JP4114920B2 - Suspension link - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、サスペンションリンクに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
図７及び図８はトラックやバスなどの大型車両におけるリヤサスペンション構造の一例を示すもので、車体の前後方向（図７中における左右方向）に延びる左右一対のフレーム１の下方に、車幅方向（図８中における上下方向）に延び且つその両端で車輪２を軸支する為のアクスル３が配置されており、該アクスル３の端部寄りの下面に一体的に組み付けられたサポートビーム４の前後端部と前記フレーム１下面との間に、上下方向の振動を吸収するエアスプリング５が介装されている。
【０００３】
また、前側に配置されたエアスプリング５の更に前方のフレーム１には、下方向きに延びるブラケット６が取り付けられており、該ブラケット６の下端部と前記サポートビーム４の中間部との間が、車体のロール剛性を高めるスタビライザ７により傾動自在に連結されている。
【０００４】
即ち、ここに図示しているスタビライザ７は、一般的にロアロッド一体式スタビライザと称されているもので、左右のブラケット６の下端部間に回動自在に架設された中空のパイプ（中空軸）から成るスタビライザバー８と、該スタビライザバー８の両端部に一端を固定して装着し且つ他端を前記サポートビーム４の中間部に設けたブラケット１０に対しラバーブッシュを介して連結したアーム９とにより構成されて左右の車輪２の間をコの字型に橋渡しするようになっており、左右の車輪２が同時に上下動した場合はブラケット６に対しスタビライザバー８が回動してスタビライザ７が特に働くことはないが、コーナリングなどで左右の車輪２が異なる上下動を成した場合にスタビライザバー８に捩じれモーメントが作用し、その反力で左右の車輪２を元に戻すような働きを成すようになっている。
【０００５】
ここで、このスタビライザ７におけるアーム９は、ロア側のトルクロッドとしてアクスル３の位置や角度決めを行う機能も兼ね備えており、ロア側のトルクロッドを別に設けなくても済むようにしてあるが、これらのアーム９だけでは、アクスル３にかかる軸回りの回転モーメント（制動力や駆動力）及び横方向への変位モーメントを確実に抑え込むことが困難である。
【０００６】
この為、アクスル３の中央部上面と、左右のフレーム１の内側面との間が、アッパ側のトルクロッドとして機能するＶロッド１２により連結されるようになっており、より具体的には、このＶロッド１２の左右に別れた分岐端部１２ａ（前側端部）が、左右のフレーム１の内側面から延ばしたブラケット１３に対しラバーブッシュを介して連結され、また、Ｖロッド１２中央の屈曲端部１２ｂ（後側端部）が、アクスル３の中央部上側に設けたブラケット１４に対しラバーブッシュを介して連結されている。
【０００７】
そして、このようなＶロッド１２を採用すれば、車体の前後方向と左右方向の両方の向きの入力に対して対応することが可能となるので、平行リンク式のトルクロッドを採用した場合のような左右方向の入力対策としてのラテラルロッドを別途並設しなくても済み、しかも、下側のアーム９に対し上方にオフセット配置されているので、アクスル３にかかる軸回りの回転モーメントを確実に抑え込むことが可能となる。
【０００８】
尚、前記サポートビーム４の中途部と、その直上のフレーム１との間は、上下方向に延びるショックアブソーバ１１により連結されており、このショックアブソーバ１１により上下方向の振動の揺り返しを抑制して振動減衰が図られるようにしてある。
【０００９】
他方、近年においては、前述したＶロッド１２に替わる新たなサスペンションリンクとして、図９に示す如き全体的な平面形状がＸ型を成すように一体成形されたＸリンク１５が提案されており、このような平面形状のＸリンク１５によれば、従来のＶロッド１２の場合と同様に車体の前後方向と左右方向の両方の向きの入力に対し対応することが可能である上、コーナリングなどで左右の車輪２（図７及び図８参照）が異なる上下動を成した場合に捩じれモーメントが作用し、その反力で左右の車輪２を元に戻すようなスタビライザの働きを成すようになっているので、図７や図８に示してあるようなロアロッド一体式のスタビライザ７を不要として、シンプルな平行リンク式のトルクロッドに置き換えることが可能となる。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来においては、鍛造による一体成形品としてＸリンク１５を製造するようにしていた為、製造コストが高くついてしまうという問題があり、しかも、全体重量が大きなものとなって組み付け時の作業性が悪くなるという問題があった。
【００１１】
本発明は上述の実情に鑑みてなしたもので、従来のＸリンクに劣らない優れた機能を確保しつつ、その製造コストの削減と全体重量の大幅な軽量化を図り得るようにした新規なサスペンションリンクを提供することを目的としている。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
本発明は、第一の板ばねピースと第二の板ばねピースとを向い合せの状態で上下に重ねて第一のＩ型ピースを構成すると共に、該第一のＩ型ピースを間に挟んで第三の板ばねピースと第四の板ばねピースとを向い合せの状態で上下に重ねて第二のＩ型ピースを構成し、これら第一及び第二のＩ型ピースの夫々を互いの長手方向中央部同士が交差するように配置し且つその交差部分を上下方向に貫通するピンにより該ピンを中心に第一及び第二のＩ型ピースの相互が水平方向に回動し得るように連結する一方、弾性を有する一対のブラケットを車幅方向に所要間隔で対峙し且つ互いに車幅方向内側に傾倒するようにアクスル側に装着し、第一及び第二のＩ型ピースの夫々の一端部を前記各ブラケットに対し揺動自在に連結すると共に、第一及び第二のＩ型ピースの夫々の他端部を前記アクスルより車両前方となるフレームに対し揺動自在に連結し、前記各ブラケットの傾倒姿勢により決まる車体のローリング中心が前記各ブラケットよりも上方で且つ車両重心よりも下方に配置されるように構成したことを特徴とするサスペンションリンク、に係るものである。
【００１３】
而して、このようにすれば、通常の板ばねの生産工程を利用して安価に製作することが可能な第一乃至第四の板ばねピースを組み付けるだけでＸ型のサスペンションリンクを構成することが可能となるので、鍛造によりＸ型の一体成型品を製造する場合と比較して製造コストを大幅に削減することが可能となる。
【００１４】
また、従来のＸリンクの各アーム部分の断面形の高さ寸法より若干大きくなるように第一及び第二のＩ型ピースの高さ寸法を設定すれば、その上下の板ばねピースの相互間が空隙となっていて相互の断面積の総和が従来のＸリンクの各アーム部分の断面積より小さくなっていても、実質的な断面二次モーメント（曲げモーメントに対する梁断面の幾何学的な曲がり難さを表す数値）に大きな違いは生じないので、鍛造による一体成型品のＸリンクと比較して強度低下を招くことなく全体重量を大幅に軽量化することが可能となる。
【００１５】
特に第一乃至第四の板ばねピースは、通常の板材と比較して高い靭性を有するものである上、第一及び第二のＩ型ピースの交差部分がピンにより回動自在に連結されて剪断応力が作用しないように工夫され、これにより各板ばねピースが単純な曲げ応力だけに対応すれば済む負担の少ない構造となっており、しかも、各Ｉ型ピースごとに向い合せの状態となっていて、上下の何れか一方が圧縮変形した時に他方が引っ張り変形するような理にかなった配置を採用しているので、従来のＸリンクと同等の機能を確保する条件下で極めて合理的な軽量化を図ることが可能となる。
【００１６】
しかも、各Ｉ型ピースの夫々の一端部側が、弾性を有する一対のブラケットを介してアクスルに揺動自在に連結されるようになっていて、この各ブラケットの傾倒姿勢により車体のローリング中心が各ブラケットよりも上方で且つ車両重心位置よりも下方に配置されるようにしてあるので、車体のローリングの基点となるローリング中心の位置が従来より高くなって車両重心との相互間距離が短くなり、ローリング時にアンチローリングモーメントが作用してローリングモーメントの発生が著しく抑制されることになる。
【００１７】
そして、このようにローリングモーメントの発生が著しく抑制されると、コーナリング時にスタビライザとしての機能を果たす為に各Ｉ型ピースが負担すべき捩じれモーメントが大幅に軽減されることになるので、各Ｉ型ピースの更なる小型、軽量化を実現することが可能となる。
【００１８】
また、本発明においては、各ブラケットを車両後方にも傾倒せしめ、該各ブラケットの傾倒姿勢により決まるコンプライアンスステア中心がアクスルより車両後方に配置されるように構成することが好ましく、このようにすれば、コーナリング時に遠心力に対し逆向きに路面側から車輪の接地部に反力が作用した際に、コンプライアンスステアが上面視で車両中心に対し旋回側に向くようなアンダーステア傾向で現れ、このアンダーステア傾向のコンプライアンスステアによりロールオーバーステアが打ち消されることになる。
【００１９】
即ち、一般的に用いられている既存のサスペンションは、何れの形式を採用したものであっても、路面衝撃入力の緩和により乗心地を向上する観点から、アクスルの軌跡を後傾気味に設定したものが多く、コーナリング時に反旋回側に向け遠心力が作用してローリングが生じると、アクスルに対し車体の旋回側が浮き上がり且つ反旋回側が沈み込み、車体が浮き上がる旋回側でアクスルが後傾軌道上を相対的に下降して前方に変位する一方、車体が沈み込む反旋回側ではアクスルが後傾軌道上を相対的に上昇して後方に変位し、アクスル全体が上面視で車両中心に対し反旋回側に向くように傾斜してアクスルステアが生じ、これによりフロント側で決めた舵取り方向への旋回半径を減少するようなロールオーバーステアを招き易い傾向にある。
【００２０】
そこで、このような既存のサスペンションに関し共通の課題となっているロールオーバーステアをアンダーステア傾向のコンプライアンスステアを設定することで抑制できれば、コーナリング時における操縦安定性の向上に大きく貢献することが可能となる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下本発明の実施の形態を図面を参照しつつ説明する。
【００２２】
図１〜図６は本発明を実施する形態の一例を示すもので、図１及び図２に示す如く、本形態例のサスペンションリンクにおいては、第一の板ばねピース１６と第二の板ばねピース１７とを向い合せの状態で上下に重ねて第一のＩ型ピース１８を構成すると共に、該第一のＩ型ピース１８を間に挟んで第三の板ばねピース１９と第四の板ばねピース２０とを向い合せの状態で上下に重ねて第二のＩ型ピース２１を構成し、これら第一及び第二のＩ型ピース１８，２１の夫々を互いの長手方向中央部同士が交差するように配置し且つその交差部分を上下方向に貫通する二重管構造のピン２２，２２’により該ピン２２，２２’を中心に第一及び第二のＩ型ピース１８，２１の相互が水平方向に回動し得るように連結した構造としてある。
【００２３】
ここで、第一乃至第四の板ばねピース１６，１７，１９，２０は、何れも図３に示す如き概ね同様の形状を成すように形成されており、各板ばねピース１６，１７，１９，２０の長手方向一端部に、その幅方向の片側に寄せてアイ１６ａ，１７ａ，１９ａ，２０ａが形成されていると共に、各板ばねピース１６，１７，１９，２０の長手方向他端部には、前記一端部側と逆になるように幅方向の片側に寄せてアイ１６ｂ，１７ｂ，１９ｂ，２０ｂが形成されており、夫々の組み合わせ相手と向い合せの状態で上下に重ねた時に、互いのアイ１６ａとアイ１７ａ、アイ１６ｂとアイ１７ｂ、アイ１９ａとアイ２０ａ、アイ１９ｂとアイ２０ｂが干渉せずに幅方向に並んでボス部を成すように構成されている。
【００２４】
また、各板ばねピース１６，１７，１９，２０の長手方向中央部には、ピン２２，２２’を摺動自在に貫通せしめる為の貫通孔１６ｃ，１７ｃ，１９ｃ，２０ｃが穿設されており、図４に示す如く、これらを合致させた状態でピン２２，２２’を成すチューブラリベットを通して夫々の上下端部を押し潰すことにより、各板ばねピース１６，１７，１９，２０の相互を各Ｉ型ピース１８，２１ごとにピン２２，２２’の夫々に保持せしめて回動自在に連結するようにしてある。
【００２５】
そして、このように構成されたＸ型のリンク機構をフレーム１側とアクスル３側との間に架設するに際しては、第一及び第二のＩ型ピース１８，２１の夫々の一端部でアイ１６ａ，１７ａ及び１９ａ，２０ａが成す円筒状のボス部に対しラバーブッシュ２３を介して揺動ピン２４を嵌挿装着し、該各揺動ピン２４の両端部をアクスル３側に装着したブラケット２５の上端部に連結するようになっている。
【００２６】
ここで、このブラケット２５は、板ばね材料等により図１に示す如きＳ字型の側面形状を成すように形成された弾性を有するものとなっていて、アクスル３の中間部を挟んで車幅方向に所要間隔で対峙し且つ車幅方向内側に傾倒するようにアクスル３に装着されており、しかも、本形態例においては、前記各ブラケット２５が車両後方にも傾倒するように設定してある。
【００２７】
他方、第一及び第二のＩ型ピース１８，２１の夫々の他端部でアイ１６ｂ，１７ｂ及び１９ｂ，２０ｂが成す円筒状のボス部に対し前述と同様にラバーブッシュを介して図示しない揺動ピンを嵌挿装着し、該各揺動ピンの両端部を左右のフレーム１に対しブラケットを介して連結するようにしてあるが、このブラケットについては、特に弾性を付すことなく従来周知の通常部品を採用すれば良い。
【００２８】
更に、第一及び第二のＩ型ピース１８，２１の一端部側の各ラバーブッシュ２３の中心を夫々通り且つ各ブラケット２５の傾倒姿勢に沿うように上方へ延ばした左右からの線分の交点Ｐ_Oが、第一及び第二のＩ型ピース１８，２１の一端部と各ブラケット２５との連結位置から車両後方へＸだけ後退し且つ前記第一及び第二のＩ型ピース１８，２１の一端部と各ブラケット２５との連結レベルから上方へＺだけ上昇した位置に配置され、この交点Ｐ_Oを車両前後方向に通る位置に車体のローリング中心軸Ｐ_Rが決まり、交点Ｐ_Oを上下方向に通る位置に車体のコンプライアンスステア中心軸Ｐ_Cが決まるようになっており、本形態例においては、図５に示す如く、ローリング中心軸Ｐ_Rが前記各ブラケット２５よりも上方で且つ車両重心Ｇよりも下方に配置され、しかも、図６に示す如く、コンプライアンスステア中心軸Ｐ_Cがアクスル３より車両後方に配置されるようになっている。
【００２９】
尚、補足して説明しておくと、従来のＸリンクを採用した場合のローリング中心は、そのＸ形状の交差部分を車両前後方向に通るような高さ位置となり、Ｖロッドの場合には、そのＶ形状の中央の屈曲端部（後側端部）を車両前後方向に通るような高さ位置となるのであり、何れの場合もアクスル３に対する連結レベルに近い比較的低い高さ位置にローリング中心が配置されているのが通常である。
【００３０】
而して、このようにサスペンションリンクを構成すれば、通常の板ばねの生産工程を利用して安価に製作することが可能な第一乃至第四の板ばねピース１６，１７，１９，２０を組み付けるだけでＸ型のサスペンションリンクを構成することが可能となるので、鍛造によりＸ型の一体成型品を製造する場合と比較して製造コストが大幅に削減されることになる。
【００３１】
また、従来のＸリンクの各アーム部分の断面形の高さ寸法より若干大きくなるように第一及び第二のＩ型ピース１８，２１の高さ寸法を設定すれば、その上下の板ばねピース１６，１７及び１９，２０の相互間が空隙となっていて相互の断面積の総和が従来のＸリンクの各アーム部分の断面積より小さくなっていても、実質的な断面二次モーメント（曲げモーメントに対する梁断面の幾何学的な曲がり難さを表す数値）に大きな違いは生じないので、鍛造による一体成型品のＸリンクと比較して強度低下を招くことなく全体重量を大幅に軽量化することが可能となる。
【００３２】
特に第一乃至第四の板ばねピース１６，１７，１９，２０は、通常の板材と比較して高い靭性を有するものである上、第一及び第二のＩ型ピース１８，２１の交差部分がピン２２，２２’により回動自在に連結されて剪断応力が作用しないように工夫され、これにより各板ばねピース１６，１７，１９，２０が単純な曲げ応力だけに対応すれば済む負担の少ない構造となっており、しかも、各Ｉ型ピースごとに向い合せの状態となっていて、上下の何れか一方が圧縮変形した時に他方が引っ張り変形するような理にかなった配置を採用しているので、従来のＸリンクと同等の機能を確保する条件下で極めて合理的な軽量化を図ることが可能となる。
【００３３】
しかも、各Ｉ型ピース１８，２１の夫々の一端部側が、弾性を有するブラケット２５を介してアクスル３に揺動自在に連結されるようになっていて、該各ブラケット２５の傾倒姿勢により車体のローリング中心Ｐ_Oが各ブラケット２５よりも上方で且つ車両重心Ｇよりも下方に配置されるようにしてあるので、車体のローリングの基点となるローリング中心Ｐ_Oの位置が従来より高くなって車両重心Ｇとの相互間距離が短くなり、ローリング時にアンチローリングモーメントが作用してローリングモーメントの発生が著しく抑制されることになる。
【００３４】
即ち、図５に示す如く、コーナリング時に反旋回側に向けて作用する遠心力をＦＹとすると、この遠心力ＦＹは、車両重心Ｇに対し反旋回側に作用するので、ローリング中心Ｐ_Oからその上方にある車両重心Ｇまでの高さ寸法をＬＺとすると、車体をローリングさせるローリングモーメントＭＯは、下記の数式
【数１】
ＭＯ＝ＬＺ×ＦＹ
で表わされる。
【００３５】
また、図５において、車両重心Ｇに遠心力ＦＹが作用すると、ブラケット２５は図５の実線位置から仮想線に示す位置に変形し、ローリング中心Ｐ_Oも仮想線で示すＰ_O’の位置に移動するので、車両重心Ｇに作用する車体側の重量をＷＺとし、ローリング中心Ｐ_Oのずれ量をＬＹとすると、アンチローリングモーメントＭＡは下記の数式
【数２】
ＭＡ＝ＬＹ×ＷＺ
で表わされる。
【００３６】
従って、車両の旋回時に車体に作用する実際のローリングモーメントＭは下記の数式
【数３】
Ｍ＝ＭＯ−ＭＡ＝ＬＺ×ＦＹ−ＬＹ×ＷＺ
で表わされ、その結果、ローリングモーメントＭが小さくなって、車体側にアンチローリング効果を与えることができる。
【００３７】
そして、このようにローリングモーメントの発生が著しく抑制されると、コーナリング時にスタビライザとしての機能を果たす為に各Ｉ型ピース１８，２１が負担すべき捩じれモーメントが大幅に軽減されることになるので、各Ｉ型ピース１８，２１の更なる小型、軽量化を実現することが可能となる。
【００３８】
従って、上記形態例によれば、従来のＸリンクに劣らない優れた機能を有するＸ型のリンク機構を第一乃至第四の板ばねピース１６，１７，１９，２０を組み付けて安価に製造することができるので、その製造コストを著しく削減することができ、しかも、全体重量の大幅な軽量化を図ることができる。
【００３９】
また、本形態例においては、弾性を有する各ブラケット２５の傾倒姿勢により決まるコンプライアンスステア中心軸Ｐ_Cがアクスル３より車両後方に配置されるように構成してあるので、例えば、図６に示す如く、車両が矢印Ａで示す右方向に旋回する際に、アクスル３全体が上面視で車両中心に対し旋回側に向くように傾斜してアクスルステアが生じ、これによりフロント側で決めた舵取り方向への旋回半径を増加するようなロールアンダステアが新たに生じたとしても、矢印Ｂで示す如く、遠心力と逆向きに路面側から車輪２の接地部に反力が作用した際に、コンプライアンスステアが上面視で車両中心に対し旋回側に向くようなアンダーステア傾向で現れ、このアンダーステア傾向のコンプライアンスステアによりロールオーバーステアが打ち消されることになる。
【００４０】
即ち、一般的に用いられている既存のサスペンションは、何れの形式を採用したものであっても、路面衝撃入力の緩和により乗心地を向上する観点から、アクスル３の軌跡を後傾気味に設定したものが多く、コーナリング時に反旋回側に向け遠心力が作用してローリングが生じると、アクスル３に対し車体の旋回側が浮き上がり且つ反旋回側が沈み込み、車体が浮き上がる旋回側でアクスル３が後傾軌道上を相対的に下降して前方に変位する一方、車体が沈み込む反旋回側ではアクスル３が後傾軌道上を相対的に上昇して後方に変位し、アクスル３全体が上面視で車両中心に対し反旋回側に向くように傾斜してアクスルステアが生じ、これによりフロント側で決めた舵取り方向への旋回半径を減少するようなロールオーバーステアを招き易い傾向にある。
【００４１】
そこで、このような既存のサスペンションに関し共通の課題となっているロールオーバーステアをアンダーステア傾向のコンプライアンスステアを設定することで抑制できれば、コーナリング時における操縦安定性の向上に大きく貢献することができるのである。
【００４２】
尚、本発明のサスペンションリンクは、上述の形態例にのみ限定されるものではなく、様々な形式のサスペンション構造に適用し得ること、その他、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加え得ることは勿論である。
【００４３】
【発明の効果】
上記した本発明のサスペンションリンクによれば、下記の如き種々の優れた効果を奏し得る。
【００４４】
（Ｉ）本発明の請求項１に記載の発明によれば、従来のＸリンクに劣らない優れた機能を確保しつつ、その製造コストを著しく削減することができ、しかも、全体重量の大幅な軽量化を図ることができる。
【００４５】
（ＩＩ）本発明の請求項２に記載の発明によれば、コーナリング時のコンプライアンスステアをアンダーステア傾向で現れるようにしてロールオーバーステアを抑制することができるので、コーナリング時における操縦安定性の向上を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を実施する形態の一例を示す斜視図である。
【図２】図１の配置構成を簡略化して説明する模式図である。
【図３】図１の各板ばねピースの単品図である。
【図４】図１のサスペンションリンクの交差部分の断面図である。
【図５】アンチローリングモーメントの発生原理を説明する模式図である。
【図６】ロールオーバーステアの抑制原理を説明する模式図である。
【図７】従来例を示す概略図である。
【図８】図７のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ方向の矢視図である。
【図９】従来のＸリンクの一例を示す斜視図である。
【符号の説明】
１ フレーム
３ アクスル
１６ 第一の板ばねピース
１７ 第二の板ばねピース
１８ 第一のＩ型ピース
１９ 第三の板ばねピース
２０ 第四の板ばねピース
２１ 第二のＩ型ピース
２２ ピン
２２’ ピン
２５ 弾性を有するブラケット[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a suspension link.
[0002]
[Prior art]
FIGS. 7 and 8 show an example of a rear suspension structure in a large vehicle such as a truck or a bus. In the vehicle width direction below a pair of left and right frames 1 extending in the front-rear direction of the vehicle body (left-right direction in FIG. 7). An axle 3 extending in the vertical direction in FIG. 8 and supporting the wheel 2 at both ends thereof is disposed, and the support beam 4 integrally assembled on the lower surface near the end of the axle 3 is disposed. An air spring 5 that absorbs vibration in the vertical direction is interposed between the front and rear end portions and the lower surface of the frame 1.
[0003]
Further, a bracket 6 extending downward is attached to the frame 1 further forward of the air spring 5 disposed on the front side, and a gap between the lower end portion of the bracket 6 and the intermediate portion of the support beam 4 is The stabilizer 7 is connected to be tiltable by a stabilizer 7 that increases the roll rigidity of the vehicle body.
[0004]
That is, the stabilizer 7 shown here is generally referred to as a lower rod-integrated stabilizer, and is a hollow pipe (hollow shaft) rotatably installed between the lower end portions of the left and right brackets 6. A stabilizer bar 8 comprising: an arm 9 having one end fixed to both ends of the stabilizer bar 8 and connected to a bracket 10 provided at the other end of the support beam 4 via a rubber bush. The left and right wheels 2 are bridged in a U-shape, and when the left and right wheels 2 move up and down at the same time, the stabilizer bar 8 rotates relative to the bracket 6 and the stabilizer 7 Although it does not work in particular, a torsional moment acts on the stabilizer bar 8 when the left and right wheels 2 move differently due to cornering or the like, and the reaction force causes the left It has become a wheel 2 to form acts like back to the original.
[0005]
Here, the arm 9 in the stabilizer 7 also has a function of determining the position and angle of the axle 3 as a lower torque rod, so that it is not necessary to separately provide a lower torque rod. With the arm 9 alone, it is difficult to reliably suppress the rotational moment (braking force or driving force) around the axle 3 and the lateral displacement moment applied to the axle 3.
[0006]
Therefore, the upper surface of the central portion of the axle 3 and the inner side surfaces of the left and right frames 1 are connected by a V rod 12 that functions as an upper side torque rod. More specifically, A branch end 12a (front end) separated from the left and right sides of the V rod 12 is connected to a bracket 13 extending from the inner side surface of the left and right frames 1 via a rubber bush, and is bent at the center of the V rod 12. The end portion 12b (rear end portion) is connected to a bracket 14 provided on the upper center portion of the axle 3 via a rubber bush.
[0007]
If such a V-rod 12 is employed, it becomes possible to cope with input in both the front-rear direction and the left-right direction of the vehicle body, so that a parallel-link type torque rod is employed. As a countermeasure against horizontal input, there is no need to install a lateral rod separately, and since it is offset upward with respect to the lower arm 9, the rotational moment about the axle on the axle 3 can be ensured. It becomes possible to suppress.
[0008]
The middle part of the support beam 4 and the frame 1 immediately above it are connected by a shock absorber 11 extending in the vertical direction, and the shock absorber 11 suppresses the back-up of vibration in the vertical direction. Vibration damping is achieved.
[0009]
On the other hand, in recent years, as a new suspension link replacing the V rod 12 described above, an X link 15 integrally formed so that the overall planar shape shown in FIG. 9 forms an X shape has been proposed. According to the X-link 15 having such a planar shape, it is possible to respond to input in both the front-rear direction and the left-right direction of the vehicle body as in the case of the conventional V-rod 12, and left and right by cornering or the like. When the wheels 2 (see FIG. 7 and FIG. 8) move up and down differently, a torsional moment acts, and the reaction force acts as a stabilizer to return the left and right wheels 2 to their original positions. Therefore, the lower rod integrated type stabilizer 7 as shown in FIGS. 7 and 8 is not required, and can be replaced with a simple parallel link type torque rod.
[0010]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the past, since the X link 15 was manufactured as an integrally formed product by forging, there was a problem that the manufacturing cost was high, and the overall weight was large, and the workability during assembly was high. There was a problem of getting worse.
[0011]
The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and is a novel device capable of reducing the manufacturing cost and significantly reducing the overall weight while securing an excellent function comparable to that of the conventional X-link. It aims to provide a suspension link.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
In the present invention, the first leaf spring piece and the second leaf spring piece face each other up and down to form a first I-shaped piece, and the first I-shaped piece is sandwiched therebetween. The third leaf spring piece and the fourth leaf spring piece are stacked in the up and down direction to form a second I-shaped piece, and each of the first and second I-shaped pieces is connected to each other. The first and second I-shaped pieces can be horizontally rotated around the pin by a pin passing through the crossing portion in the vertical direction by arranging the central portions in the longitudinal direction so as to cross each other. A pair of elastic brackets are mounted on the axle side so as to face each other at a required interval in the vehicle width direction and tilt inward in the vehicle width direction, and one end of each of the first and second I-shaped pieces And pivotally connected to the brackets, and first and The other end of each of the two I-shaped pieces is slidably connected to a frame in front of the vehicle from the axle, and the rolling center of the vehicle body determined by the tilting posture of each bracket is above the brackets and The present invention relates to a suspension link configured to be disposed below the center of gravity of the vehicle.
[0013]
Thus, in this way, an X-type suspension link can be configured simply by assembling the first to fourth leaf spring pieces that can be manufactured at low cost by using a normal leaf spring production process. Therefore, the manufacturing cost can be greatly reduced as compared with the case of manufacturing an X-shaped integrally molded product by forging.
[0014]
Further, if the height dimension of the first and second I-shaped pieces is set to be slightly larger than the height dimension of the cross-sectional shape of each arm portion of the conventional X-link, the space between the upper and lower leaf spring pieces is determined. Even if the total cross-sectional area is smaller than the cross-sectional area of each arm portion of the conventional X-link, the substantial secondary moment of moment (the geometrical bending of the beam cross-section relative to the bending moment) Since the numerical value representing the difficulty does not vary greatly, it is possible to significantly reduce the overall weight without causing a decrease in strength as compared with the X-link of an integrally formed product by forging.
[0015]
In particular, the first to fourth leaf spring pieces have higher toughness than ordinary plate materials, and the intersections of the first and second I-shaped pieces are rotatably connected by pins. It is devised so that shear stress does not act, so that each leaf spring piece has a structure that requires only a simple bending stress and is in a state of facing each I-type piece. And the rational arrangement is adopted so that when either one of the upper and lower sides is compressed and deformed, the other is pulled and deformed, so it is extremely reasonable under the conditions that ensure the same function as the conventional X-link. It is possible to reduce the weight.
[0016]
In addition, one end portion side of each I-shaped piece is slidably connected to the axle via a pair of elastic brackets, and the rolling center of the vehicle body is set to each tilting posture of each bracket. Since it is arranged above the bracket and below the position of the center of gravity of the vehicle, the position of the rolling center, which is the base point of rolling of the vehicle body, becomes higher than before, and the distance between the center of gravity of the vehicle becomes short, The anti-rolling moment acts during rolling, and the generation of the rolling moment is remarkably suppressed.
[0017]
If the generation of the rolling moment is remarkably suppressed in this way, the torsional moment that each I-type piece should bear in order to function as a stabilizer during cornering is greatly reduced. It becomes possible to further reduce the size and weight of the piece.
[0018]
Further, in the present invention, it is preferable that each bracket is tilted toward the rear of the vehicle, and the center of the compliance steer determined by the tilting posture of each bracket is arranged behind the axle. When cornering, when the reaction force acts on the ground contact part of the wheel from the road surface in the direction opposite to the centrifugal force, the compliance steer appears in the understeer tendency toward the turning side with respect to the vehicle center in the top view. The rollover steer is canceled by the compliance steer.
[0019]
In other words, regardless of the type of suspension that is generally used, the trail of the axle is set to lean backward from the viewpoint of improving riding comfort by reducing road impact input. If there is a lot of rolling and centrifugal force acts on the counter-turning side during cornering and rolling occurs, the turning side of the vehicle body rises against the axle and the anti-turning side sinks. While moving relatively downward and moving forward, on the counter-turning side where the body sinks, the axle is relatively raised on the rearward tilting track and displaced rearward, and the entire axle is turned counterclockwise with respect to the vehicle center in top view. Axle steer is generated by inclining toward the side, which tends to cause rollover steer that reduces the turning radius in the steering direction determined on the front side.
[0020]
Therefore, if rollover steer, which is a common problem with such existing suspensions, can be suppressed by setting compliance steer with an understeer tendency, it will be possible to make a significant contribution to improving steering stability during cornering. .
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
[0022]
1 to 6 show an example of an embodiment for carrying out the present invention. As shown in FIGS. 1 and 2, in the suspension link of this embodiment, a first leaf spring piece 16 and a second leaf spring are used. The first I-shaped piece 18 is configured by vertically stacking the pieces 17 facing each other, and the third leaf spring piece 19 and the fourth plate are sandwiched between the first I-shaped pieces 18. A second I-shaped piece 21 is formed by vertically stacking the spring piece 20 facing each other, and the first and second I-shaped pieces 18, 21 intersect with each other in the longitudinal center. The first and second I-shaped pieces 18 and 21 are centered around the pins 22 and 22 'by the double-pipe structure pins 22 and 22' penetrating in the vertical direction. It is a structure connected so that it can rotate in a horizontal direction .
[0023]
Here, the first to fourth leaf spring pieces 16, 17, 19, and 20 are all formed to have substantially the same shape as shown in FIG. 3, and each leaf spring piece 16, 17, 19 is formed. , 20 are formed with eyes 16a, 17a, 19a, 20a on one side in the width direction at one end in the longitudinal direction, and at the other end in the longitudinal direction of each leaf spring piece 16, 17, 19, 20 Are formed on one side in the width direction so as to be opposite to the one end side, and eyes 16b, 17b, 19b, and 20b are formed. The eye 16a and eye 17a, the eye 16b and eye 17b, the eye 19a and eye 20a, and the eye 19b and eye 20b are arranged in the width direction so as to form a boss portion without interference.
[0024]
In addition, through holes 16c, 17c, 19c, and 20c are formed in the longitudinal center portions of the leaf spring pieces 16, 17, 19, and 20 to allow the pins 22 and 22 'to slide through. As shown in FIG. 4, the leaf spring pieces 16, 17, 19, and 20 are mutually connected by crushing the upper and lower ends through the tubular rivets forming the pins 22, 22 ′ in a state where they are matched. Each of the I-shaped pieces 18 and 21 is held by the pins 22 and 22 'so as to be rotatably connected.
[0025]
When the X-type link mechanism configured as described above is installed between the frame 1 side and the axle 3 side, the eye 16a is formed at one end of each of the first and second I-type pieces 18, 21. , 17a and 19a, 20a, a bracket 25 having a swing pin 24 fitted and mounted via a rubber bush 23 on both ends of the swing pin 24 on the axle 3 side. It is connected to the upper end.
[0026]
Here, the bracket 25 has elasticity formed so as to form an S-shaped side surface as shown in FIG. 1 by a leaf spring material or the like, and has a vehicle width across the intermediate portion of the axle 3. It is mounted on the axle 3 so as to face each other at a required interval and tilt inward in the vehicle width direction, and in the present embodiment, the brackets 25 are also tilted toward the rear of the vehicle. .
[0027]
On the other hand, the cylindrical boss formed by the eyes 16b, 17b and 19b, 20b at the other end of each of the first and second I-shaped pieces 18, 21 is shaken (not shown) via a rubber bush in the same manner as described above. A moving pin is inserted and attached, and both end portions of each swing pin are connected to the left and right frames 1 via brackets. Use parts.
[0028]
Furthermore, the intersections of the line segments from the left and right extending through the center of each rubber bush 23 on one end side of the first and second I-shaped pieces 18 and 21 and extending upward so as to follow the tilting posture of each bracket 25 P _O retreats by X toward the rear of the vehicle from the connection position between one end of the first and second I-shaped pieces 18 and 21 and each bracket 25, and the first and second I-shaped pieces 18 and 21 is arranged at a position raised by Z upward from the connecting level between the one end and the bracket 25, determines the vehicle body rolling center axis P _R of the intersection point P _O to a position that passes through the longitudinal direction of the vehicle, the intersection point P _O vertically being adapted to the body of the compliance steer the central axis P _C is determined in a position through which, in the present embodiment, as shown in FIG. 5, the rolling center axis P _R is and the vehicle center of gravity G in above said each bracket 25 than Disposed towards, moreover, as shown in FIG. 6, the compliance steer the central axis P _C is adapted to be positioned rearward than the axle 3.
[0029]
As a supplementary explanation, the rolling center when the conventional X link is adopted is a height position passing through the X-shaped intersection in the vehicle front-rear direction. The height of the V-shaped central bent end (rear end) passes through the vehicle in the longitudinal direction of the vehicle. In either case, rolling is performed at a relatively low height close to the connection level to the axle 3. The center is usually arranged.
[0030]
Thus, if the suspension link is configured in this way, the first to fourth leaf spring pieces 16, 17, 19, 20 that can be manufactured at low cost by using a normal leaf spring production process are provided. Since the X-type suspension link can be configured only by assembling, the manufacturing cost is greatly reduced as compared with the case of manufacturing the X-type integrally molded product by forging.
[0031]
If the height dimension of the first and second I-shaped pieces 18 and 21 is set to be slightly larger than the height dimension of the cross-sectional shape of each arm portion of the conventional X link, the upper and lower leaf spring pieces thereof 16, 17, 19, and 20 are gaps, and even if the total cross-sectional area is smaller than the cross-sectional area of each arm portion of the conventional X-link, the substantial moment of inertia (bending (The numerical value representing the difficulty of bending the beam cross section with respect to the moment) does not make a big difference), so the overall weight is greatly reduced without incurring a decrease in strength compared to the X-link of the integrally formed product by forging. It becomes possible.
[0032]
In particular, the first to fourth leaf spring pieces 16, 17, 19, and 20 have high toughness as compared with a normal plate material, and the intersecting portions of the first and second I-shaped pieces 18 and 21. Are connected by pins 22 and 22 ' so as to prevent shear stress from acting so that each leaf spring piece 16, 17, 19, and 20 can handle only a simple bending stress. It has a small structure, and it is in a state of facing each I-type piece, adopting a reasonable arrangement that when one of the top and bottom is compressed and deformed, the other is pulled and deformed Therefore, it is possible to achieve an extremely reasonable weight reduction under the condition that ensures the same function as that of the conventional X link.
[0033]
In addition, one end side of each of the I-shaped pieces 18 and 21 is swingably connected to the axle 3 via an elastic bracket 25. Since the rolling center P _O is arranged above each bracket 25 and below the vehicle center of gravity G, the position of the rolling center P _{O serving} as the base point of rolling of the vehicle body becomes higher than before, and the vehicle center of gravity. The mutual distance with G becomes short, and the anti-rolling moment acts during rolling, so that the generation of the rolling moment is remarkably suppressed.
[0034]
That is, as shown in FIG. 5, when a centrifugal force acting toward the counter-turning side during cornering and FY, the centrifugal force FY is because they act in an anti-turning side to the vehicle center of gravity G, that from the rolling center P _O If the height dimension to the vehicle center of gravity G located above is LZ, the rolling moment MO for rolling the vehicle body is expressed by the following formula:
MO = LZ × FY
It is represented by
[0035]
In FIG. 5, when the centrifugal force FY acts on the center of gravity G of the vehicle, the bracket 25 is deformed from the solid line position of FIG. 5 to the position indicated by the phantom line, and the rolling center P _O is also at the position of P _O ′ indicated by the phantom line. since moving to the weight of the vehicle body acting on the vehicle center of gravity G and WZ, When LY amount of deviation of the rolling center P _O, the anti-rolling moment MA is formula ## EQU2 ## the following
MA = LY × WZ
It is represented by
[0036]
Therefore, the actual rolling moment M acting on the vehicle body when the vehicle turns is expressed by the following formula:
M = MO-MA = LZ × FY-LY × WZ
As a result, the rolling moment M is reduced, and an anti-rolling effect can be given to the vehicle body side.
[0037]
And if the generation of the rolling moment is remarkably suppressed in this way, the torsional moment that each I-type piece 18, 21 has to bear in order to fulfill the function as a stabilizer during cornering will be greatly reduced. It becomes possible to further reduce the size and weight of each I-shaped piece 18, 21.
[0038]
Therefore, according to the above embodiment, the X-type link mechanism having an excellent function comparable to that of the conventional X-link is manufactured at low cost by assembling the first to fourth leaf spring pieces 16, 17, 19, and 20. Therefore, the manufacturing cost can be significantly reduced, and the overall weight can be significantly reduced.
[0039]
Also, since in the present embodiment it is, and are configured to compliance steer central axis P _C determined by tilting posture of each bracket 25 having elasticity is disposed rearward from the axle 3, for example, as shown in FIG. 6 When the vehicle turns in the right direction indicated by the arrow A, the axle 3 as a whole is tilted so as to face the turning side with respect to the center of the vehicle when viewed from above, and axle steer is generated, whereby the steering direction determined on the front side is generated. Even if roll understeer that newly increases the turning radius of the wheel 2 is generated, as shown by the arrow B, when the reaction force acts on the ground contact portion of the wheel 2 from the road surface in the direction opposite to the centrifugal force, the compliance steer Appears in the understeering direction as viewed from above, and turns toward the turning side with respect to the center of the vehicle. So that is canceled.
[0040]
In other words, regardless of the type of suspension that is generally used, the trajectory of the axle 3 is set to lean backward from the viewpoint of improving riding comfort by reducing road impact input. If there is a rolling force due to centrifugal force acting on the counter-turning side during cornering, the turning side of the vehicle body rises against the axle 3 and the anti-turning side sinks. On the opposite side of the turn where the vehicle body sinks, the axle 3 is relatively raised on the rearward inclined track and displaced rearward, so that the entire axle 3 is seen in a top view. Axle steer is generated by inclining toward the counter-turning side with respect to the center, which tends to cause rollover steer that reduces the turning radius in the steering direction determined on the front side. In the direction.
[0041]
Therefore, if rollover steer, which is a common problem with such existing suspensions, can be suppressed by setting compliance steer with an understeer tendency, it can greatly contribute to the improvement of steering stability during cornering. .
[0042]
The suspension link of the present invention is not limited to the above-described embodiments, but can be applied to various types of suspension structures, and various other modifications can be made without departing from the scope of the present invention. Of course you get.
[0043]
【The invention's effect】
According to the suspension link of the present invention described above, various excellent effects as described below can be obtained.
[0044]
(I) According to the invention described in claim 1 of the present invention, it is possible to remarkably reduce the manufacturing cost while ensuring an excellent function that is not inferior to that of the conventional X link, and further, the overall weight is significantly increased. Weight reduction can be achieved.
[0045]
(II) According to the invention described in claim 2 of the present invention, since the rollover steer can be suppressed by causing the compliance steer at the cornering to appear in an understeer tendency, the steering stability at the cornering can be improved. Can be planned.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a perspective view showing an example of an embodiment for carrying out the present invention.
FIG. 2 is a schematic diagram illustrating the arrangement configuration of FIG. 1 in a simplified manner.
FIG. 3 is a single item view of each leaf spring piece of FIG. 1;
4 is a cross-sectional view of a crossing portion of the suspension link of FIG. 1. FIG.
FIG. 5 is a schematic diagram for explaining the generation principle of an anti-rolling moment.
FIG. 6 is a schematic diagram illustrating the principle of suppressing roll over steer.
FIG. 7 is a schematic diagram showing a conventional example.
8 is a view taken in the direction of arrows VIII-VIII in FIG.
FIG. 9 is a perspective view showing an example of a conventional X link.
[Explanation of symbols]
1 Frame 3 Axle 16 First leaf spring piece 17 Second leaf spring piece 18 First I-shaped piece 19 Third leaf spring piece 20 Fourth leaf spring piece 21 Second I-shaped piece 22 Pin 22 ' Pin 25 Bracket with elasticity

Claims (2)

第一の板ばねピースと第二の板ばねピースとを向い合せの状態で上下に重ねて第一のＩ型ピースを構成すると共に、該第一のＩ型ピースを間に挟んで第三の板ばねピースと第四の板ばねピースとを向い合せの状態で上下に重ねて第二のＩ型ピースを構成し、これら第一及び第二のＩ型ピースの夫々を互いの長手方向中央部同士が交差するように配置し且つその交差部分を上下方向に貫通するピンにより該ピンを中心に第一及び第二のＩ型ピースの相互が水平方向に回動し得るように連結する一方、弾性を有する一対のブラケットを車幅方向に所要間隔で対峙し且つ互いに車幅方向内側に傾倒するようにアクスル側に装着し、第一及び第二のＩ型ピースの夫々の一端部を前記各ブラケットに対し揺動自在に連結すると共に、第一及び第二のＩ型ピースの夫々の他端部を前記アクスルより車両前方となるフレームに対し揺動自在に連結し、前記各ブラケットの傾倒姿勢により決まる車体のローリング中心が前記各ブラケットよりも上方で且つ車両重心よりも下方に配置されるように構成したことを特徴とするサスペンションリンク。The first leaf spring piece and the second leaf spring piece face each other up and down to form a first I-shaped piece, and the first I-shaped piece is sandwiched between the third The leaf spring piece and the fourth leaf spring piece are stacked one above the other so as to form a second I-shaped piece, and each of the first and second I-shaped pieces is arranged in the longitudinal center of each other. The first and second I-shaped pieces are connected so as to be able to rotate in the horizontal direction around the pins by pins arranged so as to cross each other and through the crossing portions in the vertical direction, A pair of elastic brackets are mounted on the axle side so as to face each other at a required interval in the vehicle width direction and tilt inward in the vehicle width direction, and one end of each of the first and second I-shaped pieces It is connected to the bracket in a swingable manner, and the first and second type I The other ends of the chassis are swingably connected to a frame in front of the vehicle from the axle, and the rolling center of the vehicle body determined by the tilting posture of each bracket is above the brackets and from the center of gravity of the vehicle. The suspension link is also configured to be disposed below. 各ブラケットを車両後方にも傾倒せしめ、該各ブラケットの傾倒姿勢により決まるコンプライアンスステア中心がアクスルより車両後方に配置されるように構成したことを特徴とする請求項１に記載のサスペンションリンク。2. The suspension link according to claim 1, wherein each bracket is tilted toward the rear of the vehicle, and the center of the compliance steer determined by the tilting posture of each bracket is arranged behind the axle.

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