JP3861611B2

JP3861611B2 - Suspension device

Info

Publication number: JP3861611B2
Application number: JP2001071211A
Authority: JP
Inventors: 隆一谷本; 雄士横田; 高弘二階堂
Original assignee: Toyota Auto Body Co Ltd
Current assignee: Toyota Auto Body Co Ltd
Priority date: 2001-03-13
Filing date: 2001-03-13
Publication date: 2006-12-20
Anticipated expiration: 2021-03-13
Also published as: JP2002264624A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両のボディを支え、路面からの振動や衝撃を緩和して乗り心地の向上を図るサスペンション装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図１０にワンボックス車の模式縦断面図（Ａ図）と、一般的なリヤサスペンション装置の模式側面図（Ｂ図）、図１１にそのワンボックス車の模式横断面図を示す。
リヤサスペンション装置５０は、車輪２が取付けられるサスペンションアーム５２を備えている。サスペンションアーム５２は、前端側が連結部材５２ｃによって車両１のボディ３に上下回動可能な状態で連結されており、後端側がショックアブソーバ５４を介してボディ３に連結されている。ショックアブソーバ５４は一般的に、図１１（Ａ）に示すように、車両１の横断面において直立した状態で設置されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
上記したようにショックアブソーバ５４が直立状態で設置されると、路面Ｅから車輪２に加わる力Ｆはショックアブソーバ５４を介して上下方向からボディ３に加わる。このため、例えば車両１が悪路等を走行する際に左右の車輪２における上下運動の位相が反転し、左右のショックアブソーバ５４からボディ３に対して逆向きの力Ｆが瞬間的に加わると、図１１（Ｂ）に示すように、ボディ３の捩じれ中心（回転中心）Ｔの回りにモーメントＦ×Ｌが発生する。ここで、Ｌは、ショックアブソーバ５４の中心軸線Ｋと、ボディ３の後部の捩じれ中心Ｔとの間の距離である。
【０００４】
ワンボックス車１は一般的にボディ３の背面にバックドアによって開閉される開口を有するため、ボディ３の後部の剛性が前部の剛性と比較して低い。このため、ボディ３の後部の捩じれ中心Ｔ回りのモーメントＦ×Ｌが大きくなると、このモーメントによりボディ３の後部が捩じれ、さらにそのボディ３が復元することで発生する振動が共振し、乗り心地が悪くなる。なお、図１０（Ａ）の点線Ｔはボディ３の前後方向における捩じれ中心を表している。
【０００５】
上記問題点を解決するために、ボディ３の後部が捩じれないように補強材等でボディ３の後部の剛性を高めることも考えられるが、この方法によると大幅なコスト高になるとともに、質量も増加するため現実的ではない。
本発明は、上記問題点に鑑みなされたものであり、ボディの捩じれ中心回りのモーメントを低減させて、ボディの捩じれ振動を抑制することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記した課題は、各請求項の発明によって解決される。
請求項１の発明は、ボディの背面にバックドアにより開閉される開口を有し、前記ボディの後部の剛性が前部の剛性よりも低いワンボックス車の後部において、車輪を回転自在に支持する車輪支持体と、その車輪支持体が取付けられるサスペンションアームと、そのサスペンションアームと前記ボディとを連結するショックアブソーバと、前記サスペンションアームと前記ボディとの間に取付けられるコイルスプリングとを備えるサスペンション装置であって、前記コイルスプリングは、前記サスペンションアームに固定されたバネ受けに下方から支えられて、その上端が前記ボディの下端に連結されており、前記ショックアブソーバの上端はボディのアブソーバ受け部に連結され、そのショックアブソーバの下端は前記サスペンションアームの車幅方向外側に配置された状態で、そのサスペンションアームに連結されており、前記ワンボックス車の後部の左右両側に配置された前記ショックアブソーバの中心軸線が、前記ボディの横断面におけるボディの捩じれ中心もしくはその近傍で交差するように、左右のショックアブソーバが傾斜して配設されていることを特徴とする。
【０００７】
本発明によると、ショックアブソーバの中心軸線とボディの捩じれ中心間の距離が零あるいは小さな値となる。これによって、左右の車輪から前記ショックアブソーバを介してボディに加わる力による捩じれ中心回りのモーメントが零あるいは非常に小さな値となる。したがって、左右のショックアブソーバからボディに加わる力によって前記ボディが捩じれ難くなり、そのボディの捩じれに起因した振動を抑制することができる。
【０００９】
【発明の実施の形態】
（実施形態１）
以下、図１〜図９に基づいて本発明の実施形態１に係るサスペンション装置の説明を行う。本実施形態は、ワンボックス車のリヤサスペンション装置に本発明を適用したものであり、図１（Ａ）はワンボックス車（以下、車両という）の模式縦断面図、図１（Ｂ）はワンボックス車の模式横断面図、図２はリヤサスペンション装置の全体斜視図、図３〜図６はリヤサスペンション装置におけるショックアブソーバの取付け詳細図である。なお、車両の幅方向をＸ方向、前後方向をＹ方向、及び高さ方向をＺ方向として以下の説明を行う。
【００１０】
リヤサスペンション装置１０は、図２に示すように、車輪２を回転自在に支持する車輪支持体１２ｈと、その車輪支持体１２ｈが取付けられるサスペンションアーム１２と、左右のサスペンションアーム１２を繋ぐトーションビーム１４とを備えている。なお、図２では、車輪２が省略されている。
【００１１】
左右のサスペンションアーム１２とトーションビーム１４との接続部分にはコイルスプリング１５を下方から支えるバネ受け１５ｕがほぼ水平に固定されている。コイルスプリング１５は、サスペンションアーム１２等とボディ３との間で衝撃を吸収する部材であり、図４〜図６等に示すように、その上端１５ｒがボディ３の下端に連結されている。ここで、図４はリヤサスペンション装置１０の右車輪２の部分を表す背面図、図５は同じく平面図、図６は同じく側面図（図４のVI −VI矢視図）を表している。
【００１２】
サスペンションアーム１２の前端部には、図２、図６に示すように、連結部材１２ｃが設けられており、それらの連結部材１２ｃを介してサスペンションアーム１２及びトーションビーム１４がボディ３に上下回動可能な状態で連結されている。また、サスペンションアーム１２の後端部には、図４に示すように、アブソーバピン１６がＸ方向に通されており、そのアブソーバピン１６の係止部１６ｋがサスペンションアーム１２の外側面１２ｅから車両外方に所定寸法だけ突出している。そして、その係止部１６ｋにショックアブソーバ２０の下端連結部２２が連結されている。
【００１３】
ショックアブソーバ２０は、コイルスプリング１５とともに路面からの振動を減衰させる部材であり、ボディ３とサスペンションアーム１２との間に設置される。ショックアブソーバ２０は上下に連結部２２，２４を備えており、前述のように下端連結部２２がサスペンションアーム１２の係止部１６ｋに連結され、上端連結部２４がボディ３のアブソーバ受け部３ａに連結される。
【００１４】
ショックアブソーバ２０は、その中心軸線Ｋが、図６に示すように、車両１の縦断面において鉛直線に対して角度αだけ後方に傾斜している。また、ショックアブソーバ２０はその中心軸線Ｋが、図４に示すように、車両１の横断面において鉛直線に対して角度θだけ車両１の幅方向内側に傾斜している。
【００１５】
そして、左右のショックアブソーバ２０におけるそれぞれの中心軸線Ｋが車両１の横断面においてボディ３の捩じれ中心位置Ｔあるいはその近傍上下位置で交差している（図３、図４参照）。なお、図４は、それぞれの中心軸線Ｋがボディ３の捩じれ中心位置Ｔにおいて交差している状態を表している。即ち、前記角度θは、左右のショックアブソーバ２０におけるそれぞれの中心軸線Ｋがボディ３の捩じれ中心位置Ｔあるいはその近傍上下位置で交差するように設定される。以後、角度θをショックアブソーバ２０の取付け角度と呼ぶ。
【００１６】
次に、ボディ３の捩じれ及び捩じれ中心Ｔについて説明する。
ボディ３の捩じれは、車両１が悪路等を走行するときに車輪２の上下運動の位相が左右で反転するときに発生する。車輪２の上下運動はサスペンション装置で減衰されてボディ３に伝わる。このとき、サスペンション装置からボディ３に伝わる力（入力）は一般的にショックアブソーバ２０からの入力Ｆが支配的である。このため、左右のショックアブソーバ２０における中心軸線Ｋをボディ３の後部の捩じれ中心Ｔで交差させるようにすれば、図３に示すように、入力Ｆによる捩じれ中心Ｔ回りのモーメントが零になり、ボディ３に対してそのボディ３の後部を捻じるような力が働かなくなる。
【００１７】
前述のように、ワンボックス車１のボディ３は運転席等がある前部と比較して後部の剛性が低いため、ボディ３の捩じれは主として後部において問題になる。このため、本実施形態に係る車両１では、リヤサスペンション装置１０の左右のショックアブソーバ２０の中心軸線Ｋをボディ３の後部の捩じれ中心Ｔで交差させるようにしている。
なお、前部と後部とでボディ３の形状及び重心等が異なるため、図１（Ａ）に示すように、ボディ３の捩じれ中心Ｔは前後において相違する。しかし、捩じれが発生し易いボディ３の後部では、捩じれ中心Ｔはボディ３の前後方向においてほぼ一定である。
【００１８】
次に、図７に基づいて、ボディ３の捩じれ中心Ｔを求める方法について説明する。図７（Ａ）、（Ｂ）は、ボディ３の後部横断面図であり、ボディ３の側壁部と天井部とは省略されている。ボディ３の捩じれ中心Ｔは、ボディ３の剛性や重心等に関係するため、そのボディ３に内装部品が組付けられていない状態（半完成車）と、ボディ３に内装部品（シート８等）が組付けられている状態（完成車）とで異なる。このため、ボディ３の捩じれ中心Ｔは完成車の状態で求める。
【００１９】
先ず、ショックアブソーバ２０が連結されるボディ３のアブソーバ受け部３ａに振動加速度センサ９ａ，９ｂが固定される（図７（Ｃ）参照）。振動加速度センサ９ａ，９ｂは、上下方向振動加速度を測定する第一振動加速度センサ９ａと、水平方向振動加速度を測定する第二振動加速度センサ９ｂとが使用され、その第一振動加速度センサ９ａがアブソーバ受け部３ａの下面に、また第二振動加速度センサ９ｂがアブソーバ受け部３ａの側面に固定される。
アブソーバ受け部３ａに振動加速度センサ９ａ，９ｂがセットされると、アブソーバ受け部３ａに対して下方からハンマー等により一定の力Ｆの打撃が加えられる（図７（Ａ）参照）。そして、このときのアブソーバ受け部３ａの振動加速度が第一振動加速度センサ９ａ及び第二振動加速度センサ９ｂにより測定される。
【００２０】
ハンマーによる打撃で、ボディ３は捩じれ中心Ｔの回りを右回りに回動し、さらにその捩じれ中心Ｔの回りを左回りに復元しようとするため、そのボディ３のアブソーバ受け部３ａは捩じれ中心Ｔを中心とする円Ｒの接線方向に振動する。アブソーバ受け部３ａの振動の大きさとその方向は、第一振動加速度センサ９ａの測定値と第二振動加速度センサ９ｂの測定値とをベクトル的に合成すれば求められる。アブソーバ受け部３ａは左右対称であるから、左右のアブソーバ受け部３ａから振動方向Ｓに対して直角な仮想直線Ｊを引けば、各々の仮想直線Ｊの交点がボディ３の捩じれ中心Ｔとなる。
【００２１】
次に、図７（Ｂ）に示すように、アブソーバ受け部３ａに対して側方からハンマー等による打撃が加えられ、このときのアブソーバ受け部３ａの振動加速度が第一振動加速度センサ９ａ及び第二振動加速度センサ９ｂにより測定される。ハンマーによる打撃でボディ３は捩じれ中心Ｔの回りを左回りに回動し、さらにその捩じれ中心Ｔの回りを右回りに復元しようとするため、ボディ３のアブソーバ受け部３ａは同じく捩じれ中心Ｔを中心とする円Ｒの接線方向に振動する。したがって、第一振動加速度センサ９ａの測定値と第二振動加速度センサ９ｂの測定値とからアブソーバ受け部３ａの振動方向Ｓｒを求め、左右のアブソーバ受け部３ａから振動方向Ｓｒに対して直角な仮想直線Ｊを引けば、各々の仮想直線Ｊの交点がボディ３の捩じれ中心Ｔとなる。
このような方法で、ボディ３の捩じれ中心Ｔを複数回求めることにより、捩じれ中心Ｔの測定精度が向上する。
【００２２】
次に、図８、図９に基づいて、特定車種の車両１につき加振実験を行った結果を説明する。
加振実験は、ショックアブソーバ２０が存在しない状態で、ボディ３の左側のアブソーバ受け部３ａに対し、角度θを変えながら単位加振力Ｆを加え、このときの後部シート８の左右方向の振動加速度レベルＧを測定することにより行った。ここで、ショックアブソーバ２０の上端連結部２４をボディ３の左側のアブソーバ受け部３ａに連結し、そのショックアブソーバ２０を介してアブソーバ受け部３ａに単位加振力Ｆを加えた場合も、ショックアブソーバ２０が存在しない状態でアブソーバ受け部３ａに対し、ショックアブソーバ２０と同方向から単位加振力Ｆを加えた場合も振動加速度レベルＧは結果的に等しい。このため、単位加振力Ｆが加えられる角度θ（鉛直線を基準にした角度）をショックアブソーバ２０の取付け角度θとみなすことができる。
【００２３】
また、後部シート８の左右方向の振動はボディ３の捩じれに起因した振動とほぼ比例するため、後部シート８の左右方向の振動加速度レベルＧを測定することで、ボディ３の捩じれに起因した振動レベルを間接的に測定することができる。なお、後部シート８の左右方向の振動加速度レベルＧは、後部シート８のシートバック８ｂの上端に装着された第三振動加速度センサ９ｃ（図８参照）によって測定される。
【００２４】
図８は、単位加振力Ｆ（１Kgf）で加振したときの、後部シート８の共振周波数である18Hzにおける単位加振力Ｆが加えられる角度θ（ショックアブソーバ２０の取付け角度θ）と後部シート８の左右方向の振動加速度レベルＧとの関係を表すグラフである。図８における縦軸は、後部シート８の左右方向の振動加速度レベルＧ（単位はdB）、横軸は単位加振力Ｆが加えられる角度θ（deg）を表している。
【００２５】
角度θ＝０の方向から単位加振力Ｆが加えられた状態、即ち、ショックアブソーバ２０が直立状態では後部シート８の左右方向の振動加速度レベルＧ（以下、振動加速度レベルＧという）は41 dBとなる。角度θが正方向に増加してショックアブソーバ２０がボディ３の内側方向に傾斜すると、角度θの増加に伴なって振動加速度レベルＧは減少する。例えば、角度θ＝22.5°で、振動加速度レベルは37 dBとなる。そして、角度θ＝52.5°のとき、即ち、ショックアブソーバ２０の中心軸線Ｋがボディ３の捩じれ中心Ｔ上に位置する角度となったときに、振動加速度レベルＧがほぼ0 dBに近づく（詳しくは、図９参照）。
【００２６】
角度θがθ＝52.5°からさらに増加すると、角度θの増加に伴って振動加速度レベルＧは増加する。そして、角度θが90°となったとき、即ち、ショックアブソーバ２０が水平の状態（実際には有り得ない）で、振動加速度レベルＧは39dBとなる。
また、ショックアブソーバ２０が直立の状態（角度θ＝０の状態）から角度θが負方向に増加してショックアブソーバ２０がボディ３の外側方向に傾斜すると、角度θの増加に伴なって振動加速度レベルＧは増加する。なお、ショックアブソーバ２０が負方向に角度15°以上傾斜することは実際には有り得ないため、この範囲におけるデータの説明は省略する。
【００２７】
上記したように、ショックアブソーバ２０がボディ３の捩じれ中心Ｔを指向する角度、即ち、ショックアブソーバ２０の中心軸線Ｋがボディ３の捩じれ中心Ｔ上に位置する角度（θ＝52.5°）に近づくにつれて振動加速度レベルＧが減少するため、ショックアブソーバ２０の取付け角度θを52.5°あるいはそれに近い値に設定すれば、ボディ３の捩じれに起因した振動を大幅に低減することができる。図８のグラフにより、ショックアブソーバ２０の取付け角度θは、振動加速度レベルＧが28dB以下になるθ＝52.5°±15°の範囲内に設定するのが好ましい。
【００２８】
ここで、図８における実験値（■参照）を結ぶことにより得られた曲線Ｗは、Ｇ＝Ｇ１Cosθ+Ｇ２Sinθで近似される。ここで、Ｇ１は、角度θ＝０のときの振動加速度レベル（41dB）であり、Ｇ２は、角度θ＝90°のときの振動加速度レベル（39dB）である。
【００２９】
図９は、ボディ３のアブソーバ受け部３ａを単位加振力Ｆで加振したときの振動周波数ｆとシート左右方向振動加速度レベルＧとの関係を表すグラフである。図９において、Ｇ１は、角度θ＝０に設定された場合（ショックアブソーバ２０が直立状態）のグラフであり、Ｇ０は、角度θ＝52.5°に設定された場合（ショックアブソーバ２０がボディ３の捩じれ中心Ｔを指向した状態）のグラフである。このグラフから明らかなように、Ｇ１ではピークに達していたシート共振周波数である18Hz付近の振動加速度レベルＧが、Ｇ０では大幅に低減されている。
【００３０】
ここで、車両の種類が異なればボディ３の捩じれ中心Ｔも変わるため、ボディ３の振動が最小となるショックアブソーバ２０の取付け角度θも変化する。しかし、車両の種類如何に関わらず、ショックアブソーバ２０がボディ３の捩じれ中心Ｔを指向する角度θで設置されているときに、そのボディ３の振動が最小になることは疑いない。したがって、ショックアブソーバ２０がボディ３の捩じれ中心Ｔを指向する角度θがθＴであるときに、
θＴ±15°の範囲内でショックアブソーバ２０を設置すれば、前記振動を大幅に低減させることができる。
【００３１】
上記したように、本実施形態に係るサスペンション装置１０によると、ショックアブソーバ２０の中心軸線Ｋとボディ３の捩じれ中心Ｔ間の距離が零あるいは小さな値となるため、左右の車輪２から左右のショックアブソーバ２０を介してボディ３に加わる力Ｆによる捩じれ中心Ｔ回りのモーメントが零あるいは非常に小さな値となる。したがって、左右の車輪２からボディ３に加わる力Ｆによってボディ３が捩じれ難くなり、そのボディ３の捩じれに起因した振動を抑制することができる。このため、ボディ３の補強等が不要になる。
【００３２】
また、ショックアブソーバ２０における下端連結部２２は、車輪２を支持するサスペンションアーム１２の係止部１６ｋに連結されており、その係止部１６ｋはサスペンションアーム１２の外側面１２ｅから車両外側に突出して形成されている。即ち、ショックアブソーバ２０における下端連結部２２は車輪２とサスペンションアーム１２間に配置されている。このため、車輪２と反対側のサスペンションアーム１２の内側面にショックアブソーバ２０の下端連結部２２を配置する一般的なサスペンション構造と比較して、ショックアブソーバ２０の傾斜可能範囲を広くとれる。
【００３４】
【発明の効果】
本発明によると、左右の車輪からショックアブソーバを介してボディに加わる力による捩じれ中心回りのモーメントが零あるいは非常に小さな値となるため、左右のショックアブソーバからボディに加わる力によってそのボディが捩じれ難くなり、前記ボディの捩じれに起因した振動を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態１に係るリヤサスペンション装置を装着した車両の模式縦断面図（Ａ図）及びその車両の模式横断面図（Ｂ図）である。
【図２】本発明の実施形態１に係るリヤサスペンション装置の全体斜視図である。
【図３】リヤサスペンション装置におけるショックアブソーバの取付け模式図である。
【図４】リヤサスペンション装置の右車輪の部分を表す背面図である。
【図５】リヤサスペンション装置の右車輪の部分を表す平面図である。
【図６】リヤサスペンション装置の右車輪の部分を表す側面図（図４のVI -VI矢視図）である。
【図７】ボディの捩じれ中心を求める方法を表す模式図（Ａ図、Ｂ図）及び振動加速度センサの取付け状態を表す側面図（Ｃ図）である。
【図８】単位加振力Ｆで加振したときの振動周波数18Hzにおける単位加振力Ｆが加えられる角度θとシート左右方向振動加速度レベルＧとの関係を表すグラフである。
【図９】単位加振力Ｆで加振したときの振動周波数ｆとシート左右方向振動加速度レベルＧ１、Ｇ０との関係を表すグラフである。
【図１０】従来のリヤサスペンション装置を装着した車両の模式縦断面図（Ａ図）及びそのリヤサスペンション装置の模式側面図（Ｂ図）である。
【図１１】従来のリヤサスペンション装置を装着した車両の模式横断面図（Ａ図）及びボディが捩じれる様子を表す図面（Ｂ図）である。
【符号の説明】
Ｔボディの捩じれ中心
Ｋ中心軸線
２車輪
３ボディ
１２サスペンションアーム
２０ショックアブソーバ
２２下端連結部
２４上端連結部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a suspension device that supports a vehicle body and reduces vibrations and impacts from a road surface to improve riding comfort.
[0002]
[Prior art]
FIG. 10 is a schematic vertical sectional view (FIG. A) of a one-box vehicle, a schematic side view of a general rear suspension device (B), and FIG. 11 is a schematic cross-sectional view of the one-box vehicle.
The rear suspension device 50 includes a suspension arm 52 to which the wheel 2 is attached. The suspension arm 52 is connected to the body 3 of the vehicle 1 at a front end side by a connecting member 52 c so as to be vertically rotatable, and a rear end side is connected to the body 3 via a shock absorber 54. The shock absorber 54 is generally installed in an upright state in the cross section of the vehicle 1 as shown in FIG.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, when the shock absorber 54 is installed in an upright state, the force F applied to the wheel 2 from the road surface E is applied to the body 3 from above and below via the shock absorber 54. For this reason, for example, when the vehicle 1 travels on a rough road or the like, the phase of the vertical motion of the left and right wheels 2 is reversed, and a reverse force F is instantaneously applied to the body 3 from the left and right shock absorbers 54. As shown in FIG. 11B, a moment F × L is generated around the twist center (rotation center) T of the body 3. Here, L is the distance between the central axis K of the shock absorber 54 and the twist center T at the rear of the body 3.
[0004]
Since the one-box vehicle 1 generally has an opening that is opened and closed by a back door on the back surface of the body 3, the rigidity of the rear portion of the body 3 is lower than the rigidity of the front portion. For this reason, when the moment F × L around the torsion center T at the rear part of the body 3 increases, the rear part of the body 3 is twisted by this moment, and the vibration generated by the restoration of the body 3 resonates, so that the riding comfort is improved. Deteriorate. A dotted line T in FIG. 10A represents the twist center in the front-rear direction of the body 3.
[0005]
In order to solve the above problems, it is conceivable to increase the rigidity of the rear part of the body 3 with a reinforcing material or the like so that the rear part of the body 3 is not twisted. However, this method increases the cost and the mass. It is not realistic to increase.
The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to reduce the moment around the torsion center of the body and suppress the torsional vibration of the body.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
The above-described problems are solved by the inventions of the claims.
The invention according to claim 1 has an opening that is opened and closed by a back door on the back surface of the body, and supports the wheel rotatably in the rear part of the one-box vehicle in which the rigidity of the rear part of the body is lower than the rigidity of the front part. A suspension device comprising a wheel support, a suspension arm to which the wheel support is attached, a shock absorber for connecting the suspension arm and the body, and a coil spring attached between the suspension arm and the body. The coil spring is supported from below by a spring receiver fixed to the suspension arm, and an upper end of the coil spring is connected to a lower end of the body, and an upper end of the shock absorber is connected to an absorber receiving portion of the body. The lower end of the shock absorber is the suspension arm Of the arrangement state in the vehicle width direction outer side, is connected to the suspension arm, the central axis of the shock absorber disposed on both left and right sides of the rear of the one-box car, the body in the cross-section of said body The left and right shock absorbers are arranged to be inclined so as to intersect at or near the twist center.
[0007]
According to the present invention, the distance between the central axis of the shock absorber and the twist center of the body is zero or small. As a result, the moment around the torsion center due to the force applied to the body from the left and right wheels via the shock absorber becomes zero or a very small value. Therefore, the body is hardly twisted by the force applied to the body from the left and right shock absorbers, and vibrations caused by the twist of the body can be suppressed.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(Embodiment 1)
Hereinafter, the suspension device according to the first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the present embodiment, the present invention is applied to a rear suspension device for a one-box vehicle. FIG. 1A is a schematic longitudinal sectional view of a one-box vehicle (hereinafter referred to as a vehicle), and FIG. FIG. 2 is an overall perspective view of the rear suspension device, and FIGS. 3 to 6 are detailed mounting views of the shock absorber in the rear suspension device. The following description will be given with the width direction of the vehicle as the X direction, the longitudinal direction as the Y direction, and the height direction as the Z direction.
[0010]
As shown in FIG. 2, the rear suspension device 10 includes a wheel support 12 h that rotatably supports the wheel 2, a suspension arm 12 to which the wheel support 12 h is attached, and a torsion beam 14 that connects the left and right suspension arms 12. It has. In FIG. 2, the wheel 2 is omitted.
[0011]
A spring receiver 15u that supports the coil spring 15 from below is fixed substantially horizontally at a connection portion between the left and right suspension arms 12 and the torsion beam 14. The coil spring 15 is a member that absorbs an impact between the suspension arm 12 and the body 3 and the body 3, and its upper end 15 r is connected to the lower end of the body 3 as shown in FIGS. 4 to 6 and the like. 4 is a rear view showing a portion of the right wheel 2 of the rear suspension device 10, FIG. 5 is a plan view, and FIG. 6 is a side view (viewed along arrow VI-VI in FIG. 4).
[0012]
As shown in FIGS. 2 and 6, a connecting member 12 c is provided at the front end of the suspension arm 12, and the suspension arm 12 and the torsion beam 14 can be turned up and down on the body 3 via the connecting member 12 c. It is connected in the state. Further, as shown in FIG. 4, an absorber pin 16 is passed through the rear end portion of the suspension arm 12 in the X direction, and a locking portion 16 k of the absorber pin 16 extends from the outer surface 12 e of the suspension arm 12 to the vehicle. Projects outward by a predetermined dimension. And the lower end connection part 22 of the shock absorber 20 is connected with the latching | locking part 16k.
[0013]
The shock absorber 20 is a member that attenuates vibration from the road surface together with the coil spring 15, and is installed between the body 3 and the suspension arm 12. The shock absorber 20 is provided with connecting portions 22 and 24 on the upper and lower sides. As described above, the lower end connecting portion 22 is connected to the locking portion 16k of the suspension arm 12, and the upper end connecting portion 24 is connected to the absorber receiving portion 3a of the body 3. Connected.
[0014]
As shown in FIG. 6, the shock absorber 20 has a central axis K inclined rearward by an angle α with respect to a vertical line in the longitudinal section of the vehicle 1. Further, as shown in FIG. 4, the shock absorber 20 has a central axis K that is inclined inwardly in the width direction of the vehicle 1 by an angle θ with respect to the vertical line in the cross section of the vehicle 1.
[0015]
The central axes K of the left and right shock absorbers 20 intersect each other at the torsional center position T of the body 3 or the vertical position in the vicinity thereof in the cross section of the vehicle 1 (see FIGS. 3 and 4). FIG. 4 shows a state in which the respective center axis lines K intersect at the twist center position T of the body 3. That is, the angle θ is set so that the respective central axes K of the left and right shock absorbers 20 intersect at the torsional center position T of the body 3 or in the vicinity of the vertical position. Hereinafter, the angle θ is referred to as a mounting angle of the shock absorber 20.
[0016]
Next, the twist of the body 3 and the twist center T will be described.
The twist of the body 3 occurs when the phase of the vertical movement of the wheel 2 is reversed left and right when the vehicle 1 travels on a rough road or the like. The vertical movement of the wheel 2 is attenuated by the suspension device and transmitted to the body 3. At this time, the force (input) transmitted from the suspension device to the body 3 is generally dominated by the input F from the shock absorber 20. For this reason, if the central axis K of the left and right shock absorbers 20 intersects with the torsion center T at the rear of the body 3, the moment around the torsion center T by the input F becomes zero, as shown in FIG. A force that twists the rear portion of the body 3 does not work on the body 3.
[0017]
As described above, the body 3 of the one-box vehicle 1 has lower rigidity at the rear than the front at which the driver's seat or the like is present, so that twisting of the body 3 is a problem mainly at the rear. For this reason, in the vehicle 1 according to the present embodiment, the center axis K of the left and right shock absorbers 20 of the rear suspension device 10 intersects with the twist center T at the rear part of the body 3.
In addition, since the shape, the center of gravity, and the like of the body 3 are different between the front part and the rear part, as shown in FIG. However, the torsion center T is substantially constant in the front-rear direction of the body 3 at the rear portion of the body 3 where twisting is likely to occur.
[0018]
Next, a method for obtaining the twist center T of the body 3 will be described with reference to FIG. 7A and 7B are rear cross-sectional views of the body 3, and the side wall and the ceiling of the body 3 are omitted. The twisted center T of the body 3 is related to the rigidity, center of gravity, etc. of the body 3, so that no interior parts are assembled to the body 3 (semi-finished vehicle) and the interior parts (seat 8 etc.) to the body 3. It is different from the state (finished car) that is assembled. For this reason, the twist center T of the body 3 is obtained in the state of the completed vehicle.
[0019]
First, the vibration acceleration sensors 9a and 9b are fixed to the absorber receiving portion 3a of the body 3 to which the shock absorber 20 is coupled (see FIG. 7C). As the vibration acceleration sensors 9a and 9b, a first vibration acceleration sensor 9a that measures vertical vibration acceleration and a second vibration acceleration sensor 9b that measures horizontal vibration acceleration are used, and the first vibration acceleration sensor 9a is an absorber. The second vibration acceleration sensor 9b is fixed to the lower surface of the receiving portion 3a and the side surface of the absorber receiving portion 3a.
When the vibration acceleration sensors 9a and 9b are set in the absorber receiving portion 3a, a constant force F is applied to the absorber receiving portion 3a from below with a hammer or the like (see FIG. 7A). The vibration acceleration of the absorber receiving portion 3a at this time is measured by the first vibration acceleration sensor 9a and the second vibration acceleration sensor 9b.
[0020]
By hitting with a hammer, the body 3 rotates clockwise around the torsion center T and further attempts to restore counterclockwise around the torsion center T. Therefore, the absorber receiving portion 3a of the body 3 has the torsion center T Vibrates in the tangential direction of the circle R centered at. The magnitude and direction of vibration of the absorber receiving portion 3a can be obtained by combining the measured value of the first vibration acceleration sensor 9a and the measured value of the second vibration acceleration sensor 9b in a vector manner. Since the absorber receiver 3a is symmetrical, if an imaginary straight line J perpendicular to the vibration direction S is drawn from the left and right absorber receivers 3a, the intersection of the imaginary straight lines J becomes the twist center T of the body 3.
[0021]
Next, as shown in FIG. 7B, the absorber receiving portion 3a is hit by a hammer or the like from the side, and the vibration acceleration of the absorber receiving portion 3a at this time is the first vibration acceleration sensor 9a and the first vibration acceleration sensor 9a. It is measured by the double vibration acceleration sensor 9b. The body 3 rotates counterclockwise around the torsion center T by hitting with a hammer, and further attempts to restore the torsion center T clockwise, so that the absorber receiving portion 3a of the body 3 also has the torsion center T It vibrates in the tangential direction of the center circle R. Therefore, the vibration direction Sr of the absorber receiving portion 3a is obtained from the measured value of the first vibration acceleration sensor 9a and the measured value of the second vibration acceleration sensor 9b, and the virtual direction perpendicular to the vibration direction Sr is obtained from the left and right absorber receiving portions 3a. If the straight line J is drawn, the intersection of each virtual straight line J becomes the twist center T of the body 3.
By obtaining the twist center T of the body 3 a plurality of times by such a method, the measurement accuracy of the twist center T is improved.
[0022]
Next, based on FIGS. 8 and 9, the result of the vibration experiment performed on the vehicle 1 of the specific vehicle type will be described.
In the vibration experiment, a unit vibration force F was applied to the absorber receiving portion 3a on the left side of the body 3 while changing the angle θ in the absence of the shock absorber 20, and the left and right vibrations of the rear seat 8 at this time were applied. This was done by measuring the acceleration level G. Here, even when the upper end connecting portion 24 of the shock absorber 20 is connected to the left absorber receiving portion 3a of the body 3, and the unit excitation force F is applied to the absorber receiving portion 3a via the shock absorber 20, the shock absorber 20 When the unit excitation force F is applied to the absorber receiving portion 3a in the same direction as the shock absorber 20 in the absence of 20, the vibration acceleration level G is consequently equal. For this reason, an angle θ (an angle based on the vertical line) to which the unit excitation force F is applied can be regarded as the mounting angle θ of the shock absorber 20.
[0023]
Further, since the vibration in the left-right direction of the rear seat 8 is substantially proportional to the vibration due to the twist of the body 3, the vibration due to the twist of the body 3 is measured by measuring the vibration acceleration level G in the left-right direction of the rear seat 8. Levels can be measured indirectly. Note that the lateral acceleration level G of the rear seat 8 is measured by a third vibration acceleration sensor 9c (see FIG. 8) attached to the upper end of the seat back 8b of the rear seat 8.
[0024]
FIG. 8 shows the angle θ (the mounting angle θ of the shock absorber 20) at which the unit excitation force F is applied at 18 Hz, which is the resonance frequency of the rear seat 8, when the unit excitation force F (1 kgf) is applied, and the rear part. 7 is a graph showing a relationship with a vibration acceleration level G in the left-right direction of the seat 8. The vertical axis in FIG. 8 represents the vibration acceleration level G (unit: dB) in the left-right direction of the rear seat 8, and the horizontal axis represents the angle θ (deg) at which the unit excitation force F is applied.
[0025]
When the unit excitation force F is applied from the direction of the angle θ = 0, that is, when the shock absorber 20 is upright, the vibration acceleration level G (hereinafter referred to as vibration acceleration level G) of the rear seat 8 is 41 dB. It becomes. When the angle θ increases in the positive direction and the shock absorber 20 is tilted inward of the body 3, the vibration acceleration level G decreases as the angle θ increases. For example, at an angle θ = 22.5 °, the vibration acceleration level is 37 dB. When the angle θ = 52.5 °, that is, when the central axis K of the shock absorber 20 is an angle located on the torsion center T of the body 3, the vibration acceleration level G approaches approximately 0 dB (more details) FIG. 9).
[0026]
When the angle θ further increases from θ = 52.5 °, the vibration acceleration level G increases as the angle θ increases. When the angle θ becomes 90 °, that is, when the shock absorber 20 is in a horizontal state (which is impossible in practice), the vibration acceleration level G is 39 dB.
Further, when the angle θ increases in the negative direction from the state in which the shock absorber 20 is in the upright state (the state where the angle θ = 0), and the shock absorber 20 is inclined toward the outer side of the body 3, the vibration acceleration increases with the increase in the angle θ. Level G increases. Note that it is impossible for the shock absorber 20 to incline at an angle of 15 ° or more in the negative direction, so the description of data in this range is omitted.
[0027]
As described above, as the angle at which the shock absorber 20 is directed toward the twist center T of the body 3, that is, the angle at which the central axis K of the shock absorber 20 is located on the twist center T of the body 3 (θ = 52.5 °) is approached. Since the vibration acceleration level G decreases, if the mounting angle θ of the shock absorber 20 is set to 52.5 ° or a value close thereto, vibration due to the twist of the body 3 can be greatly reduced. According to the graph of FIG. 8, the mounting angle θ of the shock absorber 20 is preferably set within the range of θ = 52.5 ° ± 15 ° at which the vibration acceleration level G is 28 dB or less.
[0028]
Here, the curve W obtained by connecting the experimental values (see ■ in FIG. 8) is approximated by G = G1Cosθ + G2Sinθ. Here, G1 is the vibration acceleration level (41 dB) when the angle θ = 0, and G2 is the vibration acceleration level (39 dB) when the angle θ = 90 °.
[0029]
FIG. 9 is a graph showing the relationship between the vibration frequency f and the seat lateral vibration acceleration level G when the absorber receiving portion 3a of the body 3 is vibrated with the unit exciting force F. FIG. In FIG. 9, G1 is a graph when the angle θ = 0 is set (the shock absorber 20 is in an upright state), and G0 is set when the angle θ = 52.5 ° (the shock absorber 20 is the body 3). It is a graph of the state which orient | assigned the twist center T. FIG. As is apparent from this graph, the vibration acceleration level G near 18 Hz, which is the seat resonance frequency that reached the peak in G1, is greatly reduced in G0.
[0030]
Here, if the type of vehicle is different, the twist center T of the body 3 also changes, so the mounting angle θ of the shock absorber 20 that minimizes the vibration of the body 3 also changes. However, regardless of the type of vehicle, there is no doubt that the vibration of the body 3 will be minimized when the shock absorber 20 is installed at an angle θ directed toward the twist center T of the body 3. Therefore, when the angle θ at which the shock absorber 20 is directed to the twist center T of the body 3 is θT,
If the shock absorber 20 is installed within a range of θT ± 15 °, the vibration can be greatly reduced.
[0031]
As described above, according to the suspension device 10 according to the present embodiment, the distance between the center axis K of the shock absorber 20 and the torsion center T of the body 3 is zero or a small value. The moment around the torsion center T due to the force F applied to the body 3 through the absorber 20 becomes zero or a very small value. Therefore, the body 3 is hardly twisted by the force F applied to the body 3 from the left and right wheels 2, and the vibration caused by the twist of the body 3 can be suppressed. For this reason, reinforcement of the body 3 etc. becomes unnecessary.
[0032]
The lower end connecting portion 22 of the shock absorber 20 is connected to a locking portion 16k of the suspension arm 12 that supports the wheel 2, and the locking portion 16k protrudes from the outer surface 12e of the suspension arm 12 to the outside of the vehicle. Is formed. That is, the lower end connecting portion 22 in the shock absorber 20 is disposed between the wheel 2 and the suspension arm 12. For this reason, compared with the general suspension structure which arrange | positions the lower end connection part 22 of the shock absorber 20 in the inner surface of the suspension arm 12 on the opposite side to the wheel 2, the inclination possible range of the shock absorber 20 can be taken wide.
[0034]
【The invention's effect】
According to the present invention, since the moment about the twist center caused by the force applied to the body from the left and right wheels via the shock absorber becomes zero or a very small value, the body is not easily twisted by the force applied to the body from the left and right shock absorbers. Thus, vibration caused by the twisting of the body can be suppressed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view (FIG. A) of a vehicle equipped with a rear suspension device according to Embodiment 1 of the present invention, and a schematic transverse sectional view of the vehicle (FIG. B).
FIG. 2 is an overall perspective view of the rear suspension apparatus according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a schematic view of mounting a shock absorber in a rear suspension device.
FIG. 4 is a rear view showing a right wheel portion of the rear suspension device.
FIG. 5 is a plan view showing a right wheel portion of the rear suspension device.
6 is a side view (a view taken along arrow VI-VI in FIG. 4) showing a portion of the right wheel of the rear suspension device.
FIG. 7 is a schematic diagram (A and B) showing a method for obtaining the torsion center of the body, and a side view (C) showing a mounting state of the vibration acceleration sensor.
FIG. 8 is a graph showing a relationship between an angle θ at which a unit excitation force F is applied at a vibration frequency of 18 Hz when the unit excitation force F is applied and a seat lateral vibration acceleration level G;
FIG. 9 is a graph showing the relationship between the vibration frequency f and the vibration acceleration levels G1 and G0 in the left-right direction of the seat when the unit excitation force F is applied.
FIG. 10 is a schematic longitudinal sectional view (FIG. A) of a vehicle equipped with a conventional rear suspension device, and a schematic side view (FIG. B) of the rear suspension device.
FIG. 11 is a schematic cross-sectional view (FIG. A) of a vehicle equipped with a conventional rear suspension device and a drawing (B view) showing a state in which the body is twisted.
[Explanation of symbols]
T twist center of body K central axis 2 wheel 3 body 12 suspension arm 20 shock absorber 22 lower end connecting portion 24 upper end connecting portion

Claims

ボディの背面にバックドアにより開閉される開口を有し、前記ボディの後部の剛性が前部の剛性よりも低いワンボックス車の後部において、車輪を回転自在に支持する車輪支持体と、その車輪支持体が取付けられるサスペンションアームと、そのサスペンションアームと前記ボディとを連結するショックアブソーバと、前記サスペンションアームと前記ボディとの間に取付けられるコイルスプリングとを備えるサスペンション装置であって、
前記コイルスプリングは、前記サスペンションアームに固定されたバネ受けに下方から支えられて、その上端が前記ボディの下端に連結されており、
前記ショックアブソーバの上端はボディのアブソーバ受け部に連結され、そのショックアブソーバの下端は前記サスペンションアームの車幅方向外側に配置された状態で、そのサスペンションアームに連結されており、
前記ワンボックス車の後部の左右両側に配置された前記ショックアブソーバの中心軸線が、前記ボディの横断面におけるボディの捩じれ中心もしくはその近傍で交差するように、左右のショックアブソーバが傾斜して配設されていることを特徴とするサスペンション装置。A wheel support for rotatably supporting a wheel in a rear portion of a one-box vehicle having an opening that is opened and closed by a back door on the rear surface of the body and having a rigidity of the rear portion of the body lower than that of the front portion, and the wheel a suspension arm support is attached to a suspension device comprising a coil spring mounted between a shock absorber which connects the body and its suspension arm, and the suspension arm and the body,
The coil spring is supported from below by a spring receiver fixed to the suspension arm, and its upper end is connected to the lower end of the body,
The upper end of the shock absorber is connected to the absorber receiving portion of the body, and the lower end of the shock absorber is connected to the suspension arm in a state of being arranged outside the suspension arm in the vehicle width direction,
The left and right shock absorbers are inclined so that the central axes of the shock absorbers arranged on the left and right sides of the rear part of the one-box vehicle intersect at or near the torsion center of the body in the cross section of the body. Suspension device characterized by being made.