結果が真で、セレクトＳＷ３０９がＡＵＴＯモードに切換えられている場合には、次にステップＳ２４に進む。このステップＳ２４では、操舵角θが所定範囲、例えば−５ｄｅｇより大きく５ｄｅｇより小さいか否か、或いは横加速度ＧＹが所定範囲、例えば−０．１ｇより大きく０．１ｇより小さいか否かを判別する。操舵角θや横加速度ＧＹがこのような所定範囲にある場合とは、つまり車両が旋回走行をしておらず、直線走行状態であることを意味している。
【０１００】
そして、ステップＳ２４の判別結果が偽で、操舵角θや横加速度ＧＹが所定範囲から外れ、車両が旋回走行状態にある場合には、次にステップＳ３０に進む。ステップＳ３０では、好適な制御値ｉを設定すべく制御値ｉの演算を行う。つまり、このステップでは、状況に応じて最適な制御値ｉを求め、これにより、図１９に示したような最適な剛性及び減衰力を得るようにしている。制御値ｉの演算を行うにあたっては、図１８のフローチャートに示す制御値ｉ演算ルーチンが実行される。以下、図１８のフローチャートに基づき制御値ｉの演算手順について説明する。
【０１０１】
図１８のステップＳ３２では、車速Ｖに応じた制御値ｉｖを求める。図２０には、予め車速Ｖと制御値ｉｖとの関係が設定されたマップを示してあるが、このマップに基づき制御値ｉｖを求める。このマップでは、車速Ｖが大きくなるに従って制御値ｉｖが小さく、つまり剛性が高くなるように設定されている。
次のステップＳ３４では、ハンドル角センサ３０２によって検出される操舵角θに基づき算出された計算横加速度ＧＹｃに対応する制御値ｉｇを求める。図２１には、予め計算横加速度ＧＹｃと制御値ｉｇとの関係が設定されたマップを示してあり、制御値ｉｖと同様このマップから制御値ｉｇを求める。この制御値ｉｇは、上記制御値ｉｖに対する補正値であり、その最大値は例えば０．５に設定されている。
【０１０２】
ステップＳ３６では、上記のように求めた制御値ｉｖから制御値ｉｇを減算補正して制御値ｉｃを求める（ｉｃ＝ｉｖ−ｉｇ）。この制御値ｉｃは、制御値ｉｇが大きいほど、つまり、計算横加速度ＧＹｃが大きいほど小さな値となる。つまり、同じ車速Ｖであっても、旋回走行時には、制御値ｉｃを小さくして剛性をより高くするのである。
【０１０３】
ステップＳ３８では、横Ｇセンサ３０６によって検出される横加速度ＧＹが所定の周波数、例えば２．５Ｈｚ以上で変化しているか否かを判別する。つまり、蛇行運転等をしなければならないような悪路を走行しているか否かを判別する。判別結果が真の場合には、次のステップＳ４０で悪路フラグＦＲに値１を設定し、一方判別結果が偽の場合には、ステップＳ４２で悪路フラグＦＲに値０を設定する。
【０１０４】
ステップＳ５０では、上記悪路フラグＦＲが値１であるか否かを判別する。判別結果が真で車両が悪路を走行していると判定された場合には、次にステップＳ５２に進む。このステップＳ５２では、制御値ｉｃに悪路補正係数ＫＲ（０＜ＫＲ＜１）を積算し、さらに制御値ｉｃを小さくして可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性が高くなるように補正する。
【０１０５】
そして、ステップＳ５４に進んで制御値ｉに制御値ｉｃを設定する。なお、ステップＳ５０の判別結果が偽の場合には、補正を行わずにステップＳ５４に進み、制御値ｉとして補正しない制御値ｉｃを設定する。
このように制御値ｉが算出されると、ステッピングモータ１９０はこの制御値ｉの値に応じた量だけロータ１８６を回転させることになる。この場合、ロータ１８６の回転位置は、図１４に示す位置と図１５に示す位置との中間位置となる。これにより、アウタチューブ１８１の孔１８１ａ、孔１８１ｄとロータ１８６の孔１８６ａ、孔１８６ｄとのラップ代が変化して流路面積が調節され、よって、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性が図１９中に示すように好適に調整されることとなる。
【０１０６】
先の図１７のステップＳ２４の判別結果が真で車両が直線走行をしていると判定される場合には、ステップＳ２６に進む。ここではプレビューセンサ３０８から信号が出力されているか否かを検出する。このステップＳ２６の判別結果が真で車両の前方に起伏があると判定された場合には、車両が起伏を乗り越えたときに発生するショックを防止すべく、上述のステップＳ２２に進んで制御値ｉに値１．０を設定し、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を低下させる。
【０１０７】
一方、ステップＳ２６の判別結果が偽でプレビューセンサ３０８から信号が出力されていない場合には、上述したステップＳ３０に進み、やはり図１８のフローチャートに基づき制御値ｉの演算を実施する。つまり、ステップＳ１６の判別結果が真でセレクトＳＷ３０９がＡＵＴＯモードである場合にあっては、プレビューセンサ３０８からの出力信号が検出された場合を除き、ステップＳ３０において常に最適な制御値ｉの演算を実施し、好適な可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を得ることになる。
【０１０８】
以上のように、第２実施例のサスペンション装置によれば、制御値ｉをセレクトＳＷ３０９の切換えに応じて設定する他、車速Ｖ、横加速度ＧＹ、操舵角θ等に応じて最適値に設定することになるので、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性及び減衰力を好適に調節可能となる。従って、車速Ｖが小さく、また横加速度ＧＹ、操舵角θも小さいような場合には、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を好適に低下させて乗り心地を優先でき、一方、車速Ｖが大きく、また横加速度ＧＹ、操舵角θも大きいような場合には、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を充分に高めてコンプレッションアーム６０の変位、即ち車輪１の変位を小さくし、これにより、高速直線走行時にあってはシミー振動等をなくして走行安定性を向上させ、また、旋回走行時にあってはコーナリングフォースを確実に車体に作用させて旋回性を向上させることができる。
【０１０９】
以上、第１及び第２実施例に基づき詳細に説明したように、本発明のサスペンション装置では、ロアアームをラテラルアーム３１とコンプレッションアーム６０とに分割したことにより、ロアアームを介して車体に作用する力を小さなものにしてロアアームに無理な負担を掛けないようにでき、ロアアームユニット３０の耐久性を向上させることができる。この場合、回動中心Ｏとキングピン軸Ｘ間の線Ｗ上に従来技術に見られるような関節がなく、ラテラルアーム３１が一本の剛体で形成されているため、車輪１に車両横方向の力が直接作用した場合にアライメント変化が生じることがない。
【０１１０】
また、小型の可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０，１７０をコンプレッションアーム６０と車体との間に設け、車両の走行状態に応じてその剛性及び減衰性を調節するようにしているので、直線走行時にあっては、車速Ｖ等に応じて良好な乗り心地と走行安定性を確保でき、一方、旋回走行時にあっては、ハンドル操作に応じた好適な旋回性を確保することが可能になる。
【０１１１】
また、ラテラルアーム３１のゴムブッシュ３４の車両横方向の剛性ＫａＹを、車輪１の横方向の変位（Δｙ）とステア角変化（Δθｓ）とがバランスよく最小化されるような適正な剛性値に設定しているので、車両の走行中において車輪１に力ＦＷが作用してラテラルアーム３１が回動中心Ｏ回りに車両前後方向に回動し、これに伴いタイロッド２８が回動中心Ｔ回りに回動しても、これらラテラルアーム３１とタイロッド２８の各先端に連結されたナックル２２に支持される車輪１の横方向の位置とトー角度とを極めて好適に変化させないよう保持でき、これにより、車両の走行安定性、特に直進走行中の制動、加速時における走行安定性を良好に確保することができる。
【０１１２】
また、ラテラルアーム３１及びコンプレッションアーム６０と車体との連結点の構造を従来のままにして、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０を容易に適用可能となっている。従って、本発明のサスペンション装置に対して従来の車体構造を流用することができ、生産コストの低減も図れる。
【０１１３】
ところで、車輪１が車両の上下方向で変位すると、構造上、ラテラルアーム３１が取付ブラケット３，３を貫通するボルト３５を支点に、一方、コンプレッションアーム６０が可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０を支点にして互いに異なる回動方向で回動し、ラテラルアーム３１とコンプレッションアーム６０との連結部（回動中心Ｑ）がねじられる。しかしながら、上記実施例では、この連結部にゴムブッシュ６４を用いているため、ラバーがそのねじれを良好に吸収し、車輪１の上下方向での変位を妨げることがない。従って、当該サスペンション装置を含むストラット型サスペンション１０にあっても、サスペンションとしての機能が損なわれることはない。
【０１１４】
なお、上記実施例では、ラテラルアーム３１とコンプレッションアーム６０との連結部（回動中心Ｑ）にゴムブッシュ６４を用いて回動自在としたが、ゴムブッシュ６４の代わりにボールジョイントを用いるようにしても同様の効果が得られる。
また、上記実施例では、右前輪と左前輪の双方に対し全く同内容の剛性可変制御を実施するようにしたが、右前輪側と左前輪側とをそれぞれ左右独立に制御するようにしてもよい。
【０１１５】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の車両のストラット型サスペンション装置によれば、車輪を支持するハブキャリアと車体とをストラット及びロアアームで連結した車両のストラット型サスペンション装置において、ロアアームは、一端がハブキャリアに回動自在に連結される一方、他端が車体に回動自在に連結されたラテラルアームと、一端がラテラルアームのハブキャリア寄りの第１連結点にて回動自在に連結され、他端がラテラルアームの他端とは車両前後方向で離間した第２連結点にて車体に連結されたコンプレッションアームとから構成され、コンプレッションアームの他端は、弾性を有するとともに第１及び第２連結点間を結ぶラインに垂直にして車体に配設された支持軸に外嵌される第１のブッシュを介して車体に連結されるようにしたので、従来のＡ型ロアアームに比べて車体への入力を全体的に小さくできるとともに車輪のトー角度変化量を低減させることができ、また、コンプレッションアームから車体側への入力は車体に配設された支持軸にコンプレッションアームに沿う方向で垂直に作用することになるため、第２連結点において当該入力に対して十分な強度を確保でき、さらに第１のブッシュ内の第１及び第２流体室の流体が絞り通路を通って一方から他方に移動して減衰力が発生することになるので、当該入力を第１のブッシュの作用により好適に吸収でき、車両の走行安定性を向上させることができる。また、車両の状態量、即ちパワーステアリングのパワーシリンダを作動させる作動油の油圧の上昇に応じて第１のブッシュの減衰力を調節するので、コンプレッションアームと車体間の剛性を車両の走行状態に応じて適正なものに調節することができる。さらに、減衰力については上記作動油の油圧をパイロット圧とするスプール弁によって調節し、当該作動油の油路に第１のブッシュの剛性が高い状態から低い状態への移行に対してのみ絞りとして機能するオリフィスを設けることとしたので、複雑な制御機構を必要とすることなく、スラローム走行等、ハンドルが頻繁に操作されて、操舵角がゼロを境に変動して施回走行状態が連続するような運転状態にあっては、一時的に操舵角が小となることがあっても、そのような走行状態に好適な高いブッシュ剛性を維持することができる。従って、いかなる走行状態においても好適なブッシュ剛性、減衰力が維持され、車両の走行安定性を向上できる。
【０１１７】
また、請求項２の車両のストラット型サスペンション装置によれば、第１のブッシュは、弾性部に、支持軸を挟んで前記ラインの方向に直列に形成され、それぞれに流体が密封された第１流体室と第２流体室と、これら第１及び第２流体室を互いに連通する絞り通路とを有しているので、第１のブッシュの弾性部内でコンパクトな構造にして減衰力を容易に発生させることができる。
【０１１９】
また、請求項３のストラット型サスペンション装置によれば、ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して車体に回動自在に連結されており、第２のブッシュは、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアームが回動するとき、ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するよう少なくとも車両横方向のばね定数が設定されているので、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアームが回動することにより生じるラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するよう考慮して第２のブッシュのばね定数を設定でき、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常にラテラルアームの一端に接続された車輪の車両横方向の変位を小さく維持することができ、車両の走行安定性を向上させることができる。
【０１２０】
また、請求項４のストラット型サスペンション装置によれば、ばね定数は、車両前後方向の力のラテラルアームの軸方向成分をラテラルアームの回動にのみ伴い変位するラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式に基づき設定されているので、第１演算式に基づいて容易且つ適正に第２のブッシュのばね定数を設定でき、車輪の車両横方向の変位を良好に小さく維持することができる。
【０１２１】
また、請求項５のストラット型サスペンション装置によれば、ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して車体に回動自在に連結されており、さらに、車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端がハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が車体側に回動自在に保持され操舵輪を操舵可能なタイロッドがラテラルアームと並列に設けられており、第２のブッシュは、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアームとともにタイロッドが回動するとき、車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも車両横方向のばね定数が設定されているので、車輪が操舵輪である場合には、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアーム及びタイロッドが回動することにより生じる車輪のトー角度の変化を最小化するよう考慮して第２のブッシュのばね定数を設定でき、これにより、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常に車輪のトー角度の変化を小さく維持でき、車両の走行安定性を向上させることができる。
【０１２２】
また、請求項６のストラット型サスペンション装置によれば、ばね定数は、車両前後方向の力のラテラルアームの軸方向成分をラテラルアームの回動にのみ伴い変位するラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から車両前後方向の力の作用によるタイロッドの回動に伴い変位するタイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式に基づき設定されているので、車輪が操舵輪であってタイロッドを有するような場合には、第２演算式に基づいて容易且つ適正に第２のブッシュのばね定数を設定でき、車輪のトー角度の変化を良好に小さく抑えることができる。
【０１２３】
また、請求項７のストラット型サスペンション装置によれば、ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して車体に回動自在に連結されており、さらに、車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端がハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が車体側に回動自在に保持され操舵輪を操舵可能なタイロッドがラテラルアームと並列に設けられており、第２のブッシュは、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアーム及びタイロッドが回動するとき、ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するとともに車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも車両横方向のばね定数が設定されているので、車輪が操舵輪である場合には、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアーム及びタイロッドが回動することにより生じるラテラルアームの一端の車両横方向の変位及び車輪のトー角度の変化とを最小化するよう考慮して第２のブッシュのばね定数を設定でき、これにより、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常に車輪の車両横方向の変位と車輪のトー角度の変化とをバランスよく小さく維持でき、車両の走行安定性をより向上させることができる。
【０１２４】
また、請求項８のストラット型サスペンション装置によれば、ばね定数は、車両前後方向の力のラテラルアームの軸方向成分をラテラルアームの回動にのみ伴い変位するラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式及び車両前後方向の力のラテラルアームの軸方向成分をラテラルアームの回動にのみ伴い変位するラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から車両前後方向の力の作用によるタイロッドの回動に伴い変位するタイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式とに基づき算出された各値の中間値に設定されているので、車輪が操舵輪であってタイロッドを有するような場合には、第２のブッシュのばね定数を第１演算式及び第２演算式とに基づいて算出される値の中間値に設定でき、これにより、車輪の車両横方向の変位と車輪のトー角度の変化とを良好にバランスよく小さく維持することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例が適用されるストラット型サスペンションを示す斜視図である。
【図２】図１に示すストラット型サスペンションのロアアームユニットを示す上視図である。
【図３】図２中Ａ−Ａ線に沿うロアアームユニットの縦断面図である。
【図４】第１実施例の可変剛性減衰ブッシュを示す縦断面図である。
【図５】図４中の可変剛性減衰ブッシュのピストンが移動した状態を示す図である。
【図６】図４中の可変剛性減衰ブッシュの横断面図である。
【図７】図５中の可変剛性減衰ブッシュの横断面図である。
【図８】第１実施例の油圧制御ユニットの概略構成図である。
【図９】回動中心Ｏが回動可能にして略剛体である場合において、車輪に車両前後方向の力ＦＷが作用したときのロアアームユニット及び車輪の挙動を示す図である。
【図１０】ロアアームユニットの動きをモデル化して示した説明図である。
【図１１】回動中心Ｏの車両横方向のばね定数、即ち剛性ＫａＹの設定許容範囲を示す図である。
【図１２】第２実施例の可変剛性減衰ブッシュを示す縦断面図である。
【図１３】図１２中の可変剛性減衰ブッシュのロータが回転した状態を示す図である。
【図１４】図１２中の可変剛性減衰ブッシュの横断面図である。
【図１５】図１３中の可変剛性減衰ブッシュの横断面図である。
【図１６】図１２中の可変剛性減衰ブッシュに接続される電子制御ユニット（ＥＣＵ）の入出力関係を示すブロック図である。
【図１７】図１６中のＥＣＵが実行する可変剛性減衰ブッシュの剛性可変制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図１８】図１７中の制御値ｉ演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図１９】制御値ｉと可変剛性減衰ブッシュの剛性及び減衰力との関係を示すグラフである。
【図２０】車速Ｖと制御値ｉｖとの関係を示すグラフである。
【図２１】計算横加速度ＧＹｃと制御値ｉｇとの関係を示すグラフである。
【図２２】車輪への入力ＦＷにより車体に作用するラテラルアーム側の分力ＦＡ２とコンプレッションアーム側の分力ＦＢ２とを示す図である。
【図２３】従来の一体式のＡ型ロアアームを示す図である。
【図２４】車輪への入力ＦＷにより車体に作用する従来の一体式のＡ型ロアアームの各アームの分力ＦＡ１とＦＢ１とを示す図である。
【図２５】従来の分割式のロアアームを示す図である。
【符号の説明】
１ 車輪
２ メンバ（車体）
１０ ストラット型サスペンション
１１ ストラット
２２ ナックル（ハブキャリア）
２８ タイロッド
３０ ロアアームユニット
３１ ラテラルアーム
３４ ゴムブッシュ（第２のブッシュ）
６０ コンプレッションアーム
６４ ゴムブッシュ
６８ ゴムブッシュ
６８ａ 液体室（第１流体室）
６８ｂ 液体室（第２流体室）
７０ 可変剛性減衰ブッシュＲＨ（第１のブッシュ）
７４ 本体
７６ シリンダ孔
７８ 液体通路（絞り通路）
７９ 液体通路（絞り通路）
８０ ピストン（減衰力調節手段）
１００ 油圧制御ユニット（状態量検出手段）
１６８ ゴムブッシュ
１６８ａ 液体室（第１流体室）
１６８ｂ 液体室（第２流体室）
１７０ 可変剛性減衰ブッシュＲＨ（第１のブッシュ）
１７４ 本体
１７６ シリンダ孔
１７８ 液体通路
１７９ 液体通路
１８０ ロータリスプールバルブ（減衰力調節手段）
１８６ ロータ
１９０ ステッピングモータ
３００ 電子制御ユニット（ＥＣＵ）
３０２ ハンドル角センサ（状態量検出手段）
３０４ 車速センサ（状態量検出手段）
３０６ 横Ｇセンサ（状態量検出手段）
３０８ プレビューセンサ（状態量検出手段）
３１０ ステッピングモータ駆動ユニット[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a suspension device for a vehicle, and more particularly, to a strut type suspension device having a divided lower arm and capable of always maintaining running stability of the vehicle by maintaining optimal rigidity between the lower arm and the vehicle body.
[0002]
[Related background art]
Today, strut-type suspensions composed of struts and lower arms are frequently used as suspension systems for vehicles. This strut type suspension is generally used for the front wheels for steering a vehicle, particularly because of its structural superiority. Usually, an integrated A-type lower arm 200 as shown in FIG. 23 is used for the lower link of such a strut type suspension, and a wheel 201 is supported at the tip thereof.
[0003]
As shown in the figure, a connecting portion 205 at one end of the A-type lower arm 200 is rotatably connected to a pair of brackets 203, 203 protruding from a vehicle body 202, and is connected to a rear end of the vehicle at the other end. The connecting portion 206 extending in the direction is supported by the vehicle body 202 via a bush 207. Thus, the A-type lower arm 200 is swingable in the vertical direction of the vehicle.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
Meanwhile, in the integrated A-type lower arm 200 as described above, when a force FW in the vehicle front-rear direction is input to the wheel 201 as shown in FIG. . At this time, since both the connecting portion 205 and the connecting portion 206 cannot actually be the rotation centers at the same time, the A-shaped lower arm 200 moves around the virtual rotation center P existing between the connecting portion 205 and the connecting portion 206. Will rotate.
[0005]
Thus, when the A-type lower arm 200 tries to rotate around the rotation center P, the moment about the rotation center P is decomposed, and as shown in the drawing, the force FA1 is applied to the connection portion 205 and the force FA1 is applied to the connection portion 206. Means that the force FB1 acts in the direction of the arrow (vector) in the figure.
At this time, as is apparent from the figure, the directions of the vectors of the forces FA1 and FB1 acting on the vehicle body do not always coincide with the axial directions of the respective arms of the A-type lower arm 200. In particular, regarding the force FB1, the force FB1 acts so that the arm bends in a direction substantially perpendicular to the axial direction.
[0006]
Further, as is apparent from FIG. 10, the rotation center P is located closer to the vehicle body 202 than the connection portion 205 or the connection portion 206, and therefore, the rotation radius, that is, the arm length is the length of the A-type lower arm 200. Is longer than Accordingly, the moment due to the force FW is large, and accordingly, the forces FA1 and FB1 are also considerably large.
[0007]
From these facts, in the A-type lower arm 200, the transmission of the force FW to the vehicle body is reduced by utilizing the elasticity of the bending of the arm, but the load on the A-type lower arm 200 becomes very large. Is not desirable. Also, when the arm is too soft and the elastic force is not so strong, for example, when the force FW is large, such as during turning, the bending of the arm becomes large, thereby causing the wheel 201 to fluctuate or the alignment such as the toe angle to be reduced. The running stability may be impaired due to unintentional changes.
[0008]
Therefore, as shown in FIG. 25, the connecting portion 205 at one end of the lower arm 200 has elasticity in order to favorably reduce the transmission of the force FW to the vehicle body and to set the force FA1 and the force FB1 in a suitable size and direction. The bush 207 of the connecting portion 206 at the other end is also an elastic bush, and the lower arm 200 is divided into a front arm 210 and a rear arm 212 by being attached to the brackets 203, 203 via the bush. Is disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-270221 and the like.
[0009]
According to the lower arm disclosed in the publication, when the force FW acts on the wheel 201, the force FW is favorably absorbed by the elastic bush interposed between the connecting portion 205 and the connecting portion 206. Means that the force acts only approximately in the axial direction. Thereby, the force FW acting on the lower arm 200 can be relatively well resolved.
[0010]
However, even in this case, the vector of the component of the force FW (corresponding to the force FB1 in FIG. 24) acting on the rear end of the rear arm 212, that is, the bush 207 of the connecting portion 206, is still the same. The axial direction of the rear arm 212 of the A-type lower arm 200 does not coincide with the axial direction of the rear arm 212. That is, the force FB1 acts so that the arm is bent in a direction substantially perpendicular to the axial direction of the rear arm 212 as well. I have. Therefore, it cannot be said that the load on the lower arm 200 is not so much reduced, and it is not easy to set an appropriate rigidity of the connecting portion 206.
[0011]
Further, when the joint of the rear arm 212 is provided on the axis of the front arm 210 in this way, when a large force acts on the wheel 201 in the axial direction of the front arm 210, that is, in the lateral direction of the vehicle, the joint is easily formed. The alignment of the wheels may easily change.
Further, although not shown in FIG. 25, the publication discloses a tie rod having one end connected to the wheel 201 and the other end connected to the steering wheel. However, the tie rod disclosed in this publication has a relationship with the front arm 210 so that when a force FW acts on the wheel 201 from the front of the vehicle to prevent tack-in during turning or braking, the wheel 201 tends to be toe-out. It is arranged. Therefore, in this case, there is also a problem that the running stability of the vehicle is deteriorated when the force FW is applied during the normal running.
[0012]
The present invention has been made based on the above-described circumstances, and an object of the present invention is to reduce the load on the lower arm while reducing the input from the wheels to the vehicle body while maintaining the suspension function well. It is an object of the present invention to provide a strut-type suspension device for a vehicle that can always keep running stability appropriately.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, an invention according to claim 1 is a strut-type suspension device for a vehicle, in which a hub carrier supporting wheels and a vehicle body are connected by struts and a lower arm, wherein the lower arm has one end connected to the hub carrier. A lateral arm rotatably connected to the vehicle body, the other end of which is rotatably connected to the vehicle body, and one end rotatably connected at a first connection point of the lateral arm near the hub carrier; The other end is composed of a compression arm connected to the vehicle body at a second connection point separated from the other end of the lateral arm in the vehicle front-rear direction, and the other end of the compression arm has elasticity and A first bush that is perpendicular to a line connecting the first and second connection points and that is externally fitted to a support shaft disposed on the vehicle body; The first bush is formed in series in the direction of the line with the support shaft interposed therebetween, and a first fluid chamber and a second fluid chamber, each of which is sealed with a fluid, are connected to each other. A throttle passage communicating the first and second fluid chambers with each other, and further adjusting the throttle amount of the throttle passage in accordance with the state quantity of the vehicle detected by the state quantity detecting means. A throttle adjusting means for adjusting the damping force of the bush, wherein the state quantity detecting means detects an increase in hydraulic pressure of hydraulic oil for operating a power cylinder of a power steering, and the throttle adjusting means includes:A spool valve that adjusts the throttle amount of the throttle passage using the hydraulic pressure of the hydraulic oil as a pilot pressure. Orifice that functions only as a diaphragmIt is characterized by:
[0014]
Therefore, when the wheel receives an input in the front-rear direction from the road surface, the input causes the lateral arm to rotate around the second connection point, and at this time, the input is almost only in the direction along the compression arm via the first connection point. It will act on the car body. Therefore, unlike the case of the conventional A-type lower arm, the moment generated around the virtual rotation center does not act on the vehicle body, the input to the vehicle body is reduced as a whole, and the toe angle change amount of the wheel is reduced. Is reduced. Also, since the input from the compression arm to the vehicle body side acts vertically on the support shaft disposed on the vehicle body in the direction along the compression arm, sufficient strength is secured against the input at the second connection point. And the fluid in the first and second fluid chambers in the first bush moves from one side to the other through the throttle passage to generate a damping force. The effect can be favorably absorbed, and the running stability of the vehicle is improved. Further, since the damping force of the first bush is adjusted in accordance with the state quantity of the vehicle, that is, the hydraulic pressure of the operating oil for operating the power cylinder of the power steering, the rigidity between the compression arm and the vehicle body is reduced by the running state of the vehicle. It is adjusted to an appropriate one according to. further,The damping force is adjusted by a spool valve that adjusts the throttle amount of the throttle passage using the hydraulic pressure of the hydraulic oil as a pilot pressure, and a state in which the rigidity of the first bush is high to low in the hydraulic oil passage. Provide an orifice that functions as a throttle only for the transition toTherefore, in a driving state such as slalom driving where the steering wheel is frequently operated and the steering angle fluctuates from zero as a boundary and the turning driving state continues, the steering angle is temporarily reduced. However, it is possible to maintain high bush rigidity suitable for such a running state. Therefore, the suitable bush rigidity and damping force are maintained in any running state, and the running stability of the vehicle is improved.
[0016]
Claims2In the invention, the first bush is formed in the elastic portion in series in the direction of the line with the support shaft interposed therebetween, and a first fluid chamber and a second fluid chamber each of which is sealed with a fluid, A throttle passage communicating the first and second fluid chambers with each other.
[0017]
Therefore, when the input acts on the vehicle body in the direction along the compression arm, the first bushingElastic part ofThe fluid in the first and second fluid chambers moves from one side to the other through the throttle passage to generate a damping force, thereby suitably absorbing the input acting on the vehicle body..
[0020]
Claims3In the invention, the other end of the lateral arm is rotatably connected to the vehicle body via a second bush having elasticity, and the second bush exerts a force in the vehicle front-rear direction on the wheel. When the lateral arm is rotated by the action, at least the spring constant in the vehicle lateral direction is set so as to minimize displacement of one end of the lateral arm in the vehicle lateral direction.
[0021]
Therefore, the spring constant of the second bush having elasticity is considered so as to minimize the lateral displacement of one end of the lateral arm caused by the rotation of the lateral arm due to the force in the vehicle longitudinal direction acting on the wheel. Even if a force in the vehicle front-rear direction is applied to the wheels, the displacement of the wheels connected to one end of the lateral arm in the vehicle lateral direction is kept small, and the running stability of the vehicle is improved.
[0022]
Claims4In the invention, the spring constant is obtained by dividing an axial component of the lateral arm force of the vehicle longitudinal direction by an amount of lateral displacement of one end of the lateral arm that is displaced only by rotation of the lateral arm. It is characterized in that it is set based on the first arithmetic expression.
Accordingly, the spring constant of the second bush having elasticity is easily and appropriately set based on the first arithmetic expression, and the displacement of the wheel in the vehicle lateral direction can be suppressed to be small.
[0023]
Claims5In the invention, the other end of the lateral arm is rotatably connected to the vehicle body via a second bush having elasticity, and the wheel is a steering wheel. One end is rotatably connected to the hub carrier, and the other end is rotatably held on the vehicle body side, and a tie rod capable of steering the steered wheels is provided in parallel with the lateral arm. The second bush has a spring constant in at least the vehicle lateral direction so as to minimize a change in the toe angle of the wheel when the tie rod rotates together with the lateral arm by applying a force in the vehicle longitudinal direction to the wheel. Is set.
[0024]
Therefore, when the wheel is a steered wheel, the spring constant of the second bush having elasticity is determined by the toe angle of the wheel caused by the rotation of the lateral arm and the tie rod by the application of a force in the vehicle longitudinal direction to the wheel. Is set in consideration of minimizing the change in the toe angle, so that even if a force in the vehicle front-rear direction acts on the wheel, the change in the toe angle of the wheel is always kept small, and the running stability of the vehicle is improved.
[0025]
Claims6In the invention, the spring constant is obtained by calculating the axial component of the lateral arm of the lateral force of the vehicle in a vehicle lateral direction at one end of the lateral arm that is displaced only with the rotation of the lateral arm. It is characterized in that it is set based on a second arithmetic expression that divides by a value obtained by subtracting a displacement amount of the other end of the tie rod that is displaced by the rotation of the tie rod due to the action of the force in the front-rear direction.
[0026]
Therefore, when the wheel is a steered wheel and has a tie rod, the spring constant of the elastic second bush is easily and appropriately set based on the second arithmetic expression, and the change in the toe angle of the wheel is changed. Is favorably reduced.
Claims7In the invention, the other end of the lateral arm is rotatably connected to the vehicle body via a second bush having elasticity, and the wheel is a steering wheel. One end is rotatably connected to the hub carrier, and the other end is rotatably held on the vehicle body side, and a tie rod capable of steering the steered wheels is provided in parallel with the lateral arm. The second bush minimizes lateral displacement of one end of the lateral arm and the toe of the wheel when the lateral arm and the tie rod are rotated by the force in the vehicle longitudinal direction acting on the wheel. At least the spring constant in the vehicle lateral direction is set so as to minimize the change in the angle.
[0027]
Therefore, when the wheel is a steered wheel, the spring constant of the second bush having elasticity is determined by one end of the lateral arm generated when the lateral arm and the tie rod are rotated by the force acting on the wheel in the vehicle longitudinal direction. It is set in consideration of minimizing the lateral displacement of the vehicle and the change of the toe angle of the wheel, so that even if a force in the longitudinal direction of the vehicle acts on the wheel, the displacement of the wheel in the lateral direction of the vehicle is always The change in the toe angle of the wheels is kept small in a well-balanced manner, and the running stability of the vehicle is further improved.
[0028]
Claims8In the invention, the spring constant is obtained by dividing an axial component of the lateral arm force of the vehicle longitudinal direction by an amount of lateral displacement of one end of the lateral arm that is displaced only by rotation of the lateral arm. The first arithmetic expression and the longitudinal force of the vehicle are calculated from the lateral displacement of one end of the lateral arm, which displaces the axial component of the lateral arm of the lateral force only with the rotation of the lateral arm. And a second arithmetic expression that divides the displacement of the other end of the tie rod that is displaced with the rotation of the tie rod by the action of the second tie rod by a subtracted value. And
[0029]
Therefore, when the wheel is a steered wheel and has a tie rod, the spring constant of the elastic second bush is an intermediate value between the values calculated based on the first and second arithmetic expressions. , The displacement of the wheel in the lateral direction of the vehicle and the change in the toe angle of the wheel are kept small in a good balance.
[0030]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, examples as embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
First, a first embodiment will be described.
FIG. 1 is a perspective view of a strut-type suspension 10 to which a suspension device according to the present invention is connected to front wheels (steered wheels) of a vehicle having two front wheels and two rear wheels. Hereinafter, the configuration of the strut type suspension 10 will be described with reference to FIG.
[0031]
First, the strut 11 located above the strut type suspension 10 will be described. As shown in FIG. 1, a strut mount 12 is provided on the upper part of the strut 11, and the strut mount 12 is provided with a plurality of bolts 24. At the upper part of the vehicle body (not shown). A ball bearing (not shown) is fitted into the center of the strut mount 12 via a damper bar (not shown) so as to face downward in the figure. The tip of the piston rod 15 of the shock absorber 14 is press-fitted into the inner race of the ball bearing.
[0032]
A spring upper seat 17 and a spring lower seat 18 are fixed to the cylinder 16 of the shock absorber 14 so as to be fitted to the outside so as to face each other. A coil spring 19 is contracted between the spring seats 17 and 18. Have been.
A bracket 20 is fixed to the lower end of the cylinder 16 so as to be fitted to the outside, and the upper end of a knuckle (hub carrier) 22 is connected to the bracket 20 by a plurality of fasteners. At the center of the knuckle 22, a hub (not shown) is rotatably mounted via a wheel bearing (not shown), and the wheel 1 is mounted on the hub as shown by a two-dot chain line in the figure. Have been.
[0033]
In addition, the code | symbol X in FIG. 1 has shown the axis of the strut 11, ie, the kingpin axis | shaft.
FIG. 2 shows details of the lower arm unit 30 on the right front wheel side of the vehicle, and FIG. 3 shows a cross-sectional view along the line AA in FIG. Hereinafter, the lower arm unit 30 will be described with reference to FIGS.
[0034]
As shown in FIG. 3, the lower end of the knuckle 22 is externally fitted to a universal joint provided at the knuckle connecting portion 40 at the end of the lateral arm 31, that is, the distal end of the ball joint 42, and is fastened by a nut 44. I have. Therefore, the knuckle 22 can rotate around the kingpin axis X due to the presence of the ball joint 42 and the ball bearing, and the wheel 1 can be rotated by a two-dot chain line in FIG. It will be steered as shown.
[0035]
A cover 46 is provided between the knuckle 22 and the knuckle connection part 40 so as to surround the ball joint 42. The inside of the cover 46 is filled with a lubricant, so that the rotating portion of the ball joint 42 is protected from dust and the like, is lubricated, and can rotate favorably.
At the other end of the lateral arm 31, an annular portion 32 is formed in a cylindrical shape. As shown in FIG. 2, a rubber bush (second bush) 34 is fixed inside the annular portion 32 so as to have the same axis as the annular portion 32.
[0036]
On the other hand, as shown in FIG. 2, the member 2 which is a part of the vehicle body is provided with a pair of plate-shaped mounting brackets having through holes 4 and 4, respectively, facing the annular portion 32. 3, 3 are protruded in parallel with each other. A bolt 35 penetrates through the through holes 4 and 4 and the rubber bush 34, whereby the lateral arm 31 is rotatably connected to the mounting brackets 3 and 3 around the bolt 35.
[0037]
A nut 36 is screwed to the tip of the bolt 35 via a washer 37. Therefore, the bolt 35 is held by the mounting brackets 3 without falling off, and the lateral arm 31 is stably supported by the member 2.
It should be noted that there is no gap between both ends of the core 34a of the rubber bush 34 projecting outward from the open end of the annular portion 32 and the mounting brackets 3, 3. It is held without play between the three. However, since the rubber bush 34 is bent, the lateral arm 31 is rotatable not only around the bolt 35 but also around a rotation center O at the center of the bolt 35 in the vehicle front-rear direction.
[0038]
At a position closer to the knuckle connection part 40 than the center of the lateral arm 31, the lateral arm 31 is vertically separated and opened, and a pair of compression arm connection parts 50, 50 are formed from these upper and lower parts. As shown in FIG. 2, the distal end of the compression arm 60, that is, the annular portion 62 is connected to the pair of compression arm connection portions 50, 50.
[0039]
As shown in FIG. 3, a rubber bush 64 is fixed inside the annular portion 62 so as to have the same axis as the annular portion 62, while the compression arm connecting portions 50, 50 penetrate therethrough. Holes 52, 52 are provided. More specifically, as shown in FIG., That is, the first connection point) Is a variable stiffness damping bush RH70 described later.Body 74AxisAt the fulcrum G (second connection point)On extension of perpendicular YIe, on the axis of the compression arm 60Is provided. The bolt 54 penetrates the through holes 52, 52 and the rubber bush 64 so that the compression arm 60 is rotatable around the bolt 54, that is, the rotation center Q (first connection point). It is connected to the compression arm connection parts 50, 50.
[0040]
As shown in the figure, a nut 56 is screwed to the tip of the bolt 54 via a washer 57, so that the bolt 54 is held by the compression arm connection portions 50 without falling off, and the compression arm 60 is stably supported by the lateral arm 31.
It should be noted that there is no gap between both ends of the core 64a of the rubber bush 64 projecting outward from the open end of the annular portion 62 and the compression arm connecting portions 50, 50. The connection portions 50, 50 are held without play. However, since the rubber bush 64 is bent, the compression arm 60 is freely rotatable not only around the bolt 54 but also around the center of the bolt 54.
[0041]
As shown in FIG. 2, a variable rigidity damping bush RH (first bush) 70 whose damping force can be changed is connected to the rear end of the compression arm 60.ButFulcrum G(Second connection point)Is composed. The variable rigidity damping bush RH70 is fixed to the member 2 by a fastener 71 such as a bolt. The hydraulic control unit 100 is connected to the variable stiffness damping bush RH70.
[0042]
In the drawing, a line connecting the kingpin axis X and the rotation center O, that is, an axis of the lateral arm 31 is shown by a line W, and a line U connecting the rotation center O and the fulcrum G is shown. However, the line U is substantially perpendicular to the line W when no load is applied to the lower arm unit 30 at all.
Meanwhile, one end of a tie rod 28 is connected to the arm end of the knuckle 22 so as to be rotatable around a rotation center S. The other end of the tie rod 28 is rotatably connected to a steering mechanism 26 around a rotation center T. This enables the steering of the wheels 1 as described above.
[0043]
In the figure, the distance between the axis W of the lateral arm 31 and the rotation centers S and T of the tie rod 28 is indicated by a distance c and a distance d, respectively. The distance c and the distance d are set so that, for example, the distance d is greater than or equal to the distance c (d ≧ c). If the distance d is greater than or equal to the distance c, assuming that the tie rod 28 and the ral arm 31 have substantially the same length, when a force FW in the vehicle longitudinal direction acts on the wheel 1, the wheel 1 Is slightly toe-in, and the straight running stability of the vehicle is ensured, which is convenient. However, in this embodiment, for the sake of convenience, the description will be made mainly on the assumption that the distance d and the distance c are the same (d = c).
[0044]
4 to 8 show the cross section of the variable rigidity damping bush RH70 and the configuration of the hydraulic control unit 100. The variable rigidity damping bush RH70 will be described below with reference to FIGS.
As shown in FIG. 4, an annular portion 67 is formed at the rear end of the compression arm 60, and a variable rigidity damping bush RH70 is fitted into the annular portion 67. More specifically, the variable stiffness damping bush RH70 includes a cylindrical main body 74 and a rubber bush 68 fixedly provided around the main body 74. The rubber bush 68 is press-fitted into the annular portion 67 and compressed. It is connected to the arm 60.
[0045]
As shown in the drawing, two liquid chambers, a liquid chamber (first fluid chamber) 68a and a liquid chamber (second fluid chamber) 68b, are formed in the rubber bush 68. The chamber 68b extends along the main body 74.
FIG. 6 shows a cross section along the line BB in FIG. 4, but the liquid chamber 68a and the liquid chamber 68b are extended on the axis of the compression arm 60 as shown in FIG. The main body 74 is provided so as to face each other with the main body 74 interposed therebetween on the vertical line Y and along the outer periphery of the main body 74. The liquid chamber 68a and the liquid chamber 68b are filled with hydraulic oil.
[0046]
A cylindrical cylinder hole 76 is formed in the center near one end of the main body 74. The cylinder hole 76 and the liquid chamber 68a and the liquid chamber 68b each have a small-diameter liquid passage (throttle passage) 78. , 79. That is, the liquid chamber 68a and the liquid chamber 68b communicate with each other via the liquid passages 78 and 79 and the cylinder hole 76.
[0047]
A piston 80 is inserted into the cylinder hole 76 so as to be slidable in the cylinder hole 76, and a groove 82 is formed on the outer periphery of the piston 80. That is, the cylinder valve 76 and the piston 80 constitute a spool valve (damping force adjusting means). Note that reference numerals 84 and 85 in the figure denote piston rings fitted to the piston 80.
[0048]
A cylindrical spring hole 87 is formed inside the piston 80, and a coil spring 86 is inserted into the spring hole 87. The coil spring 86 is contracted between the piston 80 and the bottom wall 77 at the end of the cylinder hole 76, and normally urges the piston 80 in a direction away from the bottom wall 77 (the state shown in FIG. 4). .
[0049]
As shown in the figure, one end of a high-pressure pipe 88 is inserted into the cylinder hole 76 from one end of the main body 74. The other end of the high-pressure pipe 88 is connected to a hydraulic control unit 100, which will be described in detail later, so that the pilot pressure is supplied to the piston 80 via the working oil filled in the high-pressure pipe 88. It has become.
[0050]
A stopper 89 is formed on the outer periphery near the tip of the high-pressure pipe 88, and the stopper 89 is in contact with the stepped portion 76 a of the cylinder hole 76. The high-pressure pipe 88 is fixed by a fastener 90 that is externally fitted to the high-pressure pipe 88 and screwed to the main body 74 so that the tip thereof comes into contact with the back of the stopper 89. Therefore, when the fastener 90 is screwed into the main body 74, the stopper 89 is in close contact with the step portion 76a, and the cylinder hole 76 is kept in a closed state except for the communication with the high-pressure pipe 88.
[0051]
Further, as shown in the figure, the tip of the high-pressure pipe 88 comes into contact with the piston 80, whereby the sliding of the piston 80 urged by the coil spring 86 is restricted. In the illustrated position (original position), the groove 82 of the piston 80 and the opening positions of the liquid passages 78 and 79 are set so as to coincide with each other. Therefore, in the state shown in FIG. 4, the hydraulic oil in the liquid chamber 68a and the hydraulic oil in the liquid chamber 68b can freely move through the liquid passages 78 and 79 and the groove 82 (see FIG. 4). See FIG. 6).
[0052]
The main body 74 is provided with a flange 71 and a pair of flanges 72, 72. The flange 72 has a through hole 72a, and the flanges 73, 73 have through holes 73a, 73a, respectively. The above-mentioned fasteners 71 are inserted and penetrated into the through-hole 72a and the through-holes 73a, 73a, respectively, and when these fasteners 71 are fastened to the member 2, as described above, the variable rigidity is changed. The damping bush RH70 is fixed to the member 2.
[0053]
Referring to FIG. 8, the configuration of the hydraulic control unit 100 connected to the other end of the high-pressure pipe 88 is shown, and will be described below with reference to FIG.
As shown in FIG. 1, the hydraulic control unit 100 is provided with a pump 102 for generating a hydraulic pressure. The pump 102 is driven by an engine (not shown), and is constantly driven when the engine is operating.
[0054]
A pipe 104 is connected to a suction port of the pump 102, and the pipe 104 extends to a drain tank 106 in which hydraulic oil is stored. On the other hand, a pipe 108 is connected to a discharge port of the pump 102, and a power steering valve 120 is connected to the pipe 108. Pipes 122 and 124 and a pipe 126 are connected to the power steering valve 120, and the pipes 122 and 124 are connected to a power cylinder 128, and the pipe 126 extends to the above-described drain tank 106. I have. When the steering wheel (not shown) is operated and the absolute value | θ | of the steering angle θ increases, the power steering valve 120 sends the fluid to the power cylinder 128 via the pipe 122 or 124 depending on the sign of the steering angle θ. While the pressure is supplied, when the steering wheel is not normally operated, it has a function of returning the hydraulic oil to the drain tank 106 via the pipe 126 as it is.
[0055]
A branch 140 extends from the pipeline 108, and a pilot pressure holding unit 150 is connected to the distal end thereof. The high pressure pipe 88 described above is connected to the pilot pressure holding unit 150.
As shown in the figure, the pilot pressure holding unit 150 includes a check valve 152 and an orifice 154 provided in parallel with each other. That is, in the pilot pressure holding unit 150, when the hydraulic pressure in the high-pressure pipe 88 is low, the hydraulic oil flowing through the pipe 140 can be freely circulated to the high-pressure pipe 88, while the hydraulic oil in the pipe 140 When the oil pressure becomes low, the operating oil which is going to flow backward from the high pressure pipe 88 to the pipe line 140 is shut off by the check valve 152 and is guided only to the orifice 154. Therefore, the pilot pressure holding unit 150 functions to temporarily hold the oil pressure in the high pressure pipe 88 by preventing the hydraulic oil once flowing into the high pressure pipe 88 from immediately returning to the pipe 140 side.
[0056]
The high-pressure pipe 88 is not only connected to the above-mentioned variable stiffness damping bush RH70 on the right front wheel side, but also branched and connected to a variable stiffness damping bush LH (not shown) on the left front wheel side.
The rubber bush (second bush) 34 provided at the other end of the lateral arm 31 has a spring constant of flexure, that is, a rigidity Ka, set to an appropriate value in advance. Specifically, the rigidity KaX in the vehicle longitudinal direction and the rigidity KaY in the lateral direction are set to appropriate values. In particular, the rigidity KaY in the lateral direction is set to a more appropriate value than the rigidity KaX in the front-rear direction, because it is closely related to the running stability of the vehicle. Hereinafter, a procedure for setting the rigidity KaY will be described.
[0057]
FIG. 9 shows, for example, a case where the rigidity Ka of the rubber bush 34 is very large and the rubber bush 34 is rotatable but substantially rigid, and the lower arm unit 30 when the force FW in the front-rear direction acts on the wheel 1. FIG. 3 is a diagram showing the behavior of a wheel 1.
In this case, when the force FW acts on the wheel 1 as shown in the figure, the lateral arm 31 rotates around the rotation center O to the broken line position. At this time, since the rubber bush 34 is set to be substantially rigid, the lateral arm 31 rotates while maintaining a constant distance between the rotation center O and the kingpin axis X. Then, along with this, the compression arm 60 pushes the rubber bush 68 in the variable stiffness damping bush RH70, and is displaced to the broken line position while rotating around the rotation center Q. Further, with the movement of the knuckle 22, the tie rod 28 rotates around the rotation center T to the position indicated by the broken line.
[0058]
The distance d between the line W and the rotation center T is equal to or longer than the distance c between the line W and the rotation center S, as described above. In addition, the distance between the rotation center O of the lateral arm 31 and the kingpin axis X does not always match the distance between the rotation center T and the rotation center S of the tie rod 28. In this embodiment, the distance between the rotation center T and the rotation center S is slightly longer than the distance between the rotation center O and the kingpin axis X. That is, in this case, the lateral arm 31 and the tie rod 28 do not have a function as a parallel link.
[0059]
Therefore, at this time, paying attention to the displacement component in the lateral direction of the vehicle, the kingpin axis X is displaced by the displacement amount Δyb toward the vehicle body 2 with the rotation of the lateral arm 31 around the rotation center O. The rotation center S is displaced by the displacement amount Δyt smaller than the displacement amount Δyb in the same direction as the displacement amount Δyb with the rotation of the tie rod 28 around the rotation center T. Therefore, the knuckle 22 provided between the kingpin axis X and the rotation center S is slightly rotated around the kingpin axis X while moving to the position indicated by the broken line. When the knuckle 22 rotates around the kingpin axis X in this manner, the wheel 1 also rotates around the kingpin axis X. That is, here, as shown by the broken line, the wheel 1 is displaced toward the vehicle body 2 by the displacement amount Δyb, and at the same time, the toe angle also changes by the steer angle by the change amount Δθs. I have.
[0060]
However, a change in the lateral position and the toe angle of the wheel 1 is not desirable in order to ensure sufficient running stability even when the wheel 1 is not only on the toe-out side but also on the toe-in side. Therefore, in the present embodiment, the rigidity KaY of the rubber bush 34 is set based on experiments so that both the lateral displacement of the wheel 1 and the change in the steering angle are favorably minimized.
[0061]
FIG. 10 shows a model of the lower arm unit 30, and a procedure for setting the rigidity KaY capable of minimizing the lateral position change (displacement amount Δy) of the wheel 1 will be described with reference to FIG. .
10 indicate the front-rear rigidity KX of the lower arm unit 30 as a whole. First, the front-rear rigidity KX is calculated from the following equation (1).
KX = KG · cos²ψ / L²  … (1)
Here, KG is a spring constant of the variable stiffness damping bush RH70 in the compression arm 60 axis direction at the fulcrum G, that is, rigidity, ψ is an angle of the compression arm 60 with respect to the wheel 1, and L is a force applied to the wheel 1. The division ratio (L = b / a) of the distance a from the rotation center O to the rotation center Q and the distance b from the rotation center O to the kingpin axis X when the FW is not acting is shown.
[0062]
By the way, when the force FW acts in the vehicle front-rear direction and the lower arm unit 30 is in the state shown by the broken line in FIG. 10, the displacement amount Δyb in FIG. 9 is not generated regardless of the rotation of the lateral arm 31. For this purpose, the displacement amount Δyb and the displacement amount Δyf (Δyf = FW · L · tanψ / KaY) due to the elastic force of the rubber bush 34 may be balanced (Δyf = Δyb). That is, the actual displacement Δy of the wheel 1, which is the difference between Δyf and Δyb, may be minimized. Accordingly, the rigidity KaY of the rubber bush 34 is expressed by the following expression (first arithmetic expression) (2) by the deformation of the above expression, and the rigidity KaY is calculated from the expression (2).
[0063]
KaY = FW · L · tanψ / Δyb
= FW · L · tanｔ / b · (1 / cosφ-1) (2)
Here, φ is easily calculated from the following equation (3) using the above KX.
φ = FW / KX · b (3)
As described above, the rigidity KaY capable of minimizing the lateral position change of the wheel 1, that is, the displacement amount Δy, is obtained. However, only by minimizing the displacement amount Δy, the knuckle 22 is still rotated around the kingpin axis X based on the displacement amount Δyt of the rotation center S, and the wheel 1 is still in FIG. The steer angle changes as shown by the broken line in FIG. In order to completely prevent this change in the steering angle, that is, the change in the toe angle, it is necessary to further correct the kingpin axis X until the direction and magnitude of the kingpin axis X coincide with the displacement amount Δyt of the rotation center S of the tie rod 28. is there.
[0064]
Therefore, in consideration of the displacement amount Δyt of the rotation center S of the tie rod 28 in FIG. 9 in advance, a more appropriate rigidity KaY is obtained based on the following equation (second operation equation) (4).

Here, the term Δyb−Δyt indicates the final displacement Δyb ′ of the kingpin axis X in consideration of the displacement Δyt in order to minimize the change in the steering angle. In this embodiment, the value of the term Δyb−Δyt (= Δyb ′) is smaller than the displacement amount Δyb (Δyb ′ <Δyb). That is, a more appropriate value of the rigidity KaY calculated based on the above equation (4) in consideration of the displacement amount Δyt is obtained from the equation (2) in order to simply minimize the lateral displacement amount Δy of the wheel 1. Therefore, the lateral rigidity of the rubber bush 34 is set to be relatively large and slightly rigid.
[0065]
In this manner, the lateral rigidity KaY of the rubber bush 34 is finally set appropriately in a well-balanced manner in consideration of the lateral position change and the steer angle change of the wheel 1, and the displacement amount Δy Is appropriately minimized, the lateral displacement of the wheel 1 is prevented when the force FW is applied, the change in the toe angle of the wheel 1 is prevented, and the running stability of the vehicle is well secured.
[0066]
Incidentally, the rigidity KG of the variable rigidity damping bush RH70 changes in accordance with the adjustment of the damping force. Therefore, actually, the optimum rigidity KaY is selected and set based on the changing rigidity KG.
FIG. 11 shows the relationship between the front-rear rigidity KX and the rigidity KaY of the lower arm unit 30 as a whole. This figure shows a change in the rigidity KaY with respect to the rigidity KG of the variable rigidity damping bush RH70. The solid line in the figure indicates the rigidity KaY set to prevent only the lateral displacement (Δy) of the wheel 1, while the broken line indicates the displacement Δyt of the rotation center S of the tie rod 28. That is, a more appropriate rigidity KaY set in consideration of preventing a change in the steering angle (Δθs) is shown.
[0067]
As shown in the figure, the rigidity KaY generally has a characteristic that increases as the longitudinal rigidity KX increases. Therefore, for example, when one rigidity KaY0 on the solid line in the drawing is selected and set as the rigidity KaY, the rubber bush 34 having the rigidity KaY0 provides a favorable elastic force in accordance with the increase in the front-rear rigidity KX. The running stability of the vehicle is lacking because the toe angle cannot be fully exhibited and the toe angle is unintentionally greatly changed.
[0068]
Accordingly, in practice, the range between the solid line and the broken line (shown by oblique lines), that is, both the lateral position change (Δy) and the steering angle change (Δθs) of the wheel 1 are within the allowable range. An appropriate rigidity KaY (for example, rigidity KaY1 in the figure) is set within a range (intermediate value) of the rigidity KaY that is set in the range.
The rigidity KaX in the front-rear direction of the rubber bush 34 is not described, but the rigidity KaX may be appropriately set in consideration of the longitudinal rigidity KX of the lower arm unit 30 as a whole.
[0069]
Hereinafter, the operation of the strut type suspension 10 configured as described above will be described. Here, when the steering wheel is not operated and the absolute value | θ | of the steering angle θ is less than a predetermined value θ1 near the zero value (0 ≦ | θ | <θ1), the steering wheel is operated and the absolute value of the steering angle θ is The case where the value | θ | is equal to or larger than the predetermined value θ1 (| θ | ≧ θ1) will be described separately. Here, the description will be given mainly on the right front wheel side, but the same operation is performed on the left front wheel side.
[0070]
| Θ | is close to zero (0 ≦ | θ | <θ1):
When the steering wheel is not operated and the absolute value | θ | of the steering angle θ is near the zero value (0 ≦ | θ | <θ1), the hydraulic oil discharged from the pump 102 in the hydraulic control unit 100 is After passing through the passage 108, it passes through the power steering valve 120 as it is, and returns to the drain tank 106 through the pipe 126. The hydraulic oil is supplied to the variable stiffness damping bush RH70 via the conduit 140 and the check valve 152.
[0071]
At this time, in the pipeline 108, the hydraulic oil merely passes, and the oil pressure in the pipeline 108 is not so high. For this reason, the hydraulic pressure supplied to the variable stiffness damping bush RH70 is also low accordingly (state quantity detection means). Accordingly, in this case, although the pilot pressure acts on the piston 80 in the variable stiffness damping bush RH70, the piston pressure is not large enough to withstand the urging force of the coil spring 86. Position, that is, the original position shown in FIG.
[0072]
When the piston 80 is at the original position, the position of the groove 82 of the piston 80 and the position of the openings of the liquid passages 78 and 79 coincide with each other as described above. The oil can freely move to and from each other via the liquid passages 78 and 79. Therefore, in this case, when there is an input to the variable stiffness damping bush RH70 in the axial direction of the compression arm 60 as shown by a white arrow 250 in FIG. The liquid flows between the liquid chambers 68a and 68b via the switch 82.
[0073]
By the way, when the hydraulic oil moves between the liquid chambers 68a and 68b via the liquid passages 78 and 79, a damping force corresponding to the frictional force of the liquid passages 78 and 79 is generated with respect to the input. This damping force is determined according to the cross-sectional area of the liquid passages 78 and 79, but here, the damping force is relatively low. Therefore, in this case, the variable stiffness damping bush RH70 absorbs the input from the compression arm 60 slowly and sufficiently while displacing the compression arm 60.
[0074]
Thereby, the wheel 1 is greatly displaced by the displacement amount ΔS1 in the direction indicated by the outline arrow 252 in FIG. 2 to the position indicated by the broken line in accordance with the displacement of the compression arm 60, but the input is good. As a result, it is difficult for the occupant to feel uncomfortable and the ride comfort is prevented from deteriorating.
[0075]
| Θ | is equal to or greater than a predetermined value θ1 (| θ | ≧ θ1):
When the steering wheel is operated and the absolute value | θ | of the steering angle θ is equal to or larger than the predetermined value θ1 (| θ | ≧ θ1), in the hydraulic control unit 100, the power steering valve 120 is switched to the line 126. Is blocked, while the flow of the working oil to the pipeline 122 or 124 is allowed. As a result, the hydraulic oil discharged from the pump 102 to the pipeline 108 operates the power cylinder 128 via the pipeline 122 or 124 depending on whether the steering angle θ is positive or negative.
[0076]
At this time, the hydraulic oil is also supplied to the variable stiffness damping bush RH70 via the pipe 140 and the check valve 152. In this case, the flow of the hydraulic oil to the pipe 126 is cut off. As a result, the oil pressure in the pipeline 108 is increasing (state quantity detecting means), whereby high-pressure hydraulic oil is supplied to the variable rigidity damping bush RH70 via the high-pressure pipe 88. Therefore, the piston 80 in the variable stiffness damping bush RH70 is pushed toward the bottom wall 77 by the high pilot pressure against the urging force of the coil spring 86.
[0077]
FIG. 5 shows the variable stiffness damping bush RH70 in a state where the piston 80 is urged by the high pilot pressure, and FIG. 7 shows a cross section along the line BB in FIG. As shown in these figures, when the piston 80 is urged by the high pilot pressure, the piston 80 has moved to a position where its tip 81 abuts the bottom wall 77. At this time, the position of the groove 82 of the piston 80 is shifted from the position of the opening of the liquid passages 78 and 79, and the flow of the hydraulic oil between the liquid passages 78 and 79, that is, between the liquid chamber 68a and the liquid chamber 68b is shut off. Have been.
[0078]
Therefore, in this case, even if the input in the axial direction of the compression arm 60 acts on the variable stiffness damping bush RH70 as shown by the outline arrow 250 in FIG. The variable stiffness damping bush RH70 does not go back and forth between 68b, and has high rigidity.
Therefore, in this case, the displacement of the compression arm 60 is only due to the elasticity of the rubber bush 68, and the wheel 1 is displaced in the direction indicated by the outline arrow 252 in FIG. The position becomes as shown, and the displacement amount becomes as small as about ΔS2. As described above, when the displacement amount of the wheel 1 is small, the turning force, that is, the cornering force acts on the vehicle reliably, so that an appropriate turning traveling according to the steering wheel operation is realized.
[0079]
When the discharge pressure of the pump 102 is low, the pilot pressure is relatively low. In this case, the amount of movement of the piston 80 is small, and the operating oil between the liquid chamber 68a and the liquid chamber 68b is reduced. Is somewhat acceptable. Therefore, when the vehicle is traveling on a low μ road, the discharge pressure of the pump 102 is normally low. In such a case, the rigidity and the damping property are appropriately balanced, and the slip of the wheels 1 is suitably prevented. .
[0080]
By the way, once the steering wheel is operated and the absolute value | θ | of the steering angle θ becomes equal to or more than the predetermined value θ1, the steering wheel is operated to the return side, and the absolute value | θ | of the steering angle θ is again smaller than the predetermined value θ1. When (0 ≦ | θ | <θ1), the power steering valve 120 is switched again. Then, the hydraulic oil flows back to the drain tank 106 via the pipe 126, and the hydraulic pressure in the pipe 108 decreases. As a result, the hydraulic pressure in the pipeline 108 is smaller than the hydraulic pressure in the high-pressure pipe 88, so that the check valve 152 in the pilot pressure holding unit 150 is closed, and the hydraulic oil in the high-pressure pipe 88 is only the orifice 154. Is returned to the pipeline 108 side.
[0081]
However, since the orifice 154 functions to reduce the flow rate as described above, the hydraulic oil in the high-pressure pipe 88 is gradually returned to the pipeline 108 through the orifice 154. Therefore, even when the handle is operated to the return side, the hydraulic oil in the high pressure pipe 88 is temporarily maintained at a high pressure, and the variable stiffness damping bush RH70 is maintained in a high rigidity state. . In other words, in a driving situation such as slalom running where the steering wheel is frequently operated and the steering angle θ fluctuates from the zero value and the turning running state is continuous, the variable stiffness damping bush RH70 is maintained at a high rigidity. Therefore, the turning performance of the vehicle is suitably maintained.
[0082]
Incidentally, in FIG. 22, the force FW acting on the wheel 1 from the road surface is represented by the force FA2 acting on the connection point (rotation center O) of the lateral arm 31 to the vehicle body and the connection point (fulcrum G of the compression arm 60) on the vehicle body. ) Is broken down into a force FB2 acting on the vector and the vector is displayed. As can be seen from the drawing, when the lower arm is composed of the lateral arm 31 and the compression arm 60, the force FA2 is different in direction but larger in magnitude than in the case of the conventional A-type lower arm shown in FIG. The direction of the force FB2 is completely coincident with the axial direction of the compression arm 60, and the magnitude is also small. Therefore, in the suspension device of the present invention having such a structure in which the lateral arm 31 and the compression arm 60 are divided and rotatably connected, it is possible to prevent an unreasonable load from being applied to the lower arm. The durability of the unit 30 can be improved.
[0083]
In this embodiment, as described above, the lateral rigidity KaY of the rubber bush 34 of the lateral arm 31 is minimized in a well-balanced manner between the lateral displacement (Δy) of the wheel 1 and the steering angle change (Δθs). It is set to an appropriate stiffness value such that As a result, even when the force FW acts on the wheel 1 during running of the vehicle, the lateral position of the wheel 1 and the toe angle almost change as shown by a broken line or a dashed line in FIG. There is no. Therefore, the suspension device of the present invention can appropriately secure the running stability of the vehicle.
[0084]
Next, a second embodiment will be described.
In the second embodiment, of the configuration of the strut type suspension 10 described in the first embodiment, only the variable stiffness damping bush RH70 and the variable stiffness damping bush LH are replaced by the other variable stiffness damping bushes RH170 and LH. Here, the description of the common parts with the first embodiment is omitted, and the configuration and operation of the variable stiffness damping bush RH170 applied to the right wheel side will be mainly described with reference to FIGS. I do.
[0085]
Referring to FIG. 12, the configuration of the variable stiffness damping bush RH170 is shown. As shown in the drawing, the variable stiffness damping bush RH170 is provided so as to be fitted into an annular portion 67 formed at the rear end of the compression arm 60, as in the case of the first embodiment.
A rubber bush 168 having a liquid chamber (first fluid chamber) 168a and a liquid chamber (second fluid chamber) 168b inside the main body 174 of the variable rigidity damping bush RH170, as in the first embodiment. Are fixedly provided around the main body 174, and the liquid chambers 168a and 168b are filled with hydraulic oil. A liquid passage (throttle passage) 178 extends from the liquid chamber 168a, and a liquid passage (throttle passage) 179 extends from the liquid chamber 168b to a cylinder hole 176 formed in a cylindrical shape.
[0086]
A rotary pool valve (damping force adjusting means) 180 is fitted into the cylinder hole 176. More specifically, the cylindrical outer tube 181 of the rotary pool valve 180 is inserted into the cylinder hole 176 such that the outer peripheral surface of the outer tube 181 contacts the inner surface of the cylinder hole 176. The rotary pool valve 180 is fixed substantially integrally with the main body 174 at the rear end 182.
[0087]
The outer tube 181 is provided with a pair of holes 181 a and 181 b having substantially the same flow passage area as the liquid passage 178 in conformity with the opening of the liquid passage 178, and the opening of the liquid passage 179. A pair of holes 181c and 181d having substantially the same flow passage area as the liquid passage 179 are formed.
The outer tube 181 is fitted with a cylindrical rotor 186 which is in contact with the inner surface of the outer tube 181 and is rotatable around an axis. The rotor 186 has a pair of holes 186a, 186b and a pair of holes 186c, 186d having the same positional relationship as the pair of holes 181a, 181b and the pair of holes 181c, 181d.
[0088]
FIG. 14 is a cross-sectional view taken along the line CC in FIG. 12. As shown in FIG. 14, the position of the hole 181a of the outer tube 181 matches the position of the hole 186a of the rotor 186. In the above, the position of the hole 181d also matches the position of the hole 186d. Therefore, the hydraulic oil in the liquid chambers 168a and 168b can freely move to and from each other through the liquid passages 178 and 179 and the chamber 187 in the rotor 186. In the state shown in FIG. Similarly, the variable stiffness damping bush RH170 has a relatively small damping force.
[0089]
On the other hand, although the details will be described later, when the rotor 186 rotates, the positions of the holes 181a and 181d of the outer tube 181 are shifted from the holes 186a and 186d of the rotor 186. In this case, the liquid chambers 168a and 168b The communication of the hydraulic oil inside is interrupted, and the variable stiffness damping bush RH170 has high rigidity.
[0090]
As shown in FIG. 12, the rotor 186 is connected to a stepping motor 190 via a rotating shaft 192 that rotates inside the outer tube 181. Therefore, the rotor 186 rotates in the outer tube 181 according to the rotation of the stepping motor 190. Note that a harness line 194 that supplies a drive signal to the stepping motor 190 is connected to the stepping motor 190, and the harness line 194 is connected to an electronic control unit (ECU) 300 described later.
[0091]
Numerals 183, 184, and 185 in the figure denote oil seals fitted to the outer tube 181 so as to eliminate the gap between the outer peripheral surface of the outer tube 181 and the inner surface of the cylinder hole 176, respectively.
Referring to FIG. 16, a connection diagram of the ECU 300 connected to the harness wire 194 and the ECU 300 is shown in a block diagram.
[0092]
As shown in the figure, on the input side of the ECU 300, a steering angle sensor 302 for detecting a steering angle θ, a vehicle speed sensor 304 for detecting a vehicle speed V, and a lateral G sensor for detecting a lateral acceleration GY of the vehicle are provided as state quantity detecting means. 306, a preview sensor 308 which is provided at the front of the vehicle and detects the undulation of a road surface in front of the vehicle, and a select SW 309 which switches a rigidity variable control mode of the variable rigidity damping bush RH170 to each of HARD, SOFT or AUTO mode is connected. I have. On the other hand, the output side of the ECU 300 is connected to a stepping motor drive unit 310 for controlling the drive of the stepping motor 190. The ECU 300 is provided with a select switch 309, a steering wheel angle sensor 302, a vehicle speed sensor 304, a lateral G sensor 306, a preview. An output signal corresponding to an input signal from each of the sensors 308 is output to the stepping motor drive unit 310. As a result, the stepping motor 190 rotates according to the drive signal from the stepping motor drive unit 310, and as a result, the rotor 186 rotates inside the outer tube 181.
[0093]
Referring to FIG. 17, there is shown a flowchart of a variable stiffness control routine of variable stiffness damping bush RH170, which is executed by ECU 300. Hereinafter, the operation of variable stiffness damping bush RH170 configured as described above based on FIG. Will be described.
First, in step S10, an initial set for starting control, that is, an initial setting for performing control is performed.
[0094]
In the next step S12, stepping motor position control for making the actual rotation amount of the stepping motor 190 coincide with the target value, that is, feedback control is performed. This control is a normal feedback control that is performed each time the routine is repeatedly executed, and a detailed description thereof will be omitted.
Then, in step S14, the rigidity variable control mode, that is, the switching content of the select SW 309 is read, and in step S16, it is determined whether or not the select SW 309 has been switched to the AUTO mode. If the determination result of step S16 is false (No), the process proceeds to step S18.
[0095]
In step S18, it is determined whether or not the select SW 309 is in the HARD mode, that is, whether or not the variable stiffness damping bush RH170 has been switched to the side that obtains high rigidity. If the determination result is true (Yes) and the select SW 309 is set to the HARD mode, the process proceeds to step S20.
In step S20, the control value i corresponding to the control current value output from the stepping motor drive unit 310 to the stepping motor 190 is set to a value 0 (i = 0).
[0096]
FIG. 19 is a graph showing the relationship between the control value i and the stiffness and damping force of the variable stiffness damping bush RH170. As shown in FIG. 19, when the control value i is small, the stiffness is large. The rigidity gradually decreases as i increases. As for the damping force, when the control value i is small, the stiffness is high, so that the damping force does not appear. As the control value i increases to a certain extent, the damping force appears. It is getting smaller gradually.
[0097]
Therefore, the case where the control value i is 0 means that the stepping motor 190 rotates the rotor 186 from the positions of the holes 181a and 181d of the outer tube 181 until the holes 186a and 186d of the rotor 186 are completely displaced. Control means to increase the rigidity of the variable stiffness damping bush RH170.
Here, FIG. 13 and FIG. 15 which shows a cross section taken along line CC of FIG. 13 show a state of the variable stiffness damping bush RH170 when the control value i is 0. As shown in the figure, in this case, the rotor 186 is rotated by approximately 90 ° with respect to the state shown in FIG. 12 (see FIG. 12). The positions of the holes 186a and 186d are completely shifted from the holes 181a and 181d of the outer tube 181. Therefore, when the control value i is 0, the communication of the hydraulic oil in the liquid chambers 168a and 168b is completely shut off, and the rigidity of the variable rigidity damping bush RH170 becomes maximum. Note that the position of the rotor 186 is actually a reference position of the rotor 186. That is, when the current supply to the stepping motor 190 is stopped, the rotor 186 assumes the position shown in FIG.
[0098]
If the determination result in step S18 is false, it can be determined that the select SW 309 has been switched to the SOFT mode instead of the AUTO or HARD mode, and then the process proceeds to step S22. In this step S22, a value 1.0 (i = 1.0) is set to the control value i. The case where the control value i is 1.0 means that the stepping motor rotates the rotor 186 so that the positions of the holes 181a and 181d of the outer tube 181 and the holes 186a and 186d of the rotor 186 completely match. This means that the stiffness of the variable stiffness damping bush RH170 is reduced to a minimum value (see FIG. 19).
[0099]
When the result of the determination in the previous step S16 is true and the select SW 309 has been switched to the AUTO mode, the process proceeds to step S24. In this step S24, it is determined whether or not the steering angle θ is larger than a predetermined range, for example, greater than -5 deg, and smaller than 5 deg, or whether the lateral acceleration GY is larger than a predetermined range, for example, larger than -0.1 g and smaller than 0.1 g. . The case where the steering angle θ and the lateral acceleration GY are within such a predetermined range means that the vehicle is not turning and running straight.
[0100]
If the result of the determination in step S24 is false, the steering angle θ and the lateral acceleration GY are out of the predetermined ranges, and the vehicle is in a turning traveling state, the process proceeds to step S30. In step S30, the control value i is calculated to set a suitable control value i. In other words, in this step, the optimum control value i is obtained according to the situation, whereby the optimum rigidity and damping force as shown in FIG. 19 are obtained. In calculating the control value i, a control value i calculation routine shown in the flowchart of FIG. 18 is executed. Hereinafter, the calculation procedure of the control value i will be described based on the flowchart of FIG.
[0101]
In step S32 in FIG. 18, a control value iv corresponding to the vehicle speed V is obtained. FIG. 20 shows a map in which the relationship between the vehicle speed V and the control value iv is set in advance, and the control value iv is obtained based on this map. In this map, the control value iv decreases as the vehicle speed V increases, that is, the rigidity increases.
In the next step S34, a control value ig corresponding to the calculated lateral acceleration GYc calculated based on the steering angle θ detected by the steering wheel angle sensor 302 is determined. FIG. 21 shows a map in which the relationship between the calculated lateral acceleration GYc and the control value ig is set in advance, and the control value ig is obtained from this map, similarly to the control value iv. The control value ig is a correction value for the control value iv, and the maximum value is set to, for example, 0.5.
[0102]
In step S36, the control value ig is obtained by subtracting and correcting the control value ig from the control value iv obtained as described above (ic = iv-ig). The control value ic becomes smaller as the control value ig is larger, that is, as the calculated lateral acceleration GYc is larger. That is, even at the same vehicle speed V, the control value ic is made smaller and the rigidity is made higher during turning.
[0103]
In step S38, it is determined whether or not the lateral acceleration GY detected by the lateral G sensor 306 has changed at a predetermined frequency, for example, 2.5 Hz or more. That is, it is determined whether or not the vehicle is traveling on a rough road that requires a meandering operation or the like. If the determination result is true, the value 1 is set to the bad road flag FR in the next step S40, and if the determination result is false, the value 0 is set to the bad road flag FR in step S42.
[0104]
In step S50, it is determined whether or not the rough road flag FR has the value 1. If it is determined that the vehicle is traveling on a bad road, the process proceeds to step S52. In step S52, the control value ic is multiplied by the rough road correction coefficient KR (0 <KR <1), and the control value ic is further reduced so that the rigidity of the variable rigidity damping bush RH170 is increased.
[0105]
Then, the process proceeds to step S54 to set the control value i to the control value i. If the determination result in step S50 is false, the process proceeds to step S54 without performing the correction, and the control value ic that is not corrected is set as the control value i.
When the control value i is calculated in this manner, the stepping motor 190 rotates the rotor 186 by an amount corresponding to the value of the control value i. In this case, the rotation position of the rotor 186 is an intermediate position between the position shown in FIG. 14 and the position shown in FIG. As a result, the wrap margin between the holes 181a and 181d of the outer tube 181 and the holes 186a and 186d of the rotor 186 changes, and the flow path area is adjusted. Therefore, the rigidity of the variable rigidity damping bush RH170 is reduced as shown in FIG. It will be adjusted appropriately as shown.
[0106]
If the result of the determination in step S24 in FIG. 17 is true and it is determined that the vehicle is traveling straight, the process proceeds to step S26. Here, it is detected whether or not a signal is output from the preview sensor 308. If the result of the determination in step S26 is true and it is determined that there is an ups and downs in front of the vehicle, the process proceeds to step S22 to prevent the shock that occurs when the vehicle gets over the ups and downs, and the control value i is set. Is set to a value of 1.0 to reduce the rigidity of the variable rigidity damping bush RH170.
[0107]
On the other hand, when the determination result in step S26 is false and no signal is output from the preview sensor 308, the process proceeds to step S30 described above, and the calculation of the control value i is also performed based on the flowchart of FIG. That is, when the determination result in step S16 is true and the select SW 309 is in the AUTO mode, the calculation of the optimum control value i is always performed in step S30 except when the output signal from the preview sensor 308 is detected. In practice, a suitable variable stiffness damping bush RH170 stiffness will be obtained.
[0108]
As described above, according to the suspension device of the second embodiment, the control value i is set according to the switching of the select SW 309, and is set to an optimum value according to the vehicle speed V, the lateral acceleration GY, the steering angle θ, and the like. Therefore, the rigidity and the damping force of the variable rigidity damping bush RH170 can be suitably adjusted. Therefore, when the vehicle speed V is small and the lateral acceleration GY and the steering angle θ are small, the stiffness of the variable stiffness damping bush RH170 can be suitably reduced to give priority to riding comfort, while the vehicle speed V is large and When the lateral acceleration GY and the steering angle θ are large, the rigidity of the variable stiffness damping bush RH170 is sufficiently increased to reduce the displacement of the compression arm 60, that is, the displacement of the wheel 1. Thus, running stability can be improved by eliminating shimmy vibrations and the like, and at the time of cornering, cornering force can be reliably applied to the vehicle body to improve cornering.
[0109]
As described above in detail based on the first and second embodiments, in the suspension device of the present invention, the lower arm is divided into the lateral arm 31 and the compression arm 60, so that the force acting on the vehicle body via the lower arm is achieved. Can be made smaller so that an unreasonable load is not applied to the lower arm, and the durability of the lower arm unit 30 can be improved. In this case, there is no joint as seen in the prior art on the line W between the rotation center O and the kingpin axis X, and the lateral arm 31 is formed of one rigid body. There is no alignment change when the force is applied directly.
[0110]
Further, since the small variable rigidity damping bushes RH70 and RH170 are provided between the compression arm 60 and the vehicle body to adjust the rigidity and the damping property according to the traveling state of the vehicle, the linear variable damping bush RH70, 170 may be used when the vehicle is traveling straight. In addition, good riding comfort and running stability can be ensured in accordance with the vehicle speed V and the like. On the other hand, at the time of turning, a suitable turning property in accordance with the steering wheel operation can be ensured.
[0111]
Further, the vehicle lateral rigidity KaY of the rubber bush 34 of the lateral arm 31 is set to an appropriate rigidity value such that the lateral displacement (Δy) and the steering angle change (Δθs) of the wheel 1 are minimized in a well-balanced manner. Since the setting is set, the force FW acts on the wheel 1 during traveling of the vehicle, and the lateral arm 31 rotates around the rotation center O in the vehicle front-rear direction, and accordingly, the tie rod 28 rotates around the rotation center T. Even if it turns, it can hold | maintain so that the lateral position and the toe angle of the wheel 1 supported by the knuckle 22 connected to each front-end | tip of these lateral arms 31 and the tie rod 28 may not change very suitably, The running stability of the vehicle, particularly the running stability during braking and acceleration during straight running, can be ensured satisfactorily.
[0112]
Further, the variable stiffness damping bush RH70 and the variable stiffness damping bush RH170 can be easily applied without changing the structure of the connection point between the lateral arm 31 and the compression arm 60 and the vehicle body. Therefore, the conventional vehicle body structure can be used for the suspension device of the present invention, and the production cost can be reduced.
[0113]
By the way, when the wheel 1 is displaced in the vertical direction of the vehicle, structurally, the lateral arm 31 is supported by the bolt 35 penetrating the mounting brackets 3, while the compression arm 60 is moved by the variable rigid damping bush RH 70 and the variable rigid damping bush. With the RH 170 as a fulcrum, the joints are rotated in different rotation directions, and the connecting portion (rotation center Q) between the lateral arm 31 and the compression arm 60 is twisted. However, in the above embodiment, since the rubber bush 64 is used for the connecting portion, the rubber absorbs the torsion well and does not hinder the displacement of the wheel 1 in the vertical direction. Therefore, even in the strut type suspension 10 including the suspension device, the function as the suspension is not impaired.
[0114]
In the above embodiment, the rubber bush 64 is used to rotate freely at the connecting portion (rotation center Q) between the lateral arm 31 and the compression arm 60, but a ball joint is used instead of the rubber bush 64. A similar effect can be obtained.
Further, in the above-described embodiment, the rigidity variable control having exactly the same contents is performed for both the right front wheel and the left front wheel. However, the right front wheel side and the left front wheel side may be independently controlled left and right. Good.
[0115]
【The invention's effect】
As described above, according to the strut type suspension device for a vehicle according to the first aspect, in the strut type suspension device for a vehicle in which a hub carrier supporting wheels and a vehicle body are connected by a strut and a lower arm, one end of the lower arm has a hub. A lateral arm that is rotatably connected to the carrier while the other end is rotatably connected to the vehicle body, and one end is rotatably connected at a first connection point of the lateral arm near the hub carrier, and the other. A compression arm connected to the vehicle body at a second connection point whose end is separated from the other end of the lateral arm in the vehicle front-rear direction. The other end of the compression arm has elasticity and a first and second connection. It is connected to the vehicle body via a first bush that is fitted perpendicularly to a line connecting the points and that is externally fitted to a support shaft provided on the vehicle body. As a result, the input to the vehicle body can be reduced as compared to the conventional A-type lower arm, the change in the toe angle of the wheels can be reduced, and the input from the compression arm to the vehicle body is distributed to the vehicle body. Since it acts vertically on the provided support shaft in the direction along the compression arm, it is possible to secure sufficient strength against the input at the second connection point, and furthermore, the first and the second in the first bush. Since the fluid in the fluid chamber moves from one side to the other through the throttle passage to generate a damping force, the input can be appropriately absorbed by the action of the first bush, and the running stability of the vehicle is improved. be able to. Further, since the damping force of the first bush is adjusted in accordance with the amount of state of the vehicle, that is, the hydraulic pressure of the operating oil for operating the power cylinder of the power steering, the rigidity between the compression arm and the vehicle body is changed to the running state of the vehicle. It can be adjusted accordingly. further,The damping force is adjusted by a spool valve that uses the hydraulic pressure of the hydraulic oil as a pilot pressure, and functions as a throttle only in a transition from a state in which the rigidity of the first bush is high to a state in which the first bush is low in the hydraulic path of the hydraulic oil. Provide an orificeI decided thatWithout the need for complicated control mechanismsIn a driving state such as slalom running where the steering wheel is frequently operated and the steering angle fluctuates from zero and the running state is continuous, the steering angle may temporarily become small. Even so, a high bush rigidity suitable for such a running state can be maintained. Therefore, the suitable bush rigidity and damping force are maintained in any running state, and the running stability of the vehicle can be improved.
[0117]
Claims2According to the strut type suspension device for a vehicle, the first bush is formed in the elastic portion in series in the direction of the line with the support shaft interposed therebetween, and the first fluid chamber and the second fluid chamber are each sealed with a fluid. Since the fluid chamber and the throttle passage communicating the first and second fluid chambers with each other are provided, the damping force can be easily generated with a compact structure in the elastic portion of the first bush.
[0119]
Claims3According to the strut type suspension device, the other end of the lateral arm is rotatably connected to the vehicle body via the second bush having elasticity, and the second bush applies a force to the wheel in the vehicle front-rear direction. When the lateral arm is rotated by the action of the lateral arm, at least the lateral constant of the vehicle is set so as to minimize the lateral displacement of one end of the lateral arm. The spring constant of the second bush can be set in consideration of minimizing the lateral displacement of one end of the lateral arm caused by the rotation of the lateral arm. However, the lateral displacement of the wheels connected to one end of the lateral arm can always be kept small, and the running stability of the vehicle can be improved.
[0120]
Claims4According to the strut-type suspension device, the spring constant is obtained by dividing the axial component of the lateral arm of the vehicle longitudinal force by the lateral displacement of one end of the lateral arm that is displaced only with the rotation of the lateral arm. Since the spring constant is set based on the first arithmetic expression, the spring constant of the second bush can be easily and appropriately set based on the first arithmetic expression, and the displacement of the wheel in the vehicle lateral direction can be kept satisfactorily small. .
[0121]
Claims5According to the strut type suspension device, the other end of the lateral arm is rotatably connected to the vehicle body via the second bush having elasticity, and further, the wheel is a steering wheel. Has a tie rod that is rotatably connected to the hub carrier at one end, and is rotatably held at the other end on the vehicle body side and is capable of steering a steered wheel, and is provided in parallel with the lateral arm. The bush has a spring constant at least in the lateral direction of the vehicle that minimizes a change in the toe angle of the wheel when the tie rod rotates together with the lateral arm by the force in the vehicle longitudinal direction acting on the wheel. If is a steered wheel, consider that the change in the toe angle of the wheel caused by the rotation of the lateral arm and the tie rod due to the force in the vehicle longitudinal direction acting on the wheel. The spring constant of the second bush can be set, whereby even when a force in the vehicle front-rear direction acts on the wheel, a change in the toe angle of the wheel can always be kept small, and the running stability of the vehicle can be improved. .
[0122]
Claims6According to the strut-type suspension device, the spring constant is determined by calculating the axial component of the lateral arm force in the vehicle longitudinal direction from the lateral displacement amount of one end of the lateral arm that is displaced only with the rotation of the lateral arm. Is set based on the second arithmetic expression in which the displacement of the other end of the tie rod that is displaced with the rotation of the tie rod due to the action of the directional force is divided by a value obtained by subtracting the displacement, the wheel is a steered wheel and has a tie rod. In such a case, the spring constant of the second bush can be easily and appropriately set based on the second arithmetic expression, and the change in the toe angle of the wheel can be satisfactorily reduced.
[0123]
Claims7According to the strut type suspension device, the other end of the lateral arm is rotatably connected to the vehicle body via the second bush having elasticity, and further, the wheel is a steering wheel. Has a tie rod that is rotatably connected to the hub carrier at one end, and is rotatably held at the other end on the vehicle body side and is capable of steering a steered wheel, and is provided in parallel with the lateral arm. The bush minimizes the lateral displacement of one end of the lateral arm and the change in the toe angle of the wheel when the lateral arm and the tie rod rotate due to the force in the vehicle longitudinal direction acting on the wheel. Since at least the vehicle's lateral spring constant is set, when the wheel is a steered wheel, a lateral force acts on the wheel to rotate the lateral arm and the tie rod. The spring constant of the second bush can be set in consideration of minimizing the vehicle lateral displacement of one end of the lateral arm and the change of the toe angle of the wheel, which causes a force in the vehicle longitudinal direction on the wheel. Even if it acts, the lateral displacement of the wheels and the change of the toe angle of the wheels can always be kept small in a well-balanced manner, and the running stability of the vehicle can be further improved.
[0124]
Claims8According to the strut-type suspension device, the spring constant is obtained by dividing the axial component of the lateral arm of the vehicle longitudinal force by the lateral displacement of one end of the lateral arm that is displaced only with the rotation of the lateral arm. The first arithmetic expression and the axial component of the lateral arm of the lateral force of the vehicle in the longitudinal direction of the vehicle are obtained from the lateral displacement of one end of the lateral arm that is displaced only by the rotation of the lateral arm. Since the intermediate value of each value calculated based on the second arithmetic expression that divides the displacement amount of the other end of the tie rod displaced with the rotation by a subtracted value is set, the wheel is a steered wheel and the tie rod is set. In such a case, the spring constant of the second bush can be set to an intermediate value between the values calculated based on the first arithmetic expression and the second arithmetic expression. A change in the toe angle of displacement and wheel direction can be maintained satisfactorily well-balanced small.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a perspective view showing a strut type suspension to which an embodiment of the present invention is applied.
FIG. 2 is a top view showing a lower arm unit of the strut type suspension shown in FIG. 1;
FIG. 3 is a longitudinal sectional view of the lower arm unit taken along line AA in FIG. 2;
FIG. 4 is a longitudinal sectional view showing the variable rigidity damping bush of the first embodiment.
5 is a view showing a state in which a piston of a variable stiffness damping bush in FIG. 4 has moved.
FIG. 6 is a cross-sectional view of the variable stiffness damping bush in FIG. 4;
FIG. 7 is a cross-sectional view of the variable stiffness damping bush in FIG. 5;
FIG. 8 is a schematic configuration diagram of a hydraulic control unit according to the first embodiment.
FIG. 9 is a diagram illustrating the behavior of the lower arm unit and the wheels when a force FW in the vehicle front-rear direction acts on the wheels when the center of rotation O is rotatable and is substantially rigid.
FIG. 10 is an explanatory diagram modeling and showing the movement of the lower arm unit.
FIG. 11 is a diagram illustrating a spring constant of a rotation center O in a vehicle lateral direction, that is, a setting allowable range of rigidity KaY.
FIG. 12 is a longitudinal sectional view showing a variable stiffness damping bush of a second embodiment.
13 is a view showing a state where the rotor of the variable stiffness damping bush in FIG. 12 is rotated.
FIG. 14 is a cross-sectional view of the variable stiffness damping bush in FIG.
FIG. 15 is a cross-sectional view of the variable stiffness damping bush in FIG. 13;
FIG. 16 is a block diagram showing an input / output relationship of an electronic control unit (ECU) connected to the variable stiffness damping bush in FIG.
FIG. 17 is a flowchart showing a variable rigidity damping bush rigidity control routine executed by the ECU in FIG. 16;
18 is a flowchart illustrating a control value i calculation routine in FIG.
FIG. 19 is a graph showing the relationship between a control value i and the stiffness and damping force of a variable stiffness damping bush.
FIG. 20 is a graph showing a relationship between a vehicle speed V and a control value iv.
FIG. 21 is a graph showing a relationship between a calculated lateral acceleration GYc and a control value ig.
FIG. 22 is a diagram showing a component force FA2 on the lateral arm side and a component force FB2 on the compression arm side acting on the vehicle body by an input FW to a wheel.
FIG. 23 is a view showing a conventional integrated A-type lower arm.
FIG. 24 is a diagram showing component forces FA1 and FB1 of each arm of a conventional integrated A-type lower arm that acts on a vehicle body by an input FW to a wheel.
FIG. 25 is a view showing a conventional split-type lower arm.
[Explanation of symbols]
1 wheel
2 members (body)
10 strut type suspension
11 struts
22 Knuckle (hub carrier)
28 Tie rod
30 Lower arm unit
31 Lateral Arm
34 rubber bush (second bush)
60 compression arm
64 rubber bush
68 Rubber Bush
68a Liquid chamber (first fluid chamber)
68b Liquid chamber (second fluid chamber)
70 Variable stiffness damping bush RH (first bush)
74 body
76 Cylinder hole
78 Liquid passage (throttle passage)
79 Liquid passage (throttle passage)
80 piston (damping force adjusting means)
100 Hydraulic control unit (state quantity detection means)
168 rubber bush
168a Liquid chamber (first fluid chamber)
168b Liquid chamber (second fluid chamber)
170 Variable rigidity damping bush RH (first bush)
174 body
176 Cylinder hole
178 Liquid passage
179 Liquid passage
180 Rotary pool valve (damping force adjusting means)
186 rotor
190 stepper motor
300 Electronic control unit (ECU)
302 Handle angle sensor (state quantity detection means)
304 Vehicle speed sensor (state quantity detection means)
306 Horizontal G sensor (state quantity detection means)
308 Preview sensor (state quantity detection means)
310 Stepping motor drive unit

Claims (8)

車輪を支持するハブキャリアと車体とをストラット及びロアアームで連結した車両のストラット型サスペンション装置において、
前記ロアアームは、一端が前記ハブキャリアに回動自在に連結される一方、他端が前記車体に回動自在に連結されたラテラルアームと、
一端が前記ラテラルアームの前記ハブキャリア寄りの第１連結点にて回動自在に連結され、他端が前記ラテラルアームの他端とは車両前後方向で離間した第２連結点にて前記車体に連結されたコンプレッションアームとから構成され、
前記コンプレッションアームの他端は、弾性を有するとともに前記第１及び第２連結点間を結ぶラインに垂直にして前記車体に配設された支持軸に外嵌される第１のブッシュを介して前記車体に連結されるものであり、
前記第１のブッシュは、内部に、前記支持軸を挟んで前記ラインの方向に直列に形成され、それぞれに流体が密封された第１流体室と第２流体室と、これら第１及び第２流体室を互いに連通する絞り通路とを有し、さらに、状態量検出手段により検出される車両の状態量に応じて前記絞り通路の絞り量を調節して前記第１のブッシュの減衰力を調節する絞り調節手段を備え、
前記状態量検出手段は、パワーステアリングのパワーシリンダを作動させる作動油の油圧の上昇を検出するものであって、前記絞り調節手段は、前記作動油の油圧をパイロット圧として前記絞り通路の絞り量を調節するスプール弁であり、前記作動油の油路には、前記第１のブッシュの剛性が高い状態から低い状態への移行に対してのみ絞りとして機能するオリフィスが設けられていることを特徴とする車両のストラット型サスペンション装置。In a strut-type suspension device for a vehicle in which a hub carrier supporting wheels and a vehicle body are connected by struts and a lower arm,
A lateral arm having one end rotatably connected to the hub carrier and the other end rotatably connected to the vehicle body;
One end is rotatably connected at a first connection point of the lateral arm near the hub carrier, and the other end is connected to the vehicle body at a second connection point separated from the other end of the lateral arm in the vehicle longitudinal direction. Composed of a compression arm and
The other end of the compression arm has an elasticity and is perpendicular to a line connecting the first and second connection points and is externally fitted to a support shaft disposed on the vehicle body through a first bush. It is connected to the car body,
The first bush is internally formed in series in the direction of the line with the support shaft interposed therebetween, and a first fluid chamber and a second fluid chamber, each of which is sealed with a fluid, the first and second fluid chambers are provided. A throttle passage communicating the fluid chambers with each other, and further adjusting a throttle amount of the throttle passage in accordance with a state quantity of the vehicle detected by the state quantity detecting means to adjust a damping force of the first bush. Aperture adjustment means,
The state quantity detecting means detects an increase in the hydraulic pressure of hydraulic oil for operating a power cylinder of a power steering, and the throttle adjusting means uses the hydraulic pressure of the hydraulic oil as a pilot pressure to reduce the throttle amount of the throttle passage. And an orifice that functions as a throttle only in a transition from a state where the rigidity of the first bush is high to a state where the rigidity is low, is provided in an oil passage of the hydraulic oil. Strut type suspension device for vehicles. 前記第１のブッシュは、弾性部に、前記支持軸を挟んで前記ラインの方向に直列に形成され、それぞれに流体が密封された第１流体室と第２流体室と、これら第１及び第２流体室を互いに連通する絞り通路とを有していることを特徴とする、請求項１記載の車両のストラット型サスペンション装置。The first bush is formed in the elastic portion in series in the direction of the line with the support shaft interposed therebetween, and a first fluid chamber and a second fluid chamber, each of which is fluid-sealed, characterized in that it has a throttle passage that communicates with each other the second fluid chamber, a strut-type suspension apparatus for a vehicle according to claim 1. 前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、
前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアームが回動するとき、前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴とする、請求項１または２記載の車両のストラット型サスペンション装置。The other end of the lateral arm is rotatably connected to the vehicle body via an elastic second bush,
The second bush is provided at least in the vehicle lateral direction so as to minimize displacement of one end of the lateral arm in the vehicle lateral direction when the lateral arm is rotated by a vehicle longitudinal force acting on the wheel. The strut type suspension device for a vehicle according to claim 1 or 2 , wherein a spring constant is set. 前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式に基づき設定されていることを特徴とする、請求項３記載の車両のストラット型サスペンション装置。The first constant is obtained by dividing the axial component of the lateral arm of the vehicle longitudinal force by the lateral displacement of one end of the lateral arm that is displaced only by the rotation of the lateral arm. The strut-type suspension device for a vehicle according to claim 3, wherein the suspension is set based on: 前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、さらに、前記車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端が前記ハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が前記車体側に回動自在に保持され前記操舵輪を操舵可能なタイロッドが前記ラテラルアームと並列に設けられており、
前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアームとともに前記タイロッドが回動するとき、前記車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴とする、請求項１または２記載の車両のストラット型サスペンション装置。The other end of the lateral arm is rotatably connected to the vehicle body via a second bush having elasticity. Further, the wheel is a steering wheel, and one end of the steering wheel has the A tie rod that is rotatably connected to the hub carrier and the other end is rotatably held on the vehicle body side and is capable of steering the steered wheels is provided in parallel with the lateral arm,
The second bush is provided with at least the vehicle lateral direction spring so as to minimize a change in the toe angle of the wheel when the tie rod rotates together with the lateral arm by applying a force in the vehicle longitudinal direction to the wheel. 3. The strut type suspension device for a vehicle according to claim 1, wherein a constant is set. 前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から前記車両前後方向の力の作用による前記タイロッドの回動に伴い変位する前記タイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式に基づき設定されていることを特徴とする、請求項５記載の車両のストラット型サスペンション装置。The spring constant is obtained by calculating the axial component of the lateral arm of the vehicle longitudinal force from the lateral displacement of one end of the lateral arm that is displaced only by the rotation of the lateral arm. 6. The vehicle according to claim 5 , wherein the value is set based on a second arithmetic expression that divides by a value obtained by subtracting a displacement amount of the other end of the tie rod that is displaced with the rotation of the tie rod due to the action of the tie rod. Strut type suspension device. 前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、さらに、前記車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端が前記ハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が前記車体側に回動自在に保持され前記操舵輪を操舵可能なタイロッドが前記ラテラルアームと並列に設けられており、
前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアーム及び前記タイロッドが回動するとき、前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するとともに前記車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴とする、請求項１または２記載の車両のストラット型サスペンション装置。The other end of the lateral arm is rotatably connected to the vehicle body via a second bush having elasticity. Further, the wheel is a steering wheel, and one end of the steering wheel has the A tie rod that is rotatably connected to the hub carrier and the other end is rotatably held on the vehicle body side and is capable of steering the steered wheels is provided in parallel with the lateral arm,
The second bush minimizes displacement of one end of the lateral arm in the vehicle lateral direction when the lateral arm and the tie rod rotate by applying a force in the vehicle front-rear direction to the wheel, and at the same time, The strut type suspension device for a vehicle according to claim 1 or 2 , wherein a spring constant in at least the vehicle lateral direction is set so as to minimize a change in a toe angle. 前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式及び前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から前記車両前後方向の力の作用による前記タイロッドの回動に伴い変位する前記タイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式とに基づき算出された各値の中間値に設定されていることを特徴とする、請求項７記載の車両のストラット型サスペンション装置。The first constant is obtained by dividing the axial component of the lateral arm of the lateral force of the vehicle in the longitudinal direction of the vehicle by the amount of lateral displacement of one end of the lateral arm that is displaced only by the rotation of the lateral arm. And the axial component of the lateral arm of the force in the vehicle longitudinal direction is displaced only in accordance with the rotation of the lateral arm from the amount of displacement of one end of the lateral arm in the vehicle lateral direction by the action of the force in the vehicle longitudinal direction. A second arithmetic expression that divides by a value obtained by subtracting a displacement amount of the other end of the tie rod that is displaced with the rotation of the tie rod, and is set to an intermediate value of the respective values. Item 8. A strut type suspension device for a vehicle according to Item 7 .

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