JP6597181B2 - 車両のサスペンション装置 - Google Patents

Description

本発明は、自動車などの車両のサスペンション装置に係る。

自動車などの車両においては、複数の車輪がそれぞれ対応するサスペンションによって車体から懸架されている。各サスペンションは、車輪及び車体の相対変位を許容するサスペンションスプリングなどの弾性変形可能な部材及び減衰力を発生するショックアブソーバを含んでいる。路面から車輪に力が入力されると、その力がサスペンションを介して車体へ伝達され、これにより車体が加振される。よって、路面から車輪に入力される力ができるだけ車体へ伝達されないようにサスペンションの構造を工夫することにより、車体の振動を低減し車両の乗り心地性を向上させる努力が払われている。

例えば、下記の特許文献１には、車輪が上下にストロークする際に路面から車輪に入力される前後力が、弾性変形可能な部材の弾性変形により発生する力の車両前後方向の成分及び減衰力の車両前後方向の成分の和により相殺されるように構成されたサスペンションが記載されている。

特開２００９−４０３４９号公報

〔発明が解決しようとする課題〕
一般に、サスペンションの主たる機能は、車体に対する車輪の上下方向の変位を許容すると共に、車体に対する車輪の振動を減衰させることである。そのため、サスペンションの主たる機能を損なうことなく、弾性変形可能な部材の弾性変形により発生される力の車両前後方向の成分の大きさ及び減衰力の車両前後方向の成分の大きさを大きくすることには限界がある。従って、サスペンションの構造を工夫することによって、当該サスペンションを介して車体へ伝達される力を低減することにより車体の前後振動を低減することには限界がある。

また、サスペンションを介して車体へ伝達される前後力を低減すべく、サスペンションの前後コンプライアンスを高く設定することが考えられる。しかし、サスペンションの前後コンプライアンスを高く設定すると、車両の操縦安定性が低下するため、車両の乗り心地性及び車両の操縦安定性の両者を共に向上させることは困難である。

本願発明者は、上述の問題について鋭意研究を行い、前輪及び後輪の一方に前後力が入力される際には、それらの他方がダイナミックダンパとして機能するので、この機能を有効に利用すれば、車体の前後振動を効果的に低減することができることを見出した。更に、本願発明者は、上記機能に着目し、前輪及び後輪の一方に前後力が入力される際における他方の車輪のサスペンションの前後方向の特性を最適化することにより、上記機能を有効に発揮させることができることを見出した。

本発明の主要な課題は、上記知見に基づき、前後力が入力される車輪に対し車両前後方向に隔置された車輪のサスペンションの前後方向の特性を最適に設定することにより、車両の操縦安定性の低下をきたすことなく、車体の前後振動を低減することである。

〔課題を解決するための手段及び発明の効果〕
本発明によれば、互いに他に対し車両前後方向に隔置された第一及び第二の車輪をそれぞれ車体から懸架する第一及び第二のサスペンションを有する車両のサスペンション装置が提供される。

本発明のサスペンション装置においては、第一の車輪に第一の前後力（Ｆ）が入力されたときの、前記車体が前記第一の車輪から受ける力である第一の伝達力（Ｆ_１）及び前記車体の前後方向の変位（Ｘ）により表される車両の感度（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（ｓはラプラス演算子）と、前記第一の前後力（Ｆ）に対する前記第一の伝達力（Ｆ_１）の比である第一の伝達力特性（Ｆ_１／Ｆ）と、の積（（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ））を第一の積とし、前記第一の積の二乗（{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）に相関を有する評価指標値が、前記第一の伝達力特性がピーク値になるピーク周波数（ｆ _s ）を含むよう予め設定された所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）において取り得る値のうちの最小の値となる場合の前記第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を目標複素ばね定数として、前記第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数は前記目標複素ばね定数に設定される。

車両の感度（Ｘｓ^２／Ｆ_１）を示す値及び第一の伝達力特性（Ｆ_１／Ｆ）を示す値は何れも周波数依存性を有し、第一の前後力（Ｆ）の周波数によって異なる値になる。特に、第一の伝達力特性（Ｆ _１ ／Ｆ）を示す値は第一の前後力（Ｆ）の周波数が特定の周波数（ｆ _s ）であるときにピーク値になる。

上記の構成によれば、車両の感度（Ｘｓ^２／Ｆ_１）と第一の伝達力特性（Ｆ_１／Ｆ）との第一の積（（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ））の二乗（{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）に相関を有する値が評価指標値とされる。更に、第一の伝達力特性（Ｆ _１ ／Ｆ）がピーク値になるピーク周波数（ｆ _s ）を含むよう予め設定された所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）において取り得る値のうちの最小の値となる場合の第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を目標複素ばね定数として、第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数は目標複素ばね定数に設定される。ピーク周波数を含む所定の周波数範囲における評価指標値が最小の値になるので、第一の伝達力特性と第一の感度との積である第一の積も小さくなる。

なお、後に詳細に説明するように、第二のサスペンションには、車両前後方向に作用する複素ばねが存在すると考えられてよい。第二のサスペンションに作用する前後力と変位との間の関係を示す複素ばねの係数は、ばね定数及び減衰係数の和である。ばね定数は実数であるが、減衰係数は複素数である。よって、第二のサスペンションの車両前後方向のばね定数は複素ばね定数と指称される。

更に、後に詳細に説明するように、第一の積（（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ））は、第一の車輪に入力される第一の前後力に関する車両の伝達特性、即ち第一の前後力に対する車体の前後加速度の比、換言すれば、第一の前後力に対する第一の前後力による車体加振力の比を表す。よって、上記の構成によれば、前後力が入力される第一の車輪のサスペンションの前後コンプライアンスを高くすることなく、少なくとも第二の車輪のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数の設定によって、第一の車輪に入力される前後力に対する車体加振力の比を小さくすることができる。従って、第一の車輪のサスペンションの前後コンプライアンスを高くすることに起因する車両の操縦安定性の低下をきたすことなく、第一の車輪に入力される前後力による車体の前後振動を低減し、車両の乗り心地性を向上させることができる。

〔発明の態様〕
本発明の一つの態様においては、評価指標値は、前記所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）における前記第一の積の二乗（{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）の最大値である。

上述のように、第一の積（（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ））は、第一の前後力に対する第一の前後力による車体加振力の比を表す。よって、上記態様によれば、評価指標値は、第一の前後力に対する第一の前後力による車体加振力の比の二乗であるので、評価指標値によって所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）における第一の前後力に対する車体加振力の比の大きさを判定することができる。

本発明の他の一つの態様においては、評価指標値は、車両の乗員が前記第一の前後力（Ｆ）に起因する前記車体の前後振動を感じ易いほど大きくなるよう前記第一の前後力（Ｆ）の周波数に応じて設定された第一の係数（Ｇ）と、前記所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）における前記第一の積の二乗（{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）と、の積（Ｇ{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）の最大値である。

車両の乗員が第一の前後力に起因する車体の前後振動を感じる際の感じ易さは、第一の前後力の周波数によって異なる。上記態様によれば、評価指標値は、第一の係数（Ｇ）と第一の積の二乗（{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）との積の最大値であり、第一の係数は車両の乗員が第一の前後力に起因する車体の前後振動を感じ易いほど大きくなるよう第一の前後力の周波数に応じて設定された値である。

よって、所定の周波数範囲における第一の前後力に対する車体加振力の比の大きさを判定するための評価指標値を、車両の乗員が第一の前後力に起因する車体の前後振動を感じ易いほど大きくすることができる。更に、評価指標値が所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）において取り得る値のうちの最小の値となる場合の第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を目標複素ばね定数として、第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数は目標複素ばね定数に設定される。

従って、所定の周波数範囲において車両の乗員が第一の前後力に起因する車体の前後振動を感じる感じ易さを考慮して、第一の車輪に入力される前後力に対する車体加振力の比が小さくなるように、第二の車輪のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を設定することができる。従って、車体の前後振動に対する車両の乗員の感じ易さが考慮されない場合に比して、乗員が第一の前後力に起因する車体の前後振動を感じ易い周波数域における車体の前後振動を低減することができる。

更に、本発明の他の一つの態様においては、評価指標値は、前記所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）の下限値（ｆl）から上限値（ｆh）まで前記第一の積の二乗（{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）を積分した値である。

上記態様によれば、評価指標値は、第一の前後力に対する第一の前後力による車体加振力の比の値を、所定の周波数範囲の下限値から上限値までの範囲について累積した値である。よって、下限値から上限値までの周波数範囲全体について第一の車輪に入力される前後力に対する車体加振力の比を小さくすることができる。

更に、本発明の他の一つの態様においては、第一及び第二の車輪はそれぞれ前輪及び後輪であり、第二の車輪に第二の前後力（Ｆ_Ｒ）が入力されたときの、前記車体が前記第二の車輪から受ける力である第二の伝達力（Ｆ_１Ｒ）及び前記車体の前後方向の変位（Ｘ_Ｒ）により表される車両の第二の感度（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）（ｓはラプラス演算子）と、前記第二の前後力（Ｆ_Ｒ）に対する前記第二の伝達力（Ｆ_１Ｒ）の比である第二の伝達力特性（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）と、の積（（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ））を第二の積として、前記評価指標値は、前記所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）における前記第一の積の二乗（{（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）・（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ）}^２）及び第二の積の二乗（{（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）}^２）の和の最大値である。

第二の積（（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ））は、第二の前後力に対する第二の前後力による車体加振力の比であり、上記態様によれば、評価指標値は、第一の積の二乗及び第二の積の二乗の和の最大値である。よって、評価指標値によって、第一の前後力に対する第一の前後力による車体加振力の比の大きさ及び第二の前後力に対する第二の前後力による車体加振力の比の大きさの和を低減することができる。従って、前輪及び後輪に前後力が入力される状況における車体の前後振動を低減することができる。

更に、本発明の他の一つの態様においては、車両の乗員が前記第一の前後力（Ｆ_Ｆ）に起因する前記車体の前後振動を感じ易いほど大きくなるよう前記第一の前後力（Ｆ_Ｆ）の周波数に応じて設定された係数を第一の係数（Ｇ1）とし、車両の乗員が前記第二の前後力（Ｆ_Ｒ）に起因する前記車体の前後振動を感じ易いほど大きくなるよう前記第二の前後力（Ｆ_Ｒ）の周波数に応じて設定された係数を第二の係数（Ｇ2）として、前記評価指標値は、前記第一の係数（Ｇ1）と前記第一の積の二乗（{（Ｘ _Ｆ ｓ ^２ ／Ｆ _１Ｆ ）・（Ｆ _１Ｆ ／Ｆ _Ｆ ）}^２）との積（Ｇ1{（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）・（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ）}^２）と、前記第二の係数（Ｇ2）と前記第二の積の二乗（{（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）}^２）との積（Ｇ2{（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）}^２）と、の和の最大値である。

前述のように、車両の乗員が第一の前後力（Ｆ_Ｆ）に起因する車体の前後振動を感じる際の感じ易さは、第一の前後力の周波数によって異なる。同様に、車両の乗員が第二の前後力（Ｆ_Ｒ）に起因する車体の前後振動を感じる際の感じ易さは、第二の前後力の周波数によって異なる。

上記態様によれば、評価指標値は、第一の係数と第一の積の二乗との積（Ｇ1{（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）・（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ）}^２）と、第二の係数と第二の積の二乗との積（Ｇ2{（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）}^２）と、の和の最大値である。第一の係数（Ｇ1）は、車両の乗員が第一の前後力（Ｆ_Ｆ）に起因する車体の前後振動を感じ易いほど大きくなるよう第一の前後力の周波数に応じて設定された値である。よって、第一の前後力に対する第一の前後力による車体加振力の比の大きさの指標値である第一の係数と第一の積の二乗との積を、車両の乗員が第一の前後力に起因する車体の前後振動を感じ易いほど大きくすることができる。

同様に、第二の係数（Ｇ2）は、車両の乗員が第二の前後力（Ｆ_Ｒ）に起因する車体の前後振動を感じ易いほど大きくなるよう第二の前後力の周波数に応じて設定された値である。よって、第二の前後力に対する第二の前後力による車体加振力の比の大きさの指標値である第二の係数と第二の積の二乗との積を、車両の乗員が第二の前後力に起因する車体の前後振動を感じ易いほど大きくすることができる。

よって、所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）において車両の乗員が第一及び第二の前後力に起因する車体の前後振動を感じる感じ易さを考慮して、前後力に対する車体加振力の比が小さくなるように、少なくとも第二の車輪のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を設定することができる。従って、車体の前後振動に対する車両の乗員の感じ易さが考慮されない場合に比して、乗員が第一及び第二の前後力に起因する車体の前後振動を感じ易い周波数域における車体の前後振動を低減することができる。

更に、本発明の他の一つの態様においては、前記第一及び第二の車輪はそれぞれ前輪及び後輪であり、前記第二の車輪に第二の前後力（Ｆ_Ｒ）が入力されたときの、前記車体が前記第二の車輪から受ける力である第二の伝達力（Ｆ_１Ｒ）及び前記車体の前後方向の変位（Ｘ_Ｒ）により表される車両の第二の感度（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）（ｓはラプラス演算子）と、前記第二の前後力（Ｆ_Ｒ）に対する前記第二の伝達力（Ｆ_１Ｒ）の比である第二の伝達力特性（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）と、の積（（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ））を第二の積として、前記評価指標値は、前記所定の周波数（ｆl〜ｆh）の下限値（ｆl）から上限値（ｆh）まで、前記第一の積の二乗（{（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）・（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ）}^２）と前記第二の積の二乗（{（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）}^２）との和を積分した値である。

第一の積（（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）・（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ））は、第一の前後力に対する第一の前後力による車体加振力の比であり、第二の積（（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ））は、第二の前後力に対する第二の前後力による車体加振力の比である。上記態様によれば、評価指標値は、第一の前後力に対する第一の前後力による車体加振力の比の二乗及び第二の前後力に対する第二の前後力による車体加振力の比の二乗の和を、所定の周波数（ｆl〜ｆh）の下限値（ｆl）から上限値（ｆh）までの範囲について累積した値である。よって、下限値から上限値までの周波数範囲全体について第一の車輪に入力される前後力に対する車体加振力の比及び第二の車輪に入力される前後力に対する車体加振力の比の和を小さくすることができる。従って、第一の車輪に第一の前後力が入力され、第二の車輪に第二の前後力が入力される状況における車体の前後振動を低減することができる。

更に、本発明の他の一つの態様においては、前記第二のサスペンションは、前記第二の車輪及び前記車体が互いに他に対し少なくとも車両前後方向に変位することを許容する弾性体と、前記弾性体の見かけのばね定数を変化させて前記第二のサスペンションの車両前後方向のコンプライアンスを変化させるばね特性可変装置とを含み、前記ばね特性可変装置は前記弾性体の見かけのばね定数を変化させることにより、前記第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を可変設定する。

上記態様によれば、第二のサスペンションは、第二の車輪及び車体が互いに他に対し少なくとも車両前後方向に変位することを許容する弾性体と、弾性体の見かけのばね定数を変化させて第二のサスペンションの車両前後方向のコンプライアンスを変化させるばね特性可変装置とを含んでいる。よって、ばね特性可変装置によって第二のサスペンションの車両前後方向のコンプライアンスを変化させることができるので、例えば車速及び積載量に応じて第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を最適の値に可変設定することができる。

更に、好ましい一つの態様においては、第二のサスペンションは、第二の車輪及び車体が互いに他に対し少なくとも車両前後方向に変位することを許容する弾性体を含み、弾性体の車両前後方向のばね特性が調整されることにより、第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数が設定される。

上記態様によれば、第二の車輪及び車体が互いに他に対し少なくとも車両前後方向に変位することを許容する弾性体の車両前後方向のばね特性を調整することにより、第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を設定することができる。

更に、他の一つの好ましい態様においては、第二のサスペンションは、車体に対する第二の車輪の上下振動を減衰させるショックアブソーバを含み、ショックアブソーバの車両前後方向の傾斜角が調整されることにより、第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数が設定される。

上記態様によれば、車体に対する第二の車輪の上下振動を減衰させるショックアブソーバの車両前後方向の傾斜角を調整することにより、第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を設定することができる。

更に他の一つの好ましい態様においては、第二のサスペンションは、第二の車輪及び車体が互いに他に対し少なくとも車両前後方向に変位することを許容する弾性体と、弾性体の車両前後方向のばね特性を変化させるばね特性可変装置とを含み、ばね特性可変装置は、車速及び車両の重量の少なくとも一方の変数に応じて弾性体の車両前後方向のばね特性を変更することにより、第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を可変設定するよう構成される。

上記態様によれば、車速及び車両の重量の少なくとも一方の変数に応じて弾性体の車両前後方向のばね特性を変更することができる。よって、車速及び車両の重量の少なくとも一方に応じて第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を可変設定することができる。

本発明の第一の実施形態にかかる車両のサスペンション装置の概要を示す側面図である。 第一の実施形態にかかる車両のサスペンション装置の概要を示す平面図である。 第一の実施形態における伝達特性Ｆ1／Ｆ（Ａ）及び車両の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１（Ｂ）を示すグラフである。 本発明の第二の実施形態にかかる車両のサスペンション装置における左右の後輪サスペンションの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２の設定の要領を示す説明図である。 本発明の第四の実施形態にかかる車両のサスペンション装置における左右の後輪サスペンションの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２の設定の要領を示す説明図である。 第四の実施形態における前輪から車体への前後力の合成の伝達特性を、他の種々の伝達特性と共に示すグラフである。 本発明の第六の実施形態にかかる車両のサスペンション装置における左右の後輪サスペンションの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２の設定の要領を示す説明図である。 本発明の第七の実施形態にかかる車両のサスペンション装置における左後輪サスペンションのばね特性可変装置を示す説明図である。 車両の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１の周波数特性、即ち周波数ｆと感度Ｘｓ^２／Ｆ_１との関係が、車速Ｖによって異なることを示すグラフである。 車速Ｖが高い状況についてコイルへの制御電流の供給が行われていない場合（点線）及びコイルへの制御電流の供給が行われている場合（破線）における車両の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１の周波数特性を示すグラフである。 車速Ｖが高い状況についてコイルへの制御電流の供給が行われていない場合（点線）及びコイルへの制御電流の供給が行われている場合（破線）における前後力の伝達特性Ｘｓ^２／Ｆの二乗を示すグラフである。 車両の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１の周波数特性、即ち周波数ｆと感度Ｘｓ^２／Ｆ_１との関係が、車両の積載状況によって異なることを示すグラフである。 車両のモデルを示す側面図である。 車両前後方向の力の伝達に関する簡略化された車両のモデルを示す図である。 入力輪から車体への前後力の伝達力特性Ｆ_１／Ｆの周波数特性を示すグラフである。 前後力に対する車両の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１の周波数特性を示すグラフである。

［実施形態において採用されている本発明の原理］
本発明の理解が容易になるよう、実施形態の説明に先立ち、図１３及び図１４を参照して本発明における車体の前後振動低減の原理について説明する。なお、図１３は、車両のモデルを示す側面図であり、図１４は、車両前後方向の力の伝達に関する簡略化された車両のモデルを示す図である。

図１３及び図１４に示されているように、車両１００は車体（ばね上）１０２から懸架された車輪１０４及び１０６を有する。車輪１０４は車体１０２の前後振動を引き起こす入力が作用する車輪（「入力輪」と指称する）であり、車輪１０６は入力輪に対し車両後方又は車両前方に位置する（「非入力輪」と指称する）。

入力輪１０４が路面１０８から受ける前後方向の入力をＦとし、車体１０２が入力輪１０４から受ける伝達力をＦ_１とし、伝達力Ｆ_１に起因する車体１０２の前後方向の変位をＸとする。前後力に関する車両１００の伝達特性は、前後方向の入力Ｆに対する前後方向の入力Ｆによる車体１０２の加振力の比であり、車体１０２の加振力はｓをラプラス演算子として車体の加速度Ｘｓ^２に比例するので、Ｘｓ^２／Ｆにて表される。下記の式（１）の通り、伝達特性Ｘｓ^２／Ｆは、前後力に対する車両１００の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１と、入力輪１０４から車体１０２への前後力の伝達力特性Ｆ_１／Ｆとの積であると考えることができる。
Ｘｓ^２／Ｆ＝（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ） …（１）

図１４に示されているように、入力輪１０４の前後方向の変位をＸ_１とし、入力輪１０４及び車体１０２の前後方向の相対変位（Ｘ_１−Ｘ）に対する力の特性（複素ばね定数）をＫ_１とすると、車体１０２が入力輪１０４から受ける伝達力Ｆ_１は、下記の式（２）により表される。
Ｆ_１＝Ｋ_１（Ｘ_１−Ｘ） …（２）

上記式（２）から解るように、伝達力Ｆ_１は入力輪１０４及び車体１０２の前後方向の相対変位（Ｘ_１−Ｘ）に対する力の特性Ｋ_１により決定される。そのため、車体１０２が入力輪１０４から受ける伝達力Ｆ_１を低減して車両の振動を低減すべく、従来は入力輪１０４自体のサスペンション１１０fのゴムブッシュなどの弾性係数を低くしてサスペンションの前後コンプライアンスを高くすることにより特性Ｋ_１の値を小さくすることが行われていた。しかし、サスペンション１１０fの前後コンプライアンスを高くすると、車両の走行安定性が低下するため、車両の走行安定性を低下させることなく、特性Ｋ_１の値を小さくすることは困難である。

本発明は、前後方向に隔置された二つの車輪１０４及び１０６の一方が路面１０８から受けて車体へ伝達される前後方向の入力Fに対し、他方の車輪がダイナミックダンパとして作用する効果があることに着目し、他方の車輪のサスペンションの車両前後方向の特性を最適に設定することによって車両の振動を低減する。

図１３及び図１４に示されているように、車両１００の入力輪である前輪１０４と車体１０２との間には、前後方向に弾性変形する複素ばね１１２fが存在し、前輪１０４のタイヤと路面１０８との間には、前後方向に作用する減衰装置１１４fが存在すると考えられてよい。同様に、非入力輪である後輪１０６と車体１０２との間には、前後方向に弾性変形する複素ばね１１２rが存在し、後輪１０６のタイヤと路面１０８との間には、前後方向に作用する減衰装置１１４rが存在すると考えられてよい。

よって、前後方向の力及び変位に関する車両１００のモデルとして、図１４に示された簡略化された車両モデル１１６を想定することができる。図１４に示されているように、車体１０２及び後輪１０６の質量をそれぞれＭ及びｍ_２とする。後輪１０６の前後方向の変位をＸ_２とし、後輪１０６のタイヤと路面１０８との間の減衰特性をＣ_２とする。後輪１０６のサスペンション１００rの前後方向の複素ばね定数をＫ_２とする。伝達力Ｆ_１による車体１０２及び後輪１０６の前後方向についての運動方程式として、それぞれ下記の（３）及び（４）が成立する。
ＭＸｓ^２＝Ｆ_１＋Ｋ_２（Ｘ_２−Ｘ） …（３）
ｍ_２Ｘ_２ｓ^２＝−Ｋ_２（Ｘ_２−Ｘ）−Ｃ_２Ｘ_２ｓ …（４）

なお、複素ばね定数Ｋ_２は、サスペンション１００rの前後方向のばね定数Ｋ_ＳＵＳと、サスペンションの前後方向の減衰係数Ｃ_ＳＵＳとラプラス演算子ｓとの積の和Ｋ_ＳＵＳ＋Ｃ_ＳＵＳｓである。ばね定数Ｋ_ＳＵＳは実数であるが、減衰係数Ｃ_ＳＵＳとラプラス演算子ｓとの積Ｃ_ＳＵＳｓは虚数である。図１４において、前輪１０４のサスペンション１００ｆの前後方向の複素ばね定数がＫ_１にて示され、前輪１０４のタイヤと路面１０８との間の減衰特性がＣ_１にて示されている。

上記式（３）及び（４）を整理することにより、それぞれ下記の（５）及び（６）が得られる。
（Ｍｓ^２＋Ｋ_２）Ｘ−Ｋ_２Ｘ_２＝Ｆ_１ …（５）
−Ｋ_２Ｘ＋（ｍ_２ｓ^２＋Ｋ_２＋Ｃ_２ｓ）Ｘ_２＝０ …（６）

上記式（５）及び（６）をマトリックスにて表現することにより下記の（７）の通り書き換えることができる。

ここで、後輪１０６のタイヤと路面との間の減衰特性Ｃ_２は、下記の（８）により表され、下記の（８）におけるh_２(s)は下記の（９）により表される。

上記式（８）及び（９）において、Ｕは車速であり、Ｐ_２は後輪１０６のドライビングスティフネスである。ｒ_２は後輪１０６の半径であり、Ｉ_Ｔ２は後輪１０６の慣性モーメントであり、Ｋ_Ｔｘ２は後輪１０６のタイヤの前後ばね定数である。

前後力に対する車両１０４の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１は、上記式（７）の右辺の逆行列により決定され、該逆行列は後輪１０６のサスペンションの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２及び後輪１０６のタイヤと路面との間の減衰特性Ｃ_２を含んでいる。よって、上記式（７）から、複素ばね定数Ｋ_２及び減衰特性Ｃ_２の値の少なくとも一方を調整することにより、前後力に対する車両１０４の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１を調整することができることが解る。

入力輪１０４から車体１０２への前後力の伝達力特性Ｆ_１／Ｆ及び前後力に対する車両１０４の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１は、何れも車体１０２が入力輪１０４から受ける伝達力Ｆ_１の周波数に依存する。伝達力特性Ｆ_１／Ｆ及び感度Ｘｓ^２／Ｆ_１は、例えばそれぞれ図１５及び図１６に示された周波数特性を有する。

伝達力特性Ｆ_１／Ｆの周波数特性は、図１５に示されているように、伝達力特性に固有の特定の周波数ｆ_ｓにおいてピーク値になる鮮鋭な山形をなす。これに対し、感度Ｘｓ^２／Ｆ_１の周波数特性は、図１６に示されているように、感度に固有の特定の周波数ｆ_ｔｖにおいて低い値になる谷形をなすと共に、感度に固有の特定の周波数ｆ_ｔｍにおいて高い値になる山形をなす。

上述のように、車両１００の前後力の伝達特性Ｘｓ^２／Ｆは、前後力に対する車両１００の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１と、前輪１０４から車体１０２への前後力の伝達力特性Ｆ_１／Ｆとの積であると考えることができる。よって、前後力の伝達特性Ｘｓ^２／Ｆを低減するためには、伝達力特性に固有の特定の周波数ｆ_ｓ（必要に応じて「ピーク周波数ｆ_ｓ」と指称する）及び感度に固有の特定の周波数ｆ_ｔｖができるだけ一致することが好ましい。即ち、ピーク周波数ｆ_ｓ及び感度に固有の特定の周波数ｆ_ｔｖが互いに大きく異なる場合には、伝達特性Ｘｓ^２／Ｆの値は大きい値になり、伝達力Ｆ_１に起因する車体１０２の前後方向の変位Ｘが大きくなる。これに対し、ピーク周波数ｆ_ｓ及び感度に固有の特定の周波数ｆ_ｔｖが同一又は互いに近い値である場合には、伝達特性Ｘｓ^２／Ｆの値は小さい値になり、伝達力Ｆ_１に起因する車体１０２の前後方向の変位Ｘが小さくなる。

更に、後輪１０６のサスペンション１１０ｒの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２及び後輪１０６のタイヤと路面との間の減衰特性Ｃ_２の少なくとも一方を調整することにより、感度に固有の特定の周波数ｆ_ｔｖ及びｆ_ｔｍを変化させることができる。よって、感度に固有の特定の周波数ｆ_ｔｖが伝達力特性に固有の特定の周波数ｆ_ｓと同一又は互いに近い値になるように、複素ばね定数Ｋ_２及び後輪１０６のタイヤと路面との間の特性Ｃ_２の少なくとも一方を調整することにより、伝達力Ｆ_１が入力輪１０４に作用することに起因する車体１０２の前後振動を低減することができる。

なお、車体１０２の前後振動を引き起こす入力が作用する車輪、即ち入力輪が後輪１０６であり、該入力輪に対し車両前方に位置する前輪１０４が非入力輪である場合にも、上記の制振作用と同様の制振作用が得られる。ただし、この場合には、前輪１０４のサスペンションの前後方向の複素ばね定数Ｋ_１及び前輪１０４のタイヤと路面との間の減衰特性Ｃ_１の少なくとも一方を調整することにより、感度に固有の特定の周波数ｆ_ｔｖ及びｆ_ｔｍが調整される。

なお、一般に、車輪のタイヤと路面との間の減衰特性Ｃ_１及びＣ_２の調整可能範囲は限定的である。よって、減衰特性Ｃ_１又はＣ_２の調整よりもサスペンションの前後方向の複素ばね定数Ｋ_１又はＫ _２ の調整が優先的に行われることが好ましい。

従って、本発明においては、感度に固有の特定の周波数ｆ _ｔｖ ができるだけ伝達力特性に固有の特定の周波数ｆ _ｓ と同一又は互いに近い値になるように、少なくとも非入力輪の複素ばね定数を調整することにより、伝達力が入力輪に作用することに起因する車体の前後振動が低減される。

次に、添付の図を参照しつつ、本発明の好ましい実施形態について詳細に説明する。

［第一実施形態］
図１及び図２は、それぞれ本発明の第一の実施形態にかかる車両のサスペンション装置１０の概要を示す側面図及び平面図である。これらの図に示されているように、サスペンション装置１０は、操舵輪である左右の前輪１２FL及び１２FRと、非操舵輪である左右の後輪１２RL及び１２RRとを有する車両１４に適用されている。サスペンション装置１０は、それぞれ前輪１２FL及び１２FRを車体１６から懸架する前輪サスペンション１８FL及び１８FRと、それぞれ後輪１２RL及び１２RRを車体１６から懸架する後輪サスペンション１８RL及び１８RRとを有している。

前輪１２FL及び１２FRは、それぞれ対応する車輪支持部材２０FL及び２０FRにより回転軸線２２FL及び２２FRの周りに回転可能に支持され、タイヤ２４FL及び２４FRにて路面２６に接するようになっている。同様に、後輪１２RL及び１２RRは、それぞれ対応する車輪支持部材２０RL及び２０RRにより回転軸線２２RL及び２２RRの周りに回転可能に支持され、タイヤ２４RL及び２４RRにて路面２６に接するようになっている。

前輪１２FL及び後輪１２RLは、車両１４の左側において互いに他に対し車両前後方向に隔置されており、それぞれ車両１４の左側における第一及び第二の車輪として機能する。同様に、前輪１２FR及び後輪１２RRは、車両１４の右側において互いに他に対し車両前後方向に隔置されており、それぞれ車両１４の右側における第一及び第二の車輪として機能する。

第一の実施形態及び後述の他の実施形態においては、前輪１２FL及び１２FRは駆動輪であり、後輪１２RL及び１２RRは従動輪であり、左右の前輪サスペンション１８FL及び１８FRの構造は、左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRの構造よりも複雑である。よって、左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２の設定の自由度は、左右の前輪サスペンション１８FL及び１８FRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_１の設定の自由度よりも高い。

前輪サスペンション１８FL及び１８FRは、それぞれサスペンションアーム２８FL及び２８FRを含んでいる。サスペンションアーム２８FL及び２８FRは、それぞれ内端にてゴムブッシュ装置３０FL及び３０FRにより車体１６に揺動可能に連結され、外端にてボールジョイントのようなジョイント３２FL及び３２FRにより車輪支持部材２０FL及び２０FRに揺動可能に連結されている。図１及び図２においては、サスペンションアーム２８FL及び２８FR、ゴムブッシュ装置３０FL及び３０FR、及びジョイント３２FL及び３２FRは、それぞれ一つずつしか図示されていないが、これらの部材はそれぞれ複数設けられていてよい。

同様に、後輪サスペンション１８RL及び１８RRは、それぞれサスペンションアーム２８RL及び２８RRを含んでいる。サスペンションアーム２８RL及び２８RRは、それぞれ内端にてゴムブッシュ装置３０RL及び３０RRにより車体１６に揺動可能に連結され、外端にてボールジョイントのようなジョイント３２RL及び３２RRにより車輪支持部材２０RL及び２０RRに揺動可能に連結されている。図１及び図２においては、サスペンションアーム２８RL及び２８RR、ゴムブッシュ装置３０RL及び３０RR、及びジョイント３２RL及び３２RRは、それぞれ一つずつしか図示されていないが、これらの部材もそれぞれ複数設けられていてよい。

車輪支持部材２０FL及び２０FRには、それぞれショックアブソーバ３４FL及び３４FRの下端が連結され、ショックアブソーバ３４FL及び３４FRの上端は車体１６に連結されている。ショックアブソーバ３４FL及び３４FRの上端は下端よりも車両後方に位置し、これによりショックアブソーバ３４FL及び３４FRは少なくとも車両前後方向にそれぞれθF傾斜して延在している。ショックアブソーバ３４FL及び３４FRの車両前後方向の傾斜方向は、図１に示された方向とは逆であってもよい。

同様に、車輪支持部材２０RL及び２０RRには、それぞれショックアブソーバ３４RL及び３４RRの下端が連結され、ショックアブソーバ３４RL及び３４RRの上端は車体１６に連結されている。ショックアブソーバ３４RL及び３４RRの上端は下端よりも車両前方に位置し、これによりショックアブソーバ３４RL及び３４RRは少なくとも車両前後方向にそれぞれθR傾斜して延在している。ショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜方向も、図１に示された方向とは逆であってもよい。

図１及び図２には詳細に示されていないが、ゴムブッシュ装置３０FL及び３０RLは、それぞれ互いに同心をなす内筒及び外筒と、内筒と外筒との間に介装されたゴムブッシュとを含んでいる。よって、ゴムブッシュ装置３０FL及び３０RLのゴムブッシュは、それぞれ車両１４の左側において前輪１２FL及び後輪１２RLが車体１６に対し車両前後方向に変位することを許容する主要な弾性体として機能する。更に、ショックアブソーバ３４FL及び３４RLは、それぞれ車両１４の左側において車体１６に対する前輪１２FL及び後輪１２RLの上下振動を減衰させる。

同様に、図１及び図２には詳細に示されていないが、ゴムブッシュ装置３０FR及び３０RRは、それぞれ互いに同心をなす内筒及び外筒と、内筒と外筒との間に介装されたゴムブッシュとを含んでいる。よって、ゴムブッシュ装置３０FR及び３０RRのゴムブッシュは、それぞれ車両１４の右側において前輪１２FR及び後輪１２RRが車体１６に対し車両前後方向に変位することを許容する主要な弾性体として機能する。更に、ショックアブソーバ３４FR及び３４RRは、それぞれ車両１４の右側において車体１６に対する前輪１２FR及び後輪１２RRの上下振動を減衰させる。

なお、サスペンション１８FL〜１８RRは、それぞれショックアブソーバ３４FL〜３４RRを含み、車輪１２FL〜１２RRに前後力Ｆが作用すると、車輪が車体１６に対し車両前後方向に変位することを許容する限り、任意の形式のサスペンションであってよい。サスペンション１８FL〜１８RRは、例えばマクファーソンストラット式、ダブルウィッシュボーン式、マルチリンク式、スイングアーム式のように独立懸架式のサスペンションであることが好ましい。しかし、左右輪のサスペンションの前後方向の複素ばね定数を個別に設定し得る限り、トーションビーム式サスペンションのように左右のサスペンションが連結されていてもよい。左右の前輪サスペンション１８FL及び１８FRは、互いに同一のサスペンション特性を有し、左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRは、互いに同一のサスペンション特性を有している。

路面２６から前輪１２FL及び１２FRに入力される第一の前後力をＦとし、車体１６が前輪１２FL及び１２FRから受ける伝達力をＦ_１とする。左右の前輪サスペンション１８FL及び１８FRの伝達力特性Ｆ_１／Ｆは、前輪１２FL及び１２FRが入力輪である場合について、図３（Ａ）に示された先鋭な山形をなす周波数特性を有する。図３（Ａ）に示されているように、伝達力特性Ｆ_１／Ｆの値は、前輪１２FL及び１２FRが路面２６から入力される第一の前後力Ｆの周波数が特定の周波数ｆ_ｓであるときにピーク値になる。よって、伝達力特性Ｆ_１／Ｆのピーク周波数はｆ_ｓである。

車両１４の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１は、前輪１２FL及び１２FRが入力輪である場合について、図３（Ｂ）において実線にて示されているように、周波数ｆ_ｔｖにおいて低い値になる穏やかな谷形をなし、周波数ｆ_ｔｍにおいて高い値になる穏やかな山形をなす周波数特性を有している。図３（Ｃ）において実線にて示されているように、第一の積である感度Ｘｓ^２／Ｆ_１と伝達力特性Ｆ_１／Ｆとの積（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ）の二乗は、前後力Ｆの周波数によって変化する。伝達力特性Ｆ_１／Ｆ及び感度Ｘｓ^２／Ｆ_１の周波数特性は、左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２によって異なり、よってピーク周波数ｆ_ｓ及び感度に固有の特定の周波数ｆ_ｔｖは、複素ばね定数Ｋ_２によって異なる値になる。従って、第一の積の二乗の最大値は、複素ばね定数Ｋ_２によって異なる値になる。

第一の実施形態における評価指標値Ｅ1は、予め設定された所定の周波数範囲ｆl〜ｆhにおける第一の積の二乗のうちの最大値であり、下記の式（１０）にて表される。なお、下記の式（１０）において、ＭＡＸは、後輪サスペンション１８RL及び１８RRのコンプライアンスなどの条件によって異なる［］内の値のうちの最大値を意味し、このことは後述の同様の他の式についても同様である。
Ｅ1＝ＭＡＸ［｛（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ）｝^２］ …（１０）

所定の周波数範囲の下限値ｆl及び上限値ｆhは、Δｆl及びΔｆhを正の定数として、それぞれｆ_ｓ−Δｆl及びｆ_ｓ＋Δｆhである。よって、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhは、ピーク周波数ｆ_ｓを含むように設定されている。なお、Δｆl及びΔｆhは同一の値であってもよく、互いに異なる値であってもよい。所定の周波数範囲ｆl〜ｆhは、車両の乗員が車体１６の前後振動を感じ易い周波数帯域Ｂpl〜Ｂphの少なくとも一部が含まれるよう、周波数帯域Ｂpl〜Ｂphを考慮して設定されることが好ましい。

第一の実施形態においては、評価指標値Ｅ1が最小値Ｅ1minになるように、左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２が設定される。即ち、評価指標値Ｅ1が最小値Ｅ1minになるときの複素ばね定数Ｋ_２を目標複素ばね定数Ｋ_２tとして、複素ばね定数Ｋ_２は目標複素ばね定数Ｋ_２tに設定される。後述のように、評価指標値Ｅ1が最小値Ｅ1minになるのは、感度Ｘｓ^２／Ｆ_１の谷に対応する周波数ｆ_ｔｖがピーク周波数ｆ_ｓと実質的に同一の値に設定される場合である。

複素ばね定数Ｋ_２の設定は、例えば以下の要領にて行われる。まず、ショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜角θRが、予め設定された調整範囲θRmin〜θRmaxのうちの最小値θRminに設定される。なお、調整範囲の下限値θRmin及び上限値θRmaxは、何れも正の定数である。

次いで、左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRのゴムブッシュ装置３０RL及び３０RRのばね定数などが種々の値に設定され、シミュレーション又は実験により、第一の積（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ）の二乗が演算される。演算された複数の第一の積の二乗のうちの最大値が傾斜角θR＝下限値θRminについての評価指標値Ｅ1に決定される。傾斜角θRが下限値θRminから上限値θRmaxまでΔθR（正の定数）毎に順次増大され、各傾斜角θRについて以上の手順が行われることにより、各傾斜角θRについて評価指標値Ｅ1が決定される。

このようにして決定された複数の評価指標値Ｅ1のうちの最小値Ｅ1minが特定され、その最小値Ｅ1minに対応するゴムブッシュ装置３０FR及び３０RRのばね定数など及びショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜角θRが特定される。後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の最適の複素ばね定数Ｋ_２は、以上の通り特定される後輪サスペンション１８RL及び１８RRの車両前後方向のコンプライアンス及び傾斜角θRにより一義的に決定される。よって、左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRの車両前後方向のコンプライアンス及びショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜角θRが、それぞれ特定された値に設定され、これにより複素ばね定数Ｋ_２が最適の値に設定される。この場合、複素ばね定数Ｋ_２の具体的な値が求められる必要はない。このことは、後述の他の実施形態においても同様である。

なお、前述のように、左右の前輪サスペンション１８FL及び１８FRは、互いに同一のサスペンション特性を有し、左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRは、互いに同一のサスペンション特性を有している。よって、左右の一方の後輪サスペンション１８RL及び１８RRの一方について、車両前後方向のコンプライアンス及びショックアブソーバ３４RL又は３４RRの車両前後方向の傾斜角θRが求められる。左右の他方の後輪サスペンション１８RL又は１８RRの車両前後方向のコンプライアンス及びショックアブソーバ３４RL又は３４RRの車両前後方向の傾斜角θRは、それぞれ上記求められた値に設定される。

以上のように後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２が設定されると、感度Ｘｓ^２／Ｆ_１と伝達力特性Ｆ_１／Ｆとの積である第一の積の二乗は、図３（Ｃ）において実線にて示された周波数特性になる。感度Ｘｓ^２／Ｆ_１のピーク値は、周波数ｆ_ｔｖがピーク周波数ｆ_ｓと実質的に同一の値でない場合に比して、低い値である。例えば、車両の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１が図３（Ｂ）において破線にて示された周波数特性を有する比較例の場合には、第一の積の二乗は、図３（Ｃ）において破線にて示された周波数特性になる。従って、第一の実施形態によれば、比較例のような場合に比して、ピーク周波数ｆ_ｓ及びその近傍の周波数域における第一の積の二乗のピーク値を低くすることができ、これにより前輪にて前後力を受ける場合の車体１６の前後振動のピークを低減することができる。

この場合、前後力Ｆが入力される前輪のサスペンション１８FL及び１８FRの前後コンプライアンスを高くすることなく、後輪のサスペンション１８RL又は１８RRの車両前後方向の複素ばね定数Ｋ_２の設定によって、前輪１２FL及び１２FRに入力される前後力Ｆに対する車体加振力の比を小さくすることができる。従って、前輪のサスペンション１８FL及び１８FRの前後コンプライアンスを高くすることに起因する車両１４の操縦安定性の低下をきたすことなく、前輪１２FL及び１２FRに入力される前後力Ｆによる車体１６の前後振動を低減し、車両１４の乗り心地性を向上させることができる。なお、この作用効果は、後述の他の実施形態においても同様に得られる。

［第二の実施形態］
第二の実施形態における評価指標値は、予め設定された所定の周波数範囲ｆl〜ｆhにおける、ゲインＧと第一の積（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ）の二乗との積の最大値であり、下記の式（１１）にて表されるＥ2である。
Ｅ2＝ＭＡＸ［Ｇ｛（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ）｝^２］ …（１１）

なお、ゲインＧは、前後力Ｆが前輪１２FL及び１２FRに入力される状況において、車両１４の乗員が車体１６の前後振動を感じ易い度合を反映させるためのゲインであり、第一の係数として機能する。具体的には、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhが、複数の周波数域Ｆ_１〜Ｆ_ｎ（ｎは正の一定の整数）に区分され、ゲインＧは、車両の乗員が車体１６の前後振動を感じ易いほど大きくなるように、周波数域Ｆ_１〜Ｆ_ｎ毎に０以上で１以下の値に設定される。

第二の実施形態においては、評価指標値Ｅ2が最小値Ｅ2minになるように、第一の実施形態の場合と同様の要領にて左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２が設定される。即ち、評価指標値Ｅ2が最小値Ｅ2minになるときの複素ばね定数Ｋ_２を目標複素ばね定数Ｋ_２tとして、複素ばね定数Ｋ_２は目標複素ばね定数Ｋ_２tに設定される。

具体的には、傾斜角θRが下限値θRminから上限値θRmaxまでΔθR毎に順次増大され、各傾斜角θRについて下記の手順が行われることにより、各傾斜角θRについて評価指標値Ｅ2が決定される。即ち、各傾斜角θRについて、ゴムブッシュ装置３０RL及び３０RRのばね定数などが種々の値に設定され、シミュレーション又は実験により、ゲインＧと第一の積（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ）の二乗との積が演算され、演算された複数の積のうちの最大値が評価指標値Ｅ2に決定される。

このようにして決定された複数の評価指標値Ｅ2のうちの最小値Ｅ2minが特定される。更に、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの車両前後方向のコンプライアンス及びショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜角θRが、それぞれ最小値Ｅ2minに対応する値に設定され、これにより複素ばね定数Ｋ_２が最適の値に設定される。

第二の実施形態によれば、評価指標値Ｅ2は、予め設定された所定の周波数範囲ｆl〜ｆhにおける、ゲインＧと第一の積（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ）の二乗との積の最大値である。ゲインＧは、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhの複数の周波数域Ｆ_１〜Ｆ_ｎ毎に、車両の乗員が車体１６の前後振動を感じ易いほど大きくなるように設定される。よって、車両の乗員が第一の前後力に起因する車体１６の前後振動を感じ易いほど、評価指標値Ｅ2を大きくすることができる。なお、ゲインＧは、ＩＳＯ０２６３１に規定された重みづけを考慮して人に影響する可能性が高い周波数に対するゲインが高くなるよう設定されることが好ましい。

後輪サスペンション１８RL及び１８RRの車両前後方向の複素ばね定数Ｋ_２は、複数の評価指標値Ｅ2のうちの最小値Ｅ2minに対応する値になるように設定される。従って、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhにおいて、車両１４の乗員が前輪に入力される前後力Ｆに起因する車体の前後振動を感じる感じ易さを考慮して、前後力Ｆに対する車体加振力の比（Ｘｓ^２／Ｆ）が小さくなるように、複素ばね定数Ｋ_２を最適の値に設定することができる。従って、車体の前後振動に対する車両の乗員の感じ易さが考慮されない場合に比して、乗員が前後力Ｆに起因する車体の前後振動を感じ易い周波数域における車体の前後振動を低減することができる。

［第三の実施形態］
図４は、本発明の第三の実施形態にかかる車両のサスペンション装置１０における左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２の調整の要領を示す説明図である。

第三の実施形態においては、左右前輪のばね下（それぞれ前輪１２FL及び１２FR及び車輪支持部材２０FL及び２０FRなど）の共振周波数をｆ_rとして、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhは共振周波数ｆ_r及びピーク周波数ｆ_ｓを含むように予め設定される。この実施形態においても、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhは、車両１４の乗員が車体１６の前後振動を感じ易い周波数帯域Ｂpl〜Ｂphの少なくとも一部を含むよう、周波数帯域Ｂpl〜Ｂphを考慮して設定されることが好ましい。なお、これらのことは、後述の第六の実施形態においても同様である。

第三の実施形態における評価指標値は、下記の式（１２）にて表されるＥ3である。評価指標値Ｅ3の値は、第一の積（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ）の二乗と周波数ｆとの関係を示す図４に示されているように、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhにおける第一の積の二乗の曲線より下方のハッチングが施された領域の面積に等しい。

第三の実施形態においては、評価指標値Ｅ3が上記式（１２）に従って演算される点を除き、第一及び第二の実施形態の場合と同様の要領にて、評価指標値Ｅ3が最小値Ｅ3minになるように、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２が設定される。即ち、評価指標値Ｅ3が最小値Ｅ3minになるときの複素ばね定数Ｋ_２を目標複素ばね定数Ｋ_２tとして、複素ばね定数Ｋ_２は目標複素ばね定数Ｋ_２tに設定される。

具体的には、第一の実施形態の場合と同様に、ショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜角θRが、下限値θRminに設定される。ゴムブッシュ装置３０RL及び３０RRのばね定数などが種々の値に設定され、シミュレーション又は実験により、上記式（１２）に従って評価指標値Ｅ3が演算される。傾斜角θRが下限値θRminから上限値θRmaxまでΔθR毎に順次増大され、各傾斜角θRについて上記要領にて評価指標値Ｅ3の演算が行われることにより、各傾斜角θRについて評価指標値Ｅ3が演算される。

このようにして演算された複数の評価指標値Ｅ3のうちの最小値Ｅ3minが特定される。更に、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの車両前後方向のコンプライアンス及びショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜角θRが、それぞれ最小値Ｅ3minに対応する値に設定され、これにより複素ばね定数Ｋ_２が最適の値に設定される。

第三の実施形態によれば、評価指標値Ｅ3の［］内の値は、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhに亘り第一の積（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ）の二乗を積分した値であり、図４においてハッチングが施された領域の面積に等しい。よって、評価指標値Ｅ3は、前輪に入力される前後力Ｆに対する車体加振力の比（Ｘｓ^２／Ｆ）の値を、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhについて累積した値である。従って、所定の周波数範囲ｆl〜ｆh全体について、前輪に入力される前後力Ｆに対する車体加振力の比（Ｘｓ^２／Ｆ）を小さくし、これにより前輪に前後力Ｆが入力される状況における車体１６の前後振動を低減することができる。

特に、第三の実施形態によれば、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhは、前輪のばね下共振周波数ｆ_r及びピーク周波数ｆ_ｓを含むように予め設定される。よって、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhが前輪のばね下共振周波数ｆ_rを含まない場合に比して、前輪のばね下共振を低減し、前輪のばね下共振による車体の加振を低減することができる。なお、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhは前輪のばね下共振周波数ｆ_rを含んでいなくてもよい。

［第四の実施形態］
図５は、本発明の第四の実施形態にかかる車両のサスペンション装置１０における左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２の設定の要領を示す説明図である。なお、図５（Ａ）及び図５（Ｂ）は、それぞれ図３（Ａ）及び図３（Ｂ）に対応している。この実施形態及び後述の他の実施形態において、添え字の「Ｆ」及び「Ｒ」はそれぞれ前輪及び後輪を意味する。

上述の第一乃至第三の実施形態においては、前輪１２FL及び１２FRが入力輪であり、後輪１２RL及び１２RRが非入力輪である。実際の車両においては、前輪及び後輪の何れにも路面から前後力が入力される。よって、この実施形態においては、左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２は、前後力が後輪に入力されることによる車体の前後振動もできるだけ低減されるように、設定される。

図３に示された振動特性を有する車両１４において、前後力Ｆ_Fが前輪１２FL及び１２FRに入力され、前後力Ｆ_Ｒが後輪１２RL及び１２RRに入力されるとする。車体１６が前輪１２FL及び１２FRから受ける伝達力をＦ_１Ｆとし、車体１６が後輪１２RL及び１２RRから受ける伝達力をＦ_１Ｒとする。後輪１２RL及び１２RRから車体１６への前後力の伝達力特性Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ及び前後力に対する車両１４の感度Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒは、一般に、それぞれ図５（Ｃ）及び図５（Ｄ）に示された周波数特性を有する。図５（Ｃ）に示されているように、後輪における伝達力特性Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒがピーク値になる特定の周波数ｆ_ｓＲは、前輪における伝達力特性Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆがピーク値になる特定の周波数ｆ_ｓＦとは異なる。同様に、図５（Ｄ）に示されているように、後輪における感度Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒが谷底の値になる特定の周波数ｆ_ｔｖＲは、前輪における感度Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆが谷底の値になる特定の周波数ｆ_ｔｖＦとは異なる。

第四の実施形態における評価指標値は、下記の式（１３）にて表されるＥ4である。後輪における伝達力特性Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒと感度Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒとの積（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）を第二の積と指称する。上述の第一の実施形態における評価指標値Ｅ1との比較から解るように、評価指標値Ｅ4は、第一の積（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ）の二乗と第二の積（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）の二乗との和の最大値である。
Ｅ4＝ＭＡＸ［｛(Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ) (Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ)｝^２
+｛(Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ) (Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ)｝^２］ …（１３）

第四の実施形態においては、上述の他の実施形態の場合と同様の要領にて、評価指標値Ｅ4が最小値Ｅ4minになるように、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２が設定される。即ち、評価指標値Ｅ4が最小値Ｅ4minになるときの複素ばね定数Ｋ_２を目標複素ばね定数Ｋ_２tとして、複素ばね定数Ｋ_２は目標複素ばね定数Ｋ_２tに設定される。

具体的には、傾斜角θRが下限値θRminから上限値θRmaxまでΔθR毎に順次増大され、各傾斜角θRについて下記の手順が行われることにより、各傾斜角θRについて評価指標値Ｅ4が決定される。即ち、各傾斜角θRについて、ゴムブッシュ装置３０RL及び３０RRのばね定数などが種々の値に設定され、シミュレーション又は実験により、第一の積の二乗と第二の積の二乗との和が演算され、演算された複数の和のうちの最大値が評価指標値Ｅ4に決定される。

このようにして演算された複数の評価指標値Ｅ4のうちの最小値Ｅ4minが特定される。更に、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの車両前後方向のコンプライアンス及びショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜角θRが、それぞれ最小値Ｅ4minに対応する値に設定され、これにより複素ばね定数Ｋ_２が最適の値に設定される。

図６において、実線は、前後力Ｆ_Ｆが前輪１２FL及び１２FRに入力され、前後力Ｆ_Ｒが後輪１２RL及び１２RRに入力されるときの合成の伝達特性、即ち第一の積の二乗と第二の積の二乗との和を示している。一点鎖線は、前後力Ｆ_Ｆが前輪１２FL及び１２FRに入力されるときの伝達特性を示しており、二点鎖線は、前後力Ｆ_Ｒが後輪１２RL及び１２RRに入力されるときの伝達特性を示している。更に、破線は、上述の図３（Ｃ）に示された比較例の周波数特性を示している。

第四の実施形態によれば、評価指標値Ｅ4は、第一の積（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ）の二乗と第二の積（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）の二乗との和の最大値である。第一の積（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ）は、前輪に入力される前後力Ｆ_Ｆに対する車体加振力の比（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_Ｆ）に対応し、第二の積（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）は、後輪に入力される前後力Ｆ_Ｒに対する車体加振力の比（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_Ｒ）に対応する。よって、評価指標値Ｅ4によって、前輪に入力される前後力Ｆ_Ｆに対する車体加振力の比（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_Ｆ）の大きさ及び後輪に入力される前後力Ｆ_Ｒに対する車体加振力の比（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_Ｒ）の大きさの和を判定することができる。

また、第四の実施形態によれば、複数の評価指標値Ｅ4のうちの最小値Ｅ4minが特定される。更に、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの車両前後方向のコンプライアンス及びショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜角θRが、それぞれ最小値Ｅ4minに対応する値に設定されることにより、複素ばね定数Ｋ_２が最適の値に設定される。よって、前輪に入力される前後力Ｆ_Ｆに対する車体加振力の比（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_Ｆ）の大きさ及び後輪に入力される前後力Ｆ_Ｒに対する車体加振力の比（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_Ｒ）の大きさの和が最小になるように、複素ばね定数Ｋ_２を設定することができる。従って、前輪及び後輪に前後力が入力される状況における車体１６の前後振動を低減することができる。

［第五の実施形態］
第五の実施形態における評価指標値は、下記の式（１４）にて表されるＥ5である。下記の式（１４）の第１項の［］内の値は、ゲインＧ1と第一の積の二乗との積であり、第２項の［］内の値は、ゲインＧ2と第二の積の二乗との積である。
Ｅ5＝ＭＡＸ［Ｇ1｛(Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ) (Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ)｝^２
+Ｇ2｛(Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ) (Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ)｝^２］ …（１４）

上記式（１４）において、ゲインＧ1は、第二の実施形態におけるゲインＧと同様に、前後力Ｆ_Ｆが前輪１２FL及び１２FRに入力される状況において、車両１４の乗員が車体１６の前後振動を感じ易い度合を反映させるためのゲインであり、第一の係数として機能する。ゲインＧ2は、前後力Ｆ_Ｒが後輪１２RL及び１２RRに入力される状況において、車両１４の乗員が車体１６の前後振動を感じ易い度合を反映させるためのゲインであり、第二の係数として機能する。具体的には、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhが、複数の周波数域Ｆ_１〜Ｆ_ｎに区分され、ゲインＧ1及びＧ2は、車両の乗員が車体１６の前後振動を感じ易いほど大きくなるよう、周波数域Ｆ_１〜Ｆ_ｎ毎に０以上で１以下の値に設定される。

第五の実施形態においては、上述の他の実施形態の場合と同様の要領にて、評価指標値Ｅ5が最小値Ｅ5minになるように、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２が設定される。即ち、評価指標値Ｅ5が最小値Ｅ5minになるときの複素ばね定数Ｋ_２を目標複素ばね定数Ｋ_２tとして、複素ばね定数Ｋ_２は目標複素ばね定数Ｋ_２tに設定される。

具体的には、傾斜角θRが下限値θRminから上限値θRmaxまでΔθR毎に順次増大され、各傾斜角θRについて下記の手順が行われることにより、各傾斜角θRについて評価指標値Ｅ5が決定される。即ち、各傾斜角θRについて、ゴムブッシュ装置３０RL及び３０RRのばね定数などが種々の値に設定され、シミュレーション又は実験により、ゲインＧ1と第一の積の二乗との積と、ゲインＧ2と第二の積の二乗との積との和が演算され、演算された複数の和のうちの最大値が評価指標値Ｅ5に決定される。

このようにして演算された複数の評価指標値Ｅ5のうちの最小値Ｅ5minが決定される。更に、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの車両前後方向のコンプライアンス及びショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜角θRが、それぞれ最小値Ｅ5minに対応する値に設定され、これにより複素ばね定数Ｋ_２が最適の値に設定される。

第五の実施形態によれば、評価指標値Ｅ5は、ゲインＧ1と第一の積の二乗との積と、ゲインＧ2と第二の積の二乗との積と、の和Ｇ1｛(Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ) (Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ)｝^２+Ｇ2｛(Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ) (Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ)｝^２の最大値である。ゲインＧ1及びＧ2は、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhにおいて車両の乗員が車体１６の前後振動を感じ易いほど大きくなるように設定される。なお、この実施形態においても、ゲインＧ1及びＧ2は、ＩＳＯ０２６３１に規定された重みづけを考慮して人に影響する可能性が高い周波数に対するゲインが高くなるよう設定されることが好ましい。

よって、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhにおいて車両１４の乗員が前後力Ｆ_Ｆ及びＦ_Ｒに起因する車体の前後振動を感じ易いほど、前後力に対する車体加振力の比が小さくなるように、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２を設定することができる。従って、車体の前後振動に対する車両の乗員の感じ易さが考慮されない場合に比して、乗員が前後力Ｆ_Ｆ及びＦ_Ｒに起因する車体の前後振動を感じ易い周波数域における車体の前後振動を低減することができる。

［第六の実施形態］
図７は、本発明の第六の実施形態にかかる車両のサスペンション装置１０における左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２の設定の要領を示す説明図である。

第六の実施形態における評価指標値は、下記の式（１５）にて示されるＥ6である。図７は、前輪が入力輪である場合の第一の積の二乗と後輪が入力輪である場合の第二の積の二乗との和と周波数ｆとの関係を示している。評価指標値Ｅ6の値は、図７において、所定の周波数範囲の下限値ｆlから上限値ｆhまでの上記和の曲線より下方のハッチングが施された領域の面積に等しい。

第六の実施形態においては、評価指標値Ｅ3が評価指標値Ｅ6に置き換えられる点を除き、第三の実施形態の場合と同様の要領にて、評価指標値Ｅ6が演算され、演算された評価指標値Ｅ6のうちの最小値Ｅ6minが決定される。更に、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの車両前後方向のコンプライアンス及びショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜角θRが、それぞれ最小値Ｅ6minに対応する値に設定され、これにより複素ばね定数Ｋ_２が最適の値に設定される。即ち、評価指標値Ｅ6が最小値Ｅ6inになるときの複素ばね定数Ｋ_２を目標複素ばね定数Ｋ_２tとして、複素ばね定数Ｋ_２は目標複素ばね定数Ｋ_２tに設定される。

第六の実施形態によれば、評価指標値Ｅ6は、前後力Ｆ_Ｆに対する前後力Ｆ_Ｆによる車体加振力の比の二乗及び前後力Ｆ_Ｒに対する前後力Ｆ_Ｒによる車体加振力の比の二乗の和を、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhについて累積した値である。よって、所定の周波数範囲ｆl〜ｆh全体について、前輪に入力される前後力Ｆ_Ｆに対する車体加振力の比及び後輪に入力される前後力Ｆ_Ｒに対する車体加振力の比の和を小さくすることができる。従って、所定の周波数範囲ｆl〜ｆh全体について、前輪及び後輪にそれぞれ前後力Ｆ_Ｆ及びＦ_Ｒが入力される状況における車体１６の前後振動を低減することができる。

［第七の実施形態］
図８は、本発明の第七の実施形態にかかる車両のサスペンション装置１０における左後輪サスペンション１８RLのばね特性可変装置４０RLを示す説明図である。なお、図には示されていないが、右後輪サスペンション１８RRにも、ばね特性可変装置４０RLと同様に構成されたばね特性可変装置（必要に応じて、ばね特性可変装置４０RRと指称する）が設けられている。

第七の実施形態におけるばね特性可変装置４０RL及び４０RRは、上述の第一乃至第六の実施形態の何れに適用されてもよい。第一乃至第六の実施形態の場合と同様に、複素ばね定数Ｋ_２は、評価指標値Ｅ1〜Ｅ6がそれぞれ最小値Ｅ1min〜Ｅ6minになるときの複素ばね定数Ｋ_２である目標複素ばね定数Ｋ_２tに設定される。

ばね特性可変装置４０RLは、左後輪サスペンション１８RLのゴムブッシュ装置３０RLに適用されている。ゴムブッシュ装置３０RLは、軸線４２に整合して互いに同心をなす内筒４４及び外筒４６と、内筒と外筒との間に介装された弾性体としてのゴムブッシュ４８とを含んでいる。ゴムブッシュ４８は後輪２４RL及び車体１６が互いに他に対し少なくとも車両前後方向に変位することを許容する弾性体として機能する。外筒４６には溶接などの手段によりサスペンションアーム２８RLの一端が一体的に連結されている。

ゴムブッシュ４８には、軸線４２に対し実質的に前後方向に互いに隔置された位置に俗に「すぐり」と呼ばれる一対の内部空間５０が設けられており、該内部空間５０には磁性流体５２が充填されている。外筒４６とゴムブッシュ４８との間には、ゴムブッシュ４８の周りに延在する円筒状をなすコイル５４が設けられており、コイル５４は駆動回路５６から制御電流が供給されることにより、必要に応じてゴムブッシュ４８に磁界を付与するようになっている。駆動回路５６によるコイル５４への制御電流の供給は、電子制御装置５８により制御されるようになっている。

ゴムブッシュ４８に磁界が付与されると、内部空間５０内の磁性流体５２はその磁界の影響を受け、磁性微粒子が磁界に整合する。その結果、内部空間５０の形状変形の自由度が低下し、ゴムブッシュ４８の変形が抑制されるので、ばね特性可変装置４０RLはゴムブッシュ装置３０RLのゴムブッシュ４８の見かけのばね定数を増大させる。よって、後輪サスペンション１８RLの車両前後方向のコンプライアンスが低下し、コンプライアンスの低下度合は、ゴムブッシュ４８に付与される磁界の強さに比例する。

図９に示されているように、車両１４の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１の周波数特性、即ち周波数ｆと感度Ｘｓ^２／Ｆ_１との関係は、車速Ｖによって異なる。特に、周波数ｆ_ｔｖの近傍における谷の深さ及び周波数ｆ_ｔｍの近傍における山の高さは、車速が高いほど小さくなり、谷の幅は、車速が高いほど大きくなる。そのため、各実施形態の評価指標値Ｅ1〜Ｅ6のうちの最小値Ｅ1min〜Ｅ6minは、車速が高いほど大きくなり、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２の最適設定による車体振動の低減効果が小さくなる。このことから、本発明による車体振動の低減効果は、低車速域において高いことが解る。

図１０の点線及び破線は、それぞれ、車速Ｖが高い状況についてコイル５２への制御電流の供給が行われていない場合及びコイル５２への制御電流の供給が行われている場合における車両１４の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１の周波数特性を示している。点線と破線との比較から解るように、制御電流の供給により後輪サスペンション１８RLの車両前後方向のコンプライアンスが低下されると、周波数ｆ_ｔｖが高周波数側へ変化する。

図１１の点線及び破線は、それぞれ、車速Ｖが高い状況についてコイル５２への制御電流の供給が行われていない場合及びコイル５２への制御電流の供給が行われている場合における感度Ｘｓ^２／Ｆ_１と伝達力特性Ｆ_１／Ｆとの積である伝達特性Ｘｓ^２／Ｆの二乗を示している。図１１の点線と破線との比較から、コイル５２へ制御電流を供給することにより、制御電流がコイル５２へ供給されていないときの周波数ｆ_ｔｖ０よりも高周波数側の伝達特性Ｘｓ^２／Ｆを低下させることができることが解る。

一般に、車両の乗員は、高速走行時にはコイル５２への制御電流の供給が行われていないときの周波数ｆ_ｔｖ０よりも高周波数側の前後振動を感じ易い。よって、第七の実施形態によれば、車速Ｖが高いほどコイル５２へ供給される制御電流を高くすることにより、高速走行時における前輪から車体への前後力の伝達を効果的に抑制し、これにより車両の乗員が車体の前後振動を感じる度合を効果的に低減することができる。

なお、図１２に示されているように、車両１４の感度Ｘｓ^２／Ｆ_１の周波数特性、即ち周波数ｆと感度Ｘｓ^２／Ｆ_１との関係は、車両の積載状況によっても異なる。よって、車両の積載状況が判定され、その判定結果に基づいて車両の積載量が低いほどコイル５２へ供給される制御電流が高くされることにより、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの車両前後方向のコンプライアンスが可変設定されてもよい。

以上においては、本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。

例えば、上述の各実施形態においては、前輪１２FL及び１２FRが入力輪、即ち第一の車輪であり、後輪１２RL及び１２RRが第二の車輪である。しかし、前輪サスペンション１８FL及び１８FRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_１の設定の自由度が、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２の設定の自由度よりも高い場合には、後輪が第一の車輪であり、前輪が第二の車輪であるよう修正されてよい。その場合には、評価指標値が最小値になるように、後輪サスペンション１８RL及び１８RRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_２ではなく、前輪サスペンション１８FL及び１８FRの前後方向の複素ばね定数Ｋ_１が最適値に設定される。

また、上述の各実施形態においては、複素ばね定数Ｋ_２を最適値に設定するために、ショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の傾斜角θR及び後輪サスペンション１８RL及び１８RRのゴムブッシュ装置３０RL及び３０RRのばね定数など調整されるようになっている。しかし、傾斜角θR及びゴムブッシュ装置のばね定数などの調整に加えて、例えば後輪のタイヤのケーシング剛性の調整などによって、後輪のタイヤと路面との間の特性Ｃ_２の値が調整されるよう修正されてもよい。

また、上述の各実施形態においては、ショックアブソーバ３４RL及び３４RRの車両前後方向の各傾斜角θRについてゴムブッシュ装置３０RL及び３０RRのばね定数などが種々の値に設定されることにより、各傾斜角θRについて評価指標値が決定される。更に、評価指標値の最小値が特定され、該最小値に対応する傾斜角θR及び後輪サスペンション１８RL及び１８RRの車両前後方向のコンプライアンスがそれらの最適値に設定され、これにより複素ばね定数Ｋ_２が最適値に設定される。しかし、評価指標値の最小値に基づいて複素ばね定数Ｋ_２の最適値が求められ、複素ばね定数Ｋ_２をその最適値にするための傾斜角θR及び後輪サスペンション１８RL及び１８RRのコンプライアンスの最適値が求められてもよい。

また、上述の各実施形態においては、左右の前輪サスペンション１８FL及び１８FRは、互いに同一のサスペンション特性を有し、左右の後輪サスペンション１８RL及び１８RRは、互いに同一のサスペンション特性を有している。しかし、本発明のサスペンション装置は、左右のサスペンションが互いに異なるサスペンション特性を有する車両に適用されてもよい。その場合には、左側の前後輪のサスペンション１８FL、１８RL及び右側の前後輪のサスペンション１８FR、１８RRのそれぞれについて、各実施形態と同様の設定が行われる。

また、上述の第三の実施形態においては、評価指標値Ｅ3の値は、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhにおける第一の積（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ）の二乗の積分値である。しかし、評価指標値Ｅ3の値は、ゲインＧと第一の積（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（Ｆ_１／Ｆ）の二乗との積の積分値に置き換えられてもよい。

同様に、上述の第六の実施形態においては、評価指標値Ｅ6の値は、所定の周波数範囲ｆl〜ｆhにおける第一の積の二乗と第二の積の二乗との和の積分値である。しかし、評価指標値Ｅ6の値は、ゲインＧ1と第一の積（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ）の二乗との積と、ゲインＧ2と第二の積（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）の二乗との積との和の積分値に置き換えられてもよい。

更に、第七の実施形態に記載されたばね特性可変装置は、磁性流体を利用してゴムブッシュ装置の見かけのばね定数を変化させるようになっている。しかし、ばね特性可変装置は、磁性流体を利用する構造に限定されず、サスペンション装置に組み込まれる弾性体の見かけのばね定数を変化させて第二のサスペンションの車両前後方向のコンプライアンスを変化させることができる限り、任意の構造を有していてよい。

例えば、ばね特性可変装置は、ゴムブッシュのすぐり内のオイル、圧縮空気などの流体の圧力を変化させることにより、ゴムブッシュの見かけのばね定数を変化させるようになっていてもよい。また、特開２００９−２２７２００号公報に記載されているように、アクチュエータによってゴムブッシュを弾性変形させることにより、ゴムブッシュの見かけのばね定数を変化させるようになっていてもよい。更に、特開２００９−７８６１９号公報に記載されているように、ゴムブッシュとして電気応答性弾性部材が使用され、電界を与えることによってゴムブッシュの弾性率を変化させることにより、ゴムブッシュの見かけのばね定数を変化させるようになっていてもよい。

１０…サスペンション装置、１２FL，１２FR…前輪、１２RL，１２RR…後輪、１６…車体、１８FL〜１８RR…サスペンション、２８FL〜２８RR…サスペンションアーム、３０FL〜３０RR…ゴムブッシュ装置、３４FL〜３４RR…ショックアブソーバ、４０FL…ばね特性可変装置、５２…磁性流体

Claims (8)

1. 互いに他に対し車両前後方向に隔置された第一及び第二の車輪をそれぞれ車体から懸架する第一及び第二のサスペンションを有する車両のサスペンション装置において、
   前記第一の車輪に第一の前後力（Ｆ）が入力されたときの、前記車体が前記第一の車輪から受ける力である第一の伝達力（Ｆ_１）及び前記車体の前後方向の変位（Ｘ）により表される車両の感度（Ｘｓ^２／Ｆ_１）（ｓはラプラス演算子）と、
   前記第一の前後力（Ｆ）に対する前記第一の伝達力（Ｆ_１）の比である第一の伝達力特性（Ｆ_１／Ｆ）と、
   の積（（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ））を第一の積とし、
   前記第一の積の二乗（{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）に相関を有する評価指標値が、前記第一の伝達力特性のピーク値に対応するピーク周波数（ｆ _s ）を含むよう予め設定された所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）において取り得る値のうちの最小の値となる場合の前記第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を目標複素ばね定数として、
   前記第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数は前記目標複素ばね定数に設定された車両のサスペンション装置。
2. 請求項１に記載の車両のサスペンション装置において、前記評価指標値は、前記所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）における前記第一の積の二乗（{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）の最大値である車両のサスペンション装置。
3. 請求項２に記載の車両のサスペンション装置において、前記評価指標値は、車両の乗員が前記第一の前後力（Ｆ）に起因する前記車体の前後振動を感じ易いほど大きくなるよう前記第一の前後力（Ｆ）の周波数に応じて設定された第一の係数（Ｇ）と、前記所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）における前記第一の積の二乗（{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）と、の積（Ｇ{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）の最大値である車両のサスペンション装置。
4. 請求項１に記載の車両のサスペンション装置において、前記評価指標値は、前記所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）の下限値（ｆl）から上限値（ｆh）まで前記第一の積の二乗（{（Ｘｓ^２／Ｆ_１）・（Ｆ_１／Ｆ）}^２）を積分した値である車両のサスペンション装置。
5. 請求項１に記載の車両のサスペンション装置において、
   前記第一及び第二の車輪はそれぞれ前輪及び後輪であり、
   前記第二の車輪に第二の前後力（Ｆ_Ｒ）が入力されたときの、前記車体が前記第二の車輪から受ける力である第二の伝達力（Ｆ_１Ｒ）及び前記車体の前後方向の変位（Ｘ_Ｒ）により表される車両の第二の感度（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）（ｓはラプラス演算子）と、
   前記第二の前後力（Ｆ_Ｒ）に対する前記第二の伝達力（Ｆ_１Ｒ）の比である第二の伝達力特性（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）と、
   の積（（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ））を第二の積として、
   前記評価指標値は、前記所定の周波数範囲（ｆl〜ｆh）における前記第一の積の二乗（{（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）・（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ）}^２）及び第二の積の二乗（{（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）}^２）の和の最大値である車両のサスペンション装置。
6. 請求項５に記載の車両のサスペンション装置において、車両の乗員が前記第一の前後力（Ｆ_Ｆ）に起因する前記車体の前後振動を感じ易いほど大きくなるよう前記第一の前後力（Ｆ_Ｆ）の周波数に応じて設定された係数を第一の係数（Ｇ1）とし、車両の乗員が前記第二の前後力（Ｆ_Ｒ）に起因する前記車体の前後振動を感じ易いほど大きくなるよう前記第二の前後力（Ｆ_Ｒ）の周波数に応じて設定された係数を第二の係数（Ｇ2）として、前記評価指標値は、前記第一の係数（Ｇ1）と前記第一の積の二乗（{（Ｘ _Ｆ ｓ ^２ ／Ｆ _１Ｆ ）・（Ｆ _１Ｆ ／Ｆ _Ｆ ）}^２）との積（Ｇ1{（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）・（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ）}^２）と、前記第二の係数（Ｇ2）と前記第二の積の二乗（{（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）}^２）との積（Ｇ2{（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）}^２）と、の和の最大値である車両のサスペンション装置。
7. 請求項１に記載の車両のサスペンション装置において、
   前記第一及び第二の車輪はそれぞれ前輪及び後輪であり、
   前記第二の車輪に第二の前後力（Ｆ_Ｒ）が入力されたときの、前記車体が前記第二の車輪から受ける力である第二の伝達力（Ｆ_１Ｒ）及び前記車体の前後方向の変位（Ｘ_Ｒ）により表される車両の第二の感度（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）（ｓはラプラス演算子）と、
   前記第二の前後力（Ｆ_Ｒ）に対する前記第二の伝達力（Ｆ_１Ｒ）の比である第二の伝達力特性（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）と、
   の積（（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ））を第二の積として、
   前記評価指標値は、前記所定の周波数（ｆl〜ｆh）の下限値（ｆl）から上限値（ｆh）まで、前記第一の積の二乗（{（Ｘ_Ｆｓ^２／Ｆ_１Ｆ）・（Ｆ_１Ｆ／Ｆ_Ｆ）}^２）と前記第二の積の二乗（{（Ｘ_Ｒｓ^２／Ｆ_１Ｒ）・（Ｆ_１Ｒ／Ｆ_Ｒ）}^２）との和を積分した値である車両のサスペンション装置。
8. 請求項１乃至７の何れか一つに記載の車両のサスペンション装置において、前記第二のサスペンションは、前記第二の車輪及び前記車体が互いに他に対し少なくとも車両前後方向に変位することを許容する弾性体と、前記弾性体の見かけのばね定数を変化させて車両前後方向のコンプライアンスを変化させるばね特性可変装置とを含み、前記ばね特性可変装置は前記弾性体の見かけのばね定数を変化させることにより、前記第二のサスペンションの車両前後方向の複素ばね定数を可変設定する車両のサスペンション装置。

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