WO2012124272A1 - 車両用サスペンション装置、そのジオメトリ調整方法及び自動車 - Google Patents

Abstract

　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。タイヤを取り付けるタイヤホイールと、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する第１のリンク部材と、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、前記第１のリンク部材と車両上面視において交差する第２のリンク部材と、車両幅方向に移動し、前記ホイールハブ機構を転舵させるステアリングラックと、を有する車両用サスペンション装置とした。

Description

車両用サスペンション装置、そのジオメトリ調整方法及び自動車

　本発明は、車体を懸架する車両用サスペンション装置、そのジオメトリ調整方法及び自動車に関する。

　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。

特開２０１０－１２６０１４号公報

　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。

　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でホイールハブ機構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。

　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、操縦性・安定性を向上させることができる。

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。 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。 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。 サスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す部分正面図および部分側面図である。 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。 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。 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。 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。 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。 キングピン軸の路面着地点と横力との関係を示すグラフである。

 
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。 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。 ナックルを有するサスペンション装置に本発明を適用した構造例を示す図である。 サスペンション装置１Ｂをダブルウィッシュボーン型のサスペンション装置によって構成した場合の側面図である。 図１４の正面図である。 図１４の底面図である。 図１の転舵制御装置の具体的構成を示すブロック図である。 セルフアライニングトルクを推定するための発生トルク制御マップを示す図である。 サスペンション装置の特性を示す図であって、（ａ）はキャスター角と応答性及び安定性との関係を示す図、（ｂ）はキャスタートレイルと横力低減代および直進性との関係を示す図である。 転舵応答特性を示す図であって、（ａ）は車両の応答特性の変化を示す特性線図、（ｂ）は制御特性の切換タイミングを示す図である。 転舵角制御処理手順の一例を示すフローチャートである。 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。 第１実施形態における転舵制御部の変形例を示すブロック図である。 第１実施形態における転舵制御部の他の変形例を示すブロック図である。 本発明の第２実施形態におけ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２５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２５のサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す部分正面図および部分側面図である。 図２５サスペンションの装置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。 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。 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。 本発明の第３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３１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３１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３１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。 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。 本発明の第４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３６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３６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３６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。 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。 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。 サスペンション装置１Ｂと比較例とにおける前後力コンプライアンスステアを示す図である。 本発明の第５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４３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４３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４３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。 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。 本発明の第６実施形態における転舵制御装置の一例を示すブロック図である。 第６実施形態における転舵角制御処理手順の一例を示すフローチャートである。 本発明の第７実施形態における転舵制御装置の一例を示すブロック図である。 第７実施形態に適用し得る第１遅延時間算出マップを示す特性線図である。 第７実施形態に適用し得る第２遅延時間算出マップを示す特性線図である。 車速と操舵角速度との関係に基づいて設定される遅延時間を表すグラフである。 第７実施形態における転舵角制御処理手順の一例を示すフローチャートである。 第７実施形態の変形例を示す転舵制御部のブロック図である。 第７実施形態の他の変形例を示す転舵制御部のブロック図である。 第７実施形態のさらに他の変形例を示す転舵制御部のブロック図である。 第１、第６及び第７実施形態の変形例を示す転舵制御部の転舵応答性調整処理手順の一例を示すフローチャートである。

　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）
　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、操舵角センサ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、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。

　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。

　操舵角センサ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、操舵角センサ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。

　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。

　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。

　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。

　ピニオンギア１２は、例えばラック軸で構成される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。

　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。

　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。
　ここで、操舵反力アクチュエータ６、転舵アクチュエータ８、ピニオンギヤ１２、ステアリングラック部材１４、タイロッド１５、コントロール／駆動回路２６でステアバイワイヤシステムＳＷＢが構成されている。

　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、ステアバイワイヤシステムＳＷＢを構成するタイロッド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。

　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。

　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。

　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。

　なお、コントロール／駆動回路ユニット２６は、操舵角センサ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。

　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、操舵角センサ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。
　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、ホイールハブ機構ＷＨ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。

　複数のリンク部材は、ロアリンク部材である第１リンク（第１のリンク部材）３７と第２リンク（第２のリンク部材）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ＳＴ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ＳＴの上端を適宜「アッパーピボット点」と称する。）。

　ロアリンクを構成する第１リンク３７と第２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。本実施形態において、第１リンク３７と第２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。これら第１リンク３７および第２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第１リンク３７と第２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、第１リンク３７と第２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。）。

　タイロッド１５は、車軸３２の下側に位置して、ラック軸１４とアクスルキャリア３３を連結し、ラック軸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の回転に応じてラック軸１４を介し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。ここで、ラック軸１４は、車軸３２よりも車両前後方向前方に配置されている。
　また、左右のショックアブソーバ４０のチューブ間にスタビライザ４１が装着されている。

　本願発明においては、上記サスペンション装置１Ｂのキングピン軸ＫＳがタイヤ接地面内を通るように設定されている。また、キングピン軸ＫＳを、キャスタートレイルがタイヤ接地面内を通るように設定している。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、キャスター角をゼロに近い値とし、キャスター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ＫＳ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ー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。

　また、本願発明においては、ロアリンク部材である第１リンク３７および第２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、第１リンク３７および第２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。

　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５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５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。

　（タイヤの捻りトルク最小化）
　図６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６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６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、キャスタートレイル０ｍｍ、スクラブ半径０ｍｍ以上とすることが有効である。

　（キングピン傾角の影響）
　図７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７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。

　なお、図７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７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。

　（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８は、サスペンション装置１Ｂをコンプレッション型（車両上面視で各ロアリンク部材が車軸より車両後方側に位置する形式）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８に示す例では、車両上面視でテンションロッド（第１リンク３７）が車軸に沿い、コンプレッションロッド（第２リンク３８）が車軸から後方に延びた位置で車体と連結している。

　図８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。

　図８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。

　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８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。
　図９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９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９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。

　また、キャスター角を０度とすることは、サスペンション剛性を向上させることができ、また、キャスタートレイル０ｍｍとすることは、キングピン軸ＫＳの路面着地点と横力との関係を示す図１０において符号３で示すように、キングピン軸ＫＳの路面着地点がタイヤ接地面におけるタイヤ接地中心点（着力点）Ｏに一致させることを意味し、これにより大きな横力低減効果を向上させることができる。

　なお、タイヤ接地中心点（着力点）Ｏを含むタイヤ接地面内のキングピン軸ＫＳの接地点が符号２及び符号４である場合にも、キングピン軸ＫＳの接地点が符号１及び符号５で示すようにタイヤ接地面から前後方向に外れた位置とする場合に比較して横力を小さくすることができる。特に、キングピン軸ＫＳの接地点がタイヤ接地中心点（着力点）より車両前方側とした場合の方がタイヤ接地中心点（着力点）より車両後方とした場合に比較して横力を小さく抑制することができる。

　（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。この図１１において、転舵時にタイヤ接地中心点（着力点）Ｏに車体の旋回外側に向かう遠心力が作用すると、この遠心力に抗するように旋回中心に向かう横力が発生する。なお、βは横すべり角である。

　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、キャスタートレイル、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。
　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、キャスター角を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。

　（サスペンション装置の作用）
　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、コンプレッションロッドをアクスルキャリア３３から車幅方向沿って設置し、テンションロッドをコンプレッションロッドと交差する状態で、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。

　このとき、各ロアリンク部材について車体１Ａ側支持点と車軸３２側支持点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ステアリングホイール２が中立位置である状態でタイヤ接地面内を通るように設定し、キャスタートレイルがタイヤ接地面内に位置する設定としている。

　例えば、キングピン軸の設定を、キャスター角０度、キャスタートレイル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。

　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。
　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、キャスター角を０度、キャスタートレイルを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。

　以上のように、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂによれば、ロアリンク部材を車両上面視において交差させて配置したため、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、キングピン軸がステアリングホイールＳＷの中立状態でタイヤ接地面内を通り、さらにタイヤ接地面内にキャスター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。
　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、ラック軸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、ステアバイワイヤ装置ＳＢＷ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。
　また、転舵時においてキャスター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、ロアリンク部材の連結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。

　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（応用例１参照）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。

　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。
　なお、本発明に係るサスペンション装置１Ｂは、ストラット式以外のサスペンション装置に適用することができる。

　図１３は、ナックルを有するサスペンション装置に本発明を適用した構造例を示す図である。
　図１３に示す例では、ナックルＫＮの上端がアッパーアーム部材ＵＡに連結し、第２リンク（コンプレッションロッド）３８が第１リンク（テンションロッド）３７を跨ぐことにより、車両上面視で互いに交差する構造となっている。この場合、ナックルＫＮの上端が仮想アッパーピボット点、第１リンク３７および第２リンク３８の交点が仮想ロアピボット点となる。

　このような構造とすることで、上記ストラット式の場合と同様に、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、ステアリングホイールの中立位置で、タイヤ接地面内を通るように設定し、タイヤ接地面内にキャスター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。

　また、図１４～図１６はダブルウィッシュボーン形式のリアサスペンションに本発明を適用した構造例を示す図である。ここで、図１４は側面図、図１５は正面図、図１６は底面図である。
　この図１４～図１６に示す例では、車輪４１を支持するハブキャリア４２をアッパーリンク４３、ロアリンク４４及びラテラルリンク４５で支持して、５リンク式の構成を有する。
　ここで、アッパーリンク４３はストラットＳＴを囲むようにＡアーム構成を有し、その頂部４３ａがハブキャリア４２の上端側に回動可能に取付けられ、両端部４３ｂ，４３ｃが車体側部材（図示せず）に回動可能に支持されている。

　また、ロアリンク４４は、図１６で特に明らかなように、第２リンク（コンプレッションロッド）４７がハブキャリア４２の近傍で第１リンク（テンションロッド）４６を跨ぐことにより、車両底面視で互いに交差する構造となっている。この場合、ハブキャリア４２の上端側のアッパーリンク４３の取付点が仮想アッパーピポット点、第１リンク４６及び第２リンク４７の交点が仮想ロアピボット点となる。
　さらに、ストラットＳＴがハブキャリア４２の上端に形成された車体側に突出する突出部４２ａに回動可能に取付けられている。

　このような構造とすることで、図１５に示すように、上記ストラット式の場合と同様に、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、ステアリングホイールの中立位置で、タイヤ接地面内を通るように設定し、タイヤ接地面内にキャスター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。

　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に対応し、第１リンク３７が第１のリンク部材に対応し、第２リンク３８が第２のリンク部材に対応する。また、ラック軸１４がステアリングラックに対応する。

　（コントロール／駆動回路の具体的構成例）
　次に、コントロール／駆動装置２６を実現する具体的な構成例を図１７～図２０について説明する。
　コントロール／駆動装置２６は、図１７に示すように、転舵制御装置５０を備えている。この転舵制御装置５０は、目標転舵角演算部５１、転舵角制御部５２、直進性補完部５３、外乱補償部５４、遅延制御部５６、転舵角偏差演算部５８、転舵モータ制御部５９、電流偏差演算部６０及びモータ電流制御部６２を備えている。
　目標転舵角演算部５１は、車速Ｖ及び操舵角センサ４で検出した操舵角θｓが入力され、これらに基づいて目標転舵角δ^*を算出する。

　転舵角制御部５２は、コンプライアンスステアによる転舵輪１７ＦＬ及び１７ＦＲの舵角の変化量Δｆｌ及びΔｆｒを算出する。これら変化量Δｆｌ及びΔｆｒは、左右の駆動輪である転舵輪１７ＦＬ及び１７ＦＲの駆動力を配分制御する駆動力制御装置７１から出力される左右輪の駆動力ＴＬ及びＴＲとロアリンク３７及び３８のブッシュの撓みに応じたコンプライアンスステア係数ａｆとに基づいて下記（１）式及び（２）式の演算を行うことにより算出する。そして、算出した変位量Δｆｌ及びΔｆｒの変位量差を算出して転舵角制御値としてのコンプライアンスステア制御値Ａｃ（＝Δｆｌ－Δｆｒ）を算出する。
　Δｆｌ＝ａｆ・ＴＬ　　　…………（１）
　Δｆｒ＝ａｆ・ＴＲ　　　…………（２）

　直進性補完部５３は、駆動輪駆動力を配分制御する駆動力制御装置７１から出力されるからの左右輪の駆動力ＴＬ及びＴＲが入力されると共に、操舵トルクセンサ５で検出された操舵トルクＴｓが入力され、これらに基づいてセルフアライニングトルクＴｓａを算出し、算出したセルフアライニングトルクＴｓａに所定舵角補正ゲインＫｓａを乗算して直進性担保値としてのセルフアライニングトルク制御値Ａｓａ（＝Ｋｓａ・Ｔｓａ）を算出する。

　ここで、直進性補完部５３におけるセルフアライニングトルクＴｓａの算出は、先ず、左右輪の駆動力ＴＲ及びＴＬの駆動力差ΔＴ（＝ＴＬ－ＴＲ）を算出し、算出した駆動力差ΔＴをもとに図１８に示す発生トルク推定制御マップを参照して、トルクステア現象で転舵時に発生する発生トルクＴｈを推定する。

　発生トルク推定制御マップは、スクラブ半径が正である、すなわちポジティブスクラブである車両用に設定されている。この発生トルク推定制御マップは、図１８に示すように、横軸に駆動力差ΔＴを、縦軸に発生トルクＴｈをそれぞれとり、駆動力差ΔＴが零から正方向に増加する、すなわち、左輪駆動力ＴＬが右輪駆動力ＴＲを上回って増加するときには、これに比例して発生トルクＴｈが零から車両を右旋回させる方向（正方向）に増加するように設定されている。

　一方、駆動力差ΔＴが零から負方向に増加する、すなわち右輪駆動力ＴＲが左輪駆動力ＴＬを上回って増加するときには、これに比例して発生トルクＴｈが零から車両を左旋回させる方向（負方向）に増加するように設定されている。
　そして、直進性補完部５３では、操舵トルクセンサ５で検出した操舵トルクＴｓから発生トルクＴｈを減じてセルフアライニングトルクＴｓａを算出する。

　なお、セルフアライニングトルクＴｓａの算出は、上述したように左右の駆動力差ΔＴに基づいて算出する場合に限らず、左右の制動力差に基づいて同様に算出することができる。
　また、セルフアライニングトルクＴｓａの算出は、車両のヨーレートγを検出するヨーレートセンサ及び車両の横加速度Ｇｙを検出する横加速度センサを設け、車両の運動方程式に基づいてヨーレートの微分値と横加速度Ｇｙとに基づいて横力Ｆｙを算出し、この横力Ｆｙにニューマチックトレイルεｎを乗算することにより、算出することができる。

　さらには、ステアリングホイール２の操舵角θｓと、セルフアライニングトルクＴｓａとの関係を車速Ｖをパラメータとして実測するか又はシミュレーションによって算出した制御マップを参照して操舵角センサ４で検出した操舵角θｓと車速Ｖとに基づいてセルフアライニングトルクＴｓａを算出することもできる。
　外乱補償部５４は、操舵トルクセンサ５からの操舵トルクＴｓ、転舵アクチュエータ回転角度センサ９からの回転角θｍｏ、及びモータ電流検出部６１からのモータ電流ｉｍｒが入力され、車両に入力される外乱を周波数帯域毎に分離してそれぞれ推定し、これらの外乱を抑制するための外乱補償値Ａｄｉｓを算出する。

　この外乱補償部５４では、例えば特開平２００７－２３７８４０号公報に記載されているように、運転者による操舵入力である操舵トルクＴｓと転舵アクチュエータ８による転舵入力を制御入力とし、実際の操舵状態量を制御量とするモデルにおいて、前記制御入力をローパスフィルタに通した値と、前記制御量を前記モデルの逆特性と前記ローパスフィルタとに通した値との差に基づいて外乱を推定する複数の外乱推定部を有する。各外乱推定部は、ローパスフィルタのカットオフ周波数を異ならせることにより、外乱を複数の周波数帯域毎に分離する。

　そして、外乱補償部５４及び直進性補完部５３で算出された外乱補償値Ａｄｉｓ及びセルフアライニングトルク制御値Ａｓａが加算器５５ａで加算される。この加算器５５ａの加算出力と転舵角制御部５２で演算されたコンプライアンスステア制御値Ａｃとが加算器５５ｂで加算されて直進性担保制御値δａを算出する。この直進性担保制御値δａは、遅延制御部５６に供給される。

　ここで、図１７に示すように、転舵角制御部５２、直進性補完部５３、外乱補償部５４及び加算器５５ａ，５５ｂで直進性担保部ＳＧを構成し、この直進性担保部ＳＧと以下に述べる遅延制御部５６とで転舵応答性設定部ＳＲＳを構成している。
　遅延制御部５６は、図１７に示すように、操舵開始検出部５６ａ、単安定回路５６ｂ、ゲイン調整部５６ｃ及び乗算器５６ｄを有する。

　操舵開始検出部５６ａは、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓに基づいて中立位置を維持する状態から右操舵又は左操舵したタイミングを検出して中立状態からの操舵開始を表す操舵開始信号ＳＳを単安定回路５６ｂに出力する。
　また、単安定回路５６ｂは操舵開始検出部５６ａから出力される操舵開始信号に基づいて所定の遅延時間例えば０．１秒の間オン状態となる制御開始遅延信号をゲイン調整部５６ｃに出力する。

　ゲイン調整部５６ｃは、制御開始遅延信号がオン状態であるときに、制御ゲインＧａを“０”に設定し、制御開始遅延信号がオフ状態であるときに制御ゲインＧａを“１”に設定し、設定した制御ゲインＧａを乗算器５６ｄに出力する。
　乗算器５６ｄでは、直進性担保部ＳＧから出力される直進性担保制御値δａが入力され、この直進性担保制御値δａに制御ゲインＧａを乗算し、乗算結果を目標転舵角演算部５１からの目標転舵角δ^*が入力された加算器５６ｅに供給する。

　したがって、遅延制御部５６では、操舵開始検出部５６ａで中立状態を維持している状態から右操舵又は左操舵を行った操舵開始状態を検出したときに、直進性担保部ＳＧで算出された直進性担保制御値δａを目標転舵角δ^*に加算する直進性担保制御を単安定回路５６ｂで設定される所定時間例えば０．１秒間停止させるようにゲイン調整部５６ｃで、直進性担保制御値δａに乗算する制御ゲインＧａを“０”に設定する。そして、ゲイン調整部５６ｃでは、０．１秒経過後に単安定回路５６ｂの出力信号がオフ状態に反転すると、ゲイン調整部５６ｃで、直進性担保制御値δａを目標転舵角δ^*に加算する直進性担保制御を開始するように制御ゲインＧａを“１”に設定する。

　また、遅延制御部５６は、ステアリングホイール２の操舵が継続されているときには、操舵開始検出部５６ａで中立状態からの操舵開始を検出しないので、単安定回路５６ｂの出力がオフ状態を維持することにより、ゲイン調整部５６ｃで制御ゲインＧａが“１”に設定される。このため、直進性担保部ＳＧで演算された直進性担保制御値δａをそのまま加算器５６ｅに供給する。このため、目標転舵角δ^*に直進性担保制御値δａと制御ゲインＧａとの乗算置Ｇａ・δａが加算されて直進性担保制御が行われる。

　転舵角偏差演算部５８は、加算器５６ｃから出力される目標転舵角δ^*に直進性担保制御値δａが加算された加算後目標転舵角δ^*ａからアクチュエータ８を構成する転舵モータ８ａのアクチュエータ回転角度センサ９から出力される実転舵角δｒを減算して転舵角偏差Δδを算出し、算出した転舵角偏差Δδを転舵モータ制御部５９に出力する。
　転舵モータ制御部５９は、入力される角度偏差Δδが零となるようにアクチュエータ８を構成する転舵モータ８ａの目標駆動電流ｉｍ^*を算出し、算出した目標駆動電流ｉｍ^*を電流偏差演算部６０に出力する。

　電流偏差演算部６０は、入力される目標駆動電流ｉｍ^*からアクチュエータ８を構成する転舵モータ８ａに供給するモータ電流を検出するモータ電流検出部６１から出力される実モータ駆動電流ｉｍｒを減算して電流偏差Δｉを算出し、算出した電流偏差Δｉをモータ電流制御部６２に出力する。
　モータ電流制御部６２は、入力される電流偏差Δｉが零となるように、すなわち、実モータ駆動電流ｉｍｒが目標駆動電流ｉｍ^*に追従するようにフィードバック制御し、実モータ駆動電流ｉｍｒを転舵モータ８ａに出力する。

　ここで、転舵角偏差演算部５８、転舵モータ制御部５９、電流偏差演算部６０、モータ電流検出部６１、モータ電流制御部６２でアクチュエータ制御装置６３が構成されている。このアクチュエータ制御装置６３は、転舵アクチュエータ８を構成する転舵モータ８ａの回転角度を検出する転舵アクチュエータ回転角度センサ９で検出した回転角度δｒが目標転舵角δ^*と一致するように制御する。このため、車両が直進走行状態であって、目標転舵角δ^*が“０”となったときに、この目標転舵角δ^*に回転角度δｒが一致するように制御するので、前述した直進性担保部ＳＧを主直進性担保部としたときに、副直進性担保部を構成することになる。

　（転舵制御装置の作用）
　次に、上記第１実施形態における転舵制御装置の作用を図１９及び図２０を伴って説明する。
　今、ステアリングホイール２を中立位置に保持して直進走行しているものとする。
　この直進走行状態では、目標転舵角演算部５１で演算される目標転舵角δ^*が零となる。このとき、ステアリングホイール２が中立位置を保持しているので、左右の駆動輪となる転舵輪１７ＦＬ及び１７ＦＲの駆動力又は制動力が等しくなる。このため、転舵角制御部５２で前記（１）式及び（２）式で算出されるコンプライアンスステアによる転舵輪１７ＦＬ及び１７ＦＲの舵角の変位量Δｆｌ及びΔｆｒは等しい値となる。このため、コンプライアンスステア補正量Ａｃは変位量Δｆｌから変位量Δｆｒ減算した値であるので、コンプライアンスステア補正量Ａｃは零となる。

　同様に、直進性補完部５３でも、駆動力ＴＬ及びＴＲが等しいので、駆動力差ΔＴが零となることにより、図１８に示す発生トルク推定制御マップを参照して算出される発生トルクＴｈも零となる。一方、直進走行状態でステアリングホイール２を操舵していないので、操舵トルクＴｓも零であり、セルフアライニングトルクＴｓａも零となって、セルフアライニングトルク制御値Ａｓａも零となる。

　一方、外乱補償部５４では、外乱を抑制する回覧補償値Ａｄｉｓが算出される。したがって、直進性担保制御値δａは回覧補償値Ａｄｉｓのみの値となる。この直進性担保制御値δａが遅延制御部５６の乗算器５６ｄに供給される。
　この遅延制御部５６では、操舵開始検出部５６ａで操舵開始が検出されないので、単安定回路５６ｂの出力はオフ状態を維持する。このため、ゲイン調整部５６ｃでは制御ゲインＧａが“１”に設定され、この制御ゲインＧａが乗算器５６ｄへ供給される。この乗算器５６ｄからは、直進性担保制御値δａがそのまま加算器５６ｅに供給されて、零の目標転舵角δ^*に加算される。したがって、外乱補償値Ａｄｉｓに応じた加算後目標転舵角δ^*ａが算出され、この加算後目標転舵角δ^*ａに一致するようにアクチュエータ８の転舵モータ８ａの転舵角が制御される。このため、外乱の影響を除去した直進走行を行うことができる。

　したがって、路面の段差や前輪１７ＦＲ及び１７ＦＬの路面摩擦係数が異なることなどにより、路面からの入力による外乱によって前輪１７ＦＲ及び１７ＦＬが転舵された場合には、転舵アクチュエータ８が回転される。これに応じて転舵アクチュエータ回転角度センサ９で検出される回転角θｍｏが変化することにより、この回転角θｍｏの変化に応じた外乱補償値Ａｄｉｓが出力される。

　このため、外乱補償値Ａｄｉｓにしたがって転舵アクチュエータ８が制御されて、サスペンション装置１Ｂの路面入力による転舵に抗するトルクを発生することができる。したがって、直進性担保部ＳＧでサスペンション装置１Ｂの直進性を担保することができる。
　また、車両の直進走行状態で、外乱補償部５４で外乱を検出していない場合には、直進性担保部ＳＧで算出される直進性担保制御値δａが零となり、目標転舵角演算部５１から出力される目標転舵角δ^*も零となるので、加算器５６ｅから出力される加算後目標転舵角δ^*も零となる。

　このため、アクチュエータ制御装置６３によって、転舵アクチュエータ８を構成する転舵モータ８ａに転舵角変位が生じると、この転舵角変位を解消するようにアクチュエータ制御装置６３でモータ電流ｉｍｒを出力するので、転舵輪１７ＦＲ及び１６ＦＬが直進走行状態の転舵角に戻される。したがって，アクチュエータ制御装置６３で直進性を担保することができる。

　ところが、ステアリングホイール２を中立位置に保持した直進走行状態を維持している状態からステアリングホイール２を右（又は左）に操舵する状態となると、この直進走行状態からの操舵による旋回状態への移行が操舵開始検出部５６ａで検出される。
　このため、単安定回路５６ｂから所定時間例えば０．１秒間オン状態となる制御遅延信号がゲイン調整部５６ｃに出力される。したがって、ゲイン調整部５６ｃで、制御遅延信号がオン状態を継続している間制御ゲインＧａが“０”に設定される。このため、乗算器５６ｄから出力される乗算出力は“０”となり、直進性担保制御値δａの加算器５６ｅへの出力が停止される。

　したがって、ステアリングホイール２の中立位置から操舵を開始した時点から０．１秒の初期応答期間Ｔ１の間は制御ゲインＧａが“０”に設定されるので、乗算器５６ｄから出力される乗算出力が“０”となり、目標転舵角δ^*に対する直進性担保制御が図２０（ｂ）で実線図示のように停止される。
　このため、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓが目標転舵角演算部５１に供給され、この目標転舵角演算部５１で演算された目標転舵角δ^*がそのまま転舵角偏差演算部５８に供給される。このため、目標転舵角δ^*に一致するように転舵モータ８ａが回転駆動される。この間、直進性担保部ＳＧにおける直進性担保制御が停止される。

　したがって、初期応答期間Ｔ１では、キングピン軸ＫＳの路面接地点がタイヤの接地面内の接地中心位置に設定され、且つキャスター角が零に設定されたサスペンション装置１Ｂによる転舵が開始される。
　このとき、サスペンション装置１Ｂのキャスター角が零に設定されている。このキャスター角と転舵応答性と操縦安定性との関係は、図１９（ａ）に示すように、キャスター角が零であるときには転舵応答性が高い状態をとなるが、操縦安定性を確保することはできない、すなわち、キャスター角に対する転舵応答性と操縦安定性とはトレードオフの関係が存在する。

　このため、中立位置から操舵を開始した初期状態では、ステアバイワイヤ制御による直進性担保制御は実行されないことにより、この初期転舵をサスペンション装置１Ｂが賄うことになる。
　この初期応答期間Ｔ１では、サスペンション装置１Ｂは、上述したように、キャスター角が零あり、操縦応答性が高いので、図２０（ａ）で実線図示の特性線Ｌ１で示すように、一点鎖線図示の特性線Ｌ２で示す一般的なステアバイワイヤ形式の操舵系を有する車両における転舵応答特性（ヨーレイト）より高い転舵応答特性（ヨーレイト）とすることができる。このとき、運転者のステアリングホイール２の操舵による操舵角変化に対応した転舵角変化となるので、運転者に違和感を与えることはない。

　ところが、サスペンション装置１Ｂによる転舵応答性のみで初期応答期間Ｔ１を越えて転舵を継続すると、図２０（ａ）で破線図示の特性線Ｌ３のように中期応答帰還Ｔ２及び後期応答期間Ｔ３で操舵による車両の転舵応答性が敏感になる。また、中期応答期間Ｔ２から後期応答期間Ｔ３に掛けての車両の内側への巻き込み現象が大きくなってしまう。

　このため、上記第１実施形態では、図２０（ｂ）に示すように、初期応答期間Ｔ１が経過する例えば０．１秒後に、転舵角制御部５２、直進性補完部５３及び外乱補償部５４で構成される直進性担保部ＳＧによる目標転舵角δ^*に対する直進性担保制御がステップ状に開始される。このため、サスペンション装置１Ｂによる車両の転舵応答性を抑制して車両のふらつきを抑制するとともに、図２０（ｂ）で点線図示のように、ステアバイワイヤ制御によってサスペンション装置１Ｂの直進性を補完して、操縦安定性を確保することができる。

　その後、中期応答期間Ｔ２が終了する例えば０．３秒経過後には、直進性担保部ＳＧによる直進性担保制御により一般的な車両の転舵応答特性に比較しても転舵応答特性をより抑制してアンダーステア傾向とすることができる。これにより、図２０（ａ）で実線図示の特性線Ｌ１で示すように、操縦安定性を向上させることができ、特性線Ｌ１で示す理想的な車両の転舵応答特性を実現することができる。

　以上のように、本実施形態に係る車両の操舵装置によれば、サスペンション装置１Ｂにおいて、ロアリンクを構成する第１のリンク３７と第２のリンク３８とが車両上面視で交差され、キングピン軸ＫＳをステアリングホイールが中立位置にある状態で、タイヤ接地面内を通るようにし、タイヤ接地面内にキャスタートレイルを設定しているため、キングピン軸ＫＳ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、第１実施形態でも、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。すなわち、操縦性・安定性を向上させることができる。
　このように、上記第１実施形態では、少なくともキングピン軸ＫＳがタイヤ接地面内を通るように設定することにより、サスペンション装置１Ｂ自体が転舵応答性を向上させた構成とされ、これに加えてステアバイワイヤシステムＳＢＷの直進性担保部ＳＧによって転舵特性を制御する転舵角制御、直進性補完及び外乱補償を行ってサスペンション装置１Ｂの直進性を担保している。

　このため、ステアリングホイール２を中立位置に保持している状態から右又は左操舵を行った場合に、初期応答期間Ｔ１ではサスペンション装置１Ｂ自体の高い転舵応答性を利用して高応答性を確保する。その後、初期応答期間Ｔ１を経過して中期応答期間Ｔ２に入ると、転舵応答性を重視するよりは操縦安定性を重視する必要があり、ステアバイワイヤシステムＳＢＷにおける遅延制御部５６のゲイン調整部５６ｃで制御ゲインＧａが“１”に設定されることにより、直進性担保部ＳＧで算出した直進性担保制御値δａによる直進性担保制御を開始する。

　このため、転舵角制御、直進性補完及び外乱補償等の直進性担保制御が開始されることにより、サスペンション装置１Ｂによる高い転舵応答性を抑制して操縦安定性を確保する。さらに、後期応答期間Ｔ３では、車両の内側への巻き込み現象を抑制するように転舵応答性をさらに低減させてアンダーステア傾向として車両のふらつきをより抑制して理想的な転舵応答性制御を確立することができる。

　さらに、転舵角制御部５２を備えて、コンプライアンスステアによる転舵輪１７ＦＬ及び１７ＦＲの変位量を考慮した直進性担保制御を行うことができる。このため、ロアリンク部材である第１リンク３７と第２リンク３８との車体１Ａ側の支持部に介挿されるブッシュの剛性を弱く設定することが可能であり、第１リンク３７と第２のリンク３８とを通じて路面から車体１Ａへの振動伝達率を低下させて乗心地を向上させることができる。

　なお、上記第１実施形態においては、転舵制御装置５０をハードウェアで構成する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、例えば目標転舵角演算部５１、直進性担保部ＳＧを例えばマイクロコンピュータ等の演算処理装置で構成し、この演算処理装置で、図２１に示す転舵制御処理を実行するようにしてもよい。

　この転舵制御処理は、図２２に示すように、先ず、ステップＳ１で、車速Ｖ、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓ、アクチュエータ回転角度センサ９で検出した回転角θｍｏ、駆動力制御装置７１の左右輪の駆動力ＴＬ，ＴＲ、操舵トルクセンサ５で検出した操舵トルクＴｓ等の演算処理に必要なデータを読込む。次いで、ステップＳ２に移行して、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓに基づいてステアリングホイール２が中立位置を保持している状態から右又は左に操舵された操舵開始状態であるか否かを判定し、操舵開始状態ではないときにはステップＳ３に移行する。

　このステップＳ４では、操舵開始制御状態であることを表す制御フラグＦが“１”にセットされているか否かを判定し、制御フラグＦが“０”にリセットされているときには、ステップＳ４に移行して、制御ゲインＧａを“１”に設定してからステップＳ５に移行する。
　このステップＳ５では、前述した目標転舵角演算部５１と同様に車速Ｖと操舵角θｓに基づいて目標転舵角δ^*を算出する。

　次いで、ステップＳ６に移行して、前述した転舵角制御部５２と同様に、左右輪の駆動力ＴＬ及びＴＲにコンプライアンスステア係数ｓｆを乗算してコンプライアンスステアによる転舵輪１７ＦＬ及び１７ＦＲの変位量Δｆｌ及びΔｆｒを算出し、これらに基づいてコンプライアンスステア制御値Ａｃを算出する。

　次いで、ステップＳ７に移行して、前述した直進性補完部５３と同様に、左右輪の駆動力ＴＬ及びＴＲの駆動力差ΔＴ（＝ＴＬ－ＴＲ）に基づいて図１８に示す発生トルク推定制御マップを参照して、トルクステア現象で転舵時に発生する発生トルクＴｈを推定する。そして、この発生トルクＴｈを操舵トルクＴｓから減算してセルフアライニングトルクＴｓａを算出し、このセルフアライニングトルクＴｓａに所定ゲインＫｓａを乗算してセルフアライニングトルク制御値Ａｓａを算出する。

　次いで、ステップＳ８に移行して、転舵アクチュエータ回転角度センサ９からのモータ回転角θｍｏ、操舵トルクＴｓ及びモータ電流検出部６１で検出したモータ電流ｉｍｒに基づいて車両に入力される外乱を周波数帯域毎に分離してそれぞれ推定し、これらの外乱を抑制するための外乱補償値Ａｄｉｓを算出する。
　次いで、ステップＳ９に移行して、目標転舵角δ^*と、コンプライアンスステア制御値Ａｃと、セルフアライニングトルク制御値Ａｓａと、外乱補償値Ａｄｉｓとに基づいて下記（３）式の演算を行って加算後目標転舵角δ^*ａを算出する。
　δ^*ａ＝δ^*＋Ｇａ（Ａｃ＋Ａｓａ＋Ａｄｉｓ）　　　…………（３）

　次いで、ステップＳ１０に移行して、ステップＳ９で算出した加算後目標転舵角δ^*ａを図１７における転舵角偏差演算部５８に出力してから前記ステップＳ１に戻る。
　また、ステップＳ２の判定結果が操舵開始状態であるときにはステップＳ１１に移行して、制御フラグＦを“１”にセットしてからステップＳ１２に移行する。さらに、ステップＳ３の判定結果が、制御フラグＦが“１”にセットされているときに直接ステップＳ１２に移行する。

　このステップＳ１２では、予め設定された遅延時間（例えば０．１秒）が経過したか否かを判定する。このとき、遅延時間が経過していないときには、ステップＳ１３に移行し、制御ゲインＧａを“０”に設定してから前記ステップＳ５に移行して、目標転舵角δ^*を算出する。
　また、ステップＳ１２の判定結果が、所定の遅延時間（例えば０．１秒）が経過したときには、ステップＳ１４に移行して、制御フラグＦを“０”にリセットしてから前記ステップＳ４に移行して、制御ゲインＧａを“１”に設定する。

　この図２１に示す転舵指令角度演算処理でも、ステアリングホイール２が中立位置に保持されている状態から右又は左に操舵が開始された操舵開始状態ではないときには、目標転舵角δ^*にコンプライアンスステア制御値Ａｃ、セルフアライニングトルク制御値Ａｓａ及び外乱補償値Ａｄｉｓを加算した直進性担保制御値δａを目標転舵角δ^*に加算する直進性担保制御が行われる。

　これに対して、ステアリングホイール２が中立位置に保持されている状態から右又は左に操舵が開始された操舵開始状態であるときには、予め設定された遅延時間が経過するまでは、制御ゲインＧａが“０”に設定されるため、直進性担保制御が停止される。このため、目標転舵角δ^*のみが転舵角偏差演算部５８に出力され、これによって転舵アクチュエータ８を構成する転舵モータ８ａが回転駆動される。このため、初期転舵応答性はサスペンション装置自体の高転舵応答性が設定されることになり、高転舵応答性を得ることができる。

　その後、遅延時間が経過すると、制御ゲインＧａが“１”に設定されるため、目標転舵角δ^*にコンプライアンスステア制御値Ａｃ、セルフアライニングトルク制御値Ａｓａ及び外乱補償値Ａｄｉｓが加算された直進性担保制御値δａを目標転舵角δ^*に加えた値によって転舵アクチュエータ８を構成する転舵モータ８ａを回転駆動する。このため、サスペンション装置１Ｂの高転舵応答性が抑制されると共に、サスペンション装置１Ｂの直進性が担保されて、理想的な転舵応答特性を得ることができる。

　この転舵制御処理でも、車両の直進走行状態では、目標転舵角δ^*が零となり、外乱が生じない場合には、この目標転舵角δ^*が直接図１６の転舵角偏差演算部５８に供給されるので、前述したと同様にアクチュエータ制御装置６３によって直進性が担保される。
　この図２１の処理において、ステップＳ５の処理が目標転舵角演算部５１に対応し、ステップＳ６の処理が転舵角制御部５２に対応し、ステップＳ７の処理が直進性補完部５３に対応し、ステップＳ５～Ｓ７の処理が直進性担保部ＳＧに対応し：ステップＳ２～Ｓ４、Ｓ１１～Ｓ１４の処理が遅延制御部５６に対応し、ステップＳ２～Ｓ１４の処理が転舵応答性設定部ＳＲＳに対応している。

　また、上記第１実施形態においては、直進性担保部ＳＧを転舵角制御部５２、直進性補完部５３及び外乱補償部５４で構成する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、転舵角制御部５２、直進性補完部５３及び外乱補償部５４の何れか１つ又は２つを省略するようにしてもよい。

　（第１実施形態の効果）
（１）車軸よりも車両上下方向の下側でホイールハブ機構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、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。そのため、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。即ち、操縦性・安定性を向上させることができる。

（２）上面視における第１のリンク部材および第２のリンク部材の車体側取付位置を、車軸よりも車両前後方向後方に配置した。
　したがって、コンプレッション型のサスペンション装置として本発明を実現することができる。
（３）上記コンプレッション型のサスペンション装置において、ステアリングラックを、車軸よりも車両前後方向前方に配置した。
　そのため、転舵時に車輪が旋回内側に移動することから、ステアリングラックの軸力を低減することができる。

（４）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ー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。

（５）車両上面視における第１のリンク部材と第２のリンク部材との交点をロアピボット点とするキングピン軸を、ステアリングホイールの中立位置でタイヤ接地面内を通る構成とした。
　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、操縦性・安定性を向上させることができる。

（６）車両上面視において、車体と車輪とを連結するロアリンク部材を交差させて設置し、仮想ロアピボット点を前記リンク部材の交点とした。
　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。そのため、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。
（７）ストラット式のサスペンション機構に本発明における車両用サスペンション装置を適用することとした。
　そのため、サスペンションを構成する部品点数をより少ないものとすることができ、本発明におけるキングピン軸の設定を容易に行うことが可能となる。

（８）ステアリングホイールが中立位置にある状態で、キングピン軸ＫＳの路面接地点がタイヤ接地面内に位置する設定とした車両用サスペンション装置のジオメトリ調整方法である。
　これにより、キングピン軸ＫＳ周りのモーメントをより小さくすることができるため、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、本実施形態では、サスペンション装置の軽量化を図りながら、車両の操縦性・安定性を向上させることができる。

（９）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、本発明におけるキングピン軸の設定やキャスタートレイルの設定に対応させて直進性を補完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。

（１０）ステアリングホイールの操舵状態に応じてアクチュエータを作動させて転舵輪を転舵する転舵制御装置と、前記転舵輪を車体に支持するサスペンション装置とを備えている。サスペンション装置は、車軸よりも車両上下方向の下側でホイールハブ機構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。また、前記転舵制御部は、前記サスペンション装置の直進性を担保する直進性担保部を備えている。

　これにより、サスペンション装置の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、転舵応答性を向上させることができる。このとき、キャスター角を零近傍の値とすることにより、転舵応答性をより高めたサスペンション装置を構成することができる。
　そして、サスペンション装置の転舵応答性を確保することによる直進性の低下を直進性担保部で担保することができる。

（１１）直進性担保部を、ステアリングホイールを転舵したときの操舵角の変位を検出し、検出結果に基づいて転舵輪を転舵させる転舵アクチュエータと該転舵アクチュエータを制御するアクチュエータ制御装置とを備えたステアバイワイヤシステムで構成している。
　これにより、直進性担保部を独立して設ける必要がなく、構成を簡略化することができる。
　しかも、直進性担保部としては、転舵応答特性設定部ＳＲＳの直進性担保部ＳＧが主直進性担保部とし、アクチュエータ制御装置６３が副直進性担保部とすることにより、双方の直進性担保部によって、サスペンション装置の直進性をより確実に担保することができる。

（１２）ステアリングホイールが中立位置を保持している状態から右又は左に操舵されたときに、遅延制御部により直進性担保部の直進性担保制御を遅らせることにより、初期応答特性をサスペンション装置自体の転舵応答性で賄って高転舵応答性を確保する。その後、サスペンション装置自体の転舵応答性を直進性担保部による直進性担保制御で調整する。
　したがって、中立位置から転舵を開始したときに、初期応答特性を高転舵応答性とすることができる。その後、サスペンション装置自体の転舵応答性を直進性担保部による直進性担保制御で調整することにより、理想的な転舵応答性を確保することができる。

（１３）直進性担保部は、セルフアライニングトルクを推定して直進性を担保している。
　したがって、直進性担保部で、サスペンション装置の高応答性を確保することにより低下した直進性をセルフアライニングトルクで担保することができ、操縦・安定性を向上させることができる。
（１４）直進性担保部は、少なくともコンプライアンスステアを推定して転舵輪の変位補正を行うようにした。
　したがって、サスペンション装置を構成するロアアームの車体側支持部に介挿したブッシュの剛性を低下させることが可能となり、車両の乗心地を向上させることができる。

（１５）ステアリングホイールを中立位置から操舵を開始したときに、前記ステアパイワイヤシステムの転舵応答性設定部によって、転舵開始初期に前記サスペンション装置自体の転舵応答特性を初期転舵応答特性とし、初期設定時間経過後に前記ステアバイワイヤシステムの直進性担保部で前記転舵アクチュエータの前記サスペンション装置自体の直進性を担保する制御を開始する。
　これにより、初期転舵にサスペンション装置の高い転舵応答特性を確保し、初期設定時間経過後に直進性担保部で前記転舵アクチュエータの前記サスペンション装置自体の直進性を担保する制御を行うことができ、理想的な転舵応答特性を得ることができる。

（１６）前記転舵応答性設定部は、前記ステアリングホイールを中立位置から操舵したときに、初期操舵状態では、前記サスペンション装置自体の転舵応答性で高い転舵応答性を設定し、前記初期操舵状態を経過した操舵状態であるときに、前記直進性担保部による直進性担保制御によって必要とする転舵応答性を設定している。
　したがって、サスペンション装置を高い転舵応答特性とし、サスペンション装置の直進性を直進性担保部で担保することで、理想的な転舵応答特性を確保することができる。

（１７）前記転舵応答性設定部は、ステアリングホイールの中立位置から操舵開始したときに、前記直進性担保部による直進性担保制御の開始を遅らせる遅延制御部を備えている。
　このため、遅延制御部で、直進性担保部による直進性担保制御の開始を遅らせるので、初期転舵応答特性をサスペンション装置自体の高転舵応答性とすることができる。

（１８）前記遅延制御部は、前記直進性担保部による直進性担保制御の開始を調整するゲイン調整部を有している。
　これにより、ゲイン調整部で、例えば直進性担保制御における直進性担保制御値に対するゲインを“０”に設定することにより、直進性担保制御を行わず、ゲインを“０”より大きい値例えば“１”に設定することにより、直進性担保制御を開始することができる。このため、ゲイン調整部を設けることにより、直進性担保制御の開始の調整を容易に行うことができる。

（１９）前記遅延制御部は、直進性担保部による直進性担保制御を前記ステアリングホイールが中立位置を保持している状態から右又は左に操舵した操舵開始タイミングから０．１秒遅延させた後に、前記直進性担保部による直進性担保制御を開始させる。
　したがって、初期転舵応答特性をサスペンション装置自体の高転舵応答特性を有効に利用することができ、０．１秒の初期期間が経過した後に直進性担保部による直進性担保制御を開始させて、理想的な転舵応答特性を得ることができる。

（２０）前記遅延制御部は、前記直進性担保部による直進性担保制御を開始させる場合
　このため、制御開始時点で直ちに転舵角制御や直進性補完によって転舵応答特性を調整することができる。
（２１）前記遅延制御部は、前記直進性担保部による直進性担保制御を開始させる場合に、前記直進性担保制御を徐々に開始させる。
　このため、制御開始時点で転舵応答特性の変化を滑らかにして運転者に実際の操舵感覚と異なる感触を与えることを抑制することができる。

（２２）前記転舵制御装置は、操舵角に応じた目標転舵角を演算する目標転舵角演算部と、該目標転舵角演算部で演算した目標転舵角に前記直進性担保部の直進性担保制御値を加える加算器と、該加算器の加算出力と前記アクチュエータを構成する転舵モータの回転角度とを一致させるモータ指令電流を形成する転舵モータ制御部と、前記モータ指令電流に一致する前記転舵モータに供給するモータ駆動電流を形成する電流制御部とを備えている。

　したがって、目標転舵角演算部で、ステアリングホイールの操舵角に応じた目標転舵角を演算し、この目標転舵角に加算器で直進性担保制御値を加算し、転舵モータ制御部で、加算器の加算出力にアクチュエータを構成する転舵モータの回転角度を一致させる目標モータ電流を形成し、モータ電流制御部で目標モータ指令電流に一致させるモータ駆動電流を形成し、これを転舵モータに出力することにより、転舵モータをステアリングホイールの操舵角に応じて駆動制御することができる。ここで、目標転舵角演算部から出力される目標転舵角を転舵応答性制御部で調整しているので、最適な転舵制御を行うことができる。

（２３）ステアリングホイールを中立位置から操舵したときに、操舵開始初期に前記サスペンション装置自体の高い転舵応答特性を初期転舵応答特性として設定し、初期設定時間経過後に前記直進性担保部による直進性担保制御によって前記サスペンション装置自体の転舵応答特性を必要な転舵応答特性に調整する。
　したがって、ステアリングホイールを中立位置から操舵したときに、サスペンション装置の高転舵応答特性と直進性担保部による直進性担保制御による転舵応答性の調整とによって理想的な転舵応答特性を得ることができる。

　（応用例１）
（サスペンション装置１Ｂの他の具体的構成例）
　第１実施形態において、サスペンション装置１Ｂの具体的な構成例をコンプレッション型の場合を例に挙げて説明したが、以下のような構成とすることも可能である。
　図２２は、サスペンション装置１Ｂをテンション型（車両上面視で各ロアリンク部材の車体側取付位置が車軸より車両前方側に位置する形式）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２２に示す例では、車両上面視でコンプレッションロッド（第２リンク３８）が車軸より前側で車軸に沿い、テンションロッド（第１リンク３７）が車軸から前方に延びた位置で車体と連結している。したがって、コンプレッションロッド（第２リンク３８）およびテンションリンク（第１リンク３７）の車体側取付位置を、車両前後方向前方に配置している。

　図２２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。

　図２２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。

　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。

　また、図２２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、本実施形態のように、ステアリングラック部材となるラック軸１４を車軸より後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。
　なお、本発明は、上記コンプレッション型およびテンション型以外のリンク構造を有するサスペンション装置にも同様に適用することができる。

（効果）
（１）第１のリンク部材および第２のリンク部材の車体側取付位置を、車軸よりも車両前後方向前方に配置した。
　したがって、テンション型のサスペンション装置として本発明を実現することができる。
（２）上記テンション型のサスペンション装置において、ステアリングラック部材を、車軸よりも車両前後方向後方に配置した。
　そのため、転舵時に車輪が旋回外側に移動することから、ステアリングラックの軸力を低減することができる。

　（応用例２）
　第１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、テンションロッドおよびコンプレッションロッドが撓み、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８，２２参照）。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。

（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。

　（応用例３）
　第１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、ステアリングホイールの中立位置で、タイヤ接地面を通るように設定し、さらにタイヤ接地面内にキャスター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。

　（応用例４）
　第１実施形態では、キングピン軸がステアリングホイールの中立位置でタイヤ接地面内を通るように設定し、キャスタートレイルがタイヤ接地面内となるように設定するものとし、その一例として、キャスター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、キングピン軸の通る位置またはキャスター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）
　キングピン軸の通る位置またはキャスター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。

　（応用例５）
　第１実施形態においては、図７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。

（応用例６）
　第１実施形態においては、外乱補償部５４を直進性担保部ＳＧに設けた場合について説明した。しかしながら本発明は、上記構成に限定されるものではなく、図２３に示すように、外乱補償部５４を直進性担保部ＳＧから独立させ、この外乱補償部５４から出力される外乱補償値Ａｄｉｓを加算器５６ｅから出力される加算後目標転舵角δ^*ａに加算器５７で加算するようにしてもよい。
（効果）
　この場合には、常時目標転舵角δ^*に対して外乱補償値Ａｄｉｓを加算するので、操舵開始状態であるか否かに関わらず常時外乱の影響を抑制することができる。

　（応用例７）
　また、上記第１実施形態においては、直進性担保部ＳＧを転舵角制御部５２、直進性補完部５３及び外乱補償部５４で構成し、中立状態を維持している状態から右又は左に操舵を開始する操舵開始状態で、初期応答期間Ｔ１の間目標転舵角δ^*に直進性担保制御値δａを加算する直進性担保制御を行わず、目標転舵角δ^*をそのまま転舵角偏差演算部５８に入力する場合について説明した。

　しかしながら、本発明は、上記構成に限定されるものではなく、中立状態を維持している状態から右又は左に操舵を開始する操舵開始状態で、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓと転舵アクチュエータ回転角度センサ９で検出した回転角θｍｏとに回転角差を生じる場合がある。この場合に直進性を担保するために、操舵角θｓと回転角θｍｏとの回転角差を補償するトルクを転舵アクチュエータ８で発生させることが好ましい。

　このためには、図２４に示すように、直進性担保部ＳＧから独立した直進性補償部１１１を設けることが好ましい。この直進性補償部１１１から出力される直進性補償値Ａｓｃは加算器５６ｅから出力される加算後目標転舵角δ^*ａに加算器５７で加算される。
　ここで、直進性補償部１１１の一の構成としては、転舵アクチュエータ回転角度センサ９で検出する転舵アクチュエータ８の回転角θｍｏに基づいて実転舵角を算出し、算出した実転舵角に基づいて予め設定された実転舵角と直進性補償値Ａｓｃとの関係を表す制御マップを参照して実転舵角に応じた直進性補償値Ａｓｃを算出する。

　また、直進性補償部１１１の他の構成としては、ラック軸１４のラック軸力を歪みゲージ等のラック軸力センサで検出するか又はラック軸力を推定し、予め設定されたラック軸力と直進性補償値Ａｓｃとの関係を表す制御マップを参照して直進性補償値Ａｓｃを算出する。
　さらに、直進性補償部１１１のさらに他の構成としては、転舵アクチュエータ回転角度センサ９で検出する転舵アクチュエータ８の回転角θｍｏに基づいて実転舵角を算出し、算出した実転舵角が中立位置を中心とする所定値以下の範囲内である場合に、予め設定された一定値の直進性補償値Ａｓｃを加算後目標転舵角δ^*ａに加算器５７で加算する。

（効果）
　この場合には、中立状態を維持している状態から右又は左に操舵を開始する操舵開始状態で、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓと転舵アクチュエータ回転角度センサ９で検出した回転角θｍｏとに回転角差を生じた場合に、直進性を担保するために、操舵角θｓと回転角θｍｏとの回転角差を補償するトルクを転舵アクチュエータ８で発生させることができる。

　（応用例８）
　また、上記第１実施形態においては、初期期間が終了した時点で直進性担保制御値δａを目標転舵角δ^*に加算する直進性担保制御を直ちにステップ状の特性線Ｌ１０で開始する場合について説明した。
　しかしながら、本発明は、上記に限定されるものではなく、図２１（ｂ）で一点鎖線図示の特性線Ｌ１２ように、初期期間が経過した後に直進性担保制御値δａを徐々に増加させて直進性担保処理を開始するようにしてもよい。また、図２１（ｂ）で点線図示の特性線Ｌ１３で示すように初期期間の終了前から直進性担保制御値δａを徐々に増加させるようにしてもよい。さらには、図２１（ｂ）に示すように、所定の傾きのリニアな特性線Ｌ１３で直進性担保制御値を徐々に増加させて直進性担保処理を開始するようにしても良い。

　これらの特性線の傾きを変化させるには、上述したゲイン調整部５６ｃで設定する制御ゲインＧａを“０”及び“１”に設定する場合に代えて、時間の経過と共に、制御ゲインＧａを変化させることにより調整することができる。

（効果）
　これらの場合には、ステアバイワイヤシステムＳＢＷによる直進性担保制御による直進性担保制御値が徐々に増加するので、ステアバイワイヤシステムによる直進性担保制御を徐々に開始させることができ、直進性担保値の大きな変化を抑制して直進性担保制御を安定して開始することができる。

　（第１実施形態の変形例）
　また、上記第１実施形態では、遅延制御部５６のゲイン調整部５６ｃで、ステアリングホイール２が中立位置を維持している状態から操舵を開始した操舵開始状態で、初期期間Ｔ１の間制御ゲインＧａを“０”に設定し、その他の期間で制御ゲインＧａを“１”に設定する場合について説明した。しかしながら、本発明は上記構成に限定されるものではなく、初期期間Ｔ１で制御ゲインＧａを“１”に設定し、初期期間Ｔ１を経過して中期期間Ｔ２及び後期期間Ｔ３で制御ゲインＧａを例えば“０．８”に設定し、その他の期間で制御ゲインＧａを“１”に設定し、車両の走行状態に応じてサスペンション装置１Ｂの直進性担保制御の態様を変化させることもできる。

　（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２５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２６は、図２５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２７は、図２５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２８は、図２５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。

　図２８から図２８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。

　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、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。）。

　ロアリンクを構成するトランスバースリンク１３７とコンプレッションリンク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とコンプレッションリンク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およびコンプレッションリンク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とコンプレッションリンク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とコンプレッションリンク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。）。

　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後側となっている。また、コンプレッションリンク１３８は、トランスバースリンク１３７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１３８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１３７の車体側支持点Ｔｂは、コンプレッションリンク１３８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後側となっている。

　このようなリンク配置とした場合、転舵時にタイヤ接地中心点（着力点）Ｏに車体の旋回外側に向かう遠心力が作用したときに、この遠心力に抗するように旋回中心に向かう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１３７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。

　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。

　本願発明においては、図２８（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、ステアリングホイールが中立位置にある状態で、タイヤ接地面を通るようにして、キャスター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、キャスター角をゼロに近い値とし、キャスター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βに対し、スクラブ半径分のキャスター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。

　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およびコンプレッションリンク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およびコンプレッションリンク１３８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。

　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）
　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は、前述した図５に示すようになる。
　この図５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。

　（タイヤの捻りトルク最小化）
　転舵時におけるタイヤ接地面中心の軌跡も前述した図６と同様になる。
　この図６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６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、キャスタートレイル０ｍｍ、スクラブ半径０ｍｍ以上とすることが有効である。

　（キングピン傾角の影響）
　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も前述した図７と同様になる。
　図７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。

　なお、図７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７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。

　（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２９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２９に示す例では、車両上面視でトランスバースリンク１３７（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１３８（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。

　図２９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。

　図２９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。

　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２９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。
　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は前述した図９と同様である。
　この図９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９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。

（ポジティブスクラブによる直進性確保）
　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も前述した図１１と同様である。
　この図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、キャスタートレイル、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。
　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、キャスター角を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。

　（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１３７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１３８をトランスバースリンク１３７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１３７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１３８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１３７の車体側支持点Ｔｂは、コンプレッションリンク１３８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後側となっている。

　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１３７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１３８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。

　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ＫＳをキャスタートレイルがタイヤ接地面内に位置する設定としている。

　例えば、キングピン軸ＫＳの設定を、キャスター角０度、キャスタートレイル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。
　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。

　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、キャスター角を０度、キャスタートレイルを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。

　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１３７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１３８をトランスバースリンク１３７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ー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。
　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、ラック軸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。

　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。
　また、転舵時においてキャスター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。

　本実施形態におけるキングピン傾角とスクラブ半径との関係は前述した図１２と同様である。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。

　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。

　また、本発明においては、トランスバースリンク１３７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１３７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１３８を、トランスバースリンク１３７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１３８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１３７の車体側支持点Ｔｂを、コンプレッションリンク１３８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１３８の車体側支持点Ｃｂを、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後側としている。

　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１３７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。

　図３０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３０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３０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３０中の実線）、比較例（図３０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１３７が第１のリンク部材としての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１３８が第２のリンク部材としてのコンプレッションリンク部材に対応する。

　（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。

　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。

（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。

（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。

　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。

（６）ステアリングホイールが中立位置である状態で、車両上面視における前記トランスバースリンク部材とコンプレッションリンク部材との交点をロアピボット点とするキングピン軸が、タイヤ接地面内を通る構成とした。
　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、操縦性・安定性を向上させることができる。

（７）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、本発明におけるキングピン軸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。
　コントロール／駆動回路の効果については前述した第１実施形態と同様である。

　（第３実施形態）
　次に、本発明の第３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３１は、第３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３２は、図３１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３３は、図３１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３４は、図３１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。

　図３１から図３４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。

　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（第１のリンク部材としてのトランスバースリンク部材）２３７とテンションリンク（第２のリンク部材としてのテンションリンク部材）２３８、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。）。

　ロアリンクを構成するトランスバースリンク２３７とテンションリンク２３８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２３８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２３７およびテンションリンク２３８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２３７とテンションリンク２３８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２３７とテンションリンク２３８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。）。

　これらロアリンクのうち、トランスバースリンク２３７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２３７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２３８は、トランスバースリンク２３７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２３８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２３８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２３８の車体側支持点Ｃｂは、トランスバースリンク２３７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。

　このようなリンク配置とした場合、図３４（ｂ）に示すように、転舵時にタイヤ接地中心点（着力点）Ｏに車体の旋回外側に向かう遠心力が作用したときに、この遠心力に抗するように旋回中心に向かう横力を主にトランスバースリンク２３７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２３７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２３７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２３８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。

　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。

　本願発明においては、図３４（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、ステアリングホイール２が中立位置にある状態でタイヤ接地面を通るように設定して、キャスター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、キャスター角をゼロに近い値とし、キャスター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ー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。

　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２３７およびテンションリンク２３８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２３７およびテンションリンク２３８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。

　（具体的構成例）
　図３５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３５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。

　図３５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。

　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。

　また、図３５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２実施形態および第３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２３７が第１のリンク部材としてのトランスバースリンク部材に対応し、テンションリンク２３８が第２のリンク部材としてのテンションリンク部材に対応する。

　（第３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。

　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。

（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。
（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。

（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。

　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。

（６）ステアリングホイールが中立位置である状態で、車両上面視における前記トランスバースリンク部材と前記テンションリンク部材との交点をロアピボット点とするキングピン軸が、タイヤ接地面内を通る構成とした。
　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、操縦性・安定性を向上させることができる。

（７）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、本発明におけるキングピン軸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。

　（応用例１）
　第２および第３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２９，３５参照）。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。

（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。

　（応用例２）
　第２および第３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ー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。

　（応用例３）
　第２および第３実施形態では、タイヤ接地面内にキャスタートレイルを設定するものとし、その一例として、キャスター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、キャスター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）
　キャスター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。

　（応用例４）
　第２および第３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。

　（応用例５）
　第２および第３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、電動パワーステアリング装置や他の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、キャスター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。

　（応用例６）
　第２実施形態、第３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。

　（第４実施形態）
　次に、本発明の第４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３６は、第４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３７は、図３６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３８は、図３６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３９は、図３６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。

　図３６から図３９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。

　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（第１のリンク部材としてのトランスバースリンク部材）３３７とコンプレッションリンク（第２のリンク部材としてのコンプレッションリンク部材）３３８、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）ＳＴ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ＳＴ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ＳＴの上端を適宜「アッパーピボット点」と称する。）。

　ロアリンクを構成するトランスバースリンク３３７とコンプレッションリンク３３８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３３７とコンプレッションリンク３３８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３３７およびコンプレッションリンク３３８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３３７とコンプレッションリンク３３８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３３７とコンプレッションリンク３３８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。）。

　これらロアリンクのうち、トランスバースリンク３３７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３３７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１３８は、トランスバースリンク３３７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３３８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１３７の車体側支持点Ｔｂは、コンプレッションリンク３３８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３３８の車体側支持点Ｃｂは、トランスバースリンク３３７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。

　このようなリンク配置とした場合、図３９（ｂ）に示すように、転舵時にタイヤ接地中心点（着力点）Ｏに車体の旋回外側に向かう遠心力が作用したときに、この遠心力に抗するように旋回中心に向かう横力を主にトランスバースリンク３３７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３３７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３３７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３３８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。即ち、車両の横方向コンプライアンスステアを確保することができる。

　タイロッド１５は、車軸３２の下側に位置して、ラック軸１４とアクスルキャリア３３を連結し、ラック軸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。

　本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂでは、図３９（ａ）に示す車両上面視において、タイロッド１５の車輪側（アクスルキャリア３３側）の支持点Ｘａがトランスバースリンク３３７およびコンプレッションリンク３３８の車輪側支持点Ｔａ，Ｃａよりも車両幅方向外側に位置している。また、タイロッド１５の車体側支持点Ｘｂ（ボールジョイント位置）が車輪側支持点Ｘａよりも車両前後方向前側に位置している。

　なお、上述の通り、コンプレッションリンク３３８の車輪側支持点Ｃａが車輪中心よりも車両前後方向前側、トランスバースリンク３３７の車輪側支持点Ｔａが車輪中心よりも車両前後方向後側に位置している。また、トランスバースリンク３３７の車体側支持点Ｔａがコンプレッションリンク３３８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３３８の車体側支持点Ｃｂがトランスバースリンク３３７の車輪側支持点Ｔａよりも車両前後方向後側に位置している。

　このようなリンク配置としたため、車両前後方向の力が支配的な状況（比較的強い制動を行っている旋回制動時等）において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の力（車両後方向きの力）に対し、タイロッド１５の車輪側支持点Ｘａは車体側支持点Ｘｂを中心に回転して車両外向きに移動し、コンプレッションリンク３３８の車輪側支持点Ｃａは車両外向きに移動する。また、トランスバースリンク３３７の車輪側支持点Ｔａは車両内向きに移動する。そのため、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。即ち、車両の前後方向コンプライアンスステアを確保することができる。

　本願発明においては、図３９（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ＫＳを、ステアリングホイール２が中立位置にある状態で、タイヤ接地面内を通るように設定して、キャスター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、キャスター角をゼロに近い値とし、キャスター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ー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。

　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３３７およびコンプレッションリンク３３８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３３７およびコンプレッションリンク３３８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。

　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）
　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は、前述した図５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。

　（タイヤの捻りトルク最小化）
　また、転舵時におけるタイヤ接地面中心の軌跡は、前述した図６に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６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、キャスタートレイル０ｍｍ、スクラブ半径０ｍｍ以上とすることが有効である。

　（キングピン傾角の影響）
　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は、前述した図７の等値線図に示すように、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表している。
　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。

　なお、図７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７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。

（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４０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４０に示す例では、車両上面視でトランスバースリンク３３７（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３３８（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。

　図４０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。

　図４０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。

　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４０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。
　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は前述した図９に示すようになる。

　この図９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９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。

（ポジティブスクラブによる直進性確保）
　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は、前述した図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、キャスタートレイル、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。
　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、キャスター角を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。

　（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３３７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３３８をトランスバースリンク３３７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３３７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３３８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３３７の車体側支持点Ｔｂは、コンプレッションリンク３３８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３３８の車体側支持点Ｃｂは、トランスバースリンク３３７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。

　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３３７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３３７が車両内側、コンプレッションリンク３３８が車両外側に回転することにより、入力する横力に対して、車輪にトーアウト特性を持たせることができる。

　また、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の車輪側支持点Ｘａがトランスバースリンク３３７およびコンプレッションリンク３３８の車輪側支持点Ｔａ，Ｃａよりも車両幅方向外側に位置している。また、タイロッド１５の車体側支持点Ｘｂ（ボールジョイント位置）が車輪側支持点Ｘａよりも車両前後方向後側に位置している。

　上記サスペンション構造とした場合、車両前後方向の力が支配的な状況において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の力（車両後方向きの力）に対し、トランスバースリンク３３７の車輪側支持点Ｔａは車両内向きに移動する。また、タイロッド１５の車輪側支持点Ｘａは車体側支持点Ｘｂを中心に回転して車両外向きに移動し、コンプレッションリンク３３８の車輪側支持点Ｃａは車両外向きに移動する。そのため、入力する車両後方向きの力に対して、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。

　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ステアリングホイール２が中立位置にある状態でタイヤ接地面内を通るように設定し、キャスタートレイルがタイヤ接地面内に位置する設定としている。

　例えば、キングピン軸の設定を、キャスター角０度、キャスタートレイル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。
　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。

　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、キャスター角を０度、キャスタートレイルを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。

　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３３７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３３８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ー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。
　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、ラック軸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。

　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。
　また、転舵時においてキャスター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。

　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は前述した図１２に示されている。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１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。

　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。

　また、本発明においては、トランスバースリンク３３７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３３７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３３８を、トランスバースリンク３３７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３３８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３３７の車体側支持点Ｔｂを、コンプレッションリンク３３８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３３８の車体側支持点Ｃｂを、トランスバースリンク３３７の車輪側支持点Ｔａよりも車両前後方向後側としている。

　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３３７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３３７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３３７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３３８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。

　また、本発明においては、タイロッド１５の車輪側の支持点Ｘａがトランスバースリンク３３７およびコンプレッションリンク３３８の車輪側支持点Ｔａ，Ｃａよりも車両幅方向外側に位置している。また、タイロッド１５の車体側支持点Ｘｂが車輪側支持点Ｘａよりも車両前後方向後側に位置している。

　このようなリンク配置とした場合、車両前後方向の力が支配的な状況において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の力（車両後方向きの力）に対し、トランスバースリンク３３７の車輪側支持点Ｔａは車両内向きに移動する。また、タイロッド１５の車輪側支持点Ｘａは車体側支持点Ｘｂを中心に回転して車両外向きに移動し、コンプレッションリンク３３８の車輪側支持点Ｃａは車両外向きに移動する。そのため、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。
　したがって、本発明によれば、車両用サスペンション装置において、車両前後方向の力に対するコンプライアンスステア特性をより適切なものとすることが可能となる。

　図４１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４１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４１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４１中の実線）、比較例（図４１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。

　また、図４２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前後力コンプライアンスステアを示す図である。
　図４２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４２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４２中の実線）、比較例（図４２中の破線）に対し、前後力コンプライアンスステアは２８％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３３７がトランスバースリンク部材および第１のリンク部材に対応し、コンプレッションリンク３３８がコンプレッションリンク部材および第２のリンク部材に対応する。また、タイロッド１５がタイロッド部材に対応する。

　（第４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。さらに、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ホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両幅方向外側においてホイールハブ機構ＷＨと連結し、該ホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両前後方向後側において車体と連結し、車輪を転舵させるタイロッド部材を備える。

　これにより、車両前後方向の力が支配的な状況において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の後方向きの力に対し、トランスバースリンク部材の車輪側の連結部が車両内向きに移動する。また、タイロッド部材の車輪側の連結部は車体側の連結部を中心に回転して車両外向きに移動する。さらに、コンプレッションリンク部材の車輪側の連結部は車両外向きに移動する。そのため、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。
　したがって、車両用サスペンション装置において、車両前後方向の力に対するコンプライアンスステア特性をより適切なものとすることが可能となる。

（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。

（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）ステアリングホイールが中立位置である状態で、車両上面視における前記トランスバースリンク部材とコンプレッションリンク部材との交点をロアピボット点とするキングピン軸が、タイヤ接地面内を通る構成とした。
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、操縦性・安定性を向上させることができる。

（６）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、前述した第２および第３実施形態と同様に本発明におけるキャスター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。

（７）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する。また、車輪を転舵させるタイロッド部材を、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ホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両幅方向外側においてホイールハブ機構ＷＨと連結させ、該ホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両前後方向後側において車体と連結させて配置し、車両後向きの前後力に対して、トランスバースリンク部材の車輪側の連結部を車両内向きに移動させると共に、タイロッド部材の車輪側の連結部を車両外向きに移動させる。

　これにより、車両前後方向の力が支配的な状況において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の後方向きの力に対し、トランスバースリンク部材の車輪側の連結部が車両内向きに移動する。また、タイロッド部材の車輪側の連結部は車体側の連結部を中心に回転して車両外向きに移動する。さらに、コンプレッションリンク部材の車輪側の連結部は車両外向きに移動する。

　そのため、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。
　したがって、車両用サスペンション装置において、車両前後方向の力に対するコンプライアンスステア特性をより適切なものとすることが可能となる。
　なお、第４実施形態におけるコントロール／駆動回路２６の効果については前述した第１実施形態と同様である。

　（第５実施形態）
　次に、本発明の第５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４３は、第５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４４は、図４３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４５は、図４３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４６は、図４３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。

　図４３から図４６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。

　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（第１のリンク部材としてのトランスバースリンク部材）４３７とテンションリンク（第２のリンク部材としてのテンションリンク部材）４３８、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）ＳＴ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。）。

　ロアリンクを構成するトランスバースリンク４３７とテンションリンク４３８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４３７とテンションリンク２３８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４３７およびテンションリンク４３８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４３７とテンションリンク４３８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４３７とテンションリンク４３８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。）。

　これらロアリンクのうち、トランスバースリンク４３７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４３７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４３８は、トランスバースリンク４３７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４３８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４３７の車体側支持点Ｔｂは、テンションリンク４３８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４３８の車体側支持点Ｃｂは、トランスバースリンク４３７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。

　このようなリンク配置とした場合、図４６（ｂ）に示すように、転舵時にタイヤ接地中心点（着力点）Ｏに車体の旋回外側に向かう遠心力が作用したときに、この遠心力に抗するように旋回中心に向かう横力を主にトランスバースリンク４３７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４３７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４３７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４３８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。

　タイロッド１５は、車軸３２の下側に位置して、ラック軸１４とアクスルキャリア３３を連結し、ラック軸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。

　本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂでは、図４６（ａ）に示す車両上面視において、タイロッド１５の車輪側（アクスルキャリア３３側）の支持点Ｘａがトランスバースリンク４３７およびコンプレッションリンク４３８の車輪側支持点Ｔａ，Ｃａよりも車両幅方向外側に位置している。また、タイロッド１５の車体側支持点Ｘｂ（ボールジョイント位置）が車輪側支持点Ｘａよりも車両前後方向後側に位置している。なお、上述の通り、テンションリンク４３８の車輪側支持点Ｃａが車輪中心よりも車両前後方向後側、トランスバースリンク４３７の車輪側支持点Ｔａが車輪中心よりも車両前後方向前側に位置している。また、トランスバースリンク４３７の車体側支持点Ｔａがテンションリンク４３８の車輪側支持点Ｃａよりも車両前後方向前側、テンションリンク４３８の車体側支持点Ｃｂがトランスバースリンク４３７の車輪側支持点Ｔａよりも車両前後方向前側に位置している。

　このようなリンク配置としたため、車両前後方向の力が支配的な状況（比較的強い制動を行っている旋回制動時等）において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の力（車両後方向きの力）に対し、タイロッド１５の車輪側支持点Ｘａは車体側支持点Ｘｂを中心に回転して車両外向きに移動し、テンションリンク４３８の車輪側支持点Ｃａは車両内向きに移動する。また、トランスバースリンク４３７の車輪側支持点Ｔａは車両外向きに移動する。そのため、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。即ち、車両の前後方向コンプライアンスステアを確保することができる。

　本願発明においては、図４６（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、ステアリングホイール２が中立位置にある状態でタイヤ接地面内を通るように設定して、キャスター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、キャスター角をゼロに近い値とし、キャスター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ー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。

　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４３７およびテンションリンク４３８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４３７およびテンションリンク４３８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。

　（具体的構成例）
　図４７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４７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。

　図４７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。

　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。

　（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４３７をアクスルキャリア３３から車幅方向に沿って設置し、テンションリンク４３８をトランスバースリンク４３７と交差する状態で、アクスルキャリア３３の下端から車両前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４３７の車輪側支持点Ｔａは、車輪中心よりも車両前後方向前側、テンションリンク４３８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４３７の車体側支持点Ｔｂは、テンションリンク４３８の車輪側支持点Ｃａよりも車両前後方向前側、テンションリンク４３８の車体側支持点Ｃｂは、トランスバースリンク４３７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。

　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４３７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４３７が車両内側、テンションリンク４３８が車両外側に回転することにより、入力する横力に対して、車輪にトーイン特性を持たせることができる。

　また、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の車輪側支持点Ｘａがトランスバースリンク４３７およびコンプレッションリンク４３８の車輪側支持点Ｔａ，Ｃａよりも車両幅方向外側に位置している。また、タイロッド１５の車体側支持点Ｘｂ（ボールジョイント位置）が車輪側支持点Ｘａよりも車両前後方向後側に位置している。

　上記サスペンション構造とした場合、車両前後方向の力が支配的な状況において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の力（車両後方向きの力）に対し、トランスバースリンク４３７の車輪側支持点Ｔａは車両外向きに移動する。また、タイロッド１５の車輪側支持点Ｘａは車体側支持点Ｘｂを中心に回転して車両外向きに移動し、テンションリンク４３８の車輪側支持点Ｃａは車両内向きに移動する。そのため、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。

　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４３７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４３７の車輪側支持点Ｔａを、車輪中心よりも車両前後方向前側としている。また、テンションリンク４３８を、トランスバースリンク４３７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）させて設置している。そして、テンションリンク４３８の車輪側支持点Ｃａを、車輪中心よりも車両前後方向後側としている。また、トランスバースリンク４３７の車体側支持点Ｔｂを、テンションリンク４３８の車輪側支持点Ｃａよりも車両前後方向後側、テンションリンク４３８の車体側支持点Ｃｂを、トランスバースリンク４３７の車輪側支持点Ｔａよりも車両前後方向前側としている。

　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４３７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４３７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４３７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４３８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。

　また、本発明においては、タイロッド１５の車輪側の支持点Ｘａがトランスバースリンク４３７およびコンプレッションリンク４３８の車輪側支持点Ｔａ，Ｃａよりも車両幅方向外側に位置している。また、タイロッド１５の車体側支持点Ｘｂが車輪側支持点Ｘａよりも車両前後方向後側に位置している。

　このようなリンク配置とした場合、車両前後方向の力が支配的な状況において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の力（車両後方向きの力）に対し、トランスバースリンク４３７の車輪側支持点Ｔａは車両外向きに移動する。また、タイロッド１５の車輪側支持点Ｘａは車体側支持点Ｘｂを中心に回転して車両外向きに移動し、コンプレッションリンク４３８の車輪側支持点Ｃａは車両内向きに移動する。そのため、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。
　したがって、本発明によれば、車両用サスペンション装置において、車両前後方向の力に対するコンプライアンスステア特性をより適切なものとすることが可能となる。

　第４実施形態および第５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、トランスバースリンク４３７が第１のリンク部材としてのトランスバースリンク部材に対応し、テンションリンク４３８が第２のリンク部材としてのテンションリンク部材に対応する。また、タイロッド１５がタイロッド部材に対応する。

　（第５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。さらに、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ホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両幅方向外側においてホイールハブ機構ＷＨと連結し、該ホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両前後方向後側においてステアリングラック部材と連結し、車輪を転舵させるタイロッド部材を備える。

　これにより、車両前後方向の力が支配的な状況において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の後方向きの力に対し、トランスバースリンク部材の車輪側の連結部が車両外向きに移動する。また、タイロッド部材の車輪側の連結部は車体側の連結部を中心に回転して車両外向きに移動し、コンプレッションリンク部材の車輪側の連結部は車両内向きに移動する。そのため、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。
　したがって、車両用サスペンション装置において、車両前後方向の力に対するコンプライアンスステア特性をより適切なものとすることが可能となる。

（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。

（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。

（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する。また、車輪を転舵させるタイロッド部材を、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ホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両幅方向外側においてホイールハブ機構ＷＨと連結させ、該ホイールハブ機構ＷＨとの連結部よりも車両前後方向後側においてステアリングラック部材と連結させて配置し、車両後向きの前後力に対して、トランスバースリンク部材の車輪側の連結部を車両外向きに移動させると共に、タイロッド部材の車輪側の連結部を車両外向きに移動させる。

　これにより、車両前後方向の力が支配的な状況において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の後方向きの力に対し、トランスバースリンク部材の車輪側の連結部が車両外向きに移動する。また、タイロッド部材の車輪側の連結部は車体側の連結部を中心に回転して車両外向きに移動し、テンションリンク部材の車輪側の連結部は車両内向きに移動する。
　そのため、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。
　したがって、車両用サスペンション装置において、車両前後方向の力に対するコンプライアンスステア特性をより適切なものとすることが可能となる。

（６）ステアリングホイールが中立位置である状態で、車両上面視における前記トランスバースリンク部材とテンションリンク部材との交点をロアピボット点とするキングピン軸が、タイヤ接地面内を通る構成とした。
　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、操縦性・安定性を向上させることができる。

（７）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、本発明におけるキングピン軸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。

　（応用例１）
　第４および第５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４０，４７参照）。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５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。

（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。

　（応用例２）
　第４および第５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４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ー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。

　（応用例３）
　第４および第５実施形態では、タイヤ接地面内にキャスタートレイルを設定するものとし、その一例として、キャスター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、キャスター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）
　キャスター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。

　（応用例４）
　第４および第５実施形態においては、図７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。

　（応用例５）
　第４および第５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、キャスター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。

　（応用例６）
　第４実施形態、第５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。

　（第６実施形態）
　次に、本発明の第６実施形態を図４８について説明する。
　この第６実施形態では、第１実施形態における遅延制御部５６の構成を変更したものである。
　すなわち、第６実施形態では、遅延制御部５６が図４８に示すように構成されている。この遅延制御部５６は、操舵開始検出部５６ａと、加算器５６ｅと、選択部５６ｇと、ゲイン調整部５６ｈとを備えている。

　ここで、操舵開始検出部５６ａは、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓに基づいてステアリングホイール２が中立状態を例えば直進走行状態を判断できる程度の所定時間維持している状態から右又は左に操舵を開始した操舵開始時点から次に中立位置を検出するまでの間オン状態となる操舵開始検出信号Ｓｓｓを選択部５６ｇに出力する。

　選択部５６ｇは、常閉固定端子ｔａ及び常開固定端子ｔｂと、これら固定端子ｔａ及びｔｂを選択する可動端子ｔｃとを備えている。可動端子ｔｃには、直進性担保部ＳＧから出力される直進性担保制御値δａが入力される。常閉固定端子ｔａは第２のゲイン調整部５６ｉを介して加算器５６ｅに接続されている。常開固定端子ｔｂは、第１のゲイン調整部５６ｈを介して加算器５６ｅに接続されている。

　そして、選択部５６ｇは、操舵開始検出部５６ａから出力される操舵開始検出信号Ｓｓｓがオフ状態であるときに、可動端子ｔｃが常閉固定端子ｔａを選択する。また、選択部５６ｇは、操舵開始検出信号Ｓｓｓがオン状態であるときに、可動端子ｔｃが常開固定端子ｔｂを選択する。

　第１のゲイン調整部５６ｈは、選択部５６ｇを通じて直進性担保制御値δａが入力されたときに、目標転舵角δ^*に対する直進性担保制御を予め設定された前述した初期応答期間Ｔ１に相当する所定時間例えば０．１秒間停止させる。すなわち、ゲイン調整部５６ｈは選択部５６ｇを通じて直進性担保制御値δａが入力されたときに、最初の例えば０．１秒間の初期応答期間Ｔ１の間は直進性担保制御値δａの出力を停止する（すなわち、第２実施形態における制御ゲインＧａを“０”に設定したことに相当する）。また、ゲイン調整部５６ｈは、初期応答期間Ｔ１が経過した後は直進性担保制御値δａに例えば“０．８”の制御ゲインを乗算して加算器５６ｅに出力する（すなわち、第２実施形態における制御ゲインＧａを“１”に設定した場合に近い状態とすることに相当する）。

　また、第２のゲイン調整部５６ｉは、直進性担保制御値δａに例えば“１”の制御ゲインを乗算して直進走行時の直進性を十分に確保するようにしている。
　ここで、第１のゲイン調整部５６ｈ及び第２のゲイン調整部５６ｉで設定するゲインについては、０～１の範囲に限らずサスペンション装置１Ｂの特性に応じて任意の値に設定することができる。

　したがって、遅延制御部５６では、ステアリングホイール２の操舵が継続されているときには、操舵開始検出部５６ａで中立状態からの操舵開始を検出しないので、選択部５６ｇによって直進性担保部ＳＧで演算された直進性担保制御値δａを第２のゲイン調整部５６ｉに供給する。このため、直進性担保制御値δａに“１”の制御ゲインが乗算されることにより、直進性担保制御値δａがそのまま加算器５６ｅに供給される。このため、目標転舵角δ^*に直進性担保制御値δａが加算されて良好な直進性担保制御が行われる。

　一方、操舵開始検出部５６ａで中立状態からの操舵開始を検出したときには、選択部５６ｇが常開固定端子ｔｂに切換えられて、直進性担保部ＳＧで算出された直進性担保制御値δａがゲイン調整部５６ｈに供給される。このため、ゲイン調整部５６ｈで、初期応答期間Ｔ１（例えば０．１秒）の間、直進性担保制御値δａの加算器５６ｅへの出力が停止される。したがって、目標転舵角δ^*に対する直進性担保制御値δａによる直進性担保制御の開始が遅延される。その後、ゲイン調整部５６ｈでは、所定時間が経過した後に、制御ゲインＧａが“０．８”に設定されて直進性担保制御値δａをやや抑制した値となり、これが加算器５６ｅに供給されて目標転舵角δ^*に加算される。このため、目標転舵角δ^*に対する直進性担保制御が開始され、サスペンション装置１Ｂに生じるふらつきを抑制しながら理想的な転舵応答特性を得ることができる。

　その後、ステアリングホイール２が中立位置に戻ると、操舵開始検出部５６ａから出力される操舵開始検出信号Ｓｓｓがオフ状態となる。このため、選択部５６ｇで可動端子ｔｃが常閉固定端子ｔａ側に復帰し、直進性担保部ＳＧで算出される直進性担保制御値δａが第２のゲイン調整部５６ｉに供給されて、直進性担保制御値がそのまま加算器５６ｅに供給される。したがって、目標転舵角δ^*に対する良好な直進性担保制御が継続される。

　（第６実施形態の効果）
　このように、第６実施形態によっても、ステアリングホイール２が中立状態を維持している状態から右又は左に操舵する操舵開始時に、ゲイン調整部５６ｈで初期応答期間Ｔ１となる例えば０．１秒の間に直進性担保制御値δａの加算器５６ｅへの出力を停止する。その後、初期応答期間Ｔ１が経過した後に直進性担保制御値δａの加算器５６ｅへの出力を開始する。このため、前述した第１実施形態と同様の作用効果を得ることができる。

　しかも、ステアリングホイール２が中立位置に復帰したときに、操舵開始検出部５６ａから出力される操舵開始検出信号Ｓｓｓがオフ状態に復帰するので、この状態で、選択部５６ｇの可動端子ｔｃが常閉固定端子ｔａ側に復帰しても直進性担保制御値δａ自体が小さな値となっているので、直進性担保制御の値が不連続となることはなく、円滑な切換えを行うことができる。

　（第６実施形態の変形例）
　なお、上記第６実施形態においては、操舵開始検出部５６ａで操舵開始状態を検出してから次にステアリングホイール２の中立状態を検出するまで、操舵開始検出信号Ｓｓｓをオン状態とする場合について説明した。しかしながら、本発明は、上記構成に限定されるものではなく、操舵開始検出部５６ａで、前述した第１実施形態と同様に、操舵開始状態を検出したときにパルス状の操舵開始検出信号Ｓｓｓを出力する場合には、第１実施形態と同様に、例えば操舵開始検出時点から後期応答期間Ｔ３が終了する迄の間オン状態となる操舵開始検出部５６ａ及び選択部５６ｇ間に単安定回路を介挿する。これにより、操舵開始時から後期応答期間Ｔ３が終了するまでの間選択部５６ｇの可動端子ｔｃを常開固定端子ｔｂ側に切り換えておくようにしてもよい。

　また、上記第６実施形態では、転舵制御装置５０をハードウェアで構成する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、例えば目標転舵角演算部５１及び直進性担保部ＳＧを例えばマイクロコンピュータ等の演算処理装置で構成し、この演算処理装置で、図４９に示す転舵制御処理を実行するようにしてもよい。

　この転舵制御処理は、図４９に示すように、先ず、ステップＳ２１で、車速Ｖ、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓ、駆動力制御装置７１の左右輪の駆動力ＴＬ，ＴＲ、操舵トルクセンサ５で検出した操舵トルクＴｓ等の演算処理に必要なデータを読込む。次いで、ステップＳ２２に移行して、操舵角θｓに基づいてステアリングホイール２が中立位置を保持している状態から右又は左に操舵された操舵開始状態であるか否かを判定し、操舵開始状態ではないときにはステップＳ２３に移行する。

　このステップＳ２３では、操舵開始制御状態であることを表す制御フラグＦが“１”にセットされているか否かを判定し、制御フラグＦが“０”にリセットされているときには、ステップＳ２４に移行して、制御ゲインＧａを“１”に設定してからステップＳ２５に移行する。
　このステップＳ２５では、前述した目標転舵角演算部５１と同様に車速Ｖと操舵角θｓに基づいて目標転舵角δ^*を算出する。

　次いで、ステップＳ２６に移行して、前述した転舵角制御部５２と同様に、左右輪の駆動力ＴＬ及びＴＲにコンプライアンスステア係数ｓｆを乗算してコンプライアンスステアによる転舵輪１７ＦＬ及び１７ＦＲの変位量Δｆｌ及びΔｆｒを算出し、これらに基づいてコンプライアンスステア制御値Ａｃを算出する。

　次いで、ステップＳ２７に移行して、前述した直進性補完部５３と同様に、左右輪の駆動力ＴＬ及びＴＲの駆動力差ΔＴ（＝ＴＬ－ＴＲ）に基づいて図１８に示す発生トルク推定制御マップを参照して、トルクステア現象で転舵時に発生する発生トルクＴｈを推定し、この発生トルクＴｈを操舵トルクＴｓから減算してセルフアライニングトルクＴｓａを算出し、このセルフアライニングトルクＴｓａに所定ゲインＫｓａを乗算してセルフアライニングトルク制御値Ａｓａを算出する。

　次いで、ステップＳ２８に移行して、前述した外乱補償部５４と同様に、転舵アクチュエータ８の回転角θｍｏ、モータ電流検出部６１で検出したモータ電流ｉｍｒ及び操舵トルクＴｓに基づいて外乱補償値Ａｄｉｓを算出する。
　次いで、ステップＳ２９に移行して、下記（４）式にしたがって目標転舵角δ^*と、コンプライアンスステア制御値Ａｃ、セルフアライニングトルク制御値Ａｓａ、外乱補償値Ａｄｉｓの加算値に制御ゲインＧａを乗算した値とを加算して加算後目標転舵角δ^*ａを算出する。
　δ^*ａ＝δ^*＋Ｇａ（Ａｃ＋Ａｓａ＋Ａｄｉｓ）　　　…………（４）

　次いで、ステップＳ３０に移行して、算出した加算後目標転舵角δ^*ａを図４８における転舵角偏差演算部５８に出力してから前記ステップＳ２１に戻る。
　また、ステップＳ２２の判定結果が操舵開始状態であるときにはステップＳ３１に移行して、制御フラグＦを“１”にセットしてからステップＳ３２に移行する。さらに、ステップＳ２３の判定結果が、制御フラグＦが“１”にセットされているときに直接ステップＳ３２に移行する。

　このステップＳ３２では、前述したステップＳ２４と同様に、目標転舵角δ^*を算出し、次いでステップＳ３２に移行して、予め設定された遅延時間（例えば０．１秒）が経過したか否かを判定し、遅延時間が経過していないときには、ステップＳ３３に移行し、制御ゲインＧａを“０”に設定してから前記ステップＳ２５に移行する。
　また、ステップＳ３２の判定結果が、遅延時間が経過したときには、ステップＳ３４に移行して、制御フラグＦを“０”にリセットしてから前記ステップＳ２５に移行し、ステップＳ３２の判定結果が、遅延時間が経過していないときには、直接ステップＳ２５に移行する。

　このステップＳ３５では、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓがステアリンクホイール２の中立位置を表すか否かを判定する。この判定結果が、中立位置であるときにはステップＳ３６に移行して制御フラグＦを“０”にリセットしてから前記ステップＳ２５に移行する。
　この図４９に示す転舵制御処理でも、ステアリングホイール２が中立位置に保持されている状態から右又は左に操舵が開始された操舵開始状態ではないときには、制御ゲインＧａが“１”に設定されるので、目標転舵角δ^*にコンプライアンスステア制御値Ａｃ、セルフアライニングトルク制御値Ａｓａ及び外乱補償値Ａｄｉｓを加算した直進性担保制御値δａに基づいて転舵制御が行われ、サスペンション装置１Ｂの直進性が担保される。

　これに対して、ステアリングホイール２が中立位置に保持されている状態から右又は左に操舵が開始された操舵開始状態であるときには、予め設定された遅延時間が経過するまでは、制御ゲインＧａが“０”に設定されるので、目標転舵角δ^*のみが転舵角偏差演算部５８に出力され、これによって転舵アクチュエータ８を構成する転舵モータ８ａが回転駆動される。このため、初期転舵応答性はサスペンション装置自体の高転舵応答性が設定されることになり、高転舵応答性を得ることができる。

　その後、遅延時間が経過すると、制御ゲインＧａが“０．８”に設定されるので、目標転舵角δ^*に、コンプライアンスステア制御値Ａｃ、セルフアライニングトルク制御値Ａｓａ及び外乱補償値Ａｄｉｓでなる直進性担保制御値δａに制御ゲインＧａを乗じた値が加算された加算後目標転舵角δ^*ａによって転舵アクチュエータ８を構成する転舵モータ８ａが回転駆動される。このため、ステアバイワイヤシステムＳＢＷの直進性担保制御によりサスペンション装置の高転舵応答性が抑制されて、図２０（ａ）の特性曲線Ｌ１で示す理想的な転舵応答特性を得ることができる。

　この図４９の処理において、ステップＳ２５の処理が目標転舵角演算部５１に対応し、ステップＳ２６の処理が転舵角制御部５２に対応し、ステップＳ２７の処理が直進性補完部５３に対応し、ステップＳ２８の処理が外乱補償部５４に対応している。また、ステップＳ２４～Ｓ２８の処理及びステップＳ２５～Ｓ２９の処理が直進性担保部ＳＧに対応し、ステップＳ２２、Ｓ２３、Ｓ３１～Ｓ３３及びＳ２９の処理が遅延制御部５６に対応し、ステップＳ２１～ステップＳ３７の処理が転舵応答性設定部ＳＲＳに対応している。

　（第７実施形態）
　次に、本発明の第７実施形態を図５０～図５３について説明する。
　この第７実施形態は、直進性担保制御を開始する遅延時間τを可変するようにしたものである。
　すなわち、第７実施形態では、図５０に示すように、遅延制御部５６に遅延時間設定回路５６ｍが設けられている。この遅延時間設定回路５６ｍで設定された遅延時間τが単安定回路５６ｂに供給されて遅延時間τに応じたパルス幅が設定される。

　遅延時間設定回路５６ｍは、図５０に示すように、操舵角速度演算部５６ｎ、第１遅延時間演算部５６ｏ、第２遅延時間演算部５６ｐ及び加算器５６ｑを備えている。
　操舵角速度演算部５６ｎは、操舵角センサ４で検出されたステアリングホイール２の操舵角θｓが入力され、この操舵角θｓを微分して操舵角速度θｓｖを演算する。

　第１遅延時間演算部５６ｏは、操舵角速度演算部５６ｎから入力される操舵角速度θｓｖに基づいて図５１に示す第１遅延時間算出マップを参照して第１遅延時間τ１を演算する。この第１遅延時間算出マップは、図５１に示すように、操舵角速度θｓｖが０から所定設定値θｓｖ１までの間は第１の遅延時間τ１が例えば最小遅延時間τｍｉｎ１（例えば０．０４秒）に設定され、操舵角速度θｓｖが所定設定値θｓｖ１より増加すると、操舵角速度θｓｖの増加に応じて第１の遅延時間τ１が最大遅延時間τｍａｘ１（例えば０．０６秒）まで増加するように双曲線状の特性曲線Ｌ３１が設定されている。

　第２遅延時間演算部５６ｐは、車両パラメータ取得部２１で取得された車速Ｖが入力され、この車速Ｖに基づいて図５２に示す第２遅延時間算出マップを参照して第２遅延時間τ２を演算する。この第２遅延時間算出マップは、図５２に示すように、特性線Ｌ３２が設定されている。この特性線Ｌ３２は、車速Ｖが０から設定車速Ｖ１までの間の低車速状態では、第２の遅延時間τ２が例えば最小遅延時間τｍａｘ２（例えば０．０７秒）を維持する線分Ｌ３２ａに設定されている。そして、車速Ｖが設定車速Ｖ１より増加すると、その増加量に比例して第２の遅延時間τ２が増加するリニアな成分Ｌ３２ｂに設定されている。さらに、車速Ｖが設定車速Ｖ１より大きい設定車速Ｖ２以上となると第２の遅延時間τ２が最大遅延時間τｍｉｎ２（例えば０．０３秒）に維持される線分Ｌ３２ｃに設定されている。

　加算器５６ｑは、第１遅延時間演算部５６ｏで演算された第１の遅延時間τ１と、第２遅延時間演算部５６ｐで演算された第２の遅延時間τ２とを加算して遅延時間τ（＝τ１＋τ２）を算出し、遅延時間τを単安定回路５６ｂに供給する。
　この単安定回路５６ｂは、操舵開始検出部５６ａから入力される操舵開始検出信号をトリガとして加算器５６ｑから入力される遅延時間τに応じた区間オン状態となるパルス信号を形成し、このパルス信号をゲイン調整部５６ｃに供給する。

　この第７実施形態によると、操舵速度θｓｖに基づいて設定される第１の遅延時間τ１は、図５１に示すように、操舵角速度θｓｖが遅い場合すなわち緩操舵状態では短い時間に設定され、操舵角速度θｓｖが速い場合すなわち急操舵状態では長い時間に設定される。逆に、車速Ｖに基づいて設定される第２の遅延時間τ２は、図５２に示すように、車速Ｖが遅い場合には長い時間に設定され、車速Ｖが速い場合には短い時間に設定される。

　そして、第１の遅延時間τ１と第２の遅延時間τ２とが加算器５６ｑで加算されて遅延時間τが算出される。
　したがって、遅延時間τは、図５３に示すように、車速Ｖが低い低速領域では操舵速度θｓｖが遅いときに遅延時間τは最小で０．１１秒となり、操舵速度θｓｖの増加に応じて遅延時間τが増加して最大遅延時間は０．１３秒まで増加する。

　また、車速Ｖが中速領域では、遅延時間τは、操舵速度θｓｖが遅いときには最小で０．０９秒となり、操舵速度θｓｖの増加に応じて遅延時間τが増加して、最大で０．１１秒まで増加する。
　さらに、車速Ｖが高速領域では、遅延時間τは、操舵速度θｖが遅いときには最小で０．０７秒となり、操舵速度θｓｖの増加に応じた遅延時間τが増加して、最大で０．０９秒となる。

　このため、車速Ｖが低速領域にあるときには、遅延時間τは全体的に長くなって、遅延時間τ＝０．１２を中心として±０．０１秒の範囲となる。また、中速領域では前述した第１及び第６実施形態で設定した遅延時間τ＝０．１０を中心として±０．０１秒の範囲となる。さらに、高速領域では遅延時間τ＝０．０８を中心として±０．０１秒の範囲となる。

　この結果、低車速領域では、直進担保制御の開始が遅くなるので、サスペンション装置１Ｂで設定される高応答性の転舵応答性で機敏な操舵状態を得ることができる。また、中速領域では、直進担保制御の開始が中庸の範囲となって、適度な操舵応答性の操舵状態を得ることができる。さらに、高速領域では、直進担保制御の開始が速くなるので、サスペンション装置１Ｂで設定される高追う都政の転舵応答性が早めに抑制されて安定性の良い操舵状態を得ることができる。

　なお、上記第７実施形態においては、転舵制御装置５０をハードウェアで構成する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、例えば目標転舵角演算部５１、転舵応答性設定部ＳＲＳを例えばマイクロコンピュータ等の演算処理装置で構成し、この演算処理装置で、図５４に示す転舵角制御処理を実行するようにしてもよい。
　この転舵角制御処理では、前述した図２１の転舵角制御処理において、ステップＳ２とステップＳ１１との間に、操舵角速度θｓｖを算出するステップＳ１６、第１遅延時間τ１を算出するステップＳ１７、第２遅延時間τ２を算出するステップＳ１８及び遅延時間τを算出するステップＳ１９が介挿されていることを除いては同一の処理を行っている。

　ここで、ステップＳ１６では、ステップＳ１で読込んだ操舵角θｓを微分して操舵角速度θｓｖを算出する。また、ステップＳ１７では、ステップＳ１６で算出した操舵角速度θｓｖをもとにＲＯＭ等のメモリに記憶した前述した図５１の第１遅延時間算出マップを参照して第１遅延時間τ１を算出する。さらに、ステップＳ１８では、ステップＳ１で読込んだ車速Ｖをもとに、ＲＯＭ等のメモリに記憶した前述した図５２の第２遅延時間算出マップを参照して第２遅延時間τ２を算出する。さらにまた、ステップＳ１９では、ステップＳ１７で算出した第１遅延時間τ１とステップＳ１８で算出した第２遅延時間τ２とを加算して遅延時間τ（＝τ１＋τ２）を算出する。

　そして、前述したステップＳ１１を経てステップＳ１２の処理に移行する。このステップＳ１２の処理で、ステップＳ１８で算出した遅延時間τが経過したか否か判定し、遅延時間τが経過していないときには制御ゲインＧａを“０”に設定し、遅延時間τが経過したときに制御ゲインＧａを“１”に設定する。これにより、転舵角制御処理を遅延時間τだけ遅らせることができる。

　この図５４の転舵角制御処理では、前述した図５０の第７実施形態と同様に、操舵開始状態を検出したときに、操舵角速度θｓｖに基づいて第１遅延時間τ１を算出し、車速Ｖに基づいて第２遅延時間τ２を算出し、両者を加算して遅延時間τを算出する。
　そして、算出した遅延時間τに基づいて制御ゲインＧａを決定するので、前述した第７実施形態と同様に車速Ｖ及び操舵角速度θｓｖに基づいて転舵状態に応じた最適な遅延時間τを設定することができる。

　したがって、低車速領域では、直進担保制御の開始が遅くなるので、サスペンション装置１Ｂで設定される高応答性の転舵応答性で機敏な操舵状態を得ることができる。また、中速領域では、直進担保制御の開始が中庸の範囲となって、適度な操舵応答性の操舵状態を得ることができる。さらに、高速領域では、直進担保制御の開始が速くなるので、サスペンション装置１Ｂで設定される高応答性の転舵応答性が早めに抑制されて安定性の良い操舵状態を得ることができる。

　（第７実施形態の効果）
（１）直進性担保制御を開始する遅延時間τを、操舵速度θｓｖに応じて第１の遅延時間を演算する第１の遅延時間演算部と、車速Ｖに応じて第２の遅延時間を演算する第２の遅延時間演算部とを設け、第１の遅延時間と第２の遅延時間とを加算部で加算して算出するように構成した。
　このため、操舵速度に応じた第１の遅延時間と車速に応じた第２の遅延時間とを個別に設定することが可能となり、様々な操舵状態に応じた最適な遅延時間配分を行うことができる。

（２）第１の遅延時間演算部では、操舵角速度をもとに例えば操舵角速度θｓｖの増加に応じて第１の遅延時間が減少する特性を有する第１遅延時間算出マップを参照して第１遅延時間を算出している。
　このため、操舵速度θｓｖが遅い緩操舵状態では第１の遅延時間を短くして直進性担保制御の開始を早めて安定した操舵特性を確保することができ、操舵速度θｓｖが速い急操舵状態では第１の遅延時間を長くして直進性担保制御の開始を遅らせて機敏な操舵特性を確保することができる。

（３）第２の遅延時間演算部では、車速Ｖをもとに、車速Ｖの増加に応じて第２の遅延時間が増加する特性を有する第２遅延時間算出マップを参照して第２遅延時間を算出している。
　このため、車速Ｖが遅い低車速領域では、機敏な操舵特性を確保することができ、車速が速い高車速領域では、安定した操舵特性を確保することができる。

　（第７実施形態の応用例１）
　上記第７実施形態では、遅延時間演算部５６ｍで、直進担保制御を開始する遅延時間τを操舵速度θｓｖ及び車速Ｖの双方に基づいて遅延時間τを演算する場合について説明した。しかしながら、本発明は上記構成に限定されるものではなく、図５５に示すように、第２の遅延時間演算部５６ｐ及び加算器５６ｑを省略して操舵速度θｓｖに基づいて第１の遅延時間τ１を設定する第１の遅延時間演算部５６ｏのみで遅延時間τを設定するようにしてもよい。
（効果）
　この場合には、車速Ｖにかかわらず、操舵速度θｓｖに応じた最適な転舵応答特性を得ることができる。

　（第７実施形態の応用例２）
　また、遅延時間演算部５６ｍを、図５６に示すように、操舵角速度演算部５６ｎ、第１遅延時間演算部５６ｏ及び加算器５６ｑを省略して、車速Ｖに基づいて第２の遅延時間τ２を演算する第２遅延時間演算部５６ｐのみを設けるようにしてもよい。
（効果）
　この場合には、操舵速度θｓｖにかかわらず、車速Ｖに応じた最適な転舵応答特性を得ることができる。

　（第７実施形態の応用例３）
　さらには、遅延時間演算部５６ｍを、図５７に示すように、第１遅延時間演算部５６ｏ、第２遅延時間演算部５６ｐ及び加算器５６ｑの何れかの遅延時間を任意に選択することが可能な遅延時間選択部５６ｒを設けるようにしてもよい。
（効果）
　この場合には、遅延時間選択部５６ｒで運転者の好みに応じた遅延時間を選択することが可能になる。

　（第７実施形態の変形例）
　なおさらに、上記第７実施形態では、第１の遅延時間τ１と第２の遅延時間τ２とを加算器５６ｑで加算して遅延時間τを算出する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、第１の遅延時間τ１と第２の遅延時間τ２とを乗算して遅延時間τを算出するようにしてもよい。この場合には、車速Ｖに応じて算出される第２の遅延時間を遅延ゲインとして設定し、例えば車速Ｖに応じて例えば０．７～１．０の範囲で遅延ゲインを設定するようにすればよい。

　（第１、第６及び第７の実施形態の変形例）
　なお、上記第１、第６および第７実施形態では、ステアリングホイール２が中立位置を保持している状態で、右又は左に操舵が開始されたときに、目標転舵角δ^*に直進性担保制御値δａを加算する直進性担保制御を停止する場合について説明した。しかしながら、本発明では、上記に限定されるものではなく、図５８に示すように、操舵周波数によって目標転舵角δ^*に加算する直進性担保制御を行うか否かを判定して、転舵応答性を調整する転舵応答性調整処理を行うようにしてもよい。

　この転舵応答性調整処理は、図５８に示すように、ステップＳ４１で、車速Ｖ、操舵角θｓ、回転角θｍｏ、駆動力ＴＬ，ＴＲ等の演算に必要とするデータを読込む。次いで、ステップＳ４２に移行して、操舵角センサ４から出力される操舵角θｓに基づいて操舵周波数Ｆを検出し、次いでステップＳ４３に移行して、検出した操舵周波数Ｆが予め設定した周波数閾値Ｆｔｈ（例えば２Ｈｚ）を超えているか否かを判定する。

　このステップＳ４３の判定結果が、Ｆ≧Ｆｔｈであるときには、高転舵応答性が必要であると判断してステップＳ４４に移行し、目標転舵角δ^*を算出し、次いでステップＳ４５に移行して、算出した目標転舵角δ^*を前述した図１７の転舵角偏差演算部５８に出力してから前記ステップＳ４１に戻る。
　一方、前記ステップＳ４３の判定結果が、Ｆ＜Ｆｔｈであるときには、高転舵応答性を必要とせず、操縦安定性が必要であると判断してステップＳ４６に移行して、目標転舵角δ^*を算出し、次いでステップＳ４７に移行して、コンプライアンスステア制御値Ａｃを算出し、次いでステップＳ４８に移行して、セルフアライニングトルク制御値Ａｓｃを算出する。

　次いで、ステップＳ４９に移行して、外乱補償値Ａｄｉｓを算出し、次いでステップＳ５０に移行して、算出した目標転舵角δ^*、コンプライアンスステア制御値Ａｃ、セルフアライニングトルク制御値Ａｓａ及び外乱補償値Ａｄｉｓを加算して加算後目標転舵角δ^*ａを算出し、次いでステップＳ５１に移行して、加算後目標転舵角δ^*ａを図１７の転舵角偏差演算部５８に出力してから前記ステップＳ４１に戻る。

（効果）
　この転舵応答性調整処理では、ステアリングホイール２を操舵する操舵周波数Ｆが周波数閾値Ｆｔｈより低い低周波数であるときには、高応答性を必要とせず、操縦安定性を必要としていると判断して、目標転舵角δ^*に直進性担保制御値δａを加算した加算後目標転舵角δ^*ａによって、転舵制御を行うことにより、理想的な転舵制御を行うことができる。また、操舵周波数Ｆが周波数閾値Ｆｔｈより高い高周波数である場合には、高応答性を必要としているものと判断してサスペンション装置１Ｂ自体の転舵応答性に基づいて転舵角制御を行うことができる。

　この場合には、操舵周波数によって、目標転舵角δ^*を補正するか否かを判断するので、操舵状態に応じた最適な応答特性を設定することができる。この場合、Ｆ＜Ｆｔｈである場合に、操舵周波数Ｆの値に応じて直進性担保制御値δａに対する０～１の間の値に設定されるゲインを乗算することにより、直進性の補正度合いを変更することが可能となり、よりきめ細かな応答性制御を行うことができる。
　さらに、本発明は自動車に適用する場合に限らず、転舵装置を有する他の車両にも適用することができる。

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…操舵角度センサ、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…ラック軸（ステアリングラック）、１５…タイロッド、１７ＦＲ，１７ＦＬ，１７ＲＲ，１７ＲＬ…車輪、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…第１リンク（第１のリンク部材）、３８…第２リンク（第２のリンク部材）、４０…ショックアブソーバ、１３７…トランスバースリンク（第１のリンク部材、トランスバースリンク部材）、１３８…コンプレッションリンク（第２のリンク部材、コンプレッションリンク部材）、２３７…トランスバースリンク（第１のリンク部材、トランスバースリンク部材）、２３８…テンションリンク（第２のリンク部材、テンションリンク部材）、３３７…トランスバースリンク（第１のリンク部材、トランスバースリンク部材）、３３８…コンプレッションリンク（第２のリンク部材、コンプレッションリンク部材）、４３７…トランスバースリンク（第１のリンク部材、トランスバースリンク部材）、４３８…テンションリンク（第２のリンク部材、テンションリンク部材）、５０…転舵制御部、５１…目標転舵角演算部、５２…転舵角制御部、５３…直進性補完部、５４…外乱補償部、５５…加算器、５６…遅延制御部、５６ａ…操舵開始検出部、５６ｂ…単安定回路、５６ｃ…ゲイン調整部、５６ｄ…乗算器、５６ｅ…加算器、５６ｇ…選択部、５６ｈ…ゲイン調整部、５６ｍ…遅延時間演算部、５６ｎ…操舵角速度演算部、５６ｏ…第１遅延時間演算部、５６ｐ…第２遅延時間演算部、５６ｑ…加算器、５６ｒ…遅延時間選択部、５７…加算器、５８…転舵角偏差演算部、５９…転舵モータ制御部、６０…電流偏差演算部、６１…モータ電流検出部、６２…モータ電流制御部、６３…アクチュエータ制御装置、１１１…直進性補償部

Claims (45)

1. 　タイヤを取り付けるタイヤホイールと、
   　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する第１のリンク部材と、
   　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、前記第１のリンク部材と車両上面視において交差する第２のリンク部材と、
   　を有することを特徴とする車両用サスペンション装置。
2. 　車両上面視における前記第１のリンク部材および第２のリンク部材の車体側取付位置を、車軸よりも車両前後方向後方に配置したことを特徴とする請求項１記載の車両用サスペンション装置。
3. 　車両幅方向に移動し、前記ホイールハブ機構を転舵させるステアリングラックを、車軸よりも車両前後方向前方に配置したことを特徴とする請求項１又は２記載の車両用サスペンション装置。
4. 　ステアリングホイールの変位を検出し、検出結果に基づいて前記ステアリングラックをアクチュエータで変位させる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を特徴とする請求項３に記載の車両用サスペンション装置。
5. 　車両上面視における前記第１のリンク部材と第２のリンク部材との交点をロアピボット点とするキングピン軸が、前記ステアリングホイールの中立位置でタイヤ接地面内を通ることを特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載の車両用サスペンション装置。
6. 　車両上面視における前記第１のリンク部材および第２のリンク部材の車体側取付位置を、車軸よりも車両前後方向前方に配置したことを特徴とする請求項１に記載の車両用サスペンション装置。
7. 　前記ステアリングラックを、車軸よりも車両前後方向後方に配置したことを特徴とする請求項４記載の車両用サスペンション装置。
8. 　前記第１のリンク部材はトランスバースリンク部材で構成され、前記第２のリンク部材はコンプレッションリンク部材で構成されていることを特徴とする請求項１に記載の車両用サスペンション装置。
9. 　前記コンプレッションリンク部材は、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ともに、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ことを特徴とする請求項８に記載の車両用サスペンション装置。
10. 　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ことを特徴とする請求項９に記載の車両用サスペンション装置。
11. 　前記トランスバースリンク部材と車体との連結部は、前記コンプレション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後方に位置することを特徴とする請求項９または１０に記載の車両用サスペンション装置。
12. 　前記コンプレッションリンク部材とホイールハブ機構との連結部は車軸より車両前後方向前方に位置し、車体との連結部は前記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車両前後方向後方に位置することを特徴とする請求項９から１１のいずれか１項に記載の車両用サスペンション装置。
13. 　ステアリングホイールが中立位置である状態で、車両上面視における前記トランスバースリンク部材とコンプレッションリンク部材との交点をロアピボット点とするキングピン軸が、タイヤ接地面内を通ることを特徴とする請求項８から１２のいずれか１項に記載の車両用サスペンション装置。
14. 　前記第１のリンク部材はトランスバースリンク部材で構成され、前記第２のリンク部材は、テンションリンク部材で構成されていることを特徴とする請求項１に記載の車両用サスペンション装置。
15. 　前記テンションリンク部材は、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ことを特徴とする請求項１４に記載の車両用サスペンション装置。
16. 　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ことを特徴とする請求項１５に記載の車両用サスペンション装置。
17. 　前記トランスバースリンク部材と車体との連結部は、前記テンション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ことを特徴とする請求項１５または１６に記載の車両用サスペンション装置。
18. 　前記テンションリンク部材とホイールハブ機構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リンク部材とホイールハブ機構との連結部より車両前後方向前方に位置することを特徴すとる請求項１５から１７のいずれか１項に記載の車両用サスペンション装置。
19. 　ステアリングホイールが中立位置である状態で、車両上面視における前記トランスバースリンク部材と前記テンションリンク部材との交点をロアピボット点とするキングピン軸が、タイヤ接地面内を通ることを特徴とする請求項１４から１８のいずれか１項に記載の車両用サスペンション装置。
20. 　前記トランスバースリンク部材および前記コンプレッションリンク部材の前記ホイールハブ機構との連結部よりも車両幅方向外側において前記ホイールハブ機構と連結し、該ホイールハブ機構との連結部よりも車両前後方向後側において車体と連結し、車輪を転舵させるタイロッド部材を備えていることを特徴とする請求項８から１３のいずれかに記載の車両用サスペンション装置。
21. 　前記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前記ホイールハブ機構との連結部よりも車両幅方向外側において前記ホイールハブ機構と連結し、該ホイールハブ機構との連結部よりも車両前後方向後側において車体と連結し、車輪を転舵させるタイロッド部材を備えていることを特徴とする請求項１４から１９のいずれか１項に記載の車両用サスペンション装置。
22. 　ステアリングホイールの変位を検出し、検出結果に基づいて前記ステアリングラックをアクチュエータで変位させる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を特徴とする請求項８から２１のいずれか１項に記載の車両用サスペンション装置。
23. 　車両上面視において、車体と車輪とを連結するロアリンク部材を交差させて設置し、仮想ロアピボット点を前記リンク部材の交点とすることを特徴とする車両用サスペンション装置のジオメトリ調整方法。
24. 　車両上面視において、車体と車輪とを連結ふ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、前記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、前記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前記トランスバースリンク部材と交差させて配置し、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前記コンプレッションリンク部材の肯定からなる仮想ロアピボット点を、車両内向きに移動させることを特徴とする車両用サスペンション装置のジオメトリ調整方法。
25. 　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、前記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、前記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前記トランスバースリンク部材と交差させて配置し、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ことを特徴とする車両用サスペンション装置のジオメトリ調整方法。
26. 　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、前記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、前記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前記トランスバースリンク部材と交差させて設置し、車輪を転舵させるタイロッド部材を、前記トランスバースリンク部材および前記コンプレッションリンク部材の前記ホイールハブ機構との連結部よりも車両幅方向外側において前記ホイールハブ機構と連結させ、該ホイールハブ機構との連結部よりも車両前後方向後側において車体と連結させて配置し、車両後向きの前後力に対して、前記トランスバースリンク部材の車輪側の連結部を車両内向きに移動させると共に、前記タイロッド部材の車輪側の連結部を車両外向きに移動させることを特徴とする車両用サスペンション装置のジオメトリ調整方法。
27. 　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、前記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、前記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前記トランスバースリンク部材と交差させて設置し、車輪を転舵させるタイロッド部材を、前記トランスバースリンク部材および前記コンプレッションリンク部材の前記ホイールハブ機構との連結部よりも車両幅方向外側において前記ホイールハブ機構と連結させ、該ホイールハブ機構との連結部よりも車両前後方向後側において車体と連結させて配置し、車両後向きの前後力に対して、前記トランスバースリンク部材の車輪側の連結部を車両外向きに移動させると共に、前記タイロッド部材の車輪側の連結部を車両外向きに移動させることを特徴とする車両用サスペンション装置のジオメトリ調整方法。
28. 　ステアリングホイールの操舵状態に応じてアクチュエータを作動させて転舵輪を転舵する転舵制御装置と、
    　前記転舵輪を車体に支持するサスペンション装置とを備え、
    　前記サスペンション装置は、タイヤを取り付けるタイヤホイールと、前記タイヤホイールを支持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する第１のリンク部材と、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、前記第１のリンク部材と車両上面視において交差する第２のリンク部材とを有し、
    　前記転舵制御装置は、前記サスペンション装置の直進性を担保する直進性担保部を備えていることを特徴とする自動車。
29. 　前記第１のリンク部材はトランスバースリンク部材であり、前記第２のリンク部材はコンプレッションリンク部材であることを特徴とする請求項２８に記載の自動車。
30. 　前記第１のリンク部材はトランスバースリンク部材であり、前記第２のリンク部材はテンションリンク部材であることを特徴とする請求項２８に記載の自動車。
31. 　前記直進性担保部は、ステアリングホイールを操舵したときの操舵角の変位を検出し、検出結果に基づいて転舵輪を転舵させる転舵アクチュエータと該転舵アクチュエータを制御するアクチュエータ制御装置とを備えたステアバイワイヤシステムであることを特徴とする請求項２８から３０のいずれか１項に記載の自動車。
32. 　前記直進性担保部は、セルフアライニングトルクを推定して前記サスペンション装置の直進性を担保することを特徴とする請求項２８から３１の何れか１項に記載の自動車。
33. 　前記転舵制御装置は、前記ステアリングホイールを中立位置から操舵を開始したときに、前記直進性担保部による直進性担保制御を調整して初期転舵応答性を前記サスペンション装置自体の転舵応答性に設定する転舵応答性設定部を備えていること特徴とする請求項２８から３１の何れか１項に記載の自動車。
34. 　前記転舵制御装置は、コンプライアンスステアを推定して転舵輪の変位補正を行う転舵角制御部を有することを特徴とする請求項２８から３３のいずれか１項に記載の自動車。
35. 　前記転舵制御装置は、前記ステアリングホイールを中立位置から操舵を開始したときに、初期転舵状態では、前記サスペンション装置自体の転舵応答性で高い転舵応答性を設定し、前記初期転舵状態を経過した転舵状態であるときに、前記直進性担保部による直進性担保制御によって必要とする転舵応答性を設定する転舵応答性設定部を備えていること特徴とする請求項２８から３１のいずれか１項に記載の自動車。
36. 　前記転舵応答性設定部は、前記ステアリングホイールを中立位置から操舵したときに、前記直進性担保部による直進性担保制御を遅らせる遅延制御部を備えていることを特徴とする請求項３３から３５のいずれか１項に記載の自動車。
37. 　前記遅延制御部は、前記直進性担保部による直進性担保制御の開始を調整するゲイン調整部を有することを特徴とする請求項３６に記載の自動車。
38. 　前記遅延制御部は、直進性担保部による直進性担保制御を前記ステアリングホイールが中立位置を保持している状態から右又は左に操舵した操舵開始タイミングから０．１秒遅延させた後に開始させることを特徴とする請求項３６または３７に記載の自動車。
39. 　前記遅延制御部は、前記直進性担保部による直進性担保制御を開始させる場合に、前記直進性担保制御をステップ状に開始させることを特徴とする請求項３６から３８のいずれか１項に記載の自動車。
40. 　前記遅延制御部は、前記直進性担保部による直進性担保制御を開始させる場合に、前記直進性担保制御を徐々に開始させることを特徴とする請求項３６から３８のいずれか１項に記載の自動車。
41. 　前記転舵制御装置は、操舵角に応じた目標転舵角を演算する目標転舵角演算部と、該目標転舵角演算部で演算した目標転舵角に前記直進性担保部の直進性担保制御値を加える加算器と、該加算器の加算出力と前記転舵アクチュエータを構成する転舵モータの回転角度とを一致させるモータ指令電流を形成する転舵モータ制御部と、前記モータ指令電流に一致する前記転舵モータに供給するモータ駆動電流を形成する電流制御部とを備えていることを特徴とする請求項２８から４０のいずれか１項に記載の自動車。
42. 　前記遅延制御部は、操舵角センサで検出した操舵角を微分した操舵角速度をもとに第１遅延時間を演算する第１遅延時間演算部と、車速をもとに第２遅延時間を演算する第２遅延時間演算部との少なくとも一方を備えていることを特徴とする請求項３６から４０のいずれか１項に記載の自動車。
43. 　前記遅延制御部は、操舵角センサで検出した操舵角を微分した操舵角速度をもとに第１遅延時間を演算する第１遅延時間演算部と、車速をもとに第２遅延時間を演算する第２遅延時間演算部と、前記第１遅延時間及び第２遅延時間を加算して遅延時間を算出する加算部とを備えていることを特徴とする請求項３６から４０のいずれか１項に記載の自動車。
44. 　前記第１遅延時間演算部は、操舵角速度と第１遅延時間との関係を表す第１遅延時間算出マップを有し、操舵角速度をもとに前記第１遅延時間算出マップを参照して第１遅延時間を算出することを特徴とする請求項４２または４３に記載の自動車。
45. 　前記第２遅延時間演算部は、車速と第２遅延時間との関係を表す第２遅延時間算出マップを有し、操舵角速度をもとに前記第２遅延時間算出マップを参照して第２遅延時間を算出することを特徴とする請求項４２から４４のいずれか１項に記載の自動車。

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