WO2007007501A1 - 車両用サスペンション装置 - Google Patents
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Definitions
- the present invention relates to a vehicle suspension apparatus that can control the attitude of a vehicle body, and more particularly to a vehicle suspension apparatus that controls a camber angle using a tire lateral force acting on a tire.
- the wheel camber angle is set independently of the vertical movement of the wheel.
- Suspension devices that can be changed have been proposed.
- this suspension device when the instantaneous rotational center position of the movement of the wheel in the camber angle direction is set to a position lower than the ground, when a tire lateral force is applied, the turning outer wheel has a negative camber and the turning inner wheel has a positive camber. It can be added.
- the camber angle can be controlled by using an actuator or the like. Yes.
- Patent Document 1 Special Table 2003-528771
- the suspension structure has a layout in which a link is newly provided.
- the momentary rotational center position force of the movement in the camber angle direction is set at a position below the ground and away from the ground
- the momentary rotation center position of the movement in the camber angle direction is set as the center.
- the tire contact point also moves laterally when the camber angle is generated.
- An object of the present invention is to provide a vehicle suspension device that can be used.
- the vehicle suspension apparatus is a direction in which the lateral force increases independently of the vertical displacement of the wheel when the lateral force acts on the tire contact point.
- a first virtual link that tilts the wheel in the camber angle direction with respect to the vehicle body, and is connected to the first virtual link and the vehicle body so as to be virtually pivotable and in the upper and lower directions of the wheel. It is configured with a link mechanism that can be equivalently replaced with a second virtual link that can move the wheel in the vertical direction with respect to the vehicle body in accordance with the load change.
- the rotation center point in the camber angle direction with respect to the vehicle body of the wheel and the rotation center point in the vertical direction with respect to the vehicle body of the wheel have a position of the first virtual link in a state where a lateral force acts on the tire ground contact point. It is arranged so that the displacement of the tire contact point caused by the change cancels the displacement of the tire contact point caused by the change of the position of the second virtual link. It is.
- the vehicle suspension device is a direction in which the lateral force increases and a camber with respect to the vehicle body independently of the vertical displacement of the wheel when a lateral force acts on the tire contact point.
- a first virtual link that inclines the wheel in an angular direction, and the first virtual link and the vehicle are connected to the vehicle so as to be virtually pivotable.
- a second virtual link that can move the wheel in the vertical direction, and a link mechanism that can be replaced equivalently. Then, the position of the first virtual link changes in a state in which a lateral force acts on the tire ground contact point between the rotation center point of the wheel with respect to the vehicle body and the vertical rotation center point of the wheel with respect to the vehicle body.
- FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an example of a vehicle suspension device according to a first embodiment of the present invention.
- FIG. 2 is an explanatory diagram for explaining a first virtual link and a second virtual link in the suspension apparatus of FIG. 1.
- FIG. 3A is an explanatory diagram for explaining a force acting on a tire when a lateral force of the tire is applied (R / View) showing a steady state.
- FIG. 3B is an explanatory diagram for explaining a force acting on a tire when a lateral force of the tire is applied, and a diagram (R / View) showing a state when the tire lateral force is generated.
- FIG. 3C is an explanatory diagram for explaining the force acting on the tire when the lateral force of the tire is applied, and is a diagram (P / View) showing the tire slipping due to the contact point movement.
- FIG. 4A is an explanatory diagram for explaining the operation of the first embodiment of the present invention and is a diagram showing a lateral movement amount Ayll.
- FIG. 4B is an explanatory diagram for explaining the operation of the first embodiment of the present invention and is a diagram showing a lateral movement amount Ayl2.
- FIG. 5A is an explanatory diagram for explaining a method of calculating a lateral movement amount Ayll and a camber angle ⁇ of a tire contact point.
- FIG. 5B is an explanatory diagram for explaining a method of calculating the lateral movement amount Ayl2 of the tire ground contact point.
- FIG. 6 is an explanatory diagram for explaining a virtual spring ⁇ .
- FIG. 7 is an explanatory diagram for explaining the operation of the first embodiment.
- FIG. 8 is a schematic configuration diagram showing an example of a suspension device in a second embodiment.
- FIG. 9 is an explanatory diagram for explaining the operation of the second embodiment.
- FIG. 10 is an explanatory diagram for explaining a method of calculating the lateral movement amount Ayllu of the wheel upper position.
- FIG. 11 is an explanatory diagram for explaining the operation of the third embodiment.
- FIG. 1 shows the principle of a vehicle suspension device according to the present invention, as viewed from the rear of a vehicle body.
- the vehicle has a vehicle body 1 and wheels 2, and the wheels 2 are supported by the rotation support member 3 so as to rotate.
- the rotation support member 3 is pivotally connected to the upper end portion of the link 4 and the link 5 as a vertical link extending in a substantially vertical direction via the rotation members 4a and 5a.
- the lower end of is connected to link 6 as an inverted T-shaped link.
- the link 6 is formed in a substantially inverted T shape, and the lower ends of the link 4 and the link 5 are respectively connected to both ends of a horizontal portion 6a extending in the substantially horizontal direction of the link 6 via rotating members 4b and 5b, respectively. It is connected so that it can rotate freely, and the intersection of the extension lines of the link 4 and link 5 axes is located below the ground.
- the link 7 and the link 8 as the vehicle width direction link which correspond to the upper link and the lower link and extend in the vehicle width direction, have their vehicle body side end portions connected to the vehicle body 1 via the rotating members 7a and 8a.
- the wheel-side end portion of the link 7 is rotatably connected to the end portion of the vertical portion 6b extending in the substantially vertical direction of the link 6 via the rotating member 7b.
- Side edge The vertical portion 6b of the link 6 is rotatably connected to the position from the horizontal portion 6a via a rotating member 8b. And it arrange
- a spring member 10 corresponding to a shock absorber or the like that extends substantially in the vertical direction and can support the weight of the vehicle body is rotatable. It is connected.
- the link 6 is supported so as to be movable relative to the vehicle body 1 in the vertical direction by the input of vertical force from the road surface, and the rotation support member 3 is supported laterally from the road surface. It is supported so as to be movable relative to the link 6 in the lateral direction by inputting a directional force.
- the instantaneous rotation center A of the lateral movement of the rotation support member 3 is the intersection of the extension lines of the links 4 and 5 and the instantaneous rotation center B of the link 6 in the vertical direction is This is the intersection of the extension lines of the link 7 and link 8 axes.
- the wheel 2 changes up and down with respect to the vehicle body 1 by the input of the vertical force from the road surface, and the key 2 with respect to the vehicle body 1 by the input of the lateral force from the road surface. It can be considered geometrically if it changes in the Yamba angle direction.
- the instantaneous rotation center B of wheel 2 in the vertical direction is the intersection of the extension lines of the links 7 and 8 (the straight line connecting the connecting points at both ends of each link), and the instantaneous rotation center A in the camber angle direction of wheel 2.
- the rotation support member 3 rotatably supports the wheel 2 and determines the instantaneous rotation center A in the camber angle direction together with the link 4, the link 5 and the link 6, so that the rotation support of FIG.
- the member 3 and the links 4, 5 and 6 can be equivalently replaced with a first virtual link 11 connecting the instantaneous rotation center A in the camber angle direction and the wheel 2.
- the instantaneous rotation center B in the vertical direction is determined by link 6, link 7 and link 8, and link 7 and link 8 are connected to first virtual link 11 via link 6. Therefore, the link 6, the link 7, and the link 8 are virtually connected to the first virtual link 11 at the instantaneous rotation center A in the camber angle direction, as shown in FIG.
- the second virtual link 12 virtually connected to the instantaneous rotation center A in the camber angle direction and the instantaneous rotation center B in the vertical direction can be replaced.
- the spring member 10 is attached to any one of the suspension components constituting the second virtual link 12 that determines the upward and downward position of the force wheel 2 attached to the link 8. If you can be! /.
- the force provided by the virtual spring 14 between the first virtual link 11 and the second virtual link 12 This virtual spring 14 is an over-converter that is generated when the tire is displaced in the camber angle direction.
- the first virtual link 11 and the second virtual link 12 correspond to factors considered by the moment of inertia, the friction of the suspension link constituting the first virtual link 11 and the spring element of the rotating member, etc. It can be considered that it is established between the two.
- the present invention is not limited to this, but can be applied to a suspension system of a strut type, a multi-link type, or a trailing arm type, and is replaced with the first virtual link 11 and the second virtual link 12.
- Any suspension type can be applied as long as the suspension has a link structure capable of this.
- the camber angle is changed when the tire lateral force is applied. Therefore, it can be considered that the first virtual link 11 of FIG. 2 is provided. Then, the position of the instantaneous rotation center of the first virtual link 11 to which the camber angle is added by the first virtual link 11, that is, the instantaneous rotation center A in the direction of the camber angle is determined. .
- the camber angle can be controlled according to the lateral force.
- the addition of the camber angle causes the tire ground contact point to move laterally, thereby causing the camber angle.
- the response of the vehicle to the addition of corners is reduced. That is, as shown in FIG. 3, in the steady state where the camber angle is not controlled (FIG. 3A, R / View), the instantaneous rotation center A of the wheel 2 in the camber angle direction is set below the ground.
- Figure 3B R / View
- the lateral movement amount Ayll of the tire ground contact point when the camber angle changes around the instantaneous rotation center A in the camber angle direction by the first virtual link 11 is calculated.
- the adjustment is made by the lateral movement amount Ayl2 of the tire ground contact point generated by the rotation of the second virtual link 12 around the instantaneous vertical rotation center B in the vertical direction.
- the camber angle change of the wheel 2 when the tire lateral force is generated in the noisy suspension can be arbitrarily set independently.
- the lateral movement amounts Ayll, Ayl2 and camber angle ⁇ of the tire contact point generated by the rotation of the first virtual link 11 and the second virtual link 12 can be expressed by the following equations. it can.
- L1 to L4 are values defined as shown in FIG.
- L1 is the vertical distance from the camber angle instantaneous rotation center A to the tire contact point
- L2 is the state before the second virtual link 12 moves, that is, between the instantaneous rotation center A and the instantaneous rotation center B in the vertical direction when the second virtual link 12 is in a steady state.
- the horizontal distance, L4 is the vertical distance between the instantaneous center of rotation A and the instantaneous center of rotation B when in steady state.
- Fy is the lateral force at the tire contact point
- W is the wheel load in the steady state
- Delta W is the wheel load change ⁇ ⁇ in the steady state force
- ⁇ ⁇ is the first of the overturning moment, bush rigidity, etc.
- Kw is a virtual spring corresponding to the wheel end provided in the second virtual link 12
- ⁇ is in the second virtual link 12, as shown in FIG. It is provided as a spring corresponding to the wheel end!
- the virtual spring Kw is the spring equivalent value provided in the second virtual link 11 around the instantaneous rotation center B
- R is the length of the second virtual link 12 (instantaneous The distance between the rotation center A and the instantaneous rotation center B)
- ⁇ is the inclination angle of the second virtual link 12
- a is the change in inclination angle of the second virtual link 12
- ⁇ ⁇ is the vertical displacement of the tire contact point.
- the camber angle ⁇ provided by the first virtual link 11 can be expressed by the above equation (2) from the balance around the moment of the tire contact point.
- ⁇ y is a spring equivalent (corresponding to virtual spring 14 in FIG. 2) in which the first virtual link 11 acts in a direction that prevents the camber angle from being generated with respect to the moment around the instantaneous rotation center A. This is the repulsive force due to tire overturning moment and suspension member deformation.
- the lateral movement amount Ayl2 of the tire ground contact point by the second virtual link 12 is expressed by the above equation (3), and R and ⁇ ⁇ in the equation (3) are respectively expressed by the above equations (4) ( It is expressed by equation (6).
- ⁇ in the equation (6) is expressed by the equation (7), and is generated around the instantaneous rotation center ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ by the wheel load of the vehicle body, the lateral force acting on the tire, and the first virtual link 11. It is determined by the moment.
- the wheel load change can be expressed by a function value having the lateral force Fy acting on the tire as a variable, as shown in Equation (9). Therefore, the lateral force Fy and the wheel load change AW acting on the tire in a certain driving condition are established by the relational expression, and therefore are determined from the center of gravity position of the vehicle body, roll rigidity, wheel load distribution, roll center height, etc.
- the instantaneous rotation center B with respect to the instantaneous rotation center A can be set so that the lateral displacement of the tire ground contact point becomes a desired value.
- the camber angle ⁇ of the wheel 2 generated by the first virtual link 11 is determined by the position of the instantaneous rotation center ⁇ and the stiffness value ⁇ ⁇ , and the lateral displacement of the tire contact point is the first virtual link.
- This is the sum of the lateral displacement of the ground contact point due to the camber angle displacement caused by the cam 11 and the lateral displacement of the tire ground contact point that occurs when the second virtual link 11 rotates around the instantaneous rotation center.
- the first virtual link 11 determines a desired camber angle ⁇ in a certain state quantity, and sets the instantaneous rotation center ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ for that characteristic, so that the camber angle change and the tire contact point
- the lateral displacement can be adjusted independently.
- the second virtual link is more than the amount of lateral movement Ayll of the tire ground contact point caused by the tilting force S in the camber angle direction by the first virtual link 11 to the inside of the turn.
- the instantaneous rotation center ⁇ is set so that the condition of I Ayl2 I ⁇ I ⁇
- the tire contact point is moved to the outside of the turn at least from the steady state. Therefore, the desired camber angle can be realized and the tire ground contact point does not move inward of the turn from the steady state.
- the ground contact point moves toward the inside of the turn, it is possible to avoid the occurrence of tire lateral force in the direction that hinders turning, and to avoid a decrease in vehicle responsiveness to the addition of a camber angle. be able to.
- the tire lateral force is generated on the inside of the turn. Responsiveness to can be improved.
- the lateral movement amount Ayll of the tire ground contact point that causes the tilting force in the camber angle direction by the first virtual link 11 is greater than the lateral movement amount Ayll of the tire ground contact point by the second virtual link 12.
- the travel distance Ayl2 is larger, the tire lateral force generated on the inside of the turn becomes larger, so the responsiveness to the camber angle attachment can be further improved.
- the camber angle ⁇ by the first virtual link 11, the lateral movement amount Ayll of the tire ground contact point by the first virtual link 11, and the second virtual link 12 Since the lateral movement amount ⁇ 12 of the tire contact point can be defined and numerically defined, the instantaneous rotation centers ⁇ and ⁇ are calculated so that the lateral movement amounts Ayll and Ayl2 satisfy the predetermined relationship. Therefore, these arrangement positions can be easily determined, and can be easily realized without using an actuating unit or the like.
- the camber angle without using an actuator or the like can be controlled, and the displacement of the tire contact point can be controlled. Therefore, when an actuator is used, the force required to provide an actuator corresponding to each wheel. As described above, the camber angle can be adjusted without providing an actuator, so that a significant cost reduction can be achieved. be able to.
- FIG. 8 is a schematic configuration diagram showing an example of a vehicle suspension device according to the second embodiment, as viewed from the rear of the vehicle.
- a wheel 32 and a brake rotor 33 are rotatably attached to a knuckle arm 31.
- the knuckle arm 31 is connected to a link 34 extending in the vertical direction via two bushes (elastic members) 35 and 36, and the direction of deformation of each of the two bushes 35 and 36 is defined as the axial direction.
- the intersection force between the orthogonal axes orthogonal to this axial direction is arranged to be at a position below the ground.
- One end of an upper link 37 and a lower link 38 extending in the vehicle width direction is connected to an upper end and a lower end of the link 34 via pillow balls 34a and 34b.
- the other ends of the upper link and the lower link 38 are rotatably connected to a vehicle body side member (not shown), and are arranged so as to be located on the wheel side opposite to the intersection force of the extension line of the upper link 37 and the lower link 38.
- the knuckle arm 31 holds the wheel 32 in a rotatable manner, and determines the instantaneous rotation center A in the camber angle direction together with the bushes 35 and 36 and the link 34. Therefore, the bushes 35 and 36, the link 34, and the knuckle arm 31 should be replaced equivalently as the first virtual link 11 that connects the instantaneous rotation center A in the camber angle direction and the wheel 2 as shown in FIG. Can do.
- the upper link 37, the lower link 38, and the link 34 define the instantaneous rotation center B in the vertical direction.
- the upper link 37 and the far link 38 are connected to the first virtual link 11 via the link 34.
- the upper link 37 and the lower link 38 and the link 34 can be considered as a second force that is connected to the instantaneous rotation center A in the camber angle direction and the instantaneous rotation center B in the vertical direction in FIG. Can be replaced with virtual link 12.
- the bushes 35 and 36 are used as compared to the case where the first virtual link 11 and the second virtual link 12 are configured using a link mechanism. As a result, it can be realized with a simple structure and at a lower cost, and can also be reduced in weight.
- the lateral movement amount of the tire ground contact point due to the rotation of the second virtual link 12 is the direction force of Ayl2, and the tie due to the rotation of the first virtual link 11. It is possible to set the ground contact point to be greater than the amount of lateral movement ⁇ yll, and the tire ground contact point may be configured to move outward from the steady state. Since a lateral force acts on the wheel 32 in the direction of turning inside, it becomes possible to improve the responsiveness of the vehicle to the addition of the camber angle.
- any elastically deformable member such as a spring member can be applied.
- the third embodiment is the same as the first embodiment except that the method of setting the instantaneous rotation centers A and B is different. Omitted.
- Ayllu force Set the instantaneous rotation center B with respect to the instantaneous rotation center A so that the amount of lateral movement of the tire contact point by the second virtual link 12 is approximately equal to Ayl2.
- the lateral movement amount Ayl2 of the tire contact point defined by the above equation (3) and the lateral movement amount ⁇ yllu of the upper portion of the wheel 2 are the absolute values of ⁇ yl2 and ⁇ yllu.
- the lateral movement amount delta yllu of the upper position of the wheel 2 can be expressed by the following equation (11).
- r is the radius of wheel 2.
- the instantaneous rotation centers A and B are set so that the upper position of the wheel 2 does not change in the inside of the turn as the camber angle changes.
- this is not limited to this case. If the tire house clearance is within the allowable range when the upper position of wheel 2 changes to the inside of the turn, the upper position of wheel 2 changes to the inside of the turn. Even if it is, it can be applied.
- the vehicle suspension apparatus includes at least a rotation support member that rotatably supports a wheel, an intermediate member, and a direction in which the rotation support member is connected to the intermediate member to change the camber angle.
- the first variable mechanism configured to tilt the wheel and the intermediate member are connected to the vehicle body so that the tire ground contact point is displaced in a direction to cancel the lateral movement of the tire ground contact point due to the camber angle change by the first variable mechanism.
- a spring member may be further provided that has an upper end connected to the vehicle body, a lower end connected to the intermediate member and one of the second variable mechanisms, and supports the weight of the vehicle body.
- the first variable mechanism is connected between the support member and the intermediate member, and includes first and second connection members that rotate the wheel in a direction to change the camber angle
- the second variable mechanism is the intermediate variable member.
- An upper link extending from the outer end connected to the upper part of the member to the inner end connected to the upper part of the vehicle body side member, and an inner end connected to the lower part of the vehicle body side member from the outer end connected to the lower part of the intermediate member.
- the lower and upper links allow the intermediate member to move up and down, and the tire contact point is displaced in a direction that cancels the lateral movement of the tire contact point due to the camber angle change by the first and second connecting members. Configured to let
- the rotation support member 3 of the first embodiment or the knuckle arm 31 of the second embodiment can function as a rotation support member.
- the link 6 of the first embodiment or the link 34 of the second embodiment can function as an intermediate member.
- First embodiment as first and second connecting members
- the links 4 and 5 of the state or the bushes 35 and 36 of the second embodiment can function.
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Abstract
【課題】タイヤ接地点の変位を伴うことなく車輪に作用する横力を利用してキャンバ角を適切な値に制御する。 【解決手段】タイヤ接地点に横力が作用したとき、横力が増加し且つ車体に対してキャンバ角方向に車輪を傾斜させる第1の仮想リンク11と、この第1の仮想リンク11と車体1との間に仮想的に回動自在に連結され車輪の上下方向の荷重変化に伴って車体1に対して車輪2を上下方向に移動可能な第2の仮想リンク12とに等価的に置き換えることの可能なリンク機構を備えてサスペンション装置を構成する。また、第1の仮想リンク11の位置が変化することに伴うタイヤ接地点の横移動量を、第2の仮想リンク12の位置が変化することに伴うタイヤ接地点の横移動量で打ち消すように、車体に対する車輪のキャンバ角方向の瞬間回転中心A及び上下方向の瞬間回転中心Bを配置する。
Description
明 細 書
車両用サスペンション装置
技術分野
[0001] 本発明は、車体の姿勢を制御可能な車両用サスペンション装置に関し、特にタイヤ に作用するタイヤ横力を利用してキャンバ角を制御するようにした車両用サスペンシ ヨン装置に関する。
背景技術
[0002] 従来、タイヤ横力を利用してキャンバ角を変化させるようにしたサスペンション装置 として、例えば、特許文献 1に記載されたように、車輪の上下動とは独立に車輪のキ ヤンバ角を変更することの可能なサスペンション装置が提案されて 、る。このサスペン シヨン装置では、車輪のキャンバ角方向の運動の瞬間的回転中心位置を地面よりも 低い位置に設定し、タイヤ横力が作用したとき、旋回外輪はネガティブキャンバ、旋 回内輪はポジティブキャンバを付加することが可能に構成されている。また、キャンバ 角方向の運動の瞬間的回転中心位置を地面付近の地面よりも高い位置に設定した 場合には、ァクチユエ一タ等を利用することでキャンバ角を制御することができるよう になっている。
特許文献 1:特表 2003— 528771号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0003] 従来のような、車輪の上下動とは独立に車輪のキャンバ角を変更することの可能な サスペンション装置は、車輪のキャンバ角方向の運動の瞬間的回転中心位置が所望 の位置にくるように、新たにリンクを設けたレイアウトのサスペンション構造である。 ここで、前記キャンバ角方向の運動の瞬間的回転中心位置力 地面より下の、地面 よりも離れた位置に設定されている場合には、このキャンバ角方向の運動の瞬間的 回転中心位置を中心として車輪がキャンバ角方向に移動するため、キャンバ角が生 じることによってタイヤ接地点も横移動することになる。
[0004] つまり、定常走行している状態でタイヤ横力が作用すると、車輪は、地面よりも離れ
た位置に設けられたキャンバ角方向の運動の瞬間的回転中心位置を中心として、旋 回外輪はネガティブキャンバ、旋回内輪はポジティブキャンバ方向に傾く。このため、 タイヤ接地点は車輪旋回内側方向に瞬間的に移動することになり、タイヤ接地点は、 車両旋回内側方向に、ある速度で移動することになる。この移動によって、旋回を妨 げる方向、つまり、旋回外側方向にタイヤ横力が発生し、キャンバ角を付加したことに 対する車両の応答性を低下させてしまうと 、う問題がある。
[0005] このタイヤ接地点の横変位を零とするため、前記キャンバ角方向の運動の瞬間的 回転中心位置を地面付近に設けることも可能である。し力しながら、このように、キヤ ンバ角方向の運動の瞬間的回転中心位置を地面付近に設けると、キャンバ角も零に 近づくことになり、キャンバ角による効果を損ねてしまう。
このため、キャンバ角を適値にし、且つ、タイヤ接地点の横変位を小さくするために は、キャンバ角及びタイヤ接地点の横変位をそれぞれ制御するァクチユエ一タが必 要となり、これは、コストの上昇につながるという問題がある。
そこで、この発明は上記従来の問題点に着目してなされたものであり、キャンバ角 変化による効果を損ねることなぐタイヤに作用する横力を利用してキャンバ角を適 切な値に制御することの可能な車両用サスペンション装置を提供することを目的とし ている。
課題を解決するための手段
[0006] 上記目的を達成するために、本発明に係る車両用サスペンション装置は、タイヤ接 地点に横力が作用したとき車輪の上下方向の変位とは独立に、前記横力が増加す る方向であり且つ車体に対してキャンバ角方向に車輪を傾斜させる第 1の仮想リンク と、この第 1の仮想リンクと車体との間に仮想的に回動自在に連結され且つ車輪の上 下方向の荷重変化に伴って車体に対して車輪を上下方向に移動可能な第 2の仮想 リンクと、に等価的に置き換えることの可能なリンク機構を備えて構成される。そして、 前記車輪の車体に対するキャンバ角方向の回転中心点及び前記車輪の車体に対 する上下方向の回転中心点は、タイヤ接地点に横力が作用する状態において、第 1 の仮想リンクの位置が変化することにより生じるタイヤ接地点の変位を、第 2の仮想リ ンクの位置が変化することにより生じるタイヤ接地点の変位で打ち消すように配置さ
れる。
発明の効果
[0007] 本発明に係る車両用サスペンション装置は、タイヤ接地点に横力が作用したとき車 輪の上下方向の変位とは独立に、前記横力が増加する方向であり且つ車体に対し てキャンバ角方向に車輪を傾斜させる第 1の仮想リンクと、この第 1の仮想リンクと車 体との間に仮想的に回動自在に連結され且つ車輪の上下方向の荷重変化に伴って 車体に対して車輪を上下方向に移動可能な第 2の仮想リンクと、に等価的に置き換 えることの可能なリンク機構を備えて構成する。そして、前記車輪の車体に対するキヤ ンバ角方向の回転中心点及び前記車輪の車体に対する上下方向の回転中心点を、 タイヤ接地点に横力が作用する状態において、第 1の仮想リンクの位置が変化するこ とにより生じるタイヤ接地点の変位を、第 2の仮想リンクの位置が変化することにより生 じるタイヤ接地点の変位で打ち消すように配置したから、タイヤ接地点が変位すること なくまたは変位を減少させて、横力に応じてキャンバ角を調整することができる。 図面の簡単な説明
[0008] [図 1]本発明の第 1の実施形態による車両用サスペンション装置の一例を示す概略構 成図である。
[図 2]第 1図のサスペンション装置に於ける、第 1の仮想リンク及び第 2の仮想リンクを 説明するための説明図である。
[図 3A]タイヤの横力が作用したときにタイヤに作用する力を説明するための説明図 で定常状態を示す図(R/View)である。
[図 3B]タイヤの横力が作用したときにタイヤに作用する力を説明するための説明図で 、タイヤ横力発生時の状態を示す図(R/View)である。
[図 3C]タイヤの横力が作用したときにタイヤに作用する力を説明するための説明図 で、接地点移動によるタイヤ横すベりを示す図 (P/View)である。
[図 4A]本発明の第 1実施形態の動作を説明するための説明図で、横移動量 Ayllを 示す図である。
[図 4B]本発明の第 1実施形態の動作を説明するための説明図で、横移動量 Ayl2を 示す図である。
[図 5A]タイヤ接地点の横移動量 Ayll及びキャンバ角 γの算出方法を説明するため の説明図である。
[図 5Β]タイヤ接地点の横移動量 Ayl2の算出方法を説明するための説明図である。
[図 6]仮想ばね Κ δを説明するための説明図である。
[図 7]第 1の実施の形態の動作を説明するための説明図である。
[図 8]第 2の実施の形態におけるサスペンション装置の一例を示す概略構成図である
[図 9]第 2の実施の形態の動作を説明するための説明図である。
[図 10]車輪上部位置の横移動量 Aylluの算出方法を説明するための説明図である
[図 11]第 3の実施の形態の動作を説明するための説明図である。
発明を実施するための最良の形態
[0009] 以下、本発明の実施の形態を説明する。
まず、第 1の実施の形態を説明する。
図 1は、本発明による車両用サスペンション装置の原理を示したものであって、車体 後方からみた図である。
図 1において、車両は車体 1、車輪 2を有し、車輪 2は回転支持部材 3により回動自 在に支持される。この回転支持部材 3には、略上下方向に延びる、上下方向リンクと してのリンク 4及びリンク 5の上端部力 回転部材 4a及び 5aを介して回動自在に連結 され、リンク 4及びリンク 5の下端部は逆 T字状リンクとしてのリンク 6に連結されている 。このリンク 6は略逆 T字状に形成され、前記リンク 4及びリンク 5の下端部は、前記リ ンク 6の略水平方向に延びる水平部 6aの両端に、それぞれ回転部材 4b、 5bを介し て回動自在に連結され、リンク 4及びリンク 5の軸の延長線の交点が地面よりも下に位 置するように配置される。
[0010] また、アツパリンク及びロアリンクに相当し、車幅方向に延びる、車幅方向リンクとし てのリンク 7及びリンク 8は、その車体側端部が回転部材 7a、 8aを介して車体 1に回 動自在に連結され、リンク 7の車輪側端部は、前記リンク 6の略垂直方向に延びる垂 直部 6bの端部と回転部材 7bを介して回動自在に連結され、リンク 8の車輪側端部は
、リンク 6の垂直部 6bの、水平部 6aよりの位置に回転部材 8bを介して回動自在に連 結されている。そして、リンク 7及びリンク 8の軸の延長線の交点力 車幅方向内側に 位置するように配置される。
[0011] また、前記リンク 8と車体 1との間には、略上下方向に延び、且つ、車体重量を支持 することの可能なショックァブソーバ等に相当するばね部材 10が回動自在に連結さ れている。
これによつて、前記リンク 6は、路面からの上下方向の力の入力により、車体 1に対 して上下方向に相対移動可能に支持され、また、前記回転支持部材 3は、路面から の横方向の力の入力により、リンク 6に対して横方向に相対移動可能に支持される。 このときの、前記回転支持部材 3の横方向の移動の瞬間回転中心 Aは、リンク 4及び リンク 5の軸の延長線の交点となり、また、前記リンク 6の上下方向の瞬間回転中心 B は、リンク 7及びリンク 8の軸の延長線の交点となる。
[0012] したがって、車輪 2は、路面からの上下方向の力の入力によって、車体 1に対して上 下方向に変化すると共に、路面からの横方向の力の入力によって、車体 1に対してキ ヤンバ角方向に変化すると幾何学的に考えることができる。また、車輪 2の上下方向 の瞬間回転中心 Bは、リンク 7及びリンク 8の軸の延長線 (各リンクの両端の連結点を 結ぶ直線)の交点、車輪 2のキャンバ角方向の瞬間回転中心 Aは、リンク 4及びリンク 5の軸の延長線 (各リンクの両端の連結点を結ぶ直線)の交点と考えることができる。
[0013] ここで、回転支持部材 3は、車輪 2を回転自在に支持し、リンク 4、リンク 5及びリンク 6と共にキャンバ角方向の瞬間回転中心 Aを決めていることから、図 1の回転支持部 材 3、リンク 4、 5及び 6を、図 2に示すように、キャンバ角方向の瞬間回転中心 Aと車 輪 2とを連結する第 1の仮想リンク 11に等価的に置き換えることができる。また、リンク 6と、リンク 7及びリンク 8とにより、上下方向の瞬間回転中心 Bを決めており、リンク 7及 びリンク 8は、リンク 6を介して第 1の仮想リンク 11と連結していると考えることができる から、前記リンク 6とリンク 7及びリンク 8とを、図 2に示すように、キャンバ角方向の瞬間 回転中心 Aで前記第 1の仮想リンク 11と仮想的に連結され、且つ、前記キャンバ角 方向の瞬間回転中心 Aと上下方向の瞬間回転中心 Bとに仮想的に連結された、第 2 の仮想リンク 12に置き換えることができる。
[0014] なお、図 1では、前記ばね部材 10を、リンク 8に取り付けている力 車輪 2の上下方 向の位置を決定する第 2の仮想リンク 12を構成するサスペンション構成部品の何れ かに取り付けられて 、ればよ!/、。
また、図 2中、第 1の仮想リンク 11及び第 2の仮想リンク 12間に仮想ばね 14が設け られている力 この仮想ばね 14はタイヤがキャンバ角方向に変位することで生じるォ 一バーター-ングモーメントや、第 1の仮想リンク 11を構成するサスペンションリンク のフリクションや回転部材のばね要素等により考えられる要因に相当するものであつ て、第 1の仮想リンク 11と第 2の仮想リンク 12との間に設けられていると考えることが できる。
[0015] なお、ここでは、第 1の仮想リンク 11及び第 2の仮想リンク 12を説明するために、図 1に示すように、ダブルウィッシュボーン形式のサスペンションを用いた場合につ!、て 説明したが、これに限るものではなぐストラット形式、マルチリンク形式、また、トレーリ ングアーム形式のサスペンション方式であっても適用することができ、第 1の仮想リン ク 11及び第 2の仮想リンク 12に置き換えることの可能なリンク構造を有するサスンショ ンであれば、どのようなサスペンション形式であっても適用することができる。
[0016] 次に、前記キャンバ角方向の瞬間回転中心 A及び上下方向の瞬間回転中心 Bの 設定方法を説明する。
ここで、従来のキャンバ角制御方式のサスペンション装置では、前述のように、タイ ャ横力が作用した場合にキャンバ角が変化するように構成している。したがって、図 2 の第 1の仮想リンク 11を備えていると考えることができる。そして、第 1の仮想リンク 11 によりキャンバ角を付加させるベぐ第 1の仮想リンク 11の瞬間回転中心、つまり、キ ヤンバ角方向の瞬間回転中心 Aを、どの位置に定めるかを決定している。
[0017] しかしながら、このサスペンション装置では、前述のように、横力に応じてキャンバ角 を制御することはできるものの、キャンバ角を付加することによりタイヤ接地点の横移 動が生じ、これによりキャンバ角を付加したことに対する車両の応答性を低下させて いる。つまり、図 3に示すように、キャンバ角が制御されていない定常状態(図 3A, R/ View)において、車輪 2のキャンバ角方向の瞬間回転中心 Aが地面よりも下に設定さ れている場合、図 3B (R/View)に示すように、タイヤに横力が作用すると、これによつ
て、車輪 2がキャンバ角方向の瞬間回転中心 Aを中心として回動する。このため、タイ ャ接地点が旋回内側方向に瞬間的に移動することになりその結果、タイヤ接地点中 心は、車両旋回内側方向に速度 Vyで移動することになる。このため、タイヤ接地点 中心の前後速度 Vとタイヤ進行方向との間に oc yの角度が生じることになり、旋回を 妨げる方向にタイヤ横力が発生することになる(図 3C、 P/View)。
[0018] そこで、この第 1の実施の形態では、第 1の仮想リンク 11によって、キャンバ角方向 の瞬間回転中心 Aを中心として、キャンバ角が変化した場合のタイヤ接地点の横移 動量 Ayllを、上下方向の瞬間回転中心 Bを中心として、第 2の仮想リンク 12が回動 することにより生じるタイヤ接地点の横移動量 Ayl2により調整する。
ここで、上述のように、第 1の仮想リンク 11及び第 2の仮想リンク 12を設けることによ つて、ノ ッシブなサスペンションにおいて、タイヤ横力が生じた際の車輪 2のキャンバ 角変化と、タイヤ接地点の横変位とを独立に任意に設定することができる。
[0019] 図 4Aに示すように、タイヤ横力によってキャンバ角変化が生じた場合、キャンバ角 方向の瞬間回転中心 Aを中心として第 1の仮想リンク 11が回動し車輪 2が回動するこ とから、タイヤ接地点が Ayllだけ横移動する。一方、タイヤ横力により第 1の仮想リン ク 11が回動すると、第 1の仮想リンク 11の回動に伴う輪荷重の変化に伴って車体の 上下方向の位置を決定する第 2の仮想リンク 12が、上下方向の瞬間回転中心 Bを中 心として回動することから、図 4Bに示すように、前記横移動量 Ayllを打ち消す方向 に Ayl2だけ横移動することになる。
[0020] ここで、第 1の仮想リンク 11及び第 2の仮想リンク 12が回動することにより生じるタイ ャ接地点の横移動量 Ayll、 Ayl2、キャンバ角 γは、以下の式で表すことができる。
Ayll = Ll-tany ……(1)
y = [-FyLl+ (W+ AW) -L3]/Ky …… (2)
Ayl2=— R〔cosj8— cos(j8— α)〕 …… (3)
R=〔(L4)2+ (L2)2〕1/2 ……(4)
J8 =cos"1[(L4)/(L2)] …… (5)
a = β +sin"1(AZ/R-sinJ8)] …… (6)
…… (7)
Κ δ =Kw (R- cos jS ) 2 …… (8)
A W=f (Fy) · · · · · · (9)
[0021] なお、上記式中の、 L1〜L4は、図 5に示すように規定される値である。つまり、図 5 Aに示すように、 L1はキャンバ角の瞬間回転中心 Aからタイヤ接地点までの垂直距 離、 L
3は瞬間回転中心 A周りにキャンバ角が付加されたときの、タイヤ接地点の変位量で ある。また、図 5Bに示すように、 L2は第 2の仮想リンク 12が移動する前の状態、すな わち定常状態にあるときの瞬間回転中心 A及び上下方向の瞬間回転中心 Bとの間 の水平距離、 L4は定常状態にあるときの瞬間回転中心 A及び瞬間回転中心 B間の 垂直距離である。
[0022] また、 Fyはタイヤ接地点における横力、 Wは定常状態における輪荷重、デルタ W は定常状態力 の輪荷重変ィ匕、 Κ γはオーバーターユングモーメント、ブッシュ剛性 等の、第 1の仮想リンク 11によるキャンバ角方向の剛性値、 Kwは第 2の仮想リンク 12 に設けられたホイール端相当の仮想ばね、 Κ δは、図 6に示すように、第 2の仮想リン ク 12にホイール端相当のばねとして設けられて!/、た仮想ばね Kwを、瞬間回転中心 B周りに第 2の仮想リンク 11に設けたばね相当値、 Rは第 2の仮想リンク 12の長さ(瞬 間回転中心 A及び瞬間回転中心 B間の距離)、 βは第 2の仮想リンク 12の傾斜角、 aは第 2の仮想リンク 12の傾斜角度変化、 Δ Ζはタイヤ接地点の上下変位である。
[0023] タイヤ横力が入力された場合、第 1の仮想リンク 11がもたらすキャンバ角 γは、タイ ャ接地点のモーメント周りの釣り合いから、前記(2)式で表すことができる。ここで、 Κ yは、瞬間回転中心 A周りのモーメントに対して、第 1の仮想リンク 11が、キャンバ角 が生じることを妨げる方向に作用するばね相当(図 2における仮想ばね 14相当)であ り、タイヤのオーバーターユングモーメントや、サスペンション部材の変形等による反 発力である。
[0024] そして、第 1の仮想リンク 11によって生じるキャンバ角 γにより、第 1の仮想リンク 11 力 Sもたらすタイヤ接地点の横移動量 A yllは、タイヤ接地点と瞬間回転中心 Αとキヤ
ンバ角 Ίとの幾何学的な関係より前記(1)式で表すことができる。
また、前記第 2の仮想リンク 12によるタイヤ接地点の横移動量 Ayl2は、前記(3)式 で表され、(3)式中の、 R、 β αは、それぞれ前記式 (4)から(6)式で表される。また 、(6)式中の Δ Ζは、前記(7)式で表され、車体の輪荷重と、タイヤに作用する横力と 、第 1の仮想リンク 11によって、瞬間回転中心 Α回りに生じる、モーメントによって決 定される。
[0025] ここで、輪荷重変化 は、(9)式に示すように、タイヤに作用する横力 Fyを変数 とする関数値で表すことができる。したがって、ある走行状態におけるタイヤに作用す る横力 Fyと輪荷重変化 AWは、関係式によって成り立つていることから、車体の重心 位置やロール剛性、輪荷重配分、ロールセンタ高さ等から、ある走行状態において、 キャンバ角ゃタイヤ接地点の横変位が所望とする値となるように、瞬間回転中心 Aに 対する瞬間回転中心 Bを設定することが可能となる。
[0026] つまり、第 1の仮想リンク 11によって生じる車輪 2のキャンバ角 γは、瞬間回転中心 Αの位置と、剛性値 Κ γとによって決まり、タイヤ接地点の横変位は、第 1の仮想リン ク 11によるキャンバ角変位に伴う接地点横変位移動分と、第 2の仮想リンク 11が瞬間 回転中心 Β回りに回動した際に生じるタイヤ接地点の横移動分との和である。すなわ ち、第 1の仮想リンク 11により、ある状態量における所望のキャンバ角 γが決定し、そ の特性に対して瞬間回転中心 Βを設定することで、キャンバ角変化と、タイヤ接地点 の横変位とをそれぞれ独立に調整することができることになる。
[0027] そして、この第 1の実施の形態では、第 1の仮想リンク 11によるキャンバ角方向への 傾斜力 Sもたらすタイヤ接地点の旋回内側への横移動量 Ayllよりも、第 2の仮想リンク 12によるタイヤ接地点の横移動量 Ayl2の方が大きくなるように、瞬間回転中心 Aに 対する瞬間回転中心 Bを設定する。すなわち、前記(1)式及び (3)式で定義されるタ ィャ接地点の横変位において、 I Ayl2 I≥ I Δγΐΐ |の条件を満足するように、瞬 間回転中心 Βを設定する。
[0028] これによつて、タイヤ接地点は、図 7に示すように、少なくとも定常状態よりも旋回外 側に移動されることになる。したがって、所望のキャンバ角を実現することができると 共に、タイヤ接地点は、定常状態よりも旋回内側方向に移動することはないから、タイ
ャ接地点が旋回内側方向に移動することに伴って、旋回を妨げる方向にタイヤ横力 が発生することを回避することができ、キャンバ角を付加したことに対する車両の応答 性の低下を回避することができる。そして、図 7に示すように、タイヤ接地点を、定常 状態よりも旋回外側に移動するようになっているから、旋回内側にタイヤ横力が発生 することになつて、キャンバ角の付カ卩に対する応答性を向上させることができる。
[0029] また、このとき、第 1の仮想リンク 11によるキャンバ角方向への傾斜力もたらすタイヤ 接地点の旋回内側への横移動量 Ayllよりも、第 2の仮想リンク 12によるタイヤ接地 点の横移動量 Ayl2の方が大きいときほど、旋回内側に発生するタイヤ横力がより大 きくなるから、キャンバ角の付カ卩に対する応答性をより向上させることができる。
また、前記(1)〜(9)式に示すように、第 1の仮想リンク 11によるキャンバ角 γ、第 1 の仮想リンク 11によるタイヤ接地点の横移動量 Ayll、第 2の仮想リンク 12によるタイ ャ接地点の横移動量 Δγ12を定義し、その数値的に定義することができるから、横移 動量 Ayll及び Ayl2が所定の関係を満足するように瞬間回転中心 Α及び Βの位置 を算出することによって、これらの配置位置を容易に決定することができ、ァクチユエ 一タ等を用いることなぐ容易に実現することができる。
[0030] また、このように、ァクチユエ一タ等を用いることなぐキャンバ角を制御すると共に、 タイヤ接地点の変位を制御することができる。したがって、ァクチユエータを用いる場 合には、各車輪に対応してァクチユエータを設ける必要がある力 上述のようにァク チユエータを設けることなくキャンバ角を調整することができるから、大幅なコスト削減 を図ることができる。
[0031] 次に、本発明の第 2の実施の形態を説明する。
図 8は、第 2の実施の形態における車両用サスペンション装置の一例を示す概略構 成図であって、車両後方から見た図である。
図 8中、ナックルアーム 31に、車輪 32及びブレーキロータ 33が回転自在に取り付 けられている。また、このナックルアーム 31には上下方向に延びるリンク 34力 2つの ブッシュ(弾性部材) 35及び 36を介して連結され、 2つのブッシュ 35及び 36のそれ ぞれについてその変形する方向を軸方向としたとき、この軸方向に対して直交する直 交軸どうしの交点力 地面よりも下の位置となるように配置される。
[0032] 前記リンク 34の上端及び下端には、ピロボール 34a、 34bを介して、車幅方向に延 びるアツパリンク 37及びロアリンク 38の一端が連結されて 、る。このアツパリンク及び ロアリンク 38の他端は、図示しない車体側部材に回動自在に連結され、このアツパリ ンク 37及びロアリンク 38の延長線の交点力 反対側の車輪側に位置するように配置 される。
[0033] そして、タイヤに横力が作用することにより、ブッシュ 35及び 36が弾性変形すること によって、車輪 32のキャンバ角が変化し、また、アツパリンク 37及びロアリンク 38によ り車輪 32を上下方向に移動させることができるようになつている。なお、図 8において 、 39はブレーキキヤリパ、 40はホイールハブである。
このサスペンション装置では、 2つのブッシュ 35及び 36の前記軸方向に対して直交 する直交軸どうしの交点が、キャンバ角方向の瞬間回転中心 Aとなる。また、アツパリ ンク 37及びロアリンク 38の延長線どうしの交点力 上下方向の瞬間回転中心 Bとなる
[0034] したがって、この第 2の実施の形態においては、ナックルアーム 31は、車輪 32を回 転自在に保持し、ブッシュ 35及び 36とリンク 34と共にキャンバ角方向の瞬間回転中 心 Aを決めていることから、ブッシュ 35及び 36、リンク 34及びナックルアーム 31は、 前記図 2に示す、キャンバ角方向の瞬間回転中心 Aと車輪 2とを結ぶ第 1の仮想リン ク 11として等価的に置き換えることができる。また、アツパリンク 37及びロアリンク 38と 、リンク 34とにより、上下方向の瞬間回転中心 Bを決めており、アツパリンク 37及び口 ァリンク 38は、リンク 34を介して第 1の仮想リンク 11と連結されていると考えることがで きる力 、前記アツパリンク 37及びロアリンク 38とリンク 34とを、図 2の前記キャンバ角 方向の瞬間回転中心 Aと上下方向の瞬間回転中心 Bとに連結される第 2の仮想リン ク 12に置き換えることができる。
[0035] 図 8において、車輪 32に横力が作用するとブッシュ 35及び 36が変形し、ナックルァ ーム 31が、瞬間回転中心 A回りに回動しキャンバ角が変化する。このとき、前記瞬間 回転中心 Aは、地面より下の位置に設定されているから、タイヤ接地点が横方向に移 動することになる。したがって、このタイヤ接地点の旋回内側方向への横変位が生じ ないように、上下方向の瞬間回転中心 Bを設定する。
[0036] この第 2の実施の形態においては、第 1の仮想リンク 11によるキャンバ角方向への 傾斜力 Sもたらすタイヤ接地点の旋回内側への横移動量 Δ yllが、第 2の仮想リンク 12 によるタイヤ接地点の旋回内側への横移動量 Δ yl2とほぼ等しくなるように、キャンバ 角方向の瞬間回転中心 Aに対して、上下方向の瞬間回転中心 Bを設定する。具体 的には、前記(1)式及び(3)式で定義されるタイヤ接地点の横移動量 Δ yll及び Ay 12が、 I Ayll I = I Δγ12 |なるように設定する。つまり次式(10)を満足するように 、瞬間回転中心 Α及び Βを設定する。
R= I Ll -tan y | / | cos α | ……(10)
[0037] これによつて、車輪 32に横力が作用しキャンバ角変化が生じた場合であっても、横 移動量 Ayll及び Ayl2は互いに打ち消し合うことになるから、図 9に示すように、タイ ャ接地点の横変位はほぼ零となる。したがって、タイヤ接地点が横移動することに伴 つて旋回を妨げる方向に横力が発生することを回避することができ、この横力の発生 に起因して、車両の応答性が低下することを回避することができる。
また、上記第 1の実施の形態で説明したように、リンク機構を用いて、第 1の仮想リン ク 11及び第 2の仮想リンク 12を構成する場合に比較して、ブッシュ 35、 36を用いるこ とによって、シンプルな構造で且つより安価に実現することができ、また、より軽量化も 図ることができる。
[0038] なお、この第 2の実施の形態においては、図 9に示すように、タイヤ接地点の横変位 がほぼ零となるように、瞬間回転中心 A及び Bを設定する場合について説明したがこ れに限るものではなぐ上記第 1の実施の形態と同様に、第 2の仮想リンク 12の回動 によるタイヤ接地点の横移動量 Ayl2の方力 第 1の仮想リンク 11の回動によるタイ ャ接地点の横移動量 Δ yllよりも大きくなるように設定し、タイヤ接地点が、定常状態 よりも旋回外側に移動するように構成してもよぐこのよう〖こすること〖こよって、車輪 32 に旋回内側方向への横力が作用するから、キャンバ角を付加したことに対する車両 の応答性を向上させることが可能となる。
また、弾性部材としてブッシュを用いた場合につ!、て説明したがこれに限るもので なぐ例えば、ばね部材等、弾性変形する部材であれば適用することができる。
[0039] 次に、本発明の第 3の実施の形態を説明する。
この第 3の実施の形態は、上記第 1の実施の形態において、瞬間回転中心 A及び Bの設定方法が異なること以外は同様であるので同一部には同一符号を付与しその 詳細な説明は省略する。
この第 3の実施の形態においては、図 10に示すように、第 1の仮想リンク 11による キャンバ角方向への傾斜によって、車輪 2の上部が旋回内側方向に移動する際のそ の横移動量 Ayllu力 第 2の仮想リンク 12によるタイヤ接地点の横移動量 Ayl2とほ ぼ等しくなるように、瞬間回転中心 Aに対する瞬間回転中心 Bを設定する。
[0040] つまり、前記(3)式で定義されるタイヤ接地点の横移動量 Ayl2と、車輪 2の上部位 置の横移動量 Δ ylluとが、 Δ yl2の絶対値が Δ ylluの絶対値にほぼ等し ヽと 、ぅ条 件を満足するように、瞬間回転中心 A及び Bを設定する。
ここで、車輪 2の上部位置の横移動量デルタ ylluは、次式(11)で表すことができる
Ayllu=Ll -tany +2r-sin y (11)
なお、式(11)中の rは車輪 2の半径である。
したがって、
I Ayllu I = I Δγ12 |の条件、つまり Ayl2の絶対値が Δ ylluの絶対値にほ ぼ等しいという条件、を実現するためには、次式(12)を満足するように、瞬間回転中 心 A及び Bを設定すればょ ヽ。
R= I Ll -tan y +2r-siny | / | cos a | …… (12)
[0041] 上記(12)式を満足するように瞬間回転中心 A及び Bを設定することによって、図 11 に示すように、キャンバ角の変化に伴い、タイヤ接地点が旋回内側方向に移動するこ とを回避することができると共に、さらに、車輪 2の上部位置が旋回内側方向に変化 することを回避することができる。したがって、上記第 1の実施の形態と同等の作用効 果を得ることができると共に、この第 3の実施の形態においては、図 11に示すように 車輪 2の上部位置の変化を回避することができる。
[0042] ここで、車輪 2の上部位置が変化した場合、車輪 2の上部位置が図 11において車 体 1側に変化する場合には、タイヤハウスクリアランスが変化するため、場合によって は、従来の車体構造では、適用することができない場合がある。し力しながら、この第
3の実施の形態では、上述のように、車輪 2の上部位置の変化が生じないように瞬間 回転中心 A及び Bを設定しているから、従来の車体構造においても何ら問題なく適 用することができる。
[0043] なお、上記第 3の実施の形態においては、キャンバ角の変化に伴い、車輪 2の上部 位置が旋回内側方向に変化しな 、ように、瞬間回転中心 A及び Bを設定するようにし た場合について説明したが、これに限るものではなぐ車輪 2の上部位置が旋回内側 方向に変化したときのタイヤハウスクリアランスが許容範囲内に収まれば、車輪 2の上 部位置が旋回内側方向に変化する場合であっても適用することができる。
また、上記第 3の実施の形態においては、上記第 1の実施の形態に適用した場合 について説明したが、上記第 2の実施の形態に適用することができることはいうまでも ない。
[0044] 図示の実施形態においては、車両用サスペンション装置は、少なくとも車輪を回動 自在に支持する回転支持部材と、中間部材と、回転支持部材を中間部材に連結し、 キャンバ角を変更する方向に車輪を傾けるように構成された第 1可変機構と、中間部 材を車体に連結し、第 1可変機構によるキャンバ角変化によるタイヤ接地点の横移動 を打ち消す方向にタイヤ接地点を変位させるように構成された第 2可変機構を含む。 更に、上端が車体に連結され、下端が中間部材と第 2可変機構の一つに連結され、 車体重量を支持するばね部材を更に備えてもよい。 図示の例では、第 1可変機構 は支持部材と中間部材の間に連結され、キャンバ角を変更する方向に車輪を回転さ せる第 1、第 2連結部材を備え、第 2可変機構は、中間部材の上部に連結される外側 端から車体側メンバの上部に連結される内側端まで延びるアツパリンクと、中間部材 の下部に連結される外側端カゝら車体側メンバの下部に連結される内側端まで延びる ロアリンクをそなえ、ロア、アツパリンクは中間部材が上下に動くことを許容し、第 1、第 2連結部材によるキャンバ角変化によるタイヤ接地点の横移動を打ち消す方向にタイ ャ接地点を変位させるように構成される。
[0045] 第 1の実施形態の回転支持部材 3または第 2の実施形態のナックルアーム 31が回 転支持部材として機能しうる。第 1の実施形態のリンク 6または第 2の実施形態のリンク 34が中間部材として機能することができる。第 1、第 2連結部材として、第 1の実施形
態のリンク 4と 5または第 2の実施形態のブッシュ 35と 36が機能することができる。
Claims
[1] タイヤ接地点に横力が作用したとき、車輪の上下方向の変位とは独立に、前記横 力が増加する方向であり且つ車体に対してキャンバ角方向に車輪を傾斜させる第 1 の仮想リンクと、前記第 1の仮想リンクと車体との間に仮想的に回動自在に連結され 且つ車輪の上下方向の荷重変化に伴って車体に対して車輪を上下方向に移動可 能な第 2の仮想リンクと、に等価的に置き換えることの可能なリンク機構を備え、 前記タイヤ接地点に横力が作用する状態において、前記第 1の仮想リンクの位置 が変化することにより生じるタイヤ接地点の変位を、前記第 2の仮想リンクの位置が変 化することにより生じるタイヤ接地点の変位で打ち消すように、前記車輪の車体に対 するキャンバ角方向の回転中心点と、前記車輪の車体に対する上下方向の回転中 心点と、を配置することを特徴とする車両用サスペンション装置。
[2] 前記第 1の仮想リンクの位置が変化することにより前記タイヤ接地点が旋回内側方 向に移動したとき、前記第 2の仮想リンクの位置が変化することにより生じる前記タイ ャ接地点の旋回外側方向への変位が、前記第 1の仮想リンクの位置が変化すること により生じる前記タイヤ接地点の旋回内側方向への変位以上となるように、前記キヤ ンバ角方向の回転中心点と前記上下方向の回転中心点とを配置することを特徴とす る請求項 1記載の車両用サスペンション装置。
[3] 前記第 1の仮想リンクの位置が変化することにより生じる前記タイヤ接地点の旋回 内側方向への変位と、前記第 2の仮想リンクの位置が変化することにより生じる前記 タイヤ接地点の旋回外側方向への変位とが同等となるように、前記キャンバ角方向の 回転中心点と前記上下方向の回転中心点とを配置することを特徴とする請求項 1記 載の車両用サスペンション装置。
[4] 前記キャンバ角方向の回転中心点を地面よりも下に配置し且つ前記上下方向の回 転中心点を地面よりも上の左右反対側の車輪側に設けたとき、前記第 1の仮想リンク の位置が変化することにより生じる前記タイヤ接地点の横移動量 Ayll、前記第 2の 仮想リンクの位置が変化することにより生じる前記タイヤ接地点の横移動量 Ayl2及 びキャンバ角変化 γを次式で定義し、これに基づき前記キャンバ角方向の回転中心 点と前記上下方向の回転中心点とを配置することを特徴とする請求項 1から請求項 3
の何れか 1項に記載の車両用サスペンション装置、
Ayll = Ll-tany
Ayl2=-R[cosj8 cos(j8— α)〕
y = [-FyLl+(W+ AW) -L3]/Ky
ただし、 Rは前記第 2の仮想リンクのリンク長、 βは定常状態での前記第 2の仮想リ ンクの傾斜角、 αは定常状態からの前記第 2の仮想リンクの傾斜角の変化角度、 L1 は前記キャンバ角方向の回転中心点力 地面までの垂直距離、 Fyはタイヤ接地点 に作用する横力、 Wは定常状態での輪荷重、 は定常状態からの輪荷重変化、 L 3は定常状態力 のタイヤ接地点の変位、 Κγは前記第 1の仮想リンクによるキャンバ 角方向の剛性値である。
[5] 前記第 1の仮想リンクの位置が変化することにより前記車輪が車体側に傾斜したと きの前記車輪上部と車体との間の相対距離が、しきい値以上となるように前記キャン バ角方向の回転中心点と前記上下方向の回転中心点とを配置することを特徴とする 請求項 1記載の車両用サスペンション装置。
[6] 前記キャンバ角方向の回転中心点を地面よりも下に配置し且つ前記上下方向の回 転中心点を地面よりも上の左右反対側の車輪側に設けたとき、前記第 1の仮想リンク の位置が変化することにより生じる車輪上部の横移動量デルタ yllu、前記第 2の仮 想リンクの位置が変化することにより生じる前記タイヤ接地点の横移動量デルタ yl2、 及びキャンバ角変化ガンマを、次式で定義し、これに基づき前記キャンバ角方向の 回転中心点と前記上下方向の回転中心点とを配置することを特徴とする請求項 4記 載の車両用サスペンション装置、
Ayllu=Ll 'tany + 2r · sin γ
Ayl2=-R[cosj8 cos(j8— α)〕
γ = [-FyLl+(W+ AW) -L3]/Ky
ただし、 Rは前記第 2の仮想リンクのリンク長、 βは定常状態での前記第 2の仮想リ ンクの傾斜角、 αは定常状態からの前記第 2の仮想リンクの傾斜角の変化角度、 L1 は前記キャンバ角方向の回転中心点力 地面までの垂直距離、 rは車輪の半径、 Fy はタイヤ接地点に作用する横力、 Wは定常状態での輪荷重、 は定常状態から
の輪荷重変化、 L3は定常状態力 のタイヤ接地点の変位、 Κ γは前記第 1の仮想リ ンクによるキャンバ角方向の剛性値である。
[7] 前記第 1の仮想リンクは、弾性部材の剛性を利用して前記キャンバ角を変化させる ように構成されることを特徴とする請求項 1から請求項 6の何れか 1項に記載の車両 用サスペンション装置。
[8] 車輪を回動自在に支持する回転支持部材と、
上端部が車幅方向で対をなして前記回転支持部材と回動自在に連結される一対 のリンクであって、その上下方向の軸の延長線の交点が地面よりも下に位置するよう に配置される上下方向リンクと、
逆 Τ字状に形成され、その略水平部材の端部に前記上下方向リンクの下端部がそ れぞれ回動自在に連結される逆 Τ字状リンクと、
車幅方向に延び、前記逆 Τ字状リンクの略垂直部材と車体側部材との間に上下方 向で対をなして回動自在に連結される一対のリンクであって、当該一対のリンクの車 幅方向の軸の延長線の交点が車幅方向内側に位置するように配置される車幅方向 リンクと、
上下方向に延び、前記車幅方向リンクを構成する一対のリンク及び前記逆 Τ字状リ ンクの水平部材のうちの何れかと前記車体側部材との間に回動自在に連結され車体 重量を支持するばね部材と、を備えることを特徴とする車両用サスペンション装置。
[9] 車輪を回動自在に支持する回転支持部材と、
中間部材と
回転支持部材を中間部材に連結し、キャンバ角を変更する方向に車輪を傾けるよ うに構成された第 1可変機構と、
中間部材を車体に連結し、第 1可変機構によるキャンバ角変化によるタイヤ接地点 の横移動を打ち消す方向にタイヤ接地点を変位させるように構成された第 2可変機 構を備える車両用サスペンション装置。
[10] 上端が車体に連結され、下端が中間部材と第 2可変機構の一つに連結され、車体 重量を支持するばね部材を更に備える、請求項 9に記載の車両用サスペンション装 置。
第 1可変機構は支持部材と中間部材の間に連結され、キャンバ角を変更する方向 に車輪を回転させる第 1、第 2連結部材を備え、第 2可変機構は、中間部材の上部に 連結される外側端から車体側メンバの上部に連結される内側端まで延びるアツパリン クと、中間部材の下部に連結される外側端力 車体側メンバの下部に連結される内 側端まで延びるロアリンクを備え、ロアリンクとアツパリンクは中間部材が上下に動くこ とを許容し、第 1、第 2連結部材によるキャンバ角変化によるタイヤ接地点の横移動を 打ち消す方向にタイヤ接地点を変位させるように構成されることを特徴とする請求項 9 又は 10に記載の車両用サスペンション装置。
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