JP2013006565A - Suspension device for vehicle and method for adjusting geometry of same - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、車体を懸架する車両用サスペンション装置およびそのジオメトリ調整方法に関する。 The present invention relates to a vehicle suspension apparatus for suspending a vehicle body and a geometry adjusting method thereof.
従来、車両用のサスペンション装置では、キングピン軸の設定によって、目的とするサスペンション性能の実現を図っている。
例えば、特許文献１に記載の技術では、キングピンを構成する上下ピボット点の転舵時における車両前後方向の動きを抑制するリンク配置とすることにより、操縦性・安定性を向上させることとしている。
Conventionally, in a suspension device for a vehicle, a desired suspension performance is achieved by setting a kingpin shaft.
For example, in the technique described in
しかしながら、車両の走行中に転舵を行った場合、走行速度に応じた横力がタイヤ接地点に入力するところ、特許文献１に記載の技術では、この横力による影響を考慮していない。そのため、横力に起因してラック軸に入力する力が増加する可能性があり、それにより、アクチュエータからより大きなラック軸力を出力したり、ラック軸の剛性をより高めたりする必要が生じる。即ち、従来の車両用サスペンション装置においては、操舵時におけるラック軸力の低減において改善の余地があった。
本発明の課題は、車両用サスペンション装置において操舵時のラック軸力を低減することである。
However, when steering is performed while the vehicle is traveling, the lateral force corresponding to the traveling speed is input to the tire ground contact point. However, the technique described in
An object of the present invention is to reduce rack axial force during steering in a vehicle suspension device.
以上の課題を解決するため、本発明に係る車両用サスペンション装置は、車軸よりも車両上下方向の下側においてホイールハブ機構と車体とを連結し、車軸に沿って配置したトランスバースリンク部材を備える。また、車体との連結部がトランスバースリンク部材と車体との連結部よりも車両前後方向後方に位置すると共に、ホイールハブ機構との連結部がトランスバースリンク部材とホイールハブ機構との連結部よりも車両前後方向前方に位置するコンプレッションリンク部材を備える。 In order to solve the above-described problems, a vehicle suspension apparatus according to the present invention includes a transverse link member that connects a wheel hub mechanism and a vehicle body below a vehicle axle in a vertical direction of the vehicle and is arranged along the vehicle axle. . The connecting portion with the vehicle body is located behind the connecting portion between the transverse link member and the vehicle body in the longitudinal direction of the vehicle, and the connecting portion with the wheel hub mechanism is more than the connecting portion between the transverse link member and the wheel hub mechanism. Also includes a compression link member positioned forward in the vehicle front-rear direction.
本発明によれば、仮想ロアピボット点を車幅方向において車体内側に近づけることができるため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
そのため、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。
したがって、車両用サスペンション装置において操舵時のラック軸力を低減することが可能となる。
According to the present invention, the virtual lower pivot point can be brought closer to the inside of the vehicle body in the vehicle width direction, so that the moment around the kingpin axis can be further reduced.
Therefore, the steering can be performed with a smaller rack axial force, and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force.
Therefore, the rack axial force during steering can be reduced in the vehicle suspension apparatus.
以下、図を参照して本発明を適用した自動車の実施の形態を説明する。
（第１実施形態）
（構成）
図１は、本発明の第１実施形態に係る自動車１の構成を示す概略図である。
図１において、自動車１は、車体１Ａと、ステアリングホイール２と、入力側ステアリング軸３と、ハンドル角度センサ４と、操舵トルクセンサ５と、操舵反力アクチュエータ６と、操舵反力アクチュエータ角度センサ７と、転舵アクチュエータ８と、転舵アクチュエータ角度センサ９と、出力側ステアリング軸１０と、転舵トルクセンサ１１と、ピニオンギア１２と、ピニオン角度センサ１３と、ステアリングラック部材１４と、タイロッド１５と、タイロッド軸力センサ１６と、車輪１７ＦＲ，１７ＦＬ，１７ＲＲ，１７ＲＬと、ブレーキディスク１８と、ホイールシリンダ１９と、圧力制御ユニット２０と、車両状態パラメータ取得部２１と、車輪速センサ２４ＦＲ，２４ＦＬ，２４ＲＲ，２４ＲＬと、コントロール／駆動回路ユニット２６と、メカニカルバックアップ２７とを備えている。
Embodiments of an automobile to which the present invention is applied will be described below with reference to the drawings.
(First embodiment)
(Constitution)
FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration of an
In FIG. 1, an
ステアリングホイール２は、入力側ステアリング軸３と一体に回転するよう構成され、運転者による操舵入力を入力側ステアリング軸３に伝達する。
入力側ステアリング軸３は、操舵反力アクチュエータ６を備えており、ステアリングホイール２から入力された操舵入力に対し、操舵反力アクチュエータ６による操舵反力を加える。
The
The input-
ハンドル角度センサ４は、入力側ステアリング軸３に備えられ、入力側ステアリング軸３の回転角度（即ち、運転者によるステアリングホイール２への操舵入力角度）を検出する。そして、ハンドル角度センサ４は、検出した入力側ステアリング軸３の回転角度をコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
操舵トルクセンサ５は、入力側ステアリング軸３に設置してあり、入力側ステアリング軸３の回転トルク（即ち、ステアリングホイール２への操舵入力トルク）を検出する。そして、操舵トルクセンサ５は、検出した入力側ステアリング軸３の回転トルクをコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
The steering wheel angle sensor 4 is provided on the input
The
操舵反力アクチュエータ６は、モータ軸と一体に回転するギアが入力側ステアリング軸３の一部に形成されたギアに噛合しており、コントロール／駆動回路ユニット２６の指示に従って、ステアリングホイール２による入力側ステアリング軸３の回転に対して反力を付与する。
操舵反力アクチュエータ角度センサ７は、操舵反力アクチュエータ６の回転角度（即ち、操舵反力アクチュエータ６に伝達した操舵入力による回転角度）を検出し、検出した回転角度をコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
In the steering reaction force actuator 6, a gear that rotates integrally with the motor shaft meshes with a gear formed in a part of the input-
The steering reaction force actuator angle sensor 7 detects the rotation angle of the steering reaction force actuator 6 (that is, the rotation angle by the steering input transmitted to the steering reaction force actuator 6), and sends the detected rotation angle to the control /
転舵アクチュエータ８は、モータ軸と一体に回転するギアが出力側ステアリング軸１０の一部に形成されたギアに噛合しており、コントロール／駆動回路ユニット２６の指示に従って、出力側ステアリング軸１０を回転させる。
転舵アクチュエータ角度センサ９は、転舵アクチュエータ８の回転角度（即ち、転舵アクチュエータ８が出力した転舵のための回転角度）を検出し、検出した回転角度をコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
The steered actuator 8 has a gear that rotates integrally with the motor shaft meshes with a gear formed on a part of the output
The steering actuator angle sensor 9 detects the rotation angle of the steering actuator 8 (that is, the rotation angle output by the steering actuator 8) and outputs the detected rotation angle to the control /
出力側ステアリング軸１０は、転舵アクチュエータ８を備えており、転舵アクチュエータ８が入力した回転をピニオンギア１２に伝達する。
転舵トルクセンサ１１は、出力側ステアリング軸１０に設置してあり、出力側ステアリング軸１０の回転トルク（即ち、ステアリングラック部材１４を介した車輪１７ＦＲ，１７ＦＬの転舵トルク）を検出する。そして、転舵トルクセンサ１１は、検出した出力側ステアリング軸１０の回転トルクをコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
The output
The
ピニオンギア１２は、ステアリングラック部材１４に形成した平歯と噛合しており、出力側ステアリング軸１０から入力した回転をステアリングラック部材１４に伝達する。
ピニオン角度センサ１３は、ピニオンギア１２の回転角度（即ち、ステアリングラック部材１４を介して出力される車輪１７ＦＲ，１７ＦＬの転舵角度）を検出し、検出したピニオンギア１２の回転角度をコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
The
The
ステアリングラック部材１４は、ピニオンギア１２と噛合する平歯を有し、ピニオンギア１２の回転を車幅方向の直線運動に変換する。本実施形態において、ステアリングラック部材１４は、前輪の車軸よりも車両前方側に位置している。
タイロッド１５は、ステアリングラック部材１４の両端部と車輪１７ＦＲ，１７ＦＬのナックルアームとを、ボールジョイントを介してそれぞれ連結している。
The
The
タイロッド軸力センサ１６は、ステアリングラック部材１４の両端部に設置されたタイロッド１５それぞれに設置してあり、タイロッド１５に作用している軸力を検出する。そして、タイロッド軸力センサ１６は、検出したタイロッド１５の軸力をコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
車輪１７ＦＲ，１７ＦＬ，１７ＲＲ，１７ＲＬは、タイヤホイールにタイヤを取り付けて構成したものであり、サスペンション装置１Ｂを介して車体１Ａに設置してある。これらのうち、前輪（車輪１７ＦＲ，１７ＦＬ）は、タイロッド１５によってナックルアームが揺動することにより、車体１Ａに対する車輪１７ＦＲ，１７ＦＬの向きが変化する。
The tie rod
The wheels 17FR, 17FL, 17RR, and 17RL are configured by attaching tires to tire wheels, and are installed on the
ブレーキディスク１８は、車輪１７ＦＲ，１７ＦＬ，１７ＲＲ，１７ＲＬと一体に回転し、ホイールシリンダ１９の押圧力がブレーキパッドを押し当てると、その摩擦力によって制動力を発生する。
ホイールシリンダ１９は、各車輪に設置されたブレーキパッドを、ブレーキディスク１８に押し当てる押圧力を発生する。
圧力制御ユニット２０は、コントロール／駆動回路ユニット２６の指示に従って、各車輪に設置したホイールシリンダ１９の圧力を制御する。
The
The
The
車両状態パラメータ取得部２１は、車輪速センサ２４ＦＲ，２４ＦＬ，２４ＲＲ，２４ＲＬから出力される車輪の回転速度を示すパルス信号を基に車速を取得する。また、車両状態パラメータ取得部２１は、車速と各車輪の回転速度とを基に、各車輪のスリップ率を取得する。そして、車両状態パラメータ取得部２１は、取得した各パラメータをコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
The vehicle state
車輪速センサ２４ＦＲ，２４ＦＬ，２４ＲＲ，２４ＲＬは、各車輪の回転速度を示すパルス信号を、車両状態パラメータ取得部２１およびコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
コントロール／駆動回路ユニット２６は、自動車１全体を制御するものであり、各部に設置したセンサから入力する信号を基に、入力側ステアリング軸３の操舵反力、前輪の転舵角、あるいはメカニカルバックアップ２７の連結について、各種制御信号を、操舵反力アクチュエータ６、転舵アクチュエータ８、あるいはメカニカルバックアップ２７等に出力する。
The wheel speed sensors 24FR, 24FL, 24RR, 24RL output a pulse signal indicating the rotational speed of each wheel to the vehicle state
The control /
また、コントロール／駆動回路ユニット２６は、各センサによる検出値を使用目的に応じた値に換算する。例えば、コントロール／駆動回路ユニット２６は、操舵反力アクチュエータ角度センサ７によって検出された回転角度を操舵入力角度に換算したり、転舵アクチュエータ角度センサ９によって検出された回転角度を車輪の転舵角に換算したり、ピニオン角度センサ１３によって検出されたピニオンギア１２の回転角度を車輪の転舵角に換算したりする。
Further, the control /
なお、コントロール／駆動回路ユニット２６は、ハンドル角度センサ４によって検出された入力側ステアリング軸３の回転角度、操舵反力アクチュエータ角度センサ７によって検出された操舵反力アクチュエータ６の回転角度、転舵アクチュエータ角度センサ９によって検出された転舵アクチュエータ８の回転角度、および、ピニオン角度センサ１３によって検出されたピニオンギア１２の回転角度を監視し、これらの関係を基に、操舵系統におけるフェールの発生を検出することができる。そして、操舵系統におけるフェールを検出すると、コントロール／駆動回路ユニット２６は、メカニカルバックアップ２７に対し、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とを連結させる指示信号を出力する。
Note that the control /
メカニカルバックアップ２７は、コントロール／駆動回路ユニット２６の指示に従って、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とを連結し、入力側ステアリング軸３から出力側ステアリング軸１０への力の伝達を確保する機構である。ここで、メカニカルバックアップ２７に対しては、通常時には、コントロール／駆動回路ユニット２６から、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とを連結しない状態を指示している。そして、操舵系統におけるフェールの発生により、ハンドル角度センサ４、操舵トルクセンサ５および転舵アクチュエータ８等を介することなく操舵操作を行う必要が生じた場合に、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とを連結させる指示が入力する。
なお、メカニカルバックアップ２７は、例えばケーブル式ステアリング機構等によって構成することができる。
The
The
図２は、第１実施形態に係るサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す斜視図である。図３は、図２のサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す平面図である。図４は、図２のサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す（ａ）部分正面図および（ｂ）部分側面図である。図５は、図２のサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す（ａ）部分平面図（左前輪）および（ｂ）タイヤ接地面（右前輪）を示す図である。
FIG. 2 is a perspective view schematically showing the configuration of the
図２から図５に示すように、サスペンション装置１Ｂは、ホイールハブ機構ＷＨに取り付けられた車輪１７ＦＲ，１７ＦＬを懸架するコンプレッション型のサスペンション装置であり、車輪１７ＦＲ，１７ＦＬを回転自在に支持する車軸（アクスル）３２を有するアクスルキャリア３３、車体側の支持部から車体幅方向に配置されてアクスルキャリア３３に連結する複数のリンク部材、及びコイルスプリング等のバネ部材３４を備えている。
As shown in FIGS. 2 to 5, the
複数のリンク部材は、ロアリンク部材であるトランスバースリンク（トランスバースリンク部材）３７とコンプレッションリンク（コンプレッションリンク部材）３８、タイロッド（タイロッド部材）１５、および、ストラット（バネ部材３４およびショックアブソーバ４０）から構成されている。本実施形態において、サスペンション装置１Ｂはストラット式のサスペンションであり、バネ部材３４およびショックアブソーバ４０が一体となったストラットの上端が、車軸３２より上方に位置する車体側の支持部に連結する（以下、ストラットの上端を適宜「アッパーピボット点」と称する。）。
The plurality of link members include a lower link member (transverse link member) 37, a compression link (compression link member) 38, a tie rod (tie rod member) 15, and a strut (
ロアリンクを構成するトランスバースリンク３７とコンプレッションリンク３８は、車軸３２より下方に位置する車体側の支持部とアクスルキャリア３３の下端とを連結する。本実施形態において、トランスバースリンク３７とコンプレッションリンク３８とは、独立した部材からなるＩアームとなっている。これらトランスバースリンク３７およびコンプレッションリンク３８は、車体側と各１箇所の支持部で連結し、車軸３２側と各１箇所の取り付け部で連結している。さらに、本実施形態におけるトランスバースリンク３７とコンプレッションリンク３８とは、互いに交差した状態で車体１Ａと車軸３２側（アクスルキャリア３３）とを連結する（以下、トランスバースリンク３７とコンプレッションリンク３８とが構成する仮想リンクの交点を適宜「ロアピボット点」と称する。）。
The
これらロアリンクのうち、トランスバースリンク３７は、車軸と略平行に設置してあり、車両上面視において、トランスバースリンク３７の車輪側支持点Ｔａは、車輪中心（車軸）よりも車両前後方向後側となっている。また、コンプレッションリンク３８は、トランスバースリンク３７よりも車軸に対して傾斜（車輪側支持点がより前側、車体側支持点がより後側となる向きに配置）させて設置してある。そして、コンプレッションリンク３８の車輪側支持点Ｃａは、車輪中心よりも車両前後方向前側となっている。また、トランスバースリンク３７の車体側支持点Ｔｂは、コンプレッションリンク３８の車輪側支持点Ｃａよりも車両前後方向後側となっている。また、コンプレッションリンク３８の車体側支持点Ｃｂは、トランスバースリンク３７の車輪側支持点Ｔａよりも車両前後方向後側となっている。
Among these lower links, the
このようなリンク配置とした場合、車輪に入力する横力を主にトランスバースリンク３７に受け持たせることができる。また、上記リンク配置では、トランスバースリンク３７の車体側支持点Ｔｂを車輪中心よりも車両前後方向前側に位置させている。そのため、車輪に横力（車両内向きの力）が入力したとき、トランスバースリンク３７の車輪側支持点Ｔａは車両内向きに移動し、コンプレッションリンク３８の車輪側支持点Ｃａは車両外向きに移動する。したがって、入力する横力に対して、車輪をトーアウト方向に向けるコンプライアンスステアを実現することができる。
In such a link arrangement, the
タイロッド１５は、車軸３２の下側に位置して、ステアリングラック部材１４とアクスルキャリア３３を連結し、ステアリングラック部材１４は、ステアリングホイール２から入力した回転力（操舵力）を伝達して転舵用の軸力を発生させる。従って、タイロッド１５により、ステアリングホイール２の回転に応じてアクスルキャリア３３に車幅方向の軸力が加わり、アクスルキャリア３３を介して車輪１７ＦＲ，１７ＦＬを転舵する。
The
本願発明においては、図５（ｂ）に示すように、上記サスペンション装置１Ｂのキングピン軸を、キャスタトレイルがタイヤ接地面内に位置するよう設定している。より具体的には、本実施形態におけるサスペンション装置１Ｂでは、キャスタ角をゼロに近い値とし、キャスタトレイルがゼロに近づくようにキングピン軸を設定している。これにより、転舵時のタイヤ捻りトルクを低減でき、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。また、スクラブ半径はゼロ以上のポジティブスクラブとしている。これにより、転舵時のタイヤ横滑り角に対し、スクラブ半径分のキャスタトレイルが生じることから、直進性を確保することができる。
In the present invention, as shown in FIG. 5B, the king pin shaft of the
また、本願発明においては、ロアリンク部材であるトランスバースリンク３７およびコンプレッションリンク３８は、互いに交差した状態で車体１Ａと車軸３２側（アクスルキャリア３３下端）を連結している。これにより、トランスバースリンク３７およびコンプレッションリンク３８が交差していない構造に比べて、キングピン傾角を小さくすることができると共に、スクラブ半径をポジティブスクラブ側に大きくすることができる。そのため、転舵時のタイヤ捻りトルクを小さくでき、転舵に要するラック軸力を低減できる。さらに、本願発明においては、転舵時に車輪に働く横力によって、仮想ロアピボット点が車体内側に移動するため、セルフアライニングトルク（ＳＡＴ）による直進性を高めることができる。
In the present invention, the
以下、サスペンション装置１Ｂにおけるサスペンションジオメトリについて詳細に検討する。
（ラック軸力成分の分析）
図６は、転舵時におけるラックストロークとラック軸力との関係を示す図である。
図６に示すように、ラック軸力成分には、主にタイヤの捻りトルクと、車輪の持ち上げトルクとが含まれ、これらのうち、タイヤの捻りトルクが支配的である。
したがって、タイヤの捻りトルクを小さくすることで、ラック軸力を低減することができることとなる。
Hereinafter, the suspension geometry in the
(Analysis of rack axial force component)
FIG. 6 is a diagram illustrating the relationship between the rack stroke and the rack axial force during steering.
As shown in FIG. 6, the rack axial force component mainly includes a tire twisting torque and a wheel lifting torque. Of these, the tire twisting torque is dominant.
Therefore, the rack axial force can be reduced by reducing the torsional torque of the tire.
（タイヤの捻りトルク最小化）
図７は、転舵時におけるタイヤ接地面中心の軌跡を示す図である。
図７においては、転舵時におけるタイヤ接地面中心の移動量が大きい場合と小さい場合とを併せて示している。
上記ラック軸力成分の分析結果より、ラック軸力を低減するためには、転舵時のタイヤ捻りトルクを最小化することが有効である。
転舵時のタイヤ捻りトルクを最小化するためには、図７に示すように、タイヤ接地面中心の軌跡をより小さくすれば良い。
即ち、タイヤ接地面中心とキングピン接地点を一致させることで、タイヤ捩りトルクを最小化できる。
具体的には、キャスタトレイル０ｍｍ、スクラブ半径０ｍｍ以上とすることが有効である。
(Minimizing tire twisting torque)
FIG. 7 is a diagram illustrating a trajectory of the center of the tire ground contact surface at the time of turning.
In FIG. 7, the case where the movement amount of the tire ground contact surface center at the time of turning is large and the case where it is small are shown together.
From the analysis result of the rack axial force component, in order to reduce the rack axial force, it is effective to minimize the tire twisting torque at the time of turning.
In order to minimize the tire twisting torque at the time of turning, as shown in FIG. 7, the locus at the center of the tire contact surface may be made smaller.
That is, the tire torsion torque can be minimized by matching the center of the tire contact surface with the kingpin contact point.
Specifically, it is effective to set the caster trail to 0 mm and the scrub radius to 0 mm or more.
（キングピン傾角の影響）
図８は、キングピン傾角とスクラブ半径とを軸とする座標において、ラック軸力の分布の一例を示す等値線図である。
図８においては、ラック軸力が小、中および大の３つの場合における等値線を例として示している。
タイヤ捻りトルク入力に対し、キングピン傾角が大きくなるほど、その回転モーメントが大きくなり、ラック軸力は大きくなる。したがって、キングピン傾角としては、一定の値より小さく設定することが望まれるが、スクラブ半径との関係から、例えばキングピン傾角１５度以下とすると、ラック軸力を望ましいレベルまで小さくすることができる。
(Effect of kingpin tilt angle)
FIG. 8 is an isoline diagram showing an example of rack axial force distribution in coordinates with the kingpin tilt angle and the scrub radius as axes.
FIG. 8 shows an example of isolines when the rack axial force is small, medium, and large.
As the kingpin tilt angle increases with respect to tire torsion torque input, the rotational moment increases and the rack axial force increases. Therefore, it is desirable to set the kingpin tilt angle to be smaller than a certain value, but from the relationship with the scrub radius, for example, if the kingpin tilt angle is 15 degrees or less, the rack axial force can be reduced to a desired level.
なお、図８における一点鎖線（境界線）で囲んだ領域は、旋回の限界領域において、横力が摩擦の限界を超える値と推定できるキングピン傾角１５度より小さく、かつ、上記タイヤ捻りトルクの観点から、スクラブ半径が０ｍｍ以上の領域を示している。本実施形態では、この領域（横軸においてキングピン傾角が１５度より減少する方向で、縦軸においてスクラブ半径がゼロより増加する方向）を、より設定に適した領域としている。ただし、スクラブ半径が負の領域であっても、他の条件を本実施形態で示すものとすることで、一定の効果を得るものとなる。 In addition, the area surrounded by the alternate long and short dash line (boundary line) in FIG. 8 is smaller than the kingpin inclination angle of 15 degrees at which the lateral force can be estimated to exceed the friction limit in the turning limit area, and is the viewpoint of the tire twisting torque. Thus, an area having a scrub radius of 0 mm or more is shown. In the present embodiment, this region (the direction in which the kingpin tilt angle decreases from 15 degrees on the horizontal axis and the direction in which the scrub radius increases from zero on the vertical axis) is a region that is more suitable for setting. However, even if the scrub radius is a negative region, a certain effect can be obtained by indicating other conditions in this embodiment.
具体的にスクラブ半径とキングピン傾角とを決定する場合には、例えば、図８に示すラック軸力の分布を示す等値線をｎ次曲線（ｎは２以上の整数）として近似し、上記一点鎖線で囲んだ領域の中から、ｎ次曲線の変曲点（またはピーク値）の位置によって定めた値を採用することができる。 Specifically, when determining the scrub radius and the kingpin tilt angle, for example, the isoline indicating the rack axial force distribution shown in FIG. 8 is approximated as an nth order curve (n is an integer of 2 or more), A value determined by the position of the inflection point (or peak value) of the n-th order curve from the region surrounded by the chain line can be adopted.
（具体的構成例）
次に、サスペンション装置１Ｂを実現する具体的な構成例について説明する。
図９は、サスペンション装置１Ｂをコンプレッション型のサスペンション装置によって構成した例を示す模式図である。
即ち、図９に示す例では、車両上面視でトランスバースリンク３７（テンションロッド）が車軸に沿い、コンプレッションリンク３８（コンプレッションロッド）が車軸から後方に延びた位置で車体と連結している。
(Specific configuration example)
Next, a specific configuration example for realizing the
FIG. 9 is a schematic diagram illustrating an example in which the
That is, in the example shown in FIG. 9, the transverse link 37 (tension rod) is connected to the vehicle body at a position where the transverse link 37 (tension rod) extends along the axle and the compression link 38 (compression rod) extends rearward from the axle when viewed from above the vehicle.
図９に示すように、コンプレッション型のサスペンション装置において、ロアリンク部材を互いに交差させたダブルピボット方式とした場合、各ロアリンク部材は、車体側支持点を中心に車両前方に回転することで旋回外輪としての転舵が可能となる（破線の状態）。このとき、仮想ロアピボット点は、ロアリンク部材が交差する点となるが、ロアリンク部材が交差していないサスペンション形式よりも車体内側に仮想ロアピボット点を形成できるため、初期スクラブ半径をポジティブスクラブ方向に大きくできる。 As shown in FIG. 9, in the compression type suspension device, when a double pivot system is used in which the lower link members intersect each other, each lower link member turns by rotating forward of the vehicle around the vehicle body side support point. Steering as an outer wheel is possible (in a broken line state). At this time, the virtual lower pivot point is the point where the lower link member intersects, but since the virtual lower pivot point can be formed inside the vehicle body rather than the suspension type where the lower link member does not intersect, the initial scrub radius is set in the positive scrub direction. Can be big.
図９に示すコンプレッション型のサスペンション装置では、転舵時におけるコンプレッションロッドの回転角が大きいため、仮想ロアピボット点は車体内側に移動する。この場合、車両上面視において、タイヤ前後方向におけるタイヤ中心線から仮想ロアピボット点までの距離に着目すると、仮想ロアピボット点がタイヤ中心線よりも車体内側方向に移動するため、スクラブ半径はポジティブスクラブ方向に大きくなる。したがって、コンプレッション型のサスペンション装置では、本発明を適用すると、旋回外輪としての転舵を行うことにより、ラック軸力は小さくなる。 In the compression-type suspension device shown in FIG. 9, since the rotation angle of the compression rod at the time of turning is large, the virtual lower pivot point moves to the inside of the vehicle body. In this case, when focusing on the distance from the tire center line to the virtual lower pivot point in the tire longitudinal direction in the vehicle top view, the virtual lower pivot point moves inward of the vehicle body from the tire center line, so the scrub radius is in the positive scrub direction. growing. Therefore, in the compression-type suspension device, when the present invention is applied, the rack axial force is reduced by turning as a turning outer wheel.
ちなみに、ロアリンク部材が交差していないコンプレッション型のサスペンション装置の場合、転舵時におけるコンプレッションロッドの回転角が大きいため、仮想ロアピボット点は車体外側に移動する。この場合、車両上面視において、タイヤ前後方向におけるタイヤ中心線から仮想ピボット点までの距離が、タイヤ中心線よりも車両外側に位置しているため、スクラブ半径は、ネガティブスクラブ方向に大きくなる。したがって、転舵を行うことにより、ラック軸力は大きくなる。
また、図９に示す例では、車両上面視において、転舵時に車輪中心は旋回内側に移動する。そのため、本実施形態のように、ラック軸１４を車軸より前に位置させることで、ラック軸力を低減させる効果をさらに高めることができる。
Incidentally, in the case of a compression-type suspension device in which the lower link members do not intersect, the rotation angle of the compression rod at the time of turning is large, so the virtual lower pivot point moves to the outside of the vehicle body. In this case, since the distance from the tire center line to the virtual pivot point in the tire front-rear direction in the vehicle top view is located on the vehicle outer side than the tire center line, the scrub radius increases in the negative scrub direction. Therefore, the rack axial force is increased by performing the steering.
In the example shown in FIG. 9, the wheel center moves to the inside of the turn when turning in the vehicle top view. Therefore, the effect of reducing the rack axial force can be further enhanced by positioning the
図１０は、ロアリンク部材が交差していないコンプレッション型のサスペンション装置および本発明の場合におけるトー角とスクラブ半径との関係を示す図である。
図１０に示すように、本発明の場合、ロアリンク部材を交差させていない場合に比べて、中立位置（トー角が０）付近でのスクラブ半径をより大きくできる。また、旋回外輪となる転舵角が大きくなる方向（図１０における−方向）では、スクラブ半径がより大きくなり、ラック軸力をより小さくできる。
FIG. 10 is a view showing the relationship between the toe angle and the scrub radius in the case of the compression type suspension device in which the lower link members do not intersect with each other and the present invention.
As shown in FIG. 10, in the case of the present invention, the scrub radius near the neutral position (toe angle is 0) can be made larger than in the case where the lower link members are not crossed. Further, in the direction (the minus direction in FIG. 10) in which the turning angle that becomes the turning outer wheel becomes larger, the scrub radius becomes larger and the rack axial force can be made smaller.
（ポジティブスクラブによる直進性確保）
図１１は、ポジティブスクラブとした場合のセルフアライニングトルクを説明する概念図である。
図１１に示すように、タイヤに働く復元力（セルフアライニングトルク）は、キャスタトレイル、ニューマチックトレイルの和に比例して大きくなる。
ここで、ポジティブスクラブの場合、キングピン軸の接地点から、タイヤ接地中心を通るタイヤの横すべり角β方向の直線に下ろした垂線の足の位置によって定まるホイールセンタからの距離εc（図１１参照）をキャスタートレイルとみなすことができる。
(Ensuring straightness by positive scrub)
FIG. 11 is a conceptual diagram for explaining the self-aligning torque in the case of a positive scrub.
As shown in FIG. 11, the restoring force (self-aligning torque) acting on the tire increases in proportion to the sum of the caster trail and the pneumatic trail.
Here, in the case of positive scrubbing, the distance εc from the wheel center (see FIG. 11) determined by the position of the foot of the perpendicular line drawn from the grounding point of the kingpin shaft to the straight line in the side slip angle β direction of the tire passing through the tire grounding center It can be regarded as a caster trail.
そのため、ポジティブスクラブのスクラブ半径が大きければ大きいほど、転舵時にタイヤに働く復元力は大きくなる。
本実施形態においては、キングピン軸の設定をポジティブスクラブとすると共に、ロアリンク部材を交差させない場合に比べて、初期スクラブ半径を大きく確保できることで、キャスタ角を０に近づけることによる直進性への影響を低減するものである。また、ステアバイワイヤ方式を採用していることから、転舵アクチュエータ８によって最終的に目的とする直進性を確保することができる。
Therefore, the greater the scrub radius of the positive scrub, the greater the restoring force acting on the tire during turning.
In the present embodiment, the setting of the kingpin axis is positive scrub and the initial scrub radius can be secured larger than when the lower link member is not crossed. Is reduced. In addition, since the steer-by-wire system is adopted, it is possible to ensure the final straightness by the steered actuator 8.
（作用）
次に、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂの作用について説明する。
本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂでは、２つのロアリンク部材をＩアームとしている。そして、トランスバースリンク３７をアクスルキャリア３３から車幅方向に沿って設置し、コンプレッションリンク３８をトランスバースリンク３７と交差する状態で、アクスルキャリア３３の下端から車両後方側に斜行させて設置している。具体的には、トランスバースリンク３７の車輪側支持点Ｔａは、車輪中心よりも車両前後方向後側、コンプレッションリンク３８の車輪側支持点Ｃａは、車輪中心よりも車両前後方向前側となっている。また、トランスバースリンク３７の車体側支持点Ｔｂは、コンプレッションリンク３８の車輪側支持点Ｃａよりも車両前後方向後側、コンプレッションリンク３８の車体側支持点Ｃｂは、トランスバースリンク３７の車輪側支持点Ｔａよりも車両前後方向後側となっている。
(Function)
Next, the operation of the
In the
上記サスペンション構造とした場合、操舵時等に車輪に入力する横力をトランスバースリンク３７により多く負担させることができる。また、旋回外輪となったときに、車両内向きの横力が入力した場合、トランスバースリンク３７が車両内側、コンプレッションリンク３８が車両外側に回転することにより、車輪にトーアウト特性を持たせることができる。
In the case of the above suspension structure, the
また、上記サスペンション構造において、各ロアリンク部材について車体側支持点と車輪側支持点とを結ぶ直線を仮想する。すると、それら直線の交点が、ロアリンクの仮想ロアピボット点となる。この仮想ロアピボット点と、ストラット上端によって構成されるアッパーピボット点とを結ぶ直線がキングピン軸となる。
本実施形態では、このキングピン軸をキャスタトレイルがタイヤ接地面内に位置する設定としている。
In the suspension structure, a straight line connecting the vehicle body side support point and the wheel side support point is assumed for each lower link member. Then, the intersection of these straight lines becomes the lower link virtual lower pivot point. A straight line connecting the virtual lower pivot point and the upper pivot point formed by the upper end of the strut is a kingpin axis.
In the present embodiment, this kingpin axis is set so that the caster trail is located within the tire ground contact surface.
例えば、キングピン軸の設定を、キャスタ角０度、キャスタトレイル０ｍｍ、スクラブ半径０ｍｍ以上のポジティブスクラブとしている。また、キングピン傾角については、スクラブ半径をポジティブスクラブとできる範囲で、より小さい角度となる範囲（例えば１５度以下）で設定する。
このようなサスペンションジオメトリとすることにより、転舵時におけるタイヤ接地面中心の軌跡がより小さいものとなり、タイヤ捻りトルクを低減できる。
For example, the kingpin axis is set to a positive scrub with a caster angle of 0 degrees, a caster trail of 0 mm, and a scrub radius of 0 mm or more. The kingpin inclination angle is set within a range where the scrub radius can be a positive scrub and a smaller angle (for example, 15 degrees or less).
By setting it as such a suspension geometry, the locus | trajectory of the tire ground-contact surface center at the time of steering becomes smaller, and a tire torsion torque can be reduced.
そのため、ラック軸力をより小さいものとできることから、キングピン軸周りのモーメントをより小さくでき、転舵アクチュエータ８の出力を低減することができる。また、より小さい力で車輪の向きを制御できる。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
本実施形態におけるサスペンション装置１Ｂでは、２つのロアリンク部材を交差させて設置しているため、仮想ロアピボット点をタイヤ接地面中心よりも車体内側に配置し易い構造となっている。
Therefore, since the rack axial force can be made smaller, the moment around the kingpin axis can be made smaller, and the output of the steering actuator 8 can be reduced. Moreover, the direction of the wheel can be controlled with a smaller force. That is, maneuverability and stability can be improved.
In the
そのため、キングピン傾角を０度に近づけ易くなるとともに、スクラブ半径をポジティブスクラブ側に大きく取ることが容易となる。
また、キャスタ角を０度、キャスタトレイルを０ｍｍとしたことに伴い、サスペンション構造上の直進性に影響が生じる可能性があるところ、ポジティブスクラブに設定することにより、その影響を軽減している。さらに、転舵アクチュエータ８による制御と併せて、直進性を確保している。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
Therefore, it becomes easy to make the kingpin inclination angle close to 0 degrees, and it becomes easy to make the scrub radius large on the positive scrub side.
Moreover, there is a possibility that the straightness on the suspension structure may be affected by setting the caster angle to 0 degrees and the caster trail to 0 mm. However, by setting the positive scrub, the influence is reduced. Further, in addition to the control by the steering actuator 8, the straightness is ensured. That is, maneuverability and stability can be improved.
また、キングピン傾角を一定の範囲に制限したことに対しては、転舵アクチュエータ８での転舵を行うところ、運転者が操舵操作に重さを感じることを回避できる。また、路面からの外力によるキックバックについても、転舵アクチュエータ８によって外力に対抗できるため、運転者への影響を回避できる。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。 In addition, when the kingpin tilt angle is limited to a certain range, when the steering actuator 8 performs steering, it is possible to avoid the driver from feeling heavy in the steering operation. Further, the kickback due to the external force from the road surface can be countered by the steering actuator 8, so that the influence on the driver can be avoided. That is, maneuverability and stability can be improved.
以上のように、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂでは、トランスバースリンク３７を車軸と略平行に設置し、車両上面視において、コンプレッションリンク３８をトランスバースリンク３７と交差させて配置した。そのため、仮想ロアピボット点を車幅方向において車体内側に近づけることができる。そして、この仮想ロアピボット点が定義するキングピン軸をキングピン傾角が小さいものとし、タイヤ接地面内にキャスタトレイルが位置する設定としたため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
As described above, in the
したがって、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できるため、操縦性・安定性を向上させることができる。
また、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる結果、ステアリングラック部材１４およびタイロッド１５に加わる負荷を低減でき、部材を簡素化することができる。
Accordingly, the steering can be performed with a smaller rack axial force, and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force, so that the maneuverability and stability can be improved.
Further, since the moment around the kingpin axis can be further reduced, the load applied to the
また、ステアバイワイヤを実現するための転舵アクチュエータ８として、駆動能力のより低いものを用いることができ、車両の低コスト化および軽量化を図ることができる。
例えば、従来のステアバイワイヤ方式のサスペンション装置と比較した場合、本発明の構成では、主にロアリンク部材の簡素化と転舵アクチュエータ８の小型化によって、重量において約１０％、コストにおいて約５０％を低減することができる。
Further, as the steering actuator 8 for realizing the steer-by-wire, one having a lower driving ability can be used, and the cost and weight of the vehicle can be reduced.
For example, when compared with a conventional steer-by-wire type suspension device, the configuration of the present invention is approximately 10% in weight and approximately 50% in cost mainly due to simplification of the lower link member and downsizing of the steering actuator 8. Can be reduced.
また、転舵時においてキャスタトレイルが増加する構造であるため、高い横加速度が発生する旋回において、転舵角の切れ増しが生ずることを抑制できる。
また、転舵時に車輪に働く横力によって、仮想ロアピボット点が車体内側に移動するため、スクラブ半径が増大し、セルフアライニングトルク（ＳＡＴ）による直進性を高めることができる。
さらに、ロアリンク部材を交差させて設置することにより、ロアリンク部材の支持点を車輪中心に近い位置とできるため、アクスルキャリア３３の重量を低減することができる。
Further, since the caster trail is increased at the time of turning, it is possible to suppress the turning angle from being increased during turning in which high lateral acceleration is generated.
Further, since the virtual lower pivot point moves to the inner side of the vehicle body due to the lateral force acting on the wheel at the time of turning, the scrub radius is increased, and the straightness by the self-aligning torque (SAT) can be improved.
Further, by installing the lower link members so as to intersect with each other, the support point of the lower link member can be located close to the center of the wheel, so that the weight of the
図１２は、本発明におけるキングピン傾角とスクラブ半径との関係を模式的に示す図である。なお、図１２においては、本発明を上記コンプレッション型とした場合に加え、本発明をテンション型とした場合、比較例として、ロアリンク部材を交差させない構造のコンプレッション型およびテンション型（第２実施形態参照）とした場合、さらに、シングルピボット方式とした場合を併せて示している。 FIG. 12 is a diagram schematically showing the relationship between the kingpin tilt angle and the scrub radius in the present invention. In FIG. 12, in addition to the case where the present invention is the compression type, when the present invention is a tension type, as a comparative example, a compression type and a tension type having a structure in which the lower link members are not crossed (second embodiment). In addition, the case of the single pivot method is also shown.
図１２に示すように、本発明をコンプレッション型およびテンション型として実現した場合、シングルピボット方式およびロアリンク部材を交差させないダブルピボット方式の各方式に比べ、キングピン傾角を０度に近いものとできると共に、スクラブ半径をポジティブスクラブ側により大きくすることが可能となっている。
特に、本発明をコンプレッション型として実現すると、キングピン傾角を０度に近づける効果、および、スクラブ半径をポジティブスクラブ側により大きくする効果という点で、より高い効果を奏するものとなる。
As shown in FIG. 12, when the present invention is realized as a compression type and a tension type, the kingpin inclination angle can be close to 0 degrees compared to the single pivot method and the double pivot method in which the lower link members are not intersected. The scrub radius can be increased on the positive scrub side.
In particular, when the present invention is realized as a compression type, a higher effect can be achieved in terms of an effect of bringing the kingpin inclination angle close to 0 degrees and an effect of increasing the scrub radius toward the positive scrub side.
また、本発明においては、トランスバースリンク３７を、車軸と略平行に設置し、車両上面視において、トランスバースリンク３７の車輪側支持点Ｔａを、車輪中心よりも車両前後方向後側としている。また、コンプレッションリンク３８を、トランスバースリンク３７よりも車軸に対して傾斜（車輪側支持点がより前側、車体側支持点がより後側となる向きに配置）させて設置している。そして、コンプレッションリンク３８の車輪側支持点Ｃａを、車輪中心よりも車両前後方向前側としている。また、トランスバースリンク３７の車体側支持点Ｔｂを、コンプレッションリンク３８の車輪側支持点Ｃａよりも車両前後方向後側としている。また、コンプレッションリンク３８の車体側支持点Ｃｂを、トランスバースリンク３７の車輪側支持点Ｔａよりも車両前後方向後側としている。
Further, in the present invention, the
このようなリンク配置とした場合、車輪に入力する横力を主にトランスバースリンク３７に受け持たせることができる。また、上記リンク配置では、トランスバースリンク３７の車体側支持点Ｔｂを車輪中心よりも車両前後方向前側に位置させている。そのため、車輪に横力（車両内向きの力）が入力したとき、トランスバースリンク３７の車輪側支持点Ｔａは車両内向きに移動し、コンプレッションリンク３８の車輪側支持点Ｃａは車両外向きに移動する。したがって、入力する横力に対して、車輪をトーアウト方向に向けるコンプライアンスステアを実現することができる。
In such a link arrangement, the
図１３は、本発明に係るサスペンション装置１Ｂと比較例とにおける（ａ）横力コンプライアンスステアおよび（ｂ）横剛性を示す図である。
図１３において、比較例として、ロアリンク部材が交差していないコンプレッション型のサスペンションを想定している。
図１３に示すように、本発明に係るサスペンション装置１Ｂの構成とした場合（図１３中の実線）、比較例（図１３中の破線）に対し、横力コンプライアンスステアは３５％向上し、横剛性は２９％向上している。
なお、本実施形態において、車輪１７ＦＲ，１７ＦＬ，１７ＲＲ，１７ＲＬがタイヤホイール、タイヤおよびホイールハブ機構ＷＨに対応し、トランスバースリンク３７がトランスバースリンク部材に対応し、コンプレッションリンク３８がコンプレッションリンク部材に対応する。
FIG. 13 is a diagram showing (a) lateral force compliance steer and (b) lateral stiffness in the
In FIG. 13, a compression type suspension in which the lower link members do not intersect is assumed as a comparative example.
As shown in FIG. 13, when the
In the present embodiment, the wheels 17FR, 17FL, 17RR, and 17RL correspond to the tire wheel, the tire and the wheel hub mechanism WH, the
（第１実施形態の効果）
（１）車軸よりも車両上下方向の下側においてホイールハブ機構ＷＨと車体とを連結し、車軸に沿って配置したトランスバースリンク部材を備える。また、車体との連結部がトランスバースリンク部材と車体との連結部よりも車両前後方向後方に位置すると共に、ホイールハブ機構ＷＨとの連結部がトランスバースリンク部材とホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両前後方向前方に位置するコンプレッションリンク部材を備える。
(Effect of 1st Embodiment)
(1) The wheel hub mechanism WH and the vehicle body are connected below the vehicle axle in the vertical direction of the vehicle, and a transverse link member disposed along the axle is provided. The connecting portion with the vehicle body is located behind the connecting portion between the transverse link member and the vehicle body in the longitudinal direction of the vehicle, and the connecting portion with the wheel hub mechanism WH is the connection between the transverse link member and the wheel hub mechanism WH. A compression link member positioned in front of the vehicle front-rear direction.
これにより、仮想ロアピボット点を車幅方向において車体内側に近づけることができるため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
そのため、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。
したがって、車両用サスペンション装置において操舵時のラック軸力を低減することが可能となる。
As a result, the virtual lower pivot point can be brought closer to the inside of the vehicle body in the vehicle width direction, so that the moment around the kingpin axis can be further reduced.
Therefore, the steering can be performed with a smaller rack axial force, and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force.
Therefore, the rack axial force during steering can be reduced in the vehicle suspension apparatus.
（２）トランスバースリンク部材とホイールハブ機構ＷＨとの連結部は車軸よりも車両前後方向後方に位置し、車体との連結部は車軸よりも車両前後方向前方に位置する。
したがって、旋回外輪としての横力が入力したとき、トランスバースリンク部材とホイールハブ機構ＷＨとの連結部を車両内向きに移動させることができるため、旋回外輪にトーアウト特性を与えることができる。
（３）トランスバースリンク部材と車体との連結部は、コンプレッションリンク部材とホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両前後方向後方に位置する。
したがって、トランスバースリンク部材を車軸に略平行としつつ、横力が入力した場合の回転方向を一方向に定めることができる。
(2) The connecting portion between the transverse link member and the wheel hub mechanism WH is located rearward in the vehicle front-rear direction with respect to the axle, and the connecting portion with the vehicle body is located forward in the vehicle front-rear direction relative to the axle.
Therefore, when the lateral force as the turning outer wheel is input, the connecting portion between the transverse link member and the wheel hub mechanism WH can be moved inward of the vehicle, so that a toe-out characteristic can be given to the turning outer wheel.
(3) The connecting portion between the transverse link member and the vehicle body is located rearward in the vehicle front-rear direction than the connecting portion between the compression link member and the wheel hub mechanism WH.
Therefore, it is possible to determine the direction of rotation when a lateral force is input in one direction while making the transverse link member substantially parallel to the axle.
（４）コンプレッションリンク部材とホイールハブ機構ＷＨとの連結部は車軸より車両前後方向前方に位置し、車体との連結部はトランスバースリンク部材とホイールハブ機構ＷＨとの連結部より車両前後方向後方に位置する。
このような構成により、コンプレッションリンク部材の車軸に対する傾斜角を大きくすることができ、仮想ロアピボット点の位置を車体内側により近づけることが可能となる。
（５）車両用サスペンション装置でステアバイワイヤシステムによる転舵輪を懸架することとした。
したがって、ステアバイワイヤシステムにおける転舵アクチュエータを利用して、本発明におけるキャスタトレイルの設定に対応する制御を行うことができ、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
(4) The connecting portion between the compression link member and the wheel hub mechanism WH is positioned in front of the vehicle front-rear direction from the axle, and the connecting portion with the vehicle body is rearward in the vehicle front-rear direction from the connecting portion between the transverse link member and the wheel hub mechanism WH. Located in.
With such a configuration, the inclination angle of the compression link member with respect to the axle can be increased, and the position of the virtual lower pivot point can be brought closer to the inside of the vehicle body.
(5) The steered wheel by the steer-by-wire system is suspended by the vehicle suspension device.
Therefore, the steering actuator in the steer-by-wire system can be used to perform control corresponding to the caster trail setting in the present invention, and the maneuverability and stability can be improved.
（６）車両上面視において、車体と車輪とを連結するトランスバースリンク部材およびコンプレッションリンク部材のうち、トランスバースリンク部材を車軸に沿って配置すると共に、コンプレッションリンク部材を車輪側の連結部がより前側かつ車体側の連結部がより後側となるようにトランスバースリンク部材と交差させて設置し、車両内向きの横力に対して、前記トランスバースリンク部材およびコンプレッションリンク部材の交点からなる前記仮想ロアピボット点を、車両内向きに移動させる。 (6) Among the transverse link member and the compression link member that connect the vehicle body and the wheel in a top view of the vehicle, the transverse link member is disposed along the axle, and the compression link member is more connected to the wheel side coupling portion. The cross section of the transverse link member and the compression link member are installed to intersect with the transverse link member so that the connecting portion on the front side and the vehicle body side is on the rear side. The virtual lower pivot point is moved inward of the vehicle.
これにより、仮想ロアピボット点を車幅方向において車体内側に近づけることができるため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
そのため、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。
したがって、車両用サスペンション装置において操舵時のラック軸力を低減することが可能となる。
As a result, the virtual lower pivot point can be brought closer to the inside of the vehicle body in the vehicle width direction, so that the moment around the kingpin axis can be further reduced.
Therefore, the steering can be performed with a smaller rack axial force, and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force.
Therefore, the rack axial force during steering can be reduced in the vehicle suspension apparatus.
（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態について説明する。
本実施形態に係る自動車１の機能構成は、第１実施形態における図１と同様である。
一方、本実施形態に係る自動車１は、サスペンション装置１Ｂの構成が第１実施形態と異なっている。
したがって、以下、サスペンション装置１Ｂの構成について説明する。
図１４は、第２実施形態に係るサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す斜視図である。図１５は、図１４のサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す平面図である。図１６は、図１４のサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す（ａ）部分正面図および（ｂ）部分側面図である。図１７は、図１４のサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す（ａ）部分平面図（左前輪）および（ｂ）タイヤ接地面（右前輪）を示す図である。
(Second Embodiment)
Next, a second embodiment of the present invention will be described.
The functional configuration of the
On the other hand, the
Therefore, the configuration of the
FIG. 14 is a perspective view schematically showing the configuration of the
図１４から図１７に示すように、サスペンション装置１Ｂは、ホイールハブ機構ＷＨに取り付けられた車輪１７ＦＲ，１７ＦＬを懸架するテンション型のサスペンション装置であり、車輪１７ＦＲ，１７ＦＬを回転自在に支持する車軸（アクスル）３２を有するアクスルキャリア３３、車体側の支持部から車体幅方向に配置されてアクスルキャリア３３に連結する複数のリンク部材、及びコイルスプリング等のバネ部材３４を備えている。
As shown in FIGS. 14 to 17, the
複数のリンク部材は、ロアリンク部材であるトランスバースリンク（トランスバースリンク部材）１３７とテンションリンク（テンションリンク部材）１３８、タイロッド（タイロッド部材）１５、および、ストラット（バネ部材３４およびショックアブソーバ４０）から構成されている。本実施形態において、サスペンション装置１Ｂはストラット式のサスペンションであり、バネ部材３４およびショックアブソーバ４０が一体となったストラットの上端が、車軸３２より上方に位置する車体側の支持部に連結する（以下、ストラットの上端を適宜「アッパーピボット点」と称する。）。
The plurality of link members include a transverse link (transverse link member) 137, a tension link (tension link member) 138, a tie rod (tie rod member) 15, and a strut (
ロアリンクを構成するトランスバースリンク１３７とテンションリンク１３８は、車軸３２より下方に位置する車体側の支持部とアクスルキャリア３３の下端とを連結する。本実施形態において、トランスバースリンク１３７とテンションリンク１３８とは、独立した部材からなるＩアームとなっている。これらトランスバースリンク１３７およびテンションリンク１３８は、車体側と各１箇所の支持部で連結し、車軸３２側と各１箇所の取り付け部で連結している。さらに、本実施形態におけるトランスバースリンク１３７とテンションリンク１３８とは、互いに交差した状態で車体１Ａと車軸３２側（アクスルキャリア３３）とを連結する（以下、トランスバースリンク１３７とテンションリンク１３８とが構成する仮想リンクの交点を適宜「ロアピボット点」と称する。）。
The
これらロアリンクのうち、トランスバースリンク１３７は、車軸と略平行に設置してあり、車両上面視において、トランスバースリンク１３７の車輪側支持点Ｔａは、車輪中心（車軸）よりも車両前後方向前側となっている。また、テンションリンク１３８は、トランスバースリンク３７よりも車軸に対して傾斜（車輪側支持点がより後側、車体側支持点がより前側となる向きに配置）させて設置してある。そして、テンションリンク１３８の車輪側支持点Ｃａは、車輪中心よりも車両前後方向後側となっている。また、トランスバースリンク１３７の車体側支持点Ｔｂは、テンションリンク１３８の車輪側支持点Ｃａよりも車両前後方向前側となっている。また、テンションリンク１３８の車体側支持点Ｃｂは、トランスバースリンク１３７の車輪側支持点Ｔａよりも車両前後方向前側となっている。
Among these lower links, the
このようなリンク配置とした場合、車輪に入力する横力を主にトランスバースリンク１３７に受け持たせることができる。また、上記リンク配置では、トランスバースリンク１３７の車体側支持点Ｔｂを車輪中心よりも車両前後方向後側に位置させている。そのため、車輪に横力（車両内向きの力）が入力したとき、トランスバースリンク１３７の車輪側支持点Ｔａは車両内向きに移動し、テンションリンク１３８の車輪側支持点Ｃａは車両外向きに移動する。したがって、入力する横力に対して、車輪をトーイン方向に向けるコンプライアンスステアを実現することができる。
In the case of such a link arrangement, the
タイロッド１５は、車軸３２の下側に位置して、ステアリングラック部材１４とアクスルキャリア３３を連結し、ステアリングラック部材１４は、ステアリングホイール２から入力した回転力（操舵力）を伝達して転舵用の軸力を発生させる。従って、タイロッド１５により、ステアリングホイール２の回転に応じてアクスルキャリア３３に車幅方向の軸力が加わり、アクスルキャリア３３を介して車輪１７ＦＲ，１７ＦＬを転舵する。
The
本願発明においては、図１７（ｂ）に示すように、上記サスペンション装置１Ｂのキングピン軸を、キャスタトレイルがタイヤ接地面内に位置するよう設定している。より具体的には、本実施形態におけるサスペンション装置１Ｂでは、キャスタ角をゼロに近い値とし、キャスタトレイルがゼロに近づくようにキングピン軸を設定している。これにより、転舵時のタイヤ捻りトルクを低減でき、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。また、スクラブ半径はゼロ以上のポジティブスクラブとしている。これにより、転舵時のタイヤ横滑り角に対し、スクラブ半径分のキャスタトレイルが生じることから、直進性を確保することができる。
In the present invention, as shown in FIG. 17B, the king pin shaft of the
また、本願発明においては、ロアリンク部材であるトランスバースリンク１３７およびテンションリンク１３８は、互いに交差した状態で車体１Ａと車軸３２側（アクスルキャリア３３下端）を連結している。これにより、トランスバースリンク１３７およびテンションリンク１３８が交差していない構造に比べて、初期キングピン傾角を小さくすることができると共に、初期スクラブ半径をポジティブスクラブ側に大きくすることができる。そのため、転舵時のタイヤ捻りトルクを小さくでき、転舵に要するラック軸力を低減できる。さらに、本願発明においては、転舵時に車輪に働く横力によって、仮想ロアピボット点が車体外側に移動するため、操舵応答性を高めることができる。
In the present invention, the
（具体的構成例）
図１８は、サスペンション装置１Ｂをテンション型のサスペンション装置によって構成した例を示す模式図である。
図１８に示すように、テンション型のサスペンション装置において、ロアリンク部材を互いに交差させたダブルピボット方式とした場合、各ロアリンク部材は、車体側支持点を中心に車両前方に回転することで旋回外輪としての転舵が可能となる（破線の状態）。このとき、仮想ロアピボット点は、ロアリンク部材が交差する点となるが、ロアリンク部材が交差していないサスペンション形式よりも車体内側に仮想ロアピボット点を形成できるため、初期スクラブ半径をポジティブスクラブ方向に大きくできる。
(Specific configuration example)
FIG. 18 is a schematic diagram illustrating an example in which the
As shown in FIG. 18, in a tension type suspension device, when a double pivot system is used in which lower link members intersect each other, each lower link member turns by rotating forward of the vehicle around a support point on the vehicle body side. Steering as an outer wheel is possible (in a broken line state). At this time, the virtual lower pivot point is the point where the lower link member intersects, but since the virtual lower pivot point can be formed inside the vehicle body rather than the suspension type where the lower link member does not intersect, the initial scrub radius is set in the positive scrub direction. Can be big.
図１８に示すテンション型のサスペンション装置では、転舵時におけるテンションロッドの回転角が大きいため、仮想ロアピボット点は車体外側に移動する。この場合、車両上面視において、タイヤ前後方向におけるタイヤ中心線から仮想ロアピボット点までの距離に着目すると、仮想ロアピボット点がタイヤ中心線よりも車体外側方向に移動するため、スクラブ半径はポジティブスクラブの範囲内でより小さくなる。したがって、テンション型のサスペンション装置では、本発明を適用すると、旋回外輪としての転舵を行うことにより、ラック軸力は大きくなるが、転舵しない場合の初期スクラブ半径は十分大きく取れているため、ロアリンク部材が交差していないテンション型のサスペンション装置に比べて、ラック軸力値は小さく設定できる。 In the tension type suspension device shown in FIG. 18, the virtual lower pivot point moves to the outside of the vehicle body because the rotation angle of the tension rod during turning is large. In this case, when focusing on the distance from the tire center line to the virtual lower pivot point in the tire longitudinal direction in the vehicle top view, the virtual lower pivot point moves to the vehicle body outer side direction than the tire center line, so the scrub radius is within the range of the positive scrub. Within smaller. Therefore, in the tension type suspension device, when the present invention is applied, the rack axial force is increased by turning as a turning outer wheel, but the initial scrub radius when not turning is sufficiently large. The rack axial force value can be set smaller than that of a tension type suspension device in which the lower link members do not intersect.
ちなみに、ロアリンク部材が交差していないテンション型のサスペンション装置の場合、転舵時におけるテンションロッドの回転角が大きいため、仮想ロアピボット点は車体内側に移動する。この場合、車両上面視において、タイヤ前後方向におけるタイヤ中心線から仮想ピボット点までの距離が、タイヤ中心線よりも車体内側に位置しているため、スクラブ半径は、ポジティブスクラブ方向に大きくなる。したがって、転舵を行うことにより、ラック軸力は小さくなる。しかしながら、仮想ロアピボット点は、各リンクの延長線上にあるため、転舵しない初期状態でのスクラブ半径が小さく、ラック軸力の大幅な低減につながりにくい。 Incidentally, in the case of a tension type suspension device in which the lower link members do not intersect, the virtual lower pivot point moves to the inside of the vehicle body because the rotation angle of the tension rod at the time of turning is large. In this case, the scrub radius increases in the positive scrub direction because the distance from the tire center line to the virtual pivot point in the front-rear direction of the tire is located on the vehicle body inner side than the tire center line in the vehicle top view. Therefore, the rack axial force is reduced by turning. However, since the virtual lower pivot point is on the extension line of each link, the scrub radius in the initial state where the steering is not performed is small, and it is difficult to significantly reduce the rack axial force.
また、図１８に示す例では、車両上面視において、転舵時に車輪中心は旋回外側に移動する。そのため、本実施形態では、ラック軸１４を車軸より後に位置させることとする。これにより、ラック軸力を低減させる効果をさらに高めることができる。
第１実施形態および第２実施形態において、本発明をコンプレッション型およびテンション型のリンク構造を有するサスペンション装置に適用するものとして説明したが、これら以外の方式のサスペンション装置にも同様に適用することができる。
なお、本実施形態において、車輪１７ＦＲ，１７ＦＬ，１７ＲＲ，１７ＲＬがタイヤホイール、タイヤおよびホイールハブ機構ＷＨに対応し、トランスバースリンク１３７が第１のリンク部材に対応し、テンションリンク１３８がテンションリンク部材に対応する。
Further, in the example shown in FIG. 18, the wheel center moves to the outside of the turn at the time of turning in the vehicle top view. For this reason, in this embodiment, the
In the first embodiment and the second embodiment, the present invention has been described as being applied to a suspension device having a compression type and a tension type link structure. However, the present invention can be similarly applied to suspension devices of other types. it can.
In the present embodiment, the wheels 17FR, 17FL, 17RR, and 17RL correspond to the tire wheel, the tire, and the wheel hub mechanism WH, the
（第２実施形態の効果）
（１）車軸よりも車両上下方向の下側においてホイールハブ機構ＷＨと車体とを連結し、車軸に沿って配置したトランスバースリンク部材を備える。また、車体との連結部が前記トランスバースリンク部材と車体との連結部よりも車両前後方向前方に位置すると共に、前記ホイールハブ機構ＷＨとの連結部が前記トランスバースリンク部材と前記ホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両前後方向後方に位置するテンションリンク部材を備える。
(Effect of 2nd Embodiment)
(1) The wheel hub mechanism WH and the vehicle body are connected below the vehicle axle in the vertical direction of the vehicle, and a transverse link member disposed along the axle is provided. In addition, the connecting portion with the vehicle body is positioned in front of the connecting portion between the transverse link member and the vehicle body in the vehicle front-rear direction, and the connecting portion with the wheel hub mechanism WH is the transverse link member and the wheel hub mechanism. A tension link member is provided that is located rearward in the vehicle front-rear direction with respect to the connecting portion with the WH.
これにより、仮想ロアピボット点の初期位置を車幅方向において車体内側に設定できるため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
そのため、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。
したがって、車両用サスペンション装置において操舵時のラック軸力を低減することが可能となる。
Thereby, since the initial position of the virtual lower pivot point can be set inside the vehicle body in the vehicle width direction, the moment around the kingpin axis can be further reduced.
Therefore, the steering can be performed with a smaller rack axial force, and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force.
Therefore, the rack axial force during steering can be reduced in the vehicle suspension apparatus.
（２）トランスバースリンク部材とホイールハブ機構ＷＨとの連結部は車軸よりも車両前後方向前方に位置し、車体との連結部は車軸よりも車両前後方向後方に位置する。
したがって、旋回外輪としての横力が入力したとき、トランスバースリンク部材とホイールハブ機構ＷＨとの連結部を車両内向きに移動させることができるため、旋回外輪にトーイン特性を与えることができる。
（３）トランスバースリンク部材と車体との連結部は、テンションリンク部材とホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両前後方向前方に位置する。
したがって、トランスバースリンク部材を車軸に略平行としつつ、横力が入力した場合の回転方向を一方向に定めることができる。
(2) The connecting portion between the transverse link member and the wheel hub mechanism WH is positioned in front of the vehicle front-rear direction with respect to the axle, and the connecting portion with the vehicle body is positioned rearward in the vehicle front-rear direction with respect to the axle.
Therefore, when the lateral force as the turning outer wheel is inputted, the connecting portion between the transverse link member and the wheel hub mechanism WH can be moved inward of the vehicle, so that the toe-in characteristic can be given to the turning outer wheel.
(3) The connecting portion between the transverse link member and the vehicle body is located forward of the connecting portion between the tension link member and the wheel hub mechanism WH in the vehicle front-rear direction.
Therefore, it is possible to determine the direction of rotation when a lateral force is input in one direction while making the transverse link member substantially parallel to the axle.
（４）テンションリンク部材とホイールハブ機構ＷＨとの連結部は車軸より車両前後方向後方に位置し、車体との連結部は前記トランスバースリンク部材とホイールハブ機構ＷＨとの連結部より車両前後方向前方に位置する。
このような構成により、テンションリンク部材の車軸に対する傾斜角を大きくすることができ、仮想ロアピボット点の位置を車体内側により近づけることが可能となる。
(4) The connecting portion between the tension link member and the wheel hub mechanism WH is located rearward in the vehicle longitudinal direction from the axle, and the connecting portion with the vehicle body is located in the vehicle longitudinal direction from the connecting portion between the transverse link member and the wheel hub mechanism WH. Located in front.
With such a configuration, the inclination angle of the tension link member with respect to the axle can be increased, and the position of the virtual lower pivot point can be brought closer to the inside of the vehicle body.
（５）車両上面視において、車体と車輪とを連結するトランスバースリンク部材およびテンションリンク部材のうち、トランスバースリンク部材を車軸に沿って配置すると共に、テンションリンク部材を車輪側の連結部がより後側かつ車体側の連結部がより前側となるようにトランスバースリンク部材と交差させて設置し、車両内向きの横力に対して、トランスバースリンク部材および前記テンションリンク部材の交点からなる仮想ロアピボット点を、車両外向きに移動させる。 (5) Among the transverse link member and the tension link member that connect the vehicle body and the wheel in a top view of the vehicle, the transverse link member is disposed along the axle, and the tension link member is more connected to the wheel side connecting portion. It is installed so as to intersect with the transverse link member so that the connecting portion on the rear side and the vehicle body side is on the front side, and a hypothesis consisting of the intersection of the transverse link member and the tension link member with respect to the lateral force inward of the vehicle Move the lower pivot point outward.
これにより、仮想ロアピボット点の初期位置を車幅方向において車体内側に設定できるため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
そのため、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。
したがって、車両用サスペンション装置において操舵時のラック軸力を低減することが可能となる。
Thereby, since the initial position of the virtual lower pivot point can be set inside the vehicle body in the vehicle width direction, the moment around the kingpin axis can be further reduced.
Therefore, the steering can be performed with a smaller rack axial force, and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force.
Therefore, the rack axial force during steering can be reduced in the vehicle suspension apparatus.
（応用例１）
第１および第２実施形態において、サスペンション装置１Ｂを転舵輪である前輪のサスペンション装置に適用する場合を例に挙げて説明したが、サスペンション装置１Ｂを非転舵輪である後輪のサスペンション装置に適用することも可能である。
この場合、転舵によって車両が旋回状態となり、後輪に横力が作用すると、その横力によって、テンションリンクおよびコンプレッションリンクが撓み、それらの車両上面視における交点が移動して、車体に対する車輪の向きが変化する（図９，１８参照）。即ち、車軸に沿うロアリンク部材は横力による前後方向への移動が少なく、車軸に対して前後方向に角度をもって設置した他方のロアリンク部材は横力による前後方向への移動が大きいものとなる。
この特性を利用して、目的とする横力コンプライアンスステアを実現することができる。
特に、第２実施形態におけるテンション型のサスペンション装置１Ｂは、旋回外輪をトーイン方向に向ける特性を実現できるため、後輪のサスペンション装置として利用すると効果的である。
(Application 1)
In the first and second embodiments, the case where the
In this case, when the vehicle is turned by turning and a lateral force acts on the rear wheel, the tension link and the compression link are deflected by the lateral force, and the intersection point in the vehicle top view moves, and the wheel against the vehicle body moves. The direction changes (see FIGS. 9 and 18). That is, the lower link member along the axle has less movement in the front-rear direction due to the lateral force, and the other lower link member installed at an angle in the front-rear direction with respect to the axle has a greater movement in the front-rear direction due to the lateral force. .
By utilizing this characteristic, a desired lateral force compliance steer can be realized.
In particular, the tension-
（効果）
車軸よりも車両上下方向の下側でホイールハブ機構ＷＨと車体とを連結する第１のリンク部材と第２のリンク部材とを車両上面視で交差させて配置した。
これにより、旋回時における横力によってリンク部材に撓みが生じ、車両上面視におけるリンク部材の交点が移動することにより、車体に対する車輪の向きを変化させることができる。
したがって、目的とする横力コンプライアンスステアを実現することができる。
(effect)
The first link member and the second link member, which connect the wheel hub mechanism WH and the vehicle body, are arranged below the axle in the vehicle vertical direction so as to intersect with each other when viewed from above the vehicle.
As a result, the link member bends due to the lateral force during turning, and the direction of the wheel relative to the vehicle body can be changed by moving the intersection of the link member when the vehicle is viewed from above.
Therefore, the target lateral force compliance steer can be realized.
（応用例２）
第１および第２実施形態において、サスペンション装置１Ｂを転舵輪である前輪のサスペンション装置に適用する場合を例に挙げて説明したが、サスペンション装置１Ｂを転舵輪である後輪のサスペンション装置に適用することも可能である。
この場合にも、第１実施形態と同様に、仮想ロアピボット点を車幅方向において車体内側に近づけることができる。そして、この仮想ロアピボット点が定義するキングピン軸を、タイヤ接地面内にキャスタトレイルが位置する設定としたため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
したがって、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できるため、操縦性・安定性を向上させることができる。
(Application example 2)
In the first and second embodiments, the case where the
Also in this case, similarly to the first embodiment, the virtual lower pivot point can be brought closer to the inside of the vehicle body in the vehicle width direction. Since the kingpin axis defined by the virtual lower pivot point is set so that the caster trail is located within the tire contact surface, the moment around the kingpin axis can be further reduced.
Accordingly, the steering can be performed with a smaller rack axial force, and the direction of the wheel can be controlled with a smaller force, so that the maneuverability and stability can be improved.
（応用例３）
第１および第２実施形態では、タイヤ接地面内にキャスタトレイルを設定するものとし、その一例として、キャスタトレイルをゼロに近い値とする場合について説明した。
これに対し、本応用例では、キャスタトレイルの設定条件をタイヤ接地面中心からタイヤ接地面の前端までの範囲に限定するものとする。
（効果）
キャスタトレイルをタイヤ接地面中心からタイヤ接地面の前端までに設定すると、直進性の確保と操舵操作の重さの低減を両立できる。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
(Application example 3)
In the first and second embodiments, the caster trail is set in the tire contact surface, and as an example, the case where the caster trail is set to a value close to zero has been described.
On the other hand, in this application example, the setting condition of the caster trail is limited to the range from the center of the tire contact surface to the front end of the tire contact surface.
(effect)
If the caster trail is set from the center of the tire contact surface to the front end of the tire contact surface, it is possible to ensure both straightness and a reduction in the weight of the steering operation. That is, maneuverability and stability can be improved.
（応用例４）
第１および第２実施形態においては、図８に示す座標平面において、一点鎖線で囲んだ領域を設定に適する領域として例に挙げた。これに対し、注目するラック軸力の等値線を境界線とし、その境界線が示す範囲より内側の領域（キングピン傾角の減少方向でスクラブ半径の増加方向）を設定に適する領域とすることができる。
（効果）
ラック軸力の最大値を想定して、その最大値以下の範囲にサスペンションジオメトリを設定することができる。
(Application 4)
In the first and second embodiments, in the coordinate plane shown in FIG. 8, the area surrounded by the alternate long and short dash line is taken as an example of the area suitable for setting. On the other hand, an isoline of the rack axial force of interest is used as a boundary line, and an area inside the range indicated by the boundary line (in the decreasing direction of the kingpin tilt angle and the increasing direction of the scrub radius) is set as an area suitable for setting. it can.
(effect)
Assuming the maximum value of the rack axial force, the suspension geometry can be set within the range below the maximum value.
（応用例５）
第１および第２実施形態および各応用例では、ステアバイワイヤ方式の操舵装置を備える車両にサスペンション装置１Ｂを適用する場合を例に挙げて説明したが、ステアバイワイヤ方式ではなく、機械的な操舵機構の操舵装置を備える車両にサスペンション装置１Ｂを適用することが可能である。
この場合、キングピン軸を上記検討結果に基づく条件に従って決定し、キャスタトレイルをタイヤ接地面内に設定した上で、機械的な操舵機構のリンク配置をそれに合わせて構成する。
（効果）
機械的な構造を有する操舵機構においても、キングピン周りのモーメントを低減して運転者に要する操舵力をより小さいものとでき、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
(Application example 5)
In the first and second embodiments and each application example, the case where the
In this case, the kingpin axis is determined according to the conditions based on the above examination results, the caster trail is set in the tire contact surface, and the link arrangement of the mechanical steering mechanism is configured accordingly.
(effect)
Even in a steering mechanism having a mechanical structure, it is possible to reduce the moment around the kingpin and reduce the steering force required by the driver, and to improve maneuverability and stability.
（応用例６）
第１実施形態、第２実施形態および各応用例においては、ストラット式のサスペンション装置に本発明を適用する場合を例に挙げて説明したが、アッパーアームを備える形式のサスペンション装置に本発明を適用することもできる。
この場合、アッパーアームとアクスルキャリアとの連結点がアッパーピボット点となる。
(Application example 6)
In the first embodiment, the second embodiment, and each application example, the case where the present invention is applied to a strut-type suspension apparatus has been described as an example. However, the present invention is applied to a suspension apparatus that includes an upper arm. You can also
In this case, the connection point between the upper arm and the axle carrier is the upper pivot point.
１ 自動車、１Ａ 車体、１Ｂ サスペンション装置、２ ステアリングホイール、３ 入力側ステアリング軸、４ ハンドル角度センサ、５ 操舵トルクセンサ、６ 操舵反力アクチュエータ、７ 操舵反力アクチュエータ角度センサ、８ 転舵アクチュエータ、９ 転舵アクチュエータ角度センサ、１０ 出力側ステアリング軸、１１ 転舵トルクセンサ、１２ ピニオンギア、１３ ピニオン角度センサ、１４ ステアリングラック部材、１５ タイロッド、１６ タイロッド軸力センサ、１７ＦＲ，１７ＦＬ，１７ＲＲ，１７ＲＬ 車輪、１８ ブレーキディスク、１９ ホイールシリンダ、２０ 圧力制御ユニット、２１ 車両状態パラメータ取得部、２４ＦＲ，２４ＦＬ，２４ＲＲ，２４ＲＬ 車輪速センサ、２６ 駆動回路ユニット、２７ メカニカルバックアップ、３２ 車軸、３３ アクスルキャリア、３４ バネ部材、３７，１３７ トランスバースリンク（トランスバースリンク部材）、３８ コンプレッションリンク（コンプレッションリンク部材）、１３８ テンションリンク（テンションリンク部材）、４０ ショックアブソーバ
DESCRIPTION OF
Claims (12)
前記タイヤホイールを支持するホイールハブ機構と、
車軸よりも車両上下方向の下側において前記ホイールハブ機構と車体とを連結し、車軸に沿って配置したトランスバースリンク部材と、
車軸よりも車両上下方向の下側において前記ホイールハブ機構と車体とを連結し、車体との連結部が前記トランスバースリンク部材と車体との連結部よりも車両前後方向後方に位置すると共に、前記ホイールハブ機構との連結部が前記トランスバースリンク部材と前記ホイールハブ機構との連結部よりも車両前後方向前方に位置するコンプレッションリンク部材と、
を有することを特徴とする車両用サスペンション装置。 A tire wheel for attaching the tire;
A wheel hub mechanism for supporting the tire wheel;
A transverse link member that is arranged along the axle, connecting the wheel hub mechanism and the vehicle body below the axle in the vehicle vertical direction;
The wheel hub mechanism and the vehicle body are connected below the vehicle in the vertical direction of the vehicle, and the connection portion with the vehicle body is located rearward in the vehicle longitudinal direction with respect to the connection portion between the transverse link member and the vehicle body, and A compression link member in which a connecting portion with the wheel hub mechanism is located in front of the connecting portion between the transverse link member and the wheel hub mechanism in the vehicle front-rear direction;
A vehicle suspension device comprising:
前記タイヤホイールを支持するホイールハブ機構と、
車軸よりも車両上下方向の下側において前記ホイールハブ機構と車体とを連結し、車軸に沿って配置したトランスバースリンク部材と、
車軸よりも車両上下方向の下側において前記ホイールハブ機構と車体とを連結し、車体との連結部が前記トランスバースリンク部材と車体との連結部よりも車両前後方向前方に位置すると共に、前記ホイールハブ機構との連結部が前記トランスバースリンク部材と前記ホイールハブ機構との連結部よりも車両前後方向後方に位置するテンションリンク部材と、
を有することを特徴とする車両用サスペンション装置。 A tire wheel for attaching the tire;
A wheel hub mechanism for supporting the tire wheel;
A transverse link member that is arranged along the axle, connecting the wheel hub mechanism and the vehicle body below the axle in the vehicle vertical direction;
The wheel hub mechanism and the vehicle body are connected below the vehicle in the vertical direction of the vehicle, and the connecting portion with the vehicle body is positioned forward of the connecting portion between the transverse link member and the vehicle body in the vehicle front-rear direction. A tension link member in which a connecting portion with a wheel hub mechanism is located behind the connecting portion between the transverse link member and the wheel hub mechanism in the vehicle front-rear direction;
A vehicle suspension device comprising:
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