JPS6237208A

JPS6237208A - 自動車のサスペンシヨン装置

Info

Publication number: JPS6237208A
Application number: JP17728185A
Authority: JP
Inventors: Seita Kanai; 金井　誠太; Takashi Hirochika; 広近　隆
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1985-08-12
Filing date: 1985-08-12
Publication date: 1987-02-18
Also published as: JPH0413164B2

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】（産業上の利用分野）本発明は、自動車に装備されるサスペンション装置に関
するものである。

（従来技術）従来より、自動車のサスペンション装置の１つとして、
例えば特開昭５７−１１８９０７号公報に開示されてい
るように、前輪および後輪を各々車体に懸架する前輪お
よび後輪サスペンションと、該各サスペンションにおけ
る車輪（前輪および後輪）と車体との間に配設されて車
体を支持する流体アクチュエータに対し、圧油や圧縮エ
ア等の流体を給排して車高を調整する車高調整装置とを
備えてなるいわゆるハイドロニューマチックサスペンシ
ョンが知られている。特に、上記例示のものにおいては
、車高調整装置の作動により車高が車速に応じて変化す
るようになっている。

一方、自動車のステアリング特性として、アンダステア
リング特性とオーバステアリング特性という相対立する
ものがあることはよく知られているが、高速時には走行
安定性を確保する上でアンダステアリング特性が強くな
り、低速時には旋回操縦性の向上を図る上でアンダステ
アリング特Ｙ生が弱くなってオーバステアリング特性気
味になるようにすることが最適であり、その実用化が要
請されている。

（発明の目的）本発明の目的は、上記事情に鑑み、上記の如き車高調整
装置を有する自動車のサスペンション装置であって、該
車高調整装置ｔこよる車高変化を利用して高速時には自
動的にアンダステアリング特性が強くなると共に低速時
には自動的にアンダステアリング特性が弱くなってオー
バステアリング特性気味になるようにしたサスペンショ
ン装置を提供することにある。

（発明の構成）本発明に係る自動車のサスペンション装置は、上記目的
を達成するため、前輪および（多輪を懸架するストラット式の前輪サスペ
ンションおよび後輪サスペンションと、上記各サスペン
ションにおける車体と車輪との間に配設され、流体の給
排を受けて車高を調整する流体アクチュエータと、車速
検出手段からの車通信号を受けて高速時には車高を低く
、低速時には車高を高くするように上記流体アクチュエ
ータへの流体の給排制御を行なう制御手段とから成る車
高調整装置とを備えて成り、かつ、上記後輪サスペンションのストラット体の基準状
態におけるストラット長を上記前輪サスペンションのス
トラット体の基準状態におけるストラット長に比して長
く設定し、そうすることにより車輪のバンプ・リバウン
ドに伴なうロールセンタ高の変化率が前輪サスペンショ
ン側に比して後輪サスペンション側の方が大きくなるよ
うに構成したことを特徴とする。

上記本発明は、旋回走行時に車輪に作用するコーナリン
グフォースは該旋回走行時の車体傾斜による移動荷重の
増加（減少）に応じて減少（増加）すること、およびこ
の移動荷重（まロールセンタ高の増加（減少）に応じて
増加（減少〉することに鑑みて構成されたものであるっ即ち、上記本発明は、高速時には車高を減少させ、該車
高の減少により、ロールセンター基の変化率の小さい前
輪サスペンションのロールセンター基の減少率の方が後
輪サスペンションのロールセンター基の減少率よりも小
ざくなり、よって、旋回時の車体傾斜による移動荷重の
減少率が後輪側よりも前輪側で小さくなり、その結果車
輪に作用するコーナリングフォースの増加率が後輪側に
比べて前輪側でより小さくなるため後輪に比べて前輪の
方が旋回方向と反対側に比較的大きな横すベリを起こす
こととなり、アンダステアリング特性が強くなると共に
、他方、低速時には車高を増加させ、該車高の増加によ
りロールセンター基の変化率の大きい後輪サスペンショ
ンのロールセンター基の増加率の方が前輪サスペンショ
ンのロールセンター基の増加率よりも大きくなり、よっ
て、旋回時の車体傾斜による移動荷重の増加率が前輪側
よりも後輪側で大きくなり、その結果コーナリングフォ
ースの減少率が前輪側に比べて１変輪側でより大きくな
るため、前輪に比べて後輪の方か旋回方向と反対側に比
較的大きな横すべりを起こすこととなり、アンダステア
リング特性が弱くなるように構成したもので必る。

なあ、コーナリングフォースと移動荷重との関係および
移動荷重とロールセンター高との関係について簡単に説
明すると、以下の通りである。

先ず、車輪に作用するコーナリングフォースと垂直荷重
との間には、従来より知られるように第１図の曲線で示
されるような関係が市る。そして、旋回時にお（プる車
体傾斜により車体重量が左右の車輪に偏って加わり、±
△Ｗの移動荷重が作用した場合には、コーナリングフォ
ースは、各車輪のコーナリングフォースＣ＋　、Ｃ２の
平均値（Ｃ１＋０２）／２となるが、第１図から明らか
なように、この平均値（Ｃ＋　十Ｃｚ　）／２は、車体
重量が左右の車輪に均等に０口わって移動荷重のない場
合のコーナリングフォースＣ８よりも小さくなる。

また、このような移動荷重によるコーナリングフォース
の減少傾向は、移動荷重△Ｗが大きくなるほど顕箸にな
る。

次に、移動荷重とロールセンター高との関係を求めるに
当り、第２図を参照してサスペンションの旋回時におけ
るモーメントのつり合い、例えば０点（車体中心線と地
面との交点）まわりのモーメントのつり合いを考える。

今、求心加速度係数μにおける遠心力をμＷ、ロールセ
ンター高をＨ１サスペンションロール剛性をｋ、車体ロ
ール角をΦ、車輪間隔をｄ、車輪に作用する移動荷重を
△Ｗとすれば μＷ−Ｈ＋にΦ＝ｄ・△Ｗ、°、△Ｗ＝（μＷ−１−１＋にφ）／ｄとなる。この
式から判るように、車輪に作用する移動荷重△Ｗは、ロ
ールセンター高Ｈが高いほど大きくなる。

（発明の効果）本発明に係る自動車のサスペンション装置は、上記の如
く、ストラット式前輪および後輪サスペンションと、高
速時には車高を低くすると共に低速時には車高を高くす
る車高調整装置とを備え、かつ後輪サスペンションの基
準状態におけるストラット長を前輪サスペンションのそ
れよりも長くなるように設定することにより車輪のバン
プ・リバウンドに伴なうロールセンタ高の変化率が前輪
サスペンション側に比して後輪サスペンション側の方が
大きくなるように構成されている。

通常、前輪サスペンションのロールセンタ高と後輪サス
ペンションのそれとは基準状態（車輪がバンプもリバウ
ンドもしていない状態）において同一かおるいはほぼ同
一になるように設定される。

今、前輪側と後輪側のロールセンタ高が同一もしくはほ
ぼ同一で市ると仮定すると、上記の如く構成された本発
明に係る自動車のサスペンション装置によれば、高速時
には、車高の減少によるロールセンタ高の減少量が後輪
側よりも前輪側の方が小ざく、従ってロールセンタ高は
後輪側よりも前輪側の方が高くなり、よって移動荷重は
後輪側よりも前輪側の方か大きくなるためコーナリング
フォースは前輪側の方が後輪側よりも小ざくなってアン
ダステアリング特性が強くなると共に、低速時には、車
高の増加に伴なって逆にロールセンタ高は前輪側よりも
後輪側の方が高くなり、よって移動荷重は前輪側よりも
後輪側の方が大ぎくなるためコーナリングフォースは後
輪側の方が前輪側よりも小さくなってアンダステアリン
グ特性が弱まり、オーバステアリング特性気味となるの
で、高速時での走行安定性と低速時での旋回操縦性とを
共に向上させることができる。

また、たとえ基準状態時におけるロールセンタ高が前輪
側と後輪側とである程度異なっていても、上記構成に係
る本発明によれば、既に前述した様に、高速時における
コーナリングフォースの増加率が後輪側よりも前輪側の
方が小さくなるのでアンダステアリング特性が強くなり
、低速時にはコーナリングフォースの減少率が前輪側よ
りも後輪側の方が大きくなるのでアンダステアリング特
性が弱まり、オーバステアリング特性気味となり、上述
の通りの効果が奏されるものである。

（実　施　例）以下、図面を参照しながら本発明の実施例について説明
する。

第３図ないし第７図は本発明の一実施例に係る自動車の
サスペンション装置を示す。第３図において、１は左右
の前輪を各々重体に懸架する前輪サスペンション、２は
左右の後輪を各々車体に懸架する後輪サスペンションで
あり、両サスペンション１．２はそれぞれ車体と車輪（
前輪および後輪）との間に配設されたストラット体１３
．２３を備えて成るストラット式サスペンションとして
構成されている。なお、上記ストラット体１３．２３は
後述する車高調整装置の流体アクチュエータを兼ねてい
る。３は上記流体アクチユエータとしての各サスペンシ
ョン１，２のストラット体１３．２３に対し圧油を給排
して車高を調整する車高調整装置であって、該車高調整
装置３は、駆動モータ３１によって駆動され、各サスペ
ンション１，２のストラット体１３．２３の油圧室に油
圧回路３２を介して圧油を供給する油圧ポンプ３３と、
上記油圧回路３２に各サスペンション１．２に対応して
介設された一対の電磁式４ボート３位置切換弁からなる
車高調整弁３４．３４とを備えて成り、上記各車高調整
弁３４は、供給位置３４ａでは圧油ポンプ３３からの圧
油をストラット体１３．２３側に供給するようにし、排
出位置３４ｂでは逆にストラット体１３．２３の油圧室
内の圧油を油タンク３５に排出回収するようにし、さら
に中立位置３４ｃではストラット体１３．２３の油圧室
に対する圧油の給排を中止するようになっている。

また、上記車高調整装置３は車高を検出する車高検出手
段４、車速を検出する車速検出手段５を備えて成り、こ
れらの検出手段４，５は、車高を調整すべく上記車高調
整弁３４の切換位置３４ａ〜３４Ｃを切換制御する制御
手段としてのコントローラ６に信号の授受可能に接続さ
れている。該コントローラ６は、車高検出手段４からの
信号に基づきフィードバック制御をしつつ、車速検出手
段５からの信号を受け、高速時に車高を低く、低速時に
車高を高くするよう車高調整弁３４の切換位置３４ａ〜
３４Ｃを切換制御するようにしている。

次に、上記サスペンション１．２の構成を、例えば後輪
サスペンション２の場合について第４図により説明する
。すなわち、第４図において、２１゜２１は左右の車輪
（後輪＞７１，７Ｒを各々回転自在に支持する車輪支持
部材、２２．２２は各車輪７Ｌ。

７Ｒに対応して車幅方向に配置されたロアアームであっ
て、該各ロアアーム２２は、内端が車体８のフレーム８
ａに、外端が車輪支持部材２１の下部にそれぞれ回動自
在に連結されていて、車輪７Ｌ、７Ｒの車幅方向の動き
を規制するようになっている。

また、２３．２３は、前述した様に、車体８と各後輪７
Ｌ、７Ｒとの間に上下方向に配置された流体アクチュエ
ータとしての左右一対のストラット体であって、車体８
を支持するものである。該各ストラット体２３は、この
第４図および第５図に示す様に、それぞれ内部に油圧室
を有するシリンダ２３ａと、一端（基端）が該シリンダ
２３ａの圧力室に臨んでその圧力を受け、弛端（先端）
がシリンダ２３ａ外に延出するピストンロッド２３ｂと
を備えており、上記シリンダ２３ａの下部はブラケット
２４を介して車輪支持部材２１の上部に連結されている
一方、ピストンロッド２３ｂの先端部（上端部）はマウ
ントラバー２５を介して車体８に連結されている。

そして、上記シリンダ２３ａの油圧室に対しては上述の
如く圧油回路３２からピストンロッド２３ｂ内に形成さ
れた通路２３Ｃを介して圧油が給排されることによって
、ピストンロッド２３ｂがシリンダ２３ａに対して伸縮
動じてストラット体２３の基準長さが変わることにより
車高が変動するように構成されている。なお、４０はド
レン通路であり、上記シリンダ２３ａとピストンロッド
２３ｂとの間の洩れ油を油タンク３５に導くものである
。

ざらに、２６．２６は各々上記ストラット体２３．２３
に対応して設けられたアキュームレータであって、該各
アキュームレータ２６は、それぞれ内部に互いに対抗す
るガスｕ２６ａと油圧室２６ｂとを有している。上記油
圧室２６ｂは油圧連通路２７を介してストラット体２３
のシリンダ２３ａの油圧室に連通されており、該油圧室
で発生する圧力がアキュームレータの油圧室２６ｂに伝
わり、その圧力をアキュームレータのガス至２６ａに封
入されたガス（例えば窒素ガス等）の圧縮弾性によって
受ける気体ばねとしての機能を発揮するように構成され
ている。尚、前輪サスペンション１の構成については特
に図示していないが、後輪サスペンション２の構成とほ
ぼ同じになっている。

ここで、上述の如く構成されたサスペンション］７２に
おけるロールセンター高の決め方について、第６図およ
び第７図を用いて説明する。尚、第６図は前輪サスペン
ション１における左側の車輪（前輪＞９１に対！；ｉ５
する部分を模式的に示したものでおり、第７図は後輪サ
スペンション２における左側の車輪７Ｌに対応する部分
を模式的に示したものでおる。また、第６図および第７
図中、実線は車輪９Ｌ、７Ｌのバンブ・リバウンドのな
い基準状態を表わし、破線は車輪９Ｌ、７Ｌのバンプ状
態を表わす。

先ず、ロアアーム１２．２２の車幅内側への延長線！ｌ
ｌ！、１を描くとともに、ストラット体１３．２３上端
の車体連結点から該ストラット体１３．２３と直角方向
に直線９Ｊ２を描き、この直線免２と上記延長線免１と
の交点Ｐ１を定める。次に、この交点Ｐ１と車輪９１．
７Ｌの接地中心点く路面Ｇと車輪９Ｌ。

７Ｌの中心線９Ｊ３との交点）Ｐｚとを結ぶ直線免４を
描き、この直線９Ｊ４と車体の中心線りとの交点Ｐ３を
定める。この交点Ｐ３が各サスペンション１，２０ロー
ルセンターであり、該交点Ｐ。

の地面Ｇに対する高さがロールセンター高ＨＦ　。

ＨＲとなるのである。

各サスペンション１．２におけるロールセンタ高ＨＦ　
、ＨＲは上述の如くサスペンションの幾何学的形状に基
づいて決定され、従って車輪のバンプ・リバウンドに伴
なうロールセンタ高の変化率は上記サスペンションの幾
何学的形状、例えば上記ストラット体１３．２３の長さ
くストラット長）見「、９Ｊｅに依存し、かつこのスト
ラット長９．Ｆ。

免Ｒが長ければ長い程ロールセンタ高の変化率は大きく
なる。

しかるに、本実施例においては、両サスペンション１，
２０基準状態におけるロアアーム１２．２２の長ざ、傾
斜角は同一に設定され、ストラット体１３、２３の車体
内方への傾斜角も同一に設定されているが、そのストラ
ット体１３．２３の長さは異にして、即ち前輪サスペン
ションのストラット長９ＪＦは後輪サスペンションのス
トラット長９Ｊ１２よりも矧く設定されていて、第６図
と第７図との比較から容易に判るように、車輪９Ｌ、７
Ｌのバンプ・リバウンドに伴うロールセンター高Ｈｖ　
、ＨＲの変化率が前輪サスペンション１では小ざく、後
輪サスペンション２では大きくなるように構成されてい
る。

尚、第８図は車輪９Ｌ、７Ｌのバンブ・リバウンドに伴
うロールセンター高ＨＦ　、　ＨＲの変化特性を示した
ものでめる。この図から判るように、基準状態（図の原
点）近傍では前輪サスペンション１のロールセンター高
ＨＦと後輪サスペンション２のロールセンター高Ｈｐと
か一致するが、後輪サスペンション２のロールセンター
ＲＨＲの変化率が前輪サスペンション１のロールセンタ
ー高ＨＦの変化率よりも大きいため、１ノハウンド状態
では後輪サスペンション２のロールセンター高ＨＲの方
が前輪サスペンション１のロールセンター高ＨＦよりも
高くなり、バンプ状態では逆に前輪サスペンション１の
ロールセンター高ｔ−ｂの方が後輪サスペンション２の
ロールセンター高ＨＲよりも高くなる。

上記実施例においては、高速走行時には、車速検出手段
５からの信号を受けるコントローラ６の制御の下におい
て車高調整装置３が車高を低くするように作動する。す
なわち、前輪および後輪サスペンション１，２の各スト
ラット体１３．２３の油圧室内の圧油が油圧回路３２を
介して油タンク３５に排出回収されることにより、該各
ストラット体１３゜２３が収縮動してその分車高か低く
なる。

この場合、上記前輪および後輪サスペンション１．２に
おいて（訳それぞれストラット体１３．２３の収縮によ
り車輪のバンプ時と同じ状態になるため、サスペンショ
ン１．２のロールセンター高ＨＦ、ＨＲは、車輪のバン
プ・リバウンドに伴うロールセンター高ＨＦ　、ＨＲの
変化率の小さい前輪サスペンション１のロールセンター
高ＨＦの方か後輪サスペンション２のロールセンター高
Ｈ１ｌ！よりも高くなる。このため、旋回時の車体傾斜
による移動荷重が前輪サスペンション１側で大きくなり
、この移動荷重の大きざに応じて車輪に作用するコーナ
リングフォースが後輪側に比べて前輪側でより大きく減
少するので、前輪が旋回方向と反対側に比較的大きく横
すべりを起こしてアンダステアリング特性が強くなり、
その結果、走行安定性の向上を図ることができる。

一方、低速走行時には、コントローラ６の制御の下にお
いて車高調整装置３が車高を高くするように作動する。

すなわち、車高調整装置３の油圧ポンプ３３からの圧油
が前輪および後輪サスペンション１，２の各ストラット
体１３．２３の油圧至に供給されることにより、該各ス
トラット体１３．２３が伸張動じてその分車高が高くな
る。

この場合、上記前輪および後輪サスペンション１．２に
おいては、それぞれストラット体１３．２３の伸張によ
り車輪のリバウンド時と同じ状態になるため、サスペン
ション１，２のロールセンター高ＨＦ　、ＨＲは、車輪
のバンプ・リバウンドに伴うロールセンター高ＨＦ　、
ＨＲの変化率の大きい後輪サスペンション２のロールセ
ンター高ＨＰの方が前輪サスペンション１のロールセン
ター高ＨＦよりも高くなる。このため、旋回時の車体傾
斜による移動荷重が後輪サスペンション２側で大きくな
り、この移動荷重の大きさに応じてコーナリングフォー
スが前輪側に比べて後輪側でより大きく減少するので、
後輪が旋回方向と反対側に比較的大きな横すべりを起こ
してアンダステアリング特性が弱くなり、オーバステア
リング特性気味となり、その結果、旋回操縦性の向上を
図ることができる。

しかも、上記車高調整装置３による車高調整は、高速時
に車高を低く、低速時に車高を高くするものであるので
、高速時での風力抵抗の低減化や悪路低速走行時での路
面干渉防止等をも図ることができる。

尚、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、そ
の他種々の変形例を包含するものであり、例えば上記ス
トラット体と流体アクチュエータとを別個に設けるよう
に構成することも可能である。

【図面の簡単な説明】

第１図はコーナリングフォースと垂直荷重との関係を示
す図、第２図はサスペンションの旋回時におけるモーメ
ントのつり合いを説明するための説明図である。第３図
ないし第８図は本発明の実施例を示すもので、第３図は
全体構成図、第４図は後輪サスペンションの構成図、第
５図はストラット体の断面図、第６図および第７図はそ
れぞれ前輪および後輪サスペンションのロールセンター
高の決め方を説明するための説明図であり、第８図ｔよ
り一ルセンター高の変化特性を示す図である。１・・・前輪サスペンション２・・・後輪サスペンション３・・・車高調整装置　　　　　５・・・車速検出手段
６・・・制御手段　　　７Ｌ、７Ｒ・・・車輪（後輪）
８・・・車　　体　　　９し・・・車輪（前輪）１３、
２３・・・ストラット体兼流体アクチ１エータＨＦ　、
ＨＲ・・・Ｏ−ルセンター高第１図垂直宥皇第２図第５図第６図ビ２第７図

Claims

【特許請求の範囲】前輪を懸架するストラット式前輪サスペンションおよび
後輪を懸架するストラット式後輪サスペンションを備え
、上記後輪サスペンションのストラット体の基準状態にお
けるストラット長を上記前輪サスペンションのストラッ
ト体の基準状態におけるストラット長よりも長く設定し
て車輪のバンプ・リバウンドに伴なうロールセンタ高の
変化率が前輪サスペンション側よりも後輪サスペンショ
ン側の方が大きくなるように構成され、かつ、上記各サスペンションにおける車体と車輪との間
には流体の給排制御に応じて車高を調整する流体アクチ
ュエータが設けられると共に、車速を検出する車速検出
手段からの信号を受け、高速時に車高を低く、低速時に
車高を高くするように上記流体アクチュエータへの流体
の給排制御を行なう制御手段が設けられていることを特
徴とする自動車のサスペンション装置。