JP5741218B2 - Vehicle suspension device and geometry adjustment method thereof - Google Patents
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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、転舵時にキングピン軸周りに発生するモーメントの低減において改善の余地がある。即ち、従来の車両用サスペンション装置においては、操縦性・安定性の向上を図る上で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の操縦性・安定性を向上させることである。
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
The subject of this invention is improving the controllability and stability of the suspension apparatus for vehicles.
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の一態様は、懸架用上側リンク部材のアッパーピボット点と懸架用下側リンク部材のロアピボット点とを通るキングピン軸のキャスタトレイルをゼロ、かつポジティブスクラブに設定し、懸架用下側リンク部材は、車両上面視において、車幅方向に沿って配置した前側リンク部材と、アクスルキャリアとの連結点から車両前後方向の後方に傾斜して配置した後側リンク部材とを含み、車両上面視において、前側リンク部材の車体側連結点は後側リンク部材の車体側連結点よりも車幅方向内側に設定した。 In order to solve the above-described problems, one aspect of the vehicle suspension apparatus according to the present invention eliminates the caster trail of the kingpin shaft passing through the upper pivot point of the upper link member for suspension and the lower pivot point of the lower link member for suspension. The suspension lower link member is inclined rearward in the vehicle front-rear direction from the connection point between the front link member disposed along the vehicle width direction and the axle carrier in the vehicle top view. The vehicle body side connection point of the front link member is set to the vehicle width direction inner side of the vehicle body side connection point of the rear link member in the vehicle top view .
本発明によれば、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、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。したがって、車両用サスペンション装置の操縦性・安定性を向上させることができる。また、ホイールセンタ位置において車幅方向に沿って前側リンク部材を設定する場合に比べて、車輪から前側リンク部材に伝達する荷重の割合を低減することができる。 According to the present invention, it is possible to reduce the tire twisting torque at the time of turning, and to further reduce the moment around the kingpin axis. Further, since the caster trail corresponding to the scrub radius is generated with respect to the tire side slip angle at the time of turning, it is possible to ensure straightness. Therefore, the controllability and stability of the vehicle suspension device can be improved. Moreover, compared with the case where a front side link member is set along a vehicle width direction in a wheel center position, the ratio of the load transmitted to a front side link member from a wheel can be reduced.
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
これらのうち、ステアリングホイール２、入力側ステアリング軸３、ハンドル角度センサ４、操舵トルクセンサ５、操舵反力アクチュエータ６、操舵反力アクチュエータ角度センサ７、転舵アクチュエータ８、転舵アクチュエータ角度センサ９、出力側ステアリング軸１０、転舵トルクセンサ１１、ピニオンギア１２、ピニオン角度センサ１３、ステアリングラック部材１４、タイロッド１５、および、タイロッド軸力センサ１６が、ステアバイワイヤシステム（以下、適宜「ＳＢＷ」と称する。）を構成している。
Among these, the
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から入力した操舵入力に対し、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
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
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 steering torque sensor 11 is installed on the output
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。
The
The
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。
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
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クラッチ機構を有している。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
（サスペンション装置の構成）
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、（ａ）図２のサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す部分平面図（左前輪部分）および（ｂ）タイヤ接地面（右前輪）を示す図である。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。
(Configuration of suspension device)
FIG. 2 is a perspective view schematically showing the configuration of the
図２から図４に示すように、サスペンション装置１Ｂは、ホイールハブに取り付けられた車輪１７ＦＲ，１７ＦＬを懸架しており、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 4, the
複数のリンク部材は、ロアリンク部材である前側リンク（前側リンク部材）３７と後側リンク（後側リンク部材）３８、ロアリンク部材に並行して配置したタイロッド（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。）。なお、ストラットはアッパーアームの機能を兼ねている。ロアアームを構成する前側リンク３７と後側リンク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の下端を連結する。このロアアームは、車体側と２箇所で支持され、車軸３２側と１箇所で連結されるＡアーム形状を有している（以下、ロアアームとアクスルキャリア３３との連結部を適宜「ロアピボット点」と称する。）。
The plurality of link members include a front link (front link member) 37 and a rear link (rear link member) 38 which are lower link members, a tie rod (tie rod member) 15 arranged in parallel with the lower link member, and a strut. (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とを連結し、ステアリングラック部材１４は、ステアリングホイール２からの回転力（操舵力）が伝達されて転舵用の軸力を発生させる。従って、タイロッド１５によって、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
（ラック軸力低減のための条件）
ここで、ＳＢＷシステムにおいて、タイヤ捻りトルク入力に対しては、スクラブ半径とキングピン傾角とが関係する（図１３参照）。ステアリングラック部材１４のラック軸力を低減するためには、スクラブ半径をポジディブスクラブ方向に大きくしながら、キングピン傾角を小さくする（０度に近づける）必要がある。
スクラブ半径が大きくなるほど、キングピン軸周り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。また、キャスタトレイルもゼロに近いほど、ラック軸力は低減できる。
(Conditions for reducing rack axial force)
Here, in the SBW system, the scrub radius and the kingpin tilt angle are related to the tire twisting torque input (see FIG. 13). In order to reduce the rack axial force of the
As the scrub radius increases, the rotational moment around the kingpin axis increases and the rack axial force increases. The closer the caster trail is to zero, the more the rack axial force can be reduced.
本願発明においては、図３（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εｅがタイヤ接地面内（図３（ｂ）中の破線内の領域）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. 3 (b), the king pin shaft of the
具体的には、本願発明において、上記特性を実現するために、複数のリンク部材は以下の２つの条件を充足するように配置を設定する。
（Ａ１）車両正面視において、ロアピボット点をタイヤ接地面中心よりも車幅方向内側、かつアッパーピボット点をロアピボット点よりも車幅方向内側に設置する。
（Ａ２）車両側面視において、ロアピボット点をタイヤ接地面中心と車両前後方向同位置もしくはタイヤ接地面中心よりも車両前後方向後方、かつアッパーピボット点をロアピボット点と同位置かロアピボット点よりも車両前後方向後方に設置する。
Specifically, in the present invention, in order to realize the above characteristics, the arrangement of the plurality of link members is set so as to satisfy the following two conditions.
(A1) When viewed from the front of the vehicle, the lower pivot point is set inward in the vehicle width direction from the center of the tire ground contact surface, and the upper pivot point is set inward in the vehicle width direction from the lower pivot point.
(A2) When viewed from the side of the vehicle, the lower pivot point is the same position in the front-rear direction of the vehicle as the center of the tire ground contact surface or the rear of the vehicle in the front-rear direction of the vehicle from the center of the tire ground contact surface. Install backward in the direction.
（ロアリンク部材から車体への入力低減条件）
車両上面視において、車幅方向に対して車両前後方向に傾斜して配置した後側リンク３８と車幅方向に沿って配置した前側リンク３７とのうち、車体１Ａの振動騒音を増大させる主な入力源は前側リンク３７（具体的には、前側リンク３７の車体側連結点）である。そのため、振動騒音の抑制方法として、車輪からの入力が前側リンク３７に荷重伝達する割合を減少させることが有効である。
これは、前側リンク３７と車体１Ａを連結するブッシュ３７ａの剛性を低下させることで実現できるが、この場合、車両の応答性を実現するサスペンション横剛性の低下につながる。
(Conditions for reducing input from the lower link member to the vehicle body)
Mainly the vibration noise of the
This can be realized by reducing the rigidity of the
そこで、本実施形態では前側リンク３７と車体１Ａとを連結するブッシュ３７ａの位置を以下の条件とすることで、車輪からの入力が前側リンク３７に荷重伝達する割合を減少させる。
（Ｂ１）車両側面視において、車幅方向に沿って配置した前側リンク３７の車体側連結点（ブッシュ３７ａ）をロアピボット点よりも車両前後方向前側（図４（ｂ）のオフセット参照）、かつホイールセンタよりも車両前後方向前側に設定する。
Therefore, in the present embodiment, the position of the
(B1) When viewed from the side of the vehicle, the vehicle body side connection point (
図５は、前側リンク３７の車体側連結点（ブッシュ３７ａ）をロアピボット点よりも車両前後方向前側に設定した場合（実線で示す本発明）と車両前後方向後側に設定した場合（破線で示す比較例）とにおける車輪から車体１Ａへの荷重伝達力を示す図である。なお、図５においては、入力する荷重の周波数と荷重伝達力との関係を示しており、図５中の一点鎖線で囲んだ領域は、運転席において、車内から伝わるロードノイズの主要領域を示している。
FIG. 5 shows a case where the vehicle body side connection point (
図５に示すように、前側リンク３７の車体側連結点をロアピボット点よりも車両前後方向前側に設定することで、車輪からの入力のうち、前側リンク３７に荷重伝達する割合を減少させることができる。
このように荷重伝達力が減少することにより、運転席に伝わるロードノイズが低減することとなる。
したがって、ブッシュ３７ａの剛性を低下させることなく、振動騒音を抑制することが可能となる。
As shown in FIG. 5, by setting the vehicle body side connection point of the
By reducing the load transmission force in this way, road noise transmitted to the driver's seat is reduced.
Therefore, vibration noise can be suppressed without reducing the rigidity of the
なお、車両正面視において、前側リンク３７の車体側連結点をロアピボット点と後側リンク３８の車体側連結点との間の高さ、かつ、ホイールセンタより車両上下方向下側に設定することができる。これにより、タイヤ接地点への左右方向の入力に対して発生するキャンバモードの振動において、節となるタイヤ接地点に前側リンク３７の車体側連結点を近づけることができ、車体１Ａへの振動の入力を低減することができる。
In addition, when viewed from the front of the vehicle, the vehicle body side connection point of the
また、車両上面視において、前側リンク３７の車輪側連結点を車両前後方向において略ホイールセンタと同一の位置とすることができる。そして、タイヤ接地点への左右方向の入力に対して、前側リンク３７の車輪側連結点がトーモードの振動の節となるように前側リンク３７および後側リンク３８の車体側連結点のブッシュ剛性を調整すると、車体１Ａへの振動の入力を低減することができる。
In addition, when viewed from the top of the vehicle, the wheel side connection point of the
（ステアリング剛性向上のための条件）
操舵周波数２Ｈｚ付近の車両応答性の向上は、操舵初期０．１［ｓｅｃ］程度までのヨーレートが十分に確保できていることが条件となる。
ヨーレートに対するサスペンション特性の影響は、操舵初期ではステアリング剛性、操舵初期に続く操舵中期では横剛性、操舵中期に続く操舵後期では横力コンプライアンスステアが支配的となる。
ステアリング剛性は、タイヤアライニングトルクに対して発生する力を意味するため、ナックルアームの回転半径が大きいほど高い剛性を示すこととなる。
(Conditions for improving steering rigidity)
The improvement in vehicle responsiveness in the vicinity of the steering frequency of 2 Hz is based on the condition that the yaw rate up to about 0.1 [sec] at the initial stage of steering is sufficiently secured.
The influence of the suspension characteristics on the yaw rate is dominated by the steering rigidity in the initial stage of steering, the lateral rigidity in the middle stage of steering following the initial stage of steering, and the lateral force compliance steer in the later stage of steering following the middle stage of steering.
Since the steering rigidity means a force generated with respect to the tire aligning torque, the higher the knuckle arm turning radius, the higher the rigidity.
したがって、ステアリング剛性向上のために、複数のリンク部材は以下の条件を充足するように配置を設定する。
（Ｃ１）車両側面視において、タイロッド１５のナックルアーム側連結点（以下、適宜「ナックル連結点」と称する。）の車両上下方向の位置は、ロアピボット点よりも車両上下方向上側、かつホイールセンタよりも車両上下方向下側とし（図４（ａ）のオフセット参照）、前側リンク３７の車体側連結点よりも車両前後方向前側に設定する。なお、ナックル側連結点は、特許請求の範囲におけるアクスルキャリア側連結点に対応している。
Therefore, in order to improve steering rigidity, the arrangement of the plurality of link members is set so as to satisfy the following conditions.
(C1) When viewed from the side of the vehicle, the knuckle arm side connection point of the tie rod 15 (hereinafter referred to as “knuckle connection point” as appropriate) is positioned in the vehicle vertical direction above the lower pivot point and from the wheel center. Is also set to the lower side in the vehicle vertical direction (refer to the offset in FIG. 4A) and set to the front side in the vehicle front-rear direction with respect to the vehicle body side connection point of the
図６は、上記条件を充足する場合（実線で示す本発明）と充足しない場合（破線で示す比較例）とにおけるステアリング剛性の相違を示す図である。なお、図６においては、トー角に対するステアリング剛性の変化を示している。
図６に示すように、トー角が左右方向に変化したとき、上記条件を充足する場合は、上記条件を充足しない場合に比べ、ほぼ全ての角度範囲においてステアリング剛性が高くなっている。
FIG. 6 is a diagram showing a difference in steering rigidity when the above condition is satisfied (the present invention indicated by a solid line) and when it is not satisfied (a comparative example indicated by a broken line). FIG. 6 shows the change in steering rigidity with respect to the toe angle.
As shown in FIG. 6, when the toe angle changes in the left-right direction, when the above condition is satisfied, the steering rigidity is high in almost all angle ranges as compared to the case where the above condition is not satisfied.
（旋回制動時の安定性のための条件）
旋回制動時には、制動によって車輪に前後力が入力するが、転舵輪となる前輪の外輪がトーアウト特性となっている場合、車両の安定性を向上させることができる。
このような特性を実現するために、車輪に前後力（後方向きの力）が入力したときに、ロアリンク部材が規定する仮想ロアピボット点が描く回転半径よりも、タイロッド１５のナックル連結点が描く回転半径の方が大きくなるように複数のリンクのリンク配置を設定する。
(Conditions for stability during turning braking)
At the time of turning braking, the longitudinal force is input to the wheels by braking, but the stability of the vehicle can be improved when the outer wheel of the front wheel serving as the steered wheel has toe-out characteristics.
In order to realize such characteristics, when a longitudinal force (rearward force) is input to the wheel, the knuckle connecting point of the
具体的には、以下の条件を充足するようにリンク配置を設定する。
（Ｄ１）車両上面視において、タイロッド１５の車体側連結点は、第１ロアリンク３７の車体側連結点よりも車幅方向の内側、かつタイロッド１５のナックル連結点は、ロアピボット点よりも車幅方向の外側に設定する。
図７は、上記条件を充足する場合（実線で示す本発明）と充足しない場合（破線で示す比較例）とにおける旋回制動時のトー角変化を示す図である。なお、図７においては、車輪に入力する前後力の大きさ（縦軸）とトー角変化（横軸）との関係を示している。
図７に示すように、上記条件を充足する場合は、上記条件を充足しない場合に比べ、旋回外輪となったとき、車輪に後方向きの力が入力した際のトーアウト方向への変化が大きくなっている。即ち、旋回制動時における車両の安定性を向上させることができる。
Specifically, the link arrangement is set so as to satisfy the following conditions.
(D1) When viewed from the top of the vehicle, the vehicle body side connection point of the
FIG. 7 is a diagram showing a change in toe angle during turning braking when the above condition is satisfied (the present invention indicated by a solid line) and when it is not satisfied (a comparative example indicated by a broken line). FIG. 7 shows the relationship between the magnitude of the longitudinal force input to the wheels (vertical axis) and the change in toe angle (horizontal axis).
As shown in FIG. 7, when the above condition is satisfied, the change in the toe-out direction when a rearward force is input to the wheel becomes larger when the outer wheel turns, compared to the case where the above condition is not satisfied. ing. That is, it is possible to improve the stability of the vehicle during turning braking.
（乗心地性能向上のための条件）
突起乗り越し時の運転席の上下加速度を小さくすることで、乗心地性能を向上させることができる。
これを実現させるためには、車輪が突起を乗り越したとき、バウンド時のホイールセンタの軌跡を鉛直上方から車両後方に傾ける（ホイールセンタ軌跡角を増大する）、サスペンション前後剛性を低下させるといった方法がある。
ここで、サスペンション前後剛性は、各リンクのブッシュの軸方向剛性を低下させることにより実現できる。一方、ホイールセンタ軌跡角は、複数のリンクのリンク配置に条件を与えて実現する。
(Conditions for improving ride performance)
Riding comfort performance can be improved by reducing the vertical acceleration of the driver's seat when riding over the protrusion.
In order to achieve this, there is a method in which when the wheel passes over the protrusion, the trajectory of the wheel center at the time of bouncing is tilted from the vertically upward to the rear of the vehicle (increasing the wheel center trajectory angle), and the suspension longitudinal rigidity is decreased. is there.
Here, the longitudinal rigidity of the suspension can be realized by reducing the axial rigidity of the bush of each link. On the other hand, the wheel center trajectory angle is realized by giving a condition to the link arrangement of a plurality of links.
図８は、バウンド時におけるホイールセンタ軌跡角を示す図である。
図８において、ホイールセンタ軌跡角は、ホイールセンタを通る鉛直線の上方とホイールセンタの軌跡の方向（車両後上方）とがなす角として定義される。
ホイールセンタ軌跡角を増大させるために、サスペンションのバウンド時におけるロアリンク部材の車輪側連結点の軌跡が車両後方に移動するリンク配置とする。
具体的には、以下の条件を充足するようにリンク配置を設定する。
（Ｅ１）車両上面視において、第１ロアリンク３７の車体側連結点（ブッシュ３７ａ）を第２ロアリンク３８の車体側連結点よりも車幅方向の内側に設定する（図３の車体側連結点のオフセット参照）。
FIG. 8 is a diagram showing the wheel center trajectory angle at the time of bounding.
In FIG. 8, the wheel center trajectory angle is defined as an angle formed by the upper direction of the vertical line passing through the wheel center and the direction of the trajectory of the wheel center (upper rear direction of the vehicle).
In order to increase the wheel center trajectory angle, the link arrangement is such that the trajectory of the wheel side connection point of the lower link member when the suspension bounces moves to the rear of the vehicle.
Specifically, the link arrangement is set so as to satisfy the following conditions.
(E1) When the vehicle is viewed from above, the vehicle body side connection point (
図９は、上記条件を充足する場合（実線で示す本発明）と充足しない場合（破線で示す比較例）とにおける突起乗り越し時の運転席の上下加速度を示す図である。なお、図９においては、時間経過に対する運転席フロアの上下加速度を示している。
図９に示すように、上記条件を充足する場合は、上記条件を充足しない場合に比べ、突起乗り越し時における運転席の上下加速度の大きさが２０％程度減少している。
FIG. 9 is a diagram illustrating the vertical acceleration of the driver's seat when overriding the protrusion when the above condition is satisfied (the present invention indicated by a solid line) and when the above condition is not satisfied (a comparative example indicated by a broken line). In addition, in FIG. 9, the vertical acceleration of the driver's seat floor with respect to time passage is shown.
As shown in FIG. 9, when the above condition is satisfied, the magnitude of the vertical acceleration of the driver's seat when overhanging the protrusion is reduced by about 20% compared to the case where the above condition is not satisfied.
また、図１０は、バウンド時におけるホイールセンタの変位を示す図である。なお、図１０においては、車輪のストローク量（縦軸）に対するホイールセンタの前後方向の変位（横軸）を示しており、横軸の右側が前方への変位となっている。
図１０に示すように、上記条件を充足する場合（実線で示す本発明）は、上記条件を充足しない場合（破線で示す比較例）に比べ、車輪のストローク量が大きいほど、ホイールセンタの前後方向における変位が後方により大きくなっている。即ち、突起乗り越し時における乗心地性能を向上させることができる。
Moreover, FIG. 10 is a figure which shows the displacement of the wheel center at the time of a bound. In FIG. 10, the wheel center longitudinal displacement (horizontal axis) with respect to the wheel stroke amount (vertical axis) is shown, and the right side of the horizontal axis is the forward displacement.
As shown in FIG. 10, when the above condition is satisfied (the present invention indicated by a solid line), as the wheel stroke amount is larger, the front and rear of the wheel center are larger than when the above condition is not satisfied (the comparative example indicated by the broken line). The displacement in the direction is larger at the rear. That is, it is possible to improve the riding comfort performance when riding over the protrusion.
（ラック軸力成分の分析）
図１１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１１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。
(Analysis of rack axial force component)
FIG. 11 is a diagram illustrating the relationship between the rack stroke and the rack axial force during steering.
As shown in FIG. 11, the rack axial force component mainly includes tire torsion torque and wheel lifting torque, and tire torsion torque is dominant among these.
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１２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１２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９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. 12 is a diagram illustrating a trajectory of the center of the tire ground contact surface at the time of turning.
In FIG. 12, 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. 9, the locus of 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１３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１３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. 13 is an isoline diagram showing an example of rack axial force distribution at coordinates with the kingpin tilt angle and the scrub radius as axes.
FIG. 13 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１３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。
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１３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。
13 is smaller than a kingpin tilt angle of 15 degrees at which the lateral force can be estimated to exceed the frictional limit in the turning limit region, and 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.
Specifically, when determining the scrub radius and the kingpin tilt angle, for example, the isoline indicating the rack axial force distribution shown in FIG. 13 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.
（ラック軸力の最小化例）
図１４は、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂにおけるラック軸力の解析結果を示す図である。
図１４に示す実線は、図２〜４に示すサスペンション構造において、キャスタ角０度、キャスタトレール０ｍｍ、スクラブ半径−１０ｍｍに設定した場合のラック軸力特性を示している。
なお、図１４においては、サスペンション装置１Ｂと同方式の懸架構造で、キングピン軸に関する設定をステアバイワイヤ方式の操舵装置を備えていない構造に合わせて設定したときの比較例（破線）を併せて示している。
(Example of rack axial force minimization)
FIG. 14 is a diagram showing the analysis result of the rack axial force in the
The solid line shown in FIG. 14 shows the rack axial force characteristics in the suspension structure shown in FIGS. 2 to 4 when the caster angle is set to 0 degrees, the caster rail is set to 0 mm, and the scrub radius is set to −10 mm.
FIG. 14 also shows a comparative example (broken line) when the setting relating to the kingpin axis is set in accordance with a structure that does not include a steer-by-wire steering device in the same suspension structure as the
図１４に示すように、上記検討結果に従って設定すると、ラック軸力は比較例に対し約３０％低減することができる。
これにより、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。
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。
As shown in FIG. 14, when set according to the examination result, the rack axial force can be reduced by about 30% compared to the comparative example.
As a result, the moment around the kingpin axis can be further reduced. As a result, the load applied to the
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.
（ポジティブスクラブによる直進性確保）
図１５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１５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１５参照）をキャスタトレイルとみなすことができる。
(Ensuring straightness by positive scrub)
FIG. 15 is a conceptual diagram for explaining the self-aligning torque in the case of a positive scrub.
As shown in FIG. 15, 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 scrub, a distance εc (see FIG. 15) from the wheel center determined by the position of the leg of the perpendicular line that is lowered from the contact point of the kingpin shaft to a straight line in the side slip angle β direction of the tire passing through the tire contact center. Can be considered 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、キャスタ角を０に近づけることによる直進性への影響を、ポジティブスクラブとすることで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 effect on straight running performance due to the caster angle approaching 0 is reduced by using a positive scrub. In addition, since the steer-by-wire system is adopted, it is possible to ensure the final straightness by the steered actuator 8.
（サスペンション設計例）
図２〜４に示すサスペンション装置１Ｂの構成において、上記検討結果に従い、キングピン傾角１３．８度、キャスタトレイル０ｍｍ、スクラブ半径５．４ｍｍ（ポジティブスクラブ）、キャスタ角５．２度、ホイールセンタの高さにおけるキングピンオフセット８６ｍｍとした場合、ラック軸力を約３０％低減できる。
(Suspension design example)
In the configuration of the
上記設計値については、制動時に、サスペンションロアリンクが車両後方へ移動し、このときキングピン下端も同様に車両後方へ移動するため、キャスタ角は一定の後傾をとることとしたものである。ちなみに、キャスタ角０度以下の場合（キングピン軸が前傾している場合）、転舵制動時ラックモーメントが大きくなるため、ラック軸力が増大する。したがって、キングピンの位置を上記のように規定する。
即ち、キングピンロアピボット点（仮想ピボットも含む）はホイールセンタ後方、キングピンアッパーピボット点（仮想ピボットも含む）はロアピボット点後方に位置する構成とする。
Regarding the design value, the suspension lower link moves to the rear of the vehicle during braking, and the lower end of the kingpin moves to the rear of the vehicle in the same manner. Therefore, the caster angle has a constant backward inclination. Incidentally, when the caster angle is 0 degrees or less (when the kingpin shaft is tilted forward), the rack moment at the time of steering braking increases, so the rack axial force increases. Therefore, the position of the kingpin is defined as described above.
That is, the kingpin lower pivot point (including the virtual pivot) is positioned behind the wheel center, and the kingpin upper pivot point (including the virtual pivot) is positioned behind the lower pivot point.
（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、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。
具体的には、車両正面視において、ロアピボット点をタイヤ接地面中心よりも車幅方向内側、かつアッパーピボット点をロアピボット点よりも車幅方向内側に設置している（条件Ａ１）。また、車両側面視において、ロアピボット点をタイヤ接地面中心と車両前後方向同位置もしくはタイヤ接地面中心よりも車両前後方向後方、かつアッパーピボット点をロアピボット点と同位置かロアピボット点よりも車両前後方向後方に設置している（条件Ａ２）。
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、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。
(Function)
Next, the operation of the
In the
Specifically, when viewed from the front of the vehicle, the lower pivot point is set inward in the vehicle width direction from the center of the tire ground contact surface, and the upper pivot point is set inward in the vehicle width direction from the lower pivot point (condition A1). Also, when viewed from the side of the vehicle, the lower pivot point is the same position in the vehicle front-rear direction as the center of the tire ground contact surface or the vehicle front-rear direction rearward from the center of the tire ground contact surface, and the vehicle front-rear direction is lower than the lower pivot point. It is installed rearward (Condition A2).
Thereby, the tire twisting torque at the time of turning can be reduced, and the moment around the kingpin axis can be further reduced. Further, since the caster trail corresponding to the scrub radius is generated with respect to the tire side slip angle at the time of turning, it is possible to ensure straightness.
また、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂでは、車両側面視において、車幅方向に沿って配置した前側リンク３７の車体側連結点（ブッシュ３７ａ）をロアピボット点よりも車両前後方向前側、かつホイールセンタよりも車両前後方向前側に設定している（条件Ｂ１）。
これにより、車輪からの入力が前側リンク３７に荷重伝達する割合を減少させることができる。
Further, in the
Thereby, the ratio which the input from a wheel transmits load to the front side link 37 can be decreased.
また、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂでは、車両側面視において、タイロッド１５のナックル連結点の車両上下方向の位置は、ロアピボット点よりも車両上下方向上側、かつホイールセンタよりも車両上下方向下側とし、前側リンク３７の車体側連結点よりも車両前後方向前側に設定している（条件Ｃ１）。
これにより、ステアリング剛性を高めることが可能となる。
Further, in the
As a result, the steering rigidity can be increased.
また、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂでは、車両上面視において、タイロッド１５の車体側連結点は、前側リンク３７の車体側連結点よりも車幅方向の内側、かつタイロッド１５のナックル連結点は、ロアピボット点よりも車幅方向の外側に設定している（条件Ｄ１）。
これにより、車輪に前後力（後方向きの力）が入力したときに、ロアリンク部材が規定する仮想ロアピボット点が描く回転半径よりも、タイロッド１５のナックル連結点が描く回転半径の方が大きくなる。そのため、旋回制動時に、転舵輪となる前輪の外輪がトーアウト特性となり、車両の安定性を向上させることができる。
Further, in the
As a result, when a longitudinal force (rearward force) is input to the wheel, the turning radius drawn by the knuckle connecting point of the
また、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂでは、車両上面視において、第１ロアリンク３７の車体側連結点（ブッシュ３７ａ）を第２ロアリンク３８の車体側連結点よりも車幅方向の内側に設定している（条件Ｅ１）。
これにより、突起乗り越し時の運転席の上下加速度が小さくなり、乗心地性能を向上させることができる。
Further, in the
As a result, the vertical acceleration of the driver's seat when riding over the protrusion is reduced, and the riding comfort performance can be improved.
なお、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂでは、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。
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。
In the
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.
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 steered 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.
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。
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。
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.
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.
また、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂは、ストラット式としたため、部品点数をより少ないものとでき、本実施形態におけるキングピン軸の設定を容易に行うことができる。
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、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。
Further, since the
As described above, in the
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。
したがって、車両用サスペンション装置の操縦性・安定性を向上させることができる。
Thereby, the tire twisting torque at the time of turning can be reduced, and the moment around the kingpin axis can be further reduced. The scrub radius is a positive scrub with zero or more. Thereby, since the caster trail corresponding to the scrub radius is generated with respect to the tire skid angle at the time of turning, straight running performance can be ensured.
Therefore, the controllability and stability of the vehicle suspension device can be improved.
なお、本実施形態において、アクスルキャリア３３がアクスルキャリアに対応し、バネ部材３４およびショックアブソーバ４０からなるストラットが懸架用上側リンク部材に対応する。また、前側リンク３７および後側リンク３８が懸架用下側リンク部材に対応し、タイロッド１５が転舵用リンク部材に対応する。また、前側リンク３７が前側リンク部材に対応し、後側リンク３８が後側リンク部材に対応する。
In this embodiment, the
（第１実施形態の効果）
（１）懸架用上側リンク部材のアッパーピボット点と懸架用下側リンク部材のロアピボット点とを通るキングピン軸のキャスタトレイルをゼロ、かつポジティブスクラブに設定した。
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、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。
したがって、車両用サスペンション装置の操縦性・安定性を向上させることができる。
(Effect of 1st Embodiment)
(1) The caster trail of the kingpin shaft passing through the upper pivot point of the upper link member for suspension and the lower pivot point of the lower link member for suspension was set to zero and positive scrub.
Thereby, the tire twisting torque at the time of turning can be reduced, and the moment around the kingpin axis can be further reduced. Further, since the caster trail corresponding to the scrub radius is generated with respect to the tire side slip angle at the time of turning, it is possible to ensure straightness.
Therefore, the controllability and stability of the vehicle suspension device can be improved.
（２）車両側面視において、前側リンク部材の車体側連結点の車両前後方向位置を、ロアピボット点よりも車両前後方向前側、かつホイールセンタよりも車両前後方向前側とした。
これにより、ホイールセンタ位置において車幅方向に沿って前側リンク部材を設置する場合に比べ、車輪から前側リンク部材に伝達する荷重の割合を低減することができる。
（３）車両側面視において、転舵用リンク部材のアクスルキャリア側連結点の車両上下方向位置を、ロアピボット点よりも車両上下方向の上側、かつホイールセンタよりも車両上下方向の下側に位置させ、前側リンク部材の車体側連結点よりも車両前後方向前側とした。
これにより、転舵用リンク部材のアクスルキャリア側連結点とキングピン軸との距離を確保でき、ステアリング剛性を高めることができる。
(2) In the vehicle side view, the vehicle front-rear direction position of the vehicle body side connection point of the front link member is the vehicle front-rear direction front side from the lower pivot point and the vehicle front-rear direction front side from the wheel center.
Thereby, compared with the case where a front side link member is installed along a vehicle width direction in a wheel center position, the ratio of the load transmitted to a front side link member from a wheel can be reduced.
(3) In the vehicle side view, the vehicle vertical direction position of the axle carrier side connection point of the steering link member is positioned above the vehicle vertical direction from the lower pivot point and below the vehicle vertical direction from the wheel center. The vehicle front-rear direction front side from the vehicle body side connection point of the front link member.
Thereby, the distance between the axle carrier side connection point of the steering link member and the kingpin shaft can be secured, and the steering rigidity can be increased.
（４）車両上面視において、転舵用リンク部材の車体側連結点を、前側リンク部材の車体側連結点よりも車幅方向内側、かつ転舵用リンク部材のアクスルキャリア側連結点を、ロアピボット点よりも車幅方向外側にした。
これにより、車輪に前後力（後方向きの力）が入力したときに、ロアピボット点が描く回転半径よりも、転舵用リンク部材のアクスルキャリア側連結点が描く回転半径の方が大きくなる。
したがって、転舵輪となる前輪の外輪がトーアウト特性を示すこととなり、旋回制動時の安定性を向上させることができる。
(4) In the vehicle top view, the vehicle body side connection point of the steering link member is positioned inward in the vehicle width direction from the vehicle body side connection point of the front link member, and the axle carrier side connection point of the steering link member is the lower pivot. The vehicle width direction outside the point.
Thereby, when the longitudinal force (rearward force) is input to the wheel, the rotational radius drawn by the axle carrier side connection point of the steering link member becomes larger than the rotational radius drawn by the lower pivot point.
Therefore, the outer wheel of the front wheel serving as the steered wheel exhibits toe-out characteristics, and stability during turning braking can be improved.
（５）車両上面視において、前側リンク部材の車体側連結点を後側リンク部材の車体側連結点よりも車幅方向内側に設定した。
これにより、バウンド時におけるホイールセンタの軌跡を鉛直上方から車両後方に傾けることができ、突起乗り越し時の運転席の上下加速度が小さくなるため、乗心地性能を向上させることができる。
(5) In the vehicle top view, the vehicle body side connection point of the front link member is set inward in the vehicle width direction with respect to the vehicle body side connection point of the rear link member.
As a result, the trajectory of the wheel center at the time of bounding can be tilted from vertically upward to the rear of the vehicle, and the vertical acceleration of the driver's seat when riding over the protrusion is reduced, so that riding comfort performance can be improved.
（６）懸架用上側リンク部材のアッパーピボット点と懸架用下側リンク部材のロアピボット点とを通るキングピン軸のキャスタトレイルをゼロ、かつポジティブスクラブに設定するサスペンションジオメトリとした。
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、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。
したがって、車両用サスペンション装置の操縦性・安定性を向上させることができる。
(6) The suspension geometry is such that the caster trail of the kingpin shaft passing through the upper pivot point of the upper link member for suspension and the lower pivot point of the lower link member for suspension is set to zero and positive scrub.
Thereby, the tire twisting torque at the time of turning can be reduced, and the moment around the kingpin axis can be further reduced. Further, since the caster trail corresponding to the scrub radius is generated with respect to the tire side slip angle at the time of turning, it is possible to ensure straightness.
Therefore, the controllability and stability of the vehicle suspension device can be improved.
（応用例１）
第１実施形態では、ストラットがアッパーアームの機能を兼ねる場合を例に挙げて説明した。
これに対し、アッパーアームを独立して備え、アクスルキャリア３３の上端をアッパーアームが回転自在に支持する形式のサスペンション装置に本発明を適用することが可能である。
この場合にも、サスペンションジオメトリを第１実施形態と同様に設定することができ、本発明の効果を奏するものとなる。
(Application 1)
In the first embodiment, the case where the strut also functions as the upper arm has been described as an example.
On the other hand, it is possible to apply the present invention to a suspension device of a type in which an upper arm is provided independently and the upper arm of the
Also in this case, the suspension geometry can be set similarly to the first embodiment, and the effects of the present invention can be achieved.
（応用例２）
第１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 2)
In the first embodiment, 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３）
第１実施形態においては、図１０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 3)
In the first embodiment, in the coordinate plane shown in FIG. 10, a region surrounded by a one-dot chain line is taken as an example of a region 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４）
第１実施形態および応用例１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 4)
In the first embodiment and the application example 1, 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.
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（転舵用リンク部材）、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（懸架用上側リンク部材）、３７ 前側リンク（前側リンク部材）、３７ａ ブッシュ、３８ 後側リンク（後側リンク部材）、４０ ショックアブソーバ（懸架用上側リンク部材） 1, automobile, 1A vehicle body, 1B suspension device, 2 steering wheel, 3 input side steering shaft, 4 handle angle sensor, 5 steering torque sensor, 6 steering reaction force actuator, 7 steering reaction force actuator angle sensor, 8 steering actuator, 9 Steering actuator angle sensor, 10 Output side steering shaft, 11 Steering torque sensor, 12 Pinion gear, 13 Pinion angle sensor, 14 Steering rack member, 15 Tie rod (steering link member), 16 Tie rod axial force sensor, 17FR , 17FL, 17RR, 17RL wheels, 18 brake discs, 19 wheel cylinders, 20 pressure control unit, 21 vehicle state parameter acquisition unit, 24FR, 24FL, 24RR, 24RL wheel speed sensor, 26 driving times Unit, 27 Mechanical backup, 32 Axle, 33 Axle carrier, 34 Spring member (suspension upper link member), 37 Front link (front link member), 37a Bush, 38 Rear link (rear link member), 40 Shock absorber (Upper link member for suspension)
Claims (6)
前記車軸より車両上下方向の上側で車体と前記アクスルキャリアとを連結する懸架用上側リンク部材と、
前記車軸より車両上下方向の下側で前記車体と前記アクスルキャリアとを連結する懸架用下側リンク部材と、
前記車軸より下側で前記車体と前記アクスルキャリアとを連結する転舵用リンク部材と、を含み、
前記懸架用上側リンク部材のアッパーピボット点と前記懸架用下側リンク部材のロアピボット点とを通るキングピン軸のキャスタトレイルがゼロ、かつポジティブスクラブに設定され、
前記懸架用下側リンク部材は、車両上面視において、車幅方向に沿って配置した前側リンク部材と、前記アクスルキャリアとの連結点から車両前後方向の後方に傾斜して配置した後側リンク部材とを含み、
車両側面視において、前記前側リンク部材の車体側連結点の車両前後方向位置は、前記ロアピボット点よりも車両前後方向前側、かつホイールセンタよりも車両前後方向前側であることを特徴とする車両用サスペンション装置。 An axle carrier having an axle for rotatably supporting the wheels;
An upper link member for suspension that connects the vehicle body and the axle carrier on the upper side in the vehicle vertical direction from the axle;
A suspension lower link member that connects the vehicle body and the axle carrier below the axle in a vehicle vertical direction;
A steering link member that connects the vehicle body and the axle carrier below the axle,
The caster trail of the kingpin shaft passing through the upper pivot point of the upper link member for suspension and the lower pivot point of the lower link member for suspension is set to zero and positive scrub ,
The lower link member for suspension is a rear link member that is inclined rearward in the vehicle front-rear direction from a connection point between the front link member arranged along the vehicle width direction and the axle carrier in the vehicle top view. Including
In the side view of the vehicle, the vehicle front-rear direction position of the vehicle body-side coupling point of the front link member, said Roapibotto vehicle longitudinal direction front side than the point, and a vehicle, wherein the vehicle longitudinal direction front side der Rukoto than the wheel center Suspension device.
前記車軸より車両上下方向の上側で車体と前記アクスルキャリアとを連結する懸架用上側リンク部材と、
前記車軸より車両上下方向の下側で前記車体と前記アクスルキャリアとを連結する懸架用下側リンク部材と、
前記車軸より下側で前記車体と前記アクスルキャリアとを連結する転舵用リンク部材と、を含み、
前記懸架用上側リンク部材のアッパーピボット点と前記懸架用下側リンク部材のロアピボット点とを通るキングピン軸のキャスタトレイルがゼロ、かつポジティブスクラブに設定され、
前記懸架用下側リンク部材は、車両上面視において、車幅方向に沿って配置した前側リンク部材と、前記アクスルキャリアとの連結点から車両前後方向の後方に傾斜して配置した後側リンク部材とを含み、
車両側面視において、前記転舵用リンク部材の前記アクスルキャリア側連結点の車両上下方向位置は、前記ロアピボット点よりも車両上下方向の上側、かつホイールセンタよりも車両上下方向の下側に位置し、前記前側リンク部材の車体側連結点よりも車両前後方向前側であることを特徴とする車両用サスペンション装置。 An axle carrier having an axle for rotatably supporting the wheels;
An upper link member for suspension that connects the vehicle body and the axle carrier on the upper side in the vehicle vertical direction from the axle;
A suspension lower link member that connects the vehicle body and the axle carrier below the axle in a vehicle vertical direction;
A steering link member that connects the vehicle body and the axle carrier below the axle,
The caster trail of the kingpin shaft passing through the upper pivot point of the upper link member for suspension and the lower pivot point of the lower link member for suspension is set to zero and positive scrub ,
The lower link member for suspension is a rear link member that is inclined rearward in the vehicle front-rear direction from a connection point between the front link member arranged along the vehicle width direction and the axle carrier in the vehicle top view. Including
In a vehicle side view, the vehicle vertical direction position of the axle carrier side connection point of the steering link member is located above the lower pivot point in the vehicle vertical direction and below the wheel center in the vehicle vertical direction. the vehicle suspension system according to claim longitudinal direction front der Rukoto vehicle than the vehicle body-side coupling point of the front link member.
前記車軸より車両上下方向の上側で車体と前記アクスルキャリアとを連結する懸架用上側リンク部材と、
前記車軸より車両上下方向の下側で前記車体と前記アクスルキャリアとを連結する懸架用下側リンク部材と、
前記車軸より下側で前記車体と前記アクスルキャリアとを連結する転舵用リンク部材と、を含み、
前記懸架用上側リンク部材のアッパーピボット点と前記懸架用下側リンク部材のロアピボット点とを通るキングピン軸のキャスタトレイルがゼロ、かつポジティブスクラブに設定され、
前記懸架用下側リンク部材は、車両上面視において、車幅方向に沿って配置した前側リンク部材と、前記アクスルキャリアとの連結点から車両前後方向の後方に傾斜して配置した後側リンク部材とを含み、
車両上面視において、前記転舵用リンク部材の車体側連結点は、前記前側リンク部材の車体側連結点よりも車幅方向内側、かつ前記転舵用リンク部材の前記アクスルキャリア側連結点は、前記ロアピボット点よりも車幅方向外側にあることを特徴とする車両用サスペンション装置。 An axle carrier having an axle for rotatably supporting the wheels;
An upper link member for suspension that connects the vehicle body and the axle carrier on the upper side in the vehicle vertical direction from the axle;
A suspension lower link member that connects the vehicle body and the axle carrier below the axle in a vehicle vertical direction;
A steering link member that connects the vehicle body and the axle carrier below the axle,
The caster trail of the kingpin shaft passing through the upper pivot point of the upper link member for suspension and the lower pivot point of the lower link member for suspension is set to zero and positive scrub ,
The lower link member for suspension is a rear link member that is inclined rearward in the vehicle front-rear direction from a connection point between the front link member arranged along the vehicle width direction and the axle carrier in the vehicle top view. Including
In the vehicle top view, the vehicle body side connection point of the steering link member is inside the vehicle width direction from the vehicle body side connection point of the front link member, and the axle carrier side connection point of the steering link member is vehicle suspension device according to claim vehicle width direction outer side near Rukoto than the Roapibotto point.
前記車軸より車両上下方向の上側で車体と前記アクスルキャリアとを連結する懸架用上側リンク部材と、
前記車軸より車両上下方向の下側で前記車体と前記アクスルキャリアとを連結する懸架用下側リンク部材と、
前記車軸より下側で前記車体と前記アクスルキャリアとを連結する転舵用リンク部材と、を含み、
前記懸架用上側リンク部材のアッパーピボット点と前記懸架用下側リンク部材のロアピボット点とを通るキングピン軸のキャスタトレイルがゼロ、かつポジティブスクラブに設定され、
前記懸架用下側リンク部材は、車両上面視において、車幅方向に沿って配置した前側リンク部材と、前記アクスルキャリアとの連結点から車両前後方向の後方に傾斜して配置した後側リンク部材とを含み、
車両上面視において、前記前側リンク部材の車体側連結点は前記後側リンク部材の車体側連結点よりも車幅方向内側にあることを特徴とする車両用サスペンション装置。 An axle carrier having an axle for rotatably supporting the wheels;
An upper link member for suspension that connects the vehicle body and the axle carrier on the upper side in the vehicle vertical direction from the axle;
A suspension lower link member that connects the vehicle body and the axle carrier below the axle in a vehicle vertical direction;
A steering link member that connects the vehicle body and the axle carrier below the axle,
The caster trail of the kingpin shaft passing through the upper pivot point of the upper link member for suspension and the lower pivot point of the lower link member for suspension is set to zero and positive scrub ,
The lower link member for suspension is a rear link member that is inclined rearward in the vehicle front-rear direction from a connection point between the front link member arranged along the vehicle width direction and the axle carrier in the vehicle top view. Including
In the vehicle viewed from a vehicle suspension apparatus body side coupling point, wherein the inward near Rukoto than the body-side coupling point of the rear link member of said front link member.
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