CN103415406B - 汽车及转舵轮的转舵控制方法 - Google Patents

Abstract

一种车辆用悬架装置，可提高车辆用悬架装置的操纵性、稳定性。该车辆用悬架装置具有：安装轮胎的胎轮、支承所述胎轮的轮毂机构、在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结的第一连杆部件、在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结且在俯视车辆时与所述第一连杆部件交叉的第二连杆部件、沿车辆宽度方向移动且使所述轮毂机构转舵的转向齿条。

Description

汽车及转舵轮的转舵控制方法

技术领域

本发明涉及具有悬挂车身的车辆用悬架装置的汽车及转舵轮的转舵控制方法。

背景技术

目前，在车辆用的悬架装置中，通过主销轴的设定，来完成作为目的的悬架性能的实现。

例如，在专利文献1记载的技术中，通过采用对构成主销的上下枢轴点的转舵时的车辆前后方向的运动进行抑制的连杆配置，来提高操纵性、稳定性。

专利文献1：特开2010-126014号公报

但是，在车辆的行驶中进行了转舵的情况下，在与行驶速度相对应的横向力输入到轮胎接地点时，在专利文献1记载的技术中，没有考虑到该横向力的影响。因此，在转舵时围绕主销轴转动时产生的力矩的降低上，具有改进的余地。即，在现有的车辆用悬架装置中，在实现操纵性、稳定性的提高上，具有改进的余地。

发明内容

本发明的课题在于，提高具有悬架装置的汽车的操纵性、稳定性。

为了解决以上课题，本发明的汽车具有悬架装置，所述悬架装置在俯视车辆时交叉配置有在车轴的车辆上下方向的下侧将轮毂机构和车身连结的第一连杆部件和第二连杆部件。

另外，以在方向盘的中立位置穿过轮胎接地面内的方式设定主销轴，所述主销轴穿过悬架装置的上枢轴点和第一连杆部件及第二连杆部件的交点的假想下枢轴点。

另外，具备转舵控制装置，所述转舵控制装置通过使致动器动作而在转舵轮上产生用于自动回正的恢复力，从而使转舵轮转舵。

根据本发明，能够使假想下枢轴点在车宽度方向上接近车身内侧，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

而且，通过使致动器动作来对转舵轮赋予用于自动回正的恢复力，能够保证车辆的直行性。

因此，能够提高操纵性、稳定性。

附图说明

图1是表示第一实施方式的汽车1的构成的概要图；

图2是示意性表示悬架装置1B的构成的立体图；

图3是示意性表示悬架装置1B的构成的俯视图；

图4是示意性表示悬架装置1B的构成的局部主视图及局部侧视图；

图5是表示转舵时的齿条行程和齿条轴向力之间的关系的图；

图6是表示转舵时的轮胎接地面中心的轨迹的图；

图7是在以主销倾角和摩擦（scrub）半径为轴的坐标中表示齿条轴向力的分布的一个例子的等值线图；

图8是表示由压缩式的悬架装置构成悬架装置1B的例子的示意图；

图9是表示下连杆部件不交叉的压缩式的悬架装置及第一实施方式时的束角和摩擦半径之间的关系的图；

图10是表示主销轴的路面着地点和横向力之间的关系的曲线图；

图11是对设为正摩擦时的自动回正力矩进行说明的概念图；

图12是示意性表示主销倾角和摩擦半径之间的关系的图；

图13是表示在具有转向节的悬架装置上应用第一实施方式的构造例的图；

图14是由双V型架式的悬架装置构成悬架装置1B时的侧视图；

图15是图14的主视图；

图16是图14的仰视图；

图17是表示图1的转舵控制装置的具体构成的方框图；

图18是表示用于推定自动回正力矩的发生转矩控制图的图；

图19是表示悬架装置的特性的图，（a）是表示后倾角和响应性及稳定性之间的关系的图，（b）是表示后倾拖距和横向力降低余量及直行性之间的关系的图；

图20是表示转舵响应特性的图，（a）是表示车辆的响应特性的变化的特性线图；（b）是表示控制特性的切换时刻的图；

图21是表示转舵角控制处理顺序的一个例子的流程图；

图22是表示由拉伸式的悬架装置构成悬架装置1B的例子的示意图；

图23是表示第一实施方式的转舵控制部的变形例的方框图；

图24是表示第一实施方式的转舵控制部的其它变形例的方框图；

图25是示意性表示本发明第二实施方式的悬架装置1B的构成的立体图；

图26是示意性表示图25的悬架装置1B的构成的俯视图；

图27是示意性表示图25的悬架装置1B的构成的局部主视图及局部侧视图；

图28是示意性表示图25悬架装置1B的构成的（a）局部俯视图（左前轮）及（b）表示轮胎接地面（右前轮）的图；

图29是表示由压缩式的悬架装置构成悬架装置1B的例子的示意图；

图30是表示悬架装置1B和比较例的（a）横向力柔性转向及（b）横向刚性的图；

图31是示意性表示本发明第三实施方式的悬架装置1B的构成的立体图；

图32是示意性表示图31的悬架装置1B的构成的俯视图；

图33是示意性表示图31的悬架装置1B的构成的（a）局部主视图及（b）局部侧视图；

图34是示意性表示图31的悬架装置1B的构成的（a）局部俯视图（左前轮）及（b）表示轮胎接地面（右前轮）的图；

图35是表示由拉伸式的悬架装置构成悬架装置1B的例子的示意图；

图36是示意性表示本发明第四实施方式的悬架装置1B的构成的立体图；

图37是示意性表示图36的悬架装置1B的构成的俯视图；

图38是示意性表示图36的悬架装置1B的构成的（a）局部主视图及（b）局部侧视图；

图39是示意性表示图36的悬架装置1B的构成的（a）局部俯视图（左前轮）及（b）表示轮胎接地面（右前轮）的图；

图40是表示由压缩式的悬架装置构成悬架装置1B的例子的示意图；

图41是表示悬架装置1B和比较例的（a）横向力柔性转向及（b）横向刚性的图；

图42是表示悬架装置1B和比较例的前后力柔性转向的图；

图43是示意性表示本发明第五实施方式的悬架装置1B的构成的立体图；

图44是示意性表示图43的悬架装置1B的构成的俯视图；

图45是示意性表示图43的悬架装置1B的构成的（a）局部主视图及（b）局部侧视图；

图46是示意性表示图43的悬架装置1B的构成的（a）局部俯视图（左前轮）及（b）表示轮胎接地面（右前轮）的图；

图47是表示由拉伸式的悬架装置构成悬架装置1B的例子的示意图；

图48是表示本发明第六实施方式的转舵控制装置的一个例子的方框图；

图49是表示第六实施方式的转舵角控制处理顺序的一个例子的流程图；

图50是表示本发明第七实施方式的转舵控制装置的一个例子的方框图；

图51是表示可应用于第七实施方式的第一延迟时间计算图的特性线图；

图52是表示可应用于第七实施方式的第二延迟时间计算图的特性线图；

图53是表示基于车速和操舵角速度之间的关系而设定的延迟时间的曲线图；

图54是表示第七实施方式的转舵角控制处理顺序的一个例子的流程图；

图55是表示第七实施方式的变形例的转舵控制部的方框图；

图56是表示第七实施方式的其它变形例的转舵控制部的方框图；

图57是表示第七实施方式的再其它变形例的转舵控制部的方框图；

图58是表示第一、第六及第七实施方式的变形例的转舵控制部的转舵响应性调节处理顺序的一个例子的流程图。

符号说明

具体实施方式

下面，参照附图对本发明的汽车的实施方式进行说明。

（第一实施方式）

图1是表示本发明第一实施方式的汽车1的构成的概要图。

在图1中，汽车1具备：车身1A、方向盘2、输入侧转向轴3、操舵角传感器4、操舵转矩传感器5、操舵反力致动器6、操舵反力致动器角度传感器7、转舵致动器8、转舵致动器角度传感器9、输出侧转向轴10、转舵转矩传感器11、小齿轮12、小齿轮角度传感器13、转向齿条部件14、转向横拉杆15、转向横拉杆轴向力传感器16、车轮17FR、17FL、17RR、17RL、车辆状态参数取得部21、车轮速度传感器24FR、24FL、24RR、24RL、控制器／驱动电路单元26、机械备份部件27。

方向盘2以与输入侧转向轴3一体地旋转的方式构成，将驾驶员的操舵输入传递到输入侧转向轴3。

输入侧转向轴3具备操舵反力致动器6，对从方向盘2输入的操舵输入施加操舵反力致动器6的操舵反力。

操舵角传感器4装设于输入侧转向轴3，对输入侧转向轴3的旋转角度（即，驾驶员的向方向盘2的操舵输入角度）进行检测。而且，操舵角传感器4将检测到的输入侧转向轴3的旋转角度输出到控制器／驱动电路单元26。

操舵转矩传感器5设置于输入侧转向轴3，对输入侧转向轴3的旋转转矩（即，向方向盘2的操舵输入转矩）进行检测。而且，操舵转矩传感器5将检测到的输入侧转向轴3的旋转转矩输出到控制器／驱动电路单元26。

操舵反力致动器6通过和电动机轴一体地旋转的齿轮与形成为输入侧转向轴3的一部分的齿轮啮合，按照控制器／驱动电路单元26的指示，对方向盘2的输入侧转向轴3的旋转赋予反力。

操舵反力致动器角度传感器7对操舵反力致动器6的旋转角度（即，传递到操舵反力致动器6的操舵输入实现的旋转角度）进行检测，将检测到的旋转角度输出到控制器／驱动电路单元26。

转舵致动器8通过和电动机轴一体地旋转的齿轮与形成为输出侧转向轴10的一部分的齿轮啮合，按照控制器／驱动电路单元26的指示，使输出侧转向轴10旋转。

转舵致动器角度传感器9对转舵致动器8的旋转角度（即，转舵致动器8输出的用于转舵的旋转角度）进行检测，将检测到的旋转角度输出到控制器／驱动电路单元26。

输出侧转向轴10具备转舵致动器8，将转舵致动器8输入的旋转传递到小齿轮12。

转舵转矩传感器11设置于输出侧转向轴10，对输出侧转向轴10的旋转转矩（即，经由转向齿条部件14的车轮17FR、17FL的转舵转矩）进行检测。而且，转舵转矩传感器11将检测到的输出侧转向轴10的旋转转矩输出到控制器／驱动电路单元26。

小齿轮12与形成于由例如齿条轴构成的转向齿条部件14的平齿啮合，将从输出侧转向轴10输入的旋转传递到转向齿条部件14。

小齿轮角度传感器13对小齿轮12的旋转角度（即，经由转向齿条部件14而输出的车轮17FR、17FL的转舵角度）进行检测，将检测到的小齿轮12的旋转角度输出到控制器／驱动电路单元26。

转向齿条部件14具有与小齿轮12啮合的平齿，将小齿轮12的旋转变换为车宽方向的直线运动。在本实施方式中，转向齿条部件14位于前轮的车轴的车辆前方侧。

转向横拉杆15经由球窝接头分别将转向齿条部件14的两端部和车轮17FR、17FL的转向节臂连结。

转向横拉杆轴向力传感器16分别设置于转向横拉杆15，所述转向横拉杆15设置于转向齿条部件14的两端部，转向横拉杆轴向力传感器16对作用于转向横拉杆15的轴向力进行检测。而且，转向横拉杆轴向力传感器16将检测到的转向横拉杆15的轴向力输出到控制器／驱动电路单元26。

在此，由操舵反力致动器6、转舵致动器8、小齿轮12、转向齿条部件14、转向横拉杆15、控制器／驱动电路26构成线控转向系统SWB。

车轮17FR、17FL、17RR、17RL是在胎轮（tyrewheel）上安装有轮胎而构成的车轮，经由悬架装置1B而设置于车身1A。其中，前轮（车轮17FR、17FL）通过由构成线控转向系统SWB的转向横拉杆15使转向节臂摆动，由此，车轮17FR、17FL相对于车身1A的朝向进行变化。

车辆状态参数取得部21基于从车轮速度传感器24FR、24FL、24RR、24RL输出的表示车轮的转速的脉冲信号，取得车速。另外，车辆状态参数取得部21基于车速和各车轮的转速，取得各车轮的滑移率。而且，车辆状态参数取得部21将所取得的各参数输出到控制器／驱动电路单元26。

车轮速度传感器24FR、24FL、24RR、24RL将表示各车轮的转速的脉冲信号输出到车辆状态参数取得部21及控制器／驱动电路单元26。

控制器／驱动电路单元26是控制汽车1整体的控制器，基于从设置于各部的传感器输入的信号，就输入侧转向轴3的操舵反力、前轮的转舵角或机械备份部件27的连结而言，将各种控制信号输出到操舵反力致动器6、转舵致动器8或机械备份部件27等。

另外，控制器／驱动电路单元26将各传感器的检测值换算为与使用目的相对应的值。例如，控制器／驱动电路单元26既将由操舵反力致动器角度传感器7检测到的旋转角度换算为操舵输入角度，或将由转舵致动器角度传感器9检测到的旋转角度换算为车轮的转舵角，或将由小齿轮角度传感器13检测到的小齿轮12的旋转角度换算为车轮的转舵角。

另外，控制器／驱动电路单元26能够对由操舵角传感器4检测到的输入侧转向轴3的旋转角度、由操舵反力致动器角度传感器7检测到的操舵反力致动器6的旋转角度、由转舵致动器角度传感器9检测到的转舵致动器8的旋转角度及由小齿轮角度传感器13检测到的小齿轮12的旋转角度进行监视，基于它们的关系，检测操舵系统的故障的发生。而且，当检测到操舵系统的故障，控制器／驱动电路单元26就对机械备份部件27输出使输入侧转向轴3和输出侧转向轴10连结的指示信号。

机械备份部件27是按照控制器／驱动电路单元26的指示将输入侧转向轴3和输出侧转向轴10连结，并确保从输入侧转向轴3向输出侧转向轴10的力的传递的机构。在此，正常时，从控制器／驱动电路单元26对机械备份部件27，指示不将输入侧转向轴3和输出侧转向轴10连结的状态。而且，在通过操舵系统的故障的发生而需要不经由操舵角传感器4、操舵转矩传感器5及转舵致动器8等就进行操舵操作的情况下，输入使输入侧转向轴3和输出侧转向轴10连结的指示。

另外，机械备份部件27可由例如电缆式转向机构等构成。

图2是示意性表示第一实施方式的悬架装置1B的构成的立体图。图3是示意性表示图2的悬架装置1B的构成的俯视图。图4是示意性表示图2的悬架装置1B的构成的（a）局部主视图及（b）局部侧视图。

如图2～图4所示，悬架装置1B具备：悬挂有安装于轮毂机构WH的车轮17FR、17FL且具有旋转自如地支承车轮17FR、17FL的车轴（桥）32的桥托架33、从车身侧的支承部起沿车身宽度方向配置且与桥托架33连结的多个连杆部件及螺旋弹簧等弹簧部件34。

多个连杆部件由下连杆部件即第一连杆（第一连杆部件）37和第二连杆（第二连杆部件）38、转向横拉杆（转向横拉杆部件）15及支柱（弹簧部件34及减震器40）构成。在本实施方式中，悬架装置1B是支柱式的悬架，弹簧部件34及减震器40成为一体的支柱ST的上端与位于车轴32的上方的车身侧的支承部连结（以下，将支柱ST的上端适当称为“上枢轴点”）。

构成下连杆的第一连杆37和第二连杆38将位于车轴32的下方的车身侧的支承部和桥托架33的下端连结。在本实施方式中，第一连杆37和第二连杆38成为由独立的部件构成的I形臂。这些第一连杆37及第二连杆38分别通过各一处的支承部而与车身侧连结，分别通过各一处的安装部而与车轴32侧连结。另外，本实施方式的第一连杆37和第二连杆38以相互交叉的状态将车身1A和车轴32侧（桥托架33）连结（以下，将第一连杆37和第二连杆38构成的假想连杆的交点适当称为“下枢轴点”）。

转向横拉杆15位于车轴32的下侧，将齿条轴14和桥托架33连结，齿条轴14传递从方向盘2输入的旋转力（操舵力），产生转舵用的轴向力。因此，通过转向横拉杆15，根据方向盘2的旋转，经由齿条轴14对桥托架33施加车宽方向的轴向力，经由桥托架33使车轮17FR、17FL转舵。在此，齿条轴14配置于车轴32的车辆前后方向前方。

另外，在左右减震器40的管间，安装有稳定器41。

在本申请发明中，上述悬架装置1B的主销轴KS以穿过轮胎接地面内的方式设定。另外，将主销轴KS设定为后倾拖距穿过轮胎接地面内。更具体而言，在本实施方式的悬架装置1B中，将后倾角设为接近零的值，以后倾拖距接近零的方式设定主销轴。由此，能够降低转舵时的轮胎扭转转矩，能够减小围绕主销轴KS旋转的力矩。另外，摩擦半径设为零以上的正摩擦。由此，相对于转舵时的轮胎侧滑角而言，产生摩擦半径相对应的后倾拖距，所以能够确保直行性。

另外，在本实施方式中，下连杆部件即第一连杆37及第二连杆38以相互交叉的状态将车身1A和车轴32侧（桥托架33下端）连结。由此，与第一连杆37及第二连杆38不交叉的构造相比，能够减小主销倾角，并且能够使摩擦半径向正摩擦侧增大。因此，能够减小转舵时的轮胎扭转转矩，能够降低转舵所需要的齿条轴向力。另外，在本实施方式中，在转舵时，通过作用于车轮的横向力，假想下枢轴点向车身内侧移动，所以能够提高自动回正力矩（SAT）实现的直行性。

下面，对悬架装置1B的悬架几何学进行详细研究。

（齿条轴向力成分的分析）

图5是表示转舵时的齿条行程和齿条轴向力之间的关系的图。

如图5所示，作为齿条轴向力成分，主要包含轮胎的扭转转矩、车轮的上升转矩，其中，轮胎的扭转转矩占支配地位。

因此，通过减小轮胎的扭转转矩，能够降低齿条轴向力。

（轮胎的扭转转矩最小化）

图6是表示转舵时的轮胎接地面中心的轨迹的图。

在图6中，一并表示了转舵时的轮胎接地面中心的移动量大的情况和小的情况。

由上述齿条轴向力成分的分析结果可知，为了降低齿条轴向力，将转舵时的轮胎扭转转矩最小化为有效的手段。

为了将转舵时的轮胎扭转转矩最小化，如图6所示，只要进一步减小轮胎接地面中心的轨迹即可。

即，通过使轮胎接地面中心和主销接地点一致，能够将轮胎扭转转矩最小化。

具体而言，将后倾拖距设为0mm、摩擦半径设为0mm以上为有效的手段。

（主销倾角的影响）

图7是在以主销倾角和摩擦半径为轴的坐标中表示齿条轴向力的分布之一例的等值线图。

在图7中，以齿条轴向力为小、中及大这三种情况的等值线为例进行表示。

相对于轮胎扭转转矩输入而言，主销倾角越大，其旋转力矩越大，齿条轴向力越大。因此，作为主销倾角，优选设定为比一定的值小，但从与摩擦半径的关系来看，例如，当主销倾角设为15度以下时，能够将齿条轴向力减小到优选的水平。

另外，图7的由点划线（边界线）包围的区域表示的是在转弯的极限区域内横向力可推定为超过摩擦极限的值的主销倾角小于15度且从上述轮胎扭转转矩的观点出发摩擦半径为0mm以上的区域。在本实施方式中，将该区域（在横轴上，是主销倾角从15度开始减小的方向，在纵轴上，是摩擦半径从零开始增大的方向）设为更适合设定的区域。但是，即使是摩擦半径为负的区域，也可通过用本实施方式表示其他条件，来得到一定的效果。

在具体地确定摩擦半径和主销倾角的情况下，例如，可将图7所示的表示齿条轴向力的分布的等值线近似为n次曲线（n为2以上的整数），然后从由上述点划线包围的区域中，采用由n次曲线的拐点（或峰值）的位置规定的值。

（具体的构成例）

接着，对实现悬架装置1B的具体构成例进行说明。

图8是表示由压缩式（在俯视车辆时，各下连杆部件位于车轴的车辆后方侧的形式）的悬架装置构成悬架装置1B的例子的示意图。

即，在图8所示的例子中，在俯视车辆时，在拉伸杆（第一连杆37）沿着车轴延伸且压缩杆（第二连杆38）从车轴向后方延伸的位置，与车身连结。

如图8所示，在压缩式的悬架装置中，在采用使下连杆部件相互交叉而成的双枢轴点方式的情况下，各下连杆部件通过以车身侧支承点为中心向车辆前方旋转，可实现作为转弯外轮的转舵（虚线的状态）。此时，假想下枢轴点成为下连杆部件交叉的点，但与下连杆部件不交叉的悬架形式相比，能够在车身内侧形成假想下枢轴点，所以能够使初期摩擦半径向正摩擦方向增大。

在图8所示的压缩式的悬架装置中，由于转舵时的压缩杆的旋转角大，所以假想下枢轴点会向车身内侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，从轮胎前后方向的轮胎中心线到假想下枢轴点的距离向轮胎中心线的车身内侧方向移动，所以摩擦半径向正摩擦方向增大。因此，在压缩式的悬架装置中，如果应用本实施方式，则通过进行作为转弯外轮的转舵，齿条轴向力会减小。

顺便说一下，在下连杆部件不交叉的压缩式的悬架装置的情况下，因为转舵时的压缩杆的旋转角大，所以假想下枢轴点向车身外侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，从轮胎前后方向的轮胎中心线到假想枢轴点的距离位于轮胎中心线的车辆外侧，所以摩擦半径向负摩擦方向增大。因此，通过进行转舵，齿条轴向力会增大。

另外，在图8所示的例子中，在俯视车辆时，在转舵时，车轮中心向转弯内侧移动。因此，如本实施方式那样，通过使齿条轴14位于车轴的前方，能够进一步提高使齿条轴向力降低的效果。

图9是表示下连杆部件不交叉的压缩式的悬架装置及本实施方式时的束角和摩擦半径之间的关系的图。

如图9所示，在本实施方式的情况下，与使下连杆部件不交叉的情况相比，能够进一步增大中立位置（束角为0）附近的摩擦半径。另外，在成为转弯外轮的转舵角增大的方向（图9的-方向）上，摩擦半径进一步增大，能够进一步减小齿条轴向力。

另外，将后倾角设为0度时，能够提高悬架刚性，另外，在表示主销轴KS的路面着地点和横向力之间的关系的图10中，如符号3所示，将后倾拖距设为0mm的意思是主销轴KS的路面着地点与轮胎接地面的轮胎接地中心点（着力点）O一致，由此，能够提高大横向力降低效果。

另外，在包含轮胎接地中心点（着力点）O在内的轮胎接地面内的主销轴KS的接地点为符号2及符号4的情况下，与如符号1及符号5所示主销轴KS的接地点设为在前后方向上离开轮胎接地面的位置的情况相比，也能够减小横向力。特别是，主销轴KS的接地点设为轮胎接地中心点（着力点）的车辆前方侧的情况与设为轮胎接地中心点（着力点）的车辆后方的情况相比，能够将横向力抑制得较小。

（正摩擦的直行性确保）

图11是对设为正摩擦时的自动回正力矩进行说明的概念图。在该图11中，当在转舵时车身的朝向转弯外侧的离心力作用于轮胎接地中心点（着力点）O时，就以抵抗该离心力的方式产生朝向转弯中心的横向力。另外，β为侧滑角。

如图11所示，作用于轮胎的恢复力（自动回正力矩）与后倾拖距、轮胎拖距之和成正比地增大。

在此，在正摩擦的情况下，可将由从主销轴的接地点引到穿过轮胎接地中心的轮胎的侧滑角β方向的直线的垂线的脚的位置规定的距车轮中心的距离εc（参照图11）看作为后倾拖距。

因此，正摩擦的摩擦半径越大，在转舵时，作用于轮胎的恢复力就越大。

在本实施方式中，通过将主销轴的设定设为正摩擦，并且与不使下连杆部件交叉的情况相比能够确保初期摩擦半径大，来降低使后倾角接近0引起的对直行性的影响。另外，因为采用的是线控转向方式，所以通过转舵致动器8，能够确保作为最终目的的直行性。

（悬架装置的作用）

接着，对本实施方式的悬架装置1B的作用进行说明。

在本实施方式的悬架装置1B中，将两个下连杆部件设为I形臂。而且，从桥托架33起沿车宽方向设置压缩杆，以与压缩杆交叉的状态从桥托架33的下端向车辆后方侧斜行的方式设置拉伸杆。

此时，关于各下连杆部件，假想有将车身1A侧支承点和车轴32侧支承点连结的直线。于是，这些直线的交点就成为下连杆的假想下枢轴点。将该假想下枢轴点和由支柱上端构成的上枢轴点连结的直线成为主销轴。

在本实施方式中，以在方向盘2为中立位置的状态下穿过轮胎接地面内的方式设定该主销轴，采用后倾拖距位于轮胎接地面内的设定。

例如，将主销轴的设定设为后倾角0度、后倾拖距0mm、摩擦半径0mm以上的正摩擦。另外，关于主销倾角，在可将摩擦半径制成正摩擦的范围内在更小的角度的范围（例如，15度以下）进行设定。

通过采用这种悬架几何学，转舵时的轮胎接地面中心的轨迹能够更小，能够降低轮胎扭转转矩。

因此，能够进一步减小齿条轴向力，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩，能够降低转舵致动器8的输出。另外，能够以更小的力控制车轮的朝向。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

在实施方式的悬架装置1B中，由于将两个下连杆部件交叉设置，所以成为易将假想下枢轴点配置在轮胎接地面中心的车身内侧的构造。

因此，容易使主销倾角接近0度，并且容易以向正摩擦侧增大的方式取得摩擦半径。

另外，随着将后倾角设为0度、将后倾拖距设为0mm，有可能在悬架构造上的直行性上产生影响，这时通过设定为正摩擦，来减轻其影响。另外，在转舵致动器8的控制的同时，确保直行性。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

另外，相对于将主销倾角限制在一定范围内的情况而言，在进行转舵致动器8的转舵时，能够避免驾驶员在操舵操作上感到有重量。另外，关于来自路面的外力的反冲，也因为可通过转舵致动器8来对抗外力，所以能够避免对驾驶员的影响。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

如上所述，根据本实施方式的悬架装置1B，因为在俯视车辆时，下连杆部件交叉配置，所以能够使假想下枢轴点在车宽方向上接近车身内侧。而且，因为将该假想下枢轴点定义的主销轴设为主销倾角小的销轴，且采用的是主销轴在方向盘SW的中立状态下穿过轮胎接地面内，进而后倾拖距位于轮胎接地面内的设定，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向，所以能够提高操纵性、稳定性。

另外，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩的结果是，能够降低施加于齿条轴14及转向横拉杆15的负荷，能够简化部件。

另外，作为用于实现线控转向装置SBW的转舵致动器8，可使用驱动能力更低的致动器，能够实现车辆的低成本化及轻量化。

例如，在与现有的线控转向方式的悬架装置相比的情况下，在本发明的构成中，主要通过下连杆部件的简化和转舵致动器8的小型化，能够在重量上降低约10%，在成本上降低约50%。

另外，在转舵时，因为采用的是后倾拖距增大的构造，所以在产生较高的横向加速度的转弯中，能够抑制产生转舵角的增大。

另外，在转舵时，通过作用于车轮的横向力，假想下枢轴点向车身内侧移动，所以摩擦半径增大，能够提高自动回正力矩（SAT）实现的直行性。

另外，通过交叉设置下连杆部件，能够将下连杆部件的连结点设为接近车轮中心的位置，所以能够降低桥托架33的重量。

图12是示意性表示本实施方式的主销倾角和摩擦半径之间的关系的图。另外，在图12中，一并表示如下的情况，即，将本实施方式设为上述压缩式的情况，除此以外，将本实施方式设为拉伸式的情况，作为比较例，设为不使下连杆部件交叉的构造的压缩式及拉伸式（参照应用例1）的情况，还有设为单枢轴点方式的情况。

如图12所示，在设为压缩式及拉伸式而实现了本实施方式的情况下，与单枢轴点方式及使下连杆部件不交叉的双枢轴点方式的各方式相比，能够使主销倾角接近0度，并且能够进一步使摩擦半径向正摩擦侧增大。

特别是，如果设为压缩式来实现本实施方式，则在使主销倾角接近0度的效果及使摩擦半径进一步向正摩擦侧增大的效果这点上，可实现更高的效果。

另外，本实施方式的悬架装置1B可应用于支柱式以外的悬架装置。

图13是表示在具有转向节的悬架装置上应用了本实施方式的构造例的图。

在图13所示的例子中，通过转向节KN的上端与上臂部件UA连结，且第二连杆（压缩杆）38横跨第一连杆（拉伸杆）37，在俯视车辆时，成为相互交叉的构造。在这种情况下，转向节KN的上端成为假想上枢轴点，第一连杆37及第二连杆38的交点成为假想下枢轴点。

通过采用这种构造，与上述支柱式的情况同样，能够使假想下枢轴点在车宽方向上接近车身内侧。而且，因为以在方向盘的中立位置穿过轮胎接地面内的方式设定该假想下枢轴点定义的主销轴，且采用后倾拖距位于轮胎接地面内的设定，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

另外，图14～图16是表示双V型架形式的后悬架上的作为本实施方式的参考例的构造例的图。在此，图14是侧视图，图15是主视图，图16是仰视图。

在该图14～图16所示的例子中，由上连杆43、下连杆44及侧连杆45对支承车轮41的轮毂架42进行支承，具有五连杆式的构成。

在此，上连杆43以包围支柱ST的方式具有A形臂构成，其顶部43a可转动地安装于轮毂架42的上端侧，两端部43b、43c可转动地支承于车身侧部件（未图示）。

另外，如图16所示，下连杆44通过第二连杆（压缩杆）47在轮毂架42的附近横跨第一连杆（拉伸杆）46，在仰视车辆时，成为相互交叉的构造。在这种情况下，轮毂架42的上端侧的上连杆43的安装点成为假想上枢轴点，第一连杆46及第二连杆47的交点成为假想下枢轴点。

另外，支柱ST可转动地安装于突出部42a，所述突出部42a形成于轮毂架42的上端且向车身侧突出。

通过采用这种构造，如图15所示，与上述支柱式的情况同样，能够使假想下枢轴点在车宽方向接近车身内侧。而且，因为以在方向盘的中立位置穿过轮胎接地面内的方式设定该假想下枢轴点定义的主销轴，且采用后倾拖距位于轮胎接地面内的设定，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

另外，在本实施方式中，车轮17FR、17FL、17RR、17RL对应于胎轮、轮胎及轮毂机构，第一连杆37对应于第一连杆部件，第二连杆38对应于第二连杆部件。另外，齿条轴14对应于转向齿条。

（控制器／驱动电路的具体构成例）

接着，就图17～图20而言对实现控制器／驱动装置26的具体构成例进行说明。

如图17所示，控制器／驱动装置26具备转舵控制装置50。该转舵控制装置50具备：目标转舵角运算部51、转舵角控制部52、直行性补充部53、干扰补偿部54、延迟控制部56、转舵角偏差运算部58、转舵电动机控制部59、电流偏差运算部60及电动机电流控制部62。

目标转舵角运算部51输入车速V及由操舵角传感器4检测到的操舵角θs，基于此，计算出目标转舵角δ^*。

转舵角控制部52对柔性转向实现的转舵轮17FL及17FR的舵角的变化量Δfl及Δfr进行计算。这些变化量Δfl及Δfr基于从对左右驱动轮即转舵轮17FL及17FR的驱动力进行分配控制的驱动力控制装置71输出的左右轮的驱动力TL及TR、与下连杆37及38的衬套的挠曲相对应的柔性转向系数af，通过进行下述（1）式及（2）式的运算来计算出。然后，将计算出的位移量Δfl及Δfr的位移量差计算出，并计算出作为转舵角控制值的柔性转向控制值Ac（＝Δfl-Δfr）。

Δfl＝af·TL（1）

Δfr＝af·TR（2）

直行性补充部53输入从对驱动轮驱动力进行分配控制的驱动力控制装置71输出的左右轮的驱动力TL及TR，并且输入由操舵转矩传感器5检测到的操舵转矩Ts，基于此，计算出自动回正力矩Tsa，通过所计算出的自动回正力矩Tsa乘以规定舵角修正增益Ksa，计算出作为直行性保证值的自动回正力矩控制值Asa（＝Ksa·Tsa）。

在此，直行性补充部53的自动回正力矩Tsa的算出首先计算出左右轮的驱动力TR及TL的驱动力差ΔT（＝TL-TR），然后基于所计算出的驱动力差ΔT，参照图18所示的发生转矩推定控制图，推定因转矩转向现象而在转舵时发生的发生转矩Th。

发生转矩推定控制图设定为摩擦半径为正的即为正摩擦的车辆用。如图18所示，该发生转矩推定控制图以如下方式设定：作为横轴，取驱动力差ΔT，作为纵轴，取发生转矩Th，在驱动力差ΔT从零向正方向增大时，即，在左轮驱动力TL以大于右轮驱动力TR的方式增大时，与此成正比地，发生转矩Th从零向使车辆右转弯的方向（正方向）增大。

另一方面，以如下方式设定：在驱动力差ΔT从零向负方向增大时，即，右轮驱动力TR以大于左轮驱动力TL的方式增大时，与此成正比地，发生转矩Th从零向使车辆左转弯的方向（负方向）增大。

而且，在直行性补充部53，通过由操舵转矩传感器5检测到的操舵转矩Ts减去发生转矩Th，计算出自动回正力矩Tsa。

另外，自动回正力矩Tsa的算出不局限于如上所述地基于左右驱动力差ΔT而计算出，基于左右制动力差，同样能够计算出。

另外，自动回正力矩Tsa的算出通过如下方式能够计算出，即，设置对车辆的横摆率γ进行检测的横摆率传感器及对车辆的横向加速度Gy进行检测的横向加速度传感器，基于车辆的运动方程式，并基于横摆率的微分值和横向加速度Gy，计算出横向力Fy，然后该横向力Fy乘以轮胎拖距εn。

另外，参照通过以车速V为参数对方向盘2的操舵角θs和自动回正力矩Tsa之间的关系进行实测或模拟而计算出的控制图，基于由操舵角传感器4检测到的操舵角θs和车速V，也可计算出自动回正力矩Tsa。

干扰补偿部54将来自操舵转矩传感器5的操舵转矩Ts、来自转舵致动器旋转角度传感器9的旋转角θmo及来自电动机电流检测部61的电动机电流imr输入，在每一频带都分离输入到车辆的干扰，并分别进行推定，然后计算出用于抑制这些干扰的干扰补偿值Adis。

在该干扰补偿部54，具有多个干扰推定部，所述多个干扰推定部例如如（日本）特开平2007-237840号公报所述，在以驾驶员的操舵输入即操舵转矩Ts和转舵致动器8的转舵输入为控制输入且以实际的操舵状态量为控制量的模型中，基于使上述控制输入穿过低通滤波器后的值和使上述控制量穿过上述模型的反向特性和上述低通滤波器后的值之差，推定干扰。各干扰推定部通过使低通滤波器的截止频率不同，在每多个频带分离干扰。

然后，用加法器55a对由干扰补偿部54及直行性补充部53计算出的干扰补偿值Adis及自动回正力矩控制值Asa进行加法运算。用加法器55b对该加法器55a的加法运算输出和由转舵角控制部52运算出的柔性转向控制值Ac进行加法运算，计算出直行性保证控制值δa。该直行性保证控制值δa供给到延迟控制部56。

在此，如图17所示，由转舵角控制部52、直行性补充部53、干扰补偿部54及加法器55a、55b构成直行性保证部SG，由该直行性保证部SG和下述的延迟控制部56构成转舵响应性设定部SRS。

如图17所示，延迟控制部56具有：操舵开始检测部56a、单稳态电路56b、增益调节部56c及乘法器56d。

操舵开始检测部56a基于由操舵角传感器4检测到的操舵角θs，对从维持中立位置的状态起进行了右操舵或左操舵的时刻进行检测，将表示来自中立状态的操舵开始的操舵开始信号SS输出到单稳态电路56b。

另外，单稳态电路56b基于从操舵开始检测部56a输出的操舵开始信号，将在规定的延迟时间例如0.1秒期间成为接通（ON）状态的控制开始延迟信号输出到增益调节部56c。

增益调节部56c在控制开始延迟信号为接通状态时，将控制增益Ga设定为“0”，在控制开始延迟信号为断开（OFF）状态时，将控制增益Ga设定为“1”，将所设定的控制增益Ga输出到乘法器56d。

在乘法器56d中，输入从直行性保证部SG输出的直行性保证控制值δa，该直行性保证控制值δa乘以控制增益Ga，将乘法运算结果供给到输入有来自目标转舵角运算部51的目标转舵角δ^*的加法器56e。

因此，在延迟控制部56，在由操舵开始检测部56a对从维持着中立状态的状态起进行了右操舵或左操舵的操舵开始状态进行了检测时，由增益调节部56c将与直行性保证控制值δa进行乘法运算的控制增益Ga设定为“0”，以使将由直行性保证部SG计算出的直行性保证控制值δa与目标转舵角δ^*进行加法运算的直行性保证控制停止由单稳态电路56b设定的规定时间例如0.1秒钟。然后，在增益调节部56c，如果在经过了0.1秒以后单稳态电路56b的输出信号反转为断开状态，则由增益调节部56c将控制增益Ga设定为“1”，以使其开始进行将直行性保证控制值δa与目标转舵角δ^*进行加法运算的直行性保证控制。

另外，延迟控制部56由于在持续进行方向盘2的操舵时不用操舵开始检测部56a检测来自中立状态的操舵开始，所以通过维持单稳态电路56b的输出为断开状态，由增益调节部56c将控制增益Ga设定为“1”。因此，将由直行性保证部SG运算出的直行性保证控制值δa直接供给到加法器56e。因此，通过直行性保证控制值δa和控制增益Ga的乘法运算值Ga·δa与目标转舵角δ^*的加法运算，进行直行性保证控制。

转舵角偏差运算部58通过从加法器56c输出的目标转舵角δ^*加上直行性保证控制值δa所得的加法运算后目标转舵角δ^*a减去从构成致动器8的转舵电动机8a的致动器旋转角度传感器9输出的实际转舵角δr，计算出转舵角偏差Δδ，然后将所算出的转舵角偏差Δδ输出到转舵电动机控制部59。

转舵电动机控制部59以被输入的角度偏差Δδ成为零的方式计算出构成致动器8的转舵电动机8a的目标驱动电流im^*，将计算出的目标驱动电流im^*输出到电流偏差运算部60。

电流偏差运算部60通过被输入的目标驱动电流im^*减去从对供给到构成致动器8的转舵电动机8a的电动机电流进行检测的电动机电流检测部61输出的实际电动机驱动电流imr，计算出电流偏差Δi，将计算出的电流偏差Δi输出到电动机电流控制部62。

电动机电流控制部62以被输入的电流偏差Δi成为零的方式，即，以实际电动机驱动电流imr追随目标驱动电流im^*的方式进行反馈控制，将实际电动机驱动电流imr输出到转舵电动机8a。

在此，由转舵角偏差运算部58、转舵电动机控制部59、电流偏差运算部60、电动机电流检测部61、电动机电流控制部62构成致动器控制装置63。该致动器控制装置63以由对构成转舵致动器8的转舵电动机8a的旋转角度进行检测的转舵致动器旋转角度传感器9检测到的旋转角度δr与目标转舵角δ^*一致的方式进行控制。因此，在车辆为直行行驶状态时，即在目标转舵角δ^*成为“0”时，以旋转角度δr与该目标转舵角δ^*一致的方式进行控制，所以在以上述的直行性保证部SG为主直行性保证部时，就会构成副直行性保证部。

（转舵控制装置的作用）

接着，按照图19及图20对上述第一实施方式的转舵控制装置的作用进行说明。

当前，设为将方向盘2保持在中立位置而进行直行行驶的汽车。

在该直行行驶状态下，由目标转舵角运算部51运算的目标转舵角δ^*成为零。此时，因为方向盘2保持中立位置，所以成为左右驱动轮的转舵轮17FL及17FR的驱动力或制动力相等。因此，由转舵角控制部52利用上述（1）式及（2）式计算出的柔性转向的转舵轮17FL及17FR的舵角的位移量Δfl及Δfr成为相等的值。因此，由于柔性转向修正量Ac是位移量Δfl减去位移量Δfr所得的值，所以柔性转向修正量Ac成为零。

同样，在直行性补充部53，驱动力TL及TR也相等，因此，驱动力差ΔT成为零，由此参照图18所示的发生转矩推定控制图而计算出的发生转矩Th也成为零。另一方面，由于在直行行驶状态下未对方向盘2进行操舵，所以操舵转矩Ts也是零，自动回正力矩Tsa也成为零，自动回正力矩控制值Asa也成为零。

另一方面，在干扰补偿部54，计算出抑制干扰的干扰补偿值Adis。因此，直行性保证控制值δa成为仅干扰补偿值Adis的值。该直行性保证控制值δa供给到延迟控制部56的乘法器56d。

在该延迟控制部56，由于不用操舵开始检测部56a检测操舵开始，所以单稳态电路56b的输出维持断开状态。因此，在增益调节部56c，控制增益Ga设定为“1”，该控制增益Ga供给到乘法器56d。从该乘法器56d直接向加法器56e供给直行性保证控制值δa，然后与零的目标转舵角δ^*进行加法运算。因此，计算出与干扰补偿值Adis相对应的加法运算后目标转舵角δ^*a，然后对致动器8的转舵电动机8a的转舵角进行控制，以使其与该加法运算后目标转舵角δ^*a一致。因此，能够进行去除了干扰影响的直行行驶。

因此，在由于路面的台阶或前轮17FR及17FL的路面摩擦系数不同等，会发生来自路面的输入引起的干扰而对前轮17FR及17FL进行了转舵的情况下，转舵致动器8进行旋转。据此，由转舵致动器旋转角度传感器9检测的旋转角θmo发生变化，由此，与该旋转角θmo的变化相对应的干扰补偿值Adis被输出。

因此，按照干扰补偿值Adis来控制转舵致动器8，能够产生抵抗悬架装置1B的路面输入引起的转舵的转矩。因此，能够由直行性保证部SG来保证悬架装置1B的直行性。

另外，在车辆的直行行驶状态下，在不用干扰补偿部54检测干扰的情况下，由直行性保证部SG计算出的直行性保证控制值δa成为零，从目标转舵角运算部51输出的目标转舵角δ^*也成为零，所以从加法器56e输出的加法运算后目标转舵角δ^*也成为零。

因此，当通过致动器控制装置63而在构成转舵致动器8的转舵电动机8a上产生转舵角位移时，就由致动器控制装置63输出电动机电流imr，以消除该转舵角位移，所以转舵轮17FR及16FL返回到直行行驶状态的转舵角。因此，能够由致动器控制装置63来保证直行性。

可是，当从维持着将方向盘2保持在中立位置的直行行驶状态的状态成为对方向盘2进行向右（或左）操舵的状态时，由操舵开始检测部56a检测来自该直行行驶状态的操舵引起的向转弯状态的过渡。

因此，成为规定时间例如0.1秒钟接通状态的控制延迟信号从单稳态电路56b输出到增益调节部56c。因此，在增益调节部56c，在控制延迟信号持续接通状态期间，控制增益Ga设定为“0”。因此，从乘法器56d输出的乘法运算输出成为“0”，直行性保证控制值δa的向加法器56e的输出停止。

因此，在从方向盘2的中立位置开始操舵后的时刻起0.1秒的初期响应期间T1，控制增益Ga设定为“0”，所以从乘法器56d输出的乘法运算输出成为“0”，如图20（b）的实线所示，对目标转舵角δ^*的直行性保证控制停止。

因此，由操舵角传感器4检测到的操舵角θs供给到目标转舵角运算部51，由该目标转舵角运算部51运算出的目标转舵角δ^*直接供给到转舵角偏差运算部58。因此，以与目标转舵角δ^*一致的方式对转舵电动机8a进行旋转驱动。这期间，直行性保证部SG的直行性保证控制停止。

因此，在初期响应期间T1，主销轴KS的路面接地点设定在轮胎的接地面内的接地中心位置，且开始进行后倾角设定为零的悬架装置1B的转舵。

此时，悬架装置1B的后倾角设定为零。该后倾角和转舵响应性和操纵稳定性之间的关系如图19（a）所示，在后倾角为零时，成为转舵响应性高的状态，但不能确保操纵稳定性，即，对后倾角的转舵响应性和操纵稳定性存在折衷选择的关系。

因此，在从中立位置开始操舵后的初期状态下，通过不执行线控转向控制的直行性保证控制，悬架装置1B维持该初期转舵。

在该初期响应期间T1，如上所述，悬架装置1B由于后倾角为零，且操纵响应性高，所以如图20（a）的实线图示的特性线L1所示，能够设为比具有点划线图示的特性线L2所示的通常的线控转向形式的操舵系统的车辆的转舵响应特性（横摆率）高的转舵响应特性（横摆率）。此时，由于成为与驾驶员对方向盘2的操舵实现的操舵角变化对应的转舵角变化，所以不会给驾驶员带来不适感。

可是，当仅通过悬架装置1B的转舵响应性而在超过初期响应期间T1继续转舵时，如图20（a）的虚线图示的特性线L3所示，在中期响应回归T2及后期响应期间T3，操舵实现的车辆的转舵响应性灵敏。另外，导致从中期响应期间T2到后期响应期间T3的车辆的向内侧的卷入现象增大。

因此，在上述第一实施方式中，如图20（b）所示，在初期响应期间T1经过的例如0.1秒以后，阶跃状地开始进行由转舵角控制部52、直行性补充部53及干扰补偿部54构成的直行性保证部SG的对目标转舵角δ^*的直行性保证控制。因此，能够抑制悬架装置1B引起的车辆的转舵响应性，从而抑制车辆的摇晃，并且如图20（b）的虚线所示，通过线控转向控制，能够补充悬架装置1B的直行性，从而确保操纵稳定性。

其后，在经过了中期响应期间T2结束的例如0.3秒以后，通过直行性保证部SG的直行性保证控制，与通常的车辆的转舵响应特性相比，也能够进一步抑制转舵响应特性，从而设为转向不足倾向。由此，如图20（a）的实线图示的特性线L1所示，能够提高操纵稳定性，能够实现特性线L1所示的理想的车辆的转舵响应特性。

如上所述，根据本实施方式的车辆的操舵装置，因为在悬架装置1B中，在俯视车辆时，构成下连杆的第一连杆37和第二连杆38交叉，在方向盘位于中立位置的状态下，以穿过轮胎接地面内的方式设定主销轴KS，在轮胎接地面内设定有后倾拖距，所以能够进一步减小围绕主销轴KS转动的力矩。

因此，在第一实施方式中，也能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。即，能够提高操纵性、稳定性。

这样，在上述第一实施方式中，采用的是通过至少主销轴KS以穿过轮胎接地面内的方式进行设定而悬架装置1B自身提高了转舵响应性的构成，此外，由线控转向系统SBW的直行性保证部SG进行控制转舵特性的转舵角控制、直行性补充及干扰补偿，来保证悬架装置1B的直行性。

因此，在从将方向盘2保持在中立位置的状态起进行了右或左操舵的情况下，在初期响应期间T1，利用悬架装置1B自身的较高的转舵响应性，确保高响应性。其后，当经过初期响应期间T1而进入中期响应期间T2时，就需要从重视转舵响应性上升到更加重视操纵稳定性，通过由线控转向系统SBW的延迟控制部56的增益调节部56c将控制增益Ga设定为“1”，开始进行由直行性保证部SG计算出的直行性保证控制值δa的直行性保证控制。

因此，通过开始进行转舵角控制、直行性补充及干扰补偿等直行性保证控制，来抑制悬架装置1B的较高的转舵响应性，从而确保操纵稳定性。另外，在后期响应期间T3，能够以抑制车辆的向内侧的卷入现象的方式进一步降低转舵响应性，并设为转向不足倾向，从而能够进一步抑制车辆的摇晃，确立理想的转舵响应性控制。

另外，具备转舵角控制部52，从而能够进行考虑了柔性转向的转舵轮17FL及17FR的位移量的直行性保证控制。因此，能够将下连杆部件即第一连杆37和第二连杆38的插装于车身1A侧的支承部的衬套的刚性设定得较弱，通过第一连杆37和第二连杆38，能够降低从路面向车身1A的振动传递率，能够提高乘坐舒适度。

另外，在上述第一实施方式中，对由硬件构成转舵控制装置50的情况进行了说明，但不局限于此，例如，也可以由例如微型计算机等运算处理装置构成目标转舵角运算部51、直行性保证部SG，由该运算处理装置执行图21所示的转舵控制处理。

该转舵控制处理如图22所示，首先，在步骤S1中，读入车速V、由操舵角传感器4检测到的操舵角θs、由致动器旋转角度传感器9检测到的旋转角θmo、驱动力控制装置71的左右轮的驱动力TL、TR、由操舵转矩传感器5检测到的操舵转矩Ts等运算处理所需要的数据。接下来，移至步骤S2，基于由操舵角传感器4检测到的操舵角θs，判定是否为从方向盘2保持中立位置的状态起向右或左进行了操舵的操舵开始状态，在不是操舵开始状态时，移至步骤S3。

在该步骤S4中，判定表示操舵开始控制状态的控制标志F是否置位于“1”，在控制标志F复位于“0”时，移至步骤S4，将控制增益Ga设定为“1”，然后移至步骤S5。

在该步骤S5中，与上述的目标转舵角运算部51同样，基于车速V和操舵角θs，计算出目标转舵角δ^*。

接下来，移至步骤S6，与上述的转舵角控制部52同样，通过进行左右轮的驱动力TL及TR乘以柔性转向系数sf的乘法运算，计算出柔性转向的转舵轮17FL及17FR的位移量Δfl及Δfr，基于此，计算出柔性转向控制值Ac。

接下来，移至步骤S7，与上述的直行性补充部53同样，基于左右轮的驱动力TL及TR的驱动力差ΔT（＝TL-TR），参照图18所示的发生转矩推定控制图，推定因转矩转向现象而在转舵时发生的发生转矩Th。然后，通过操舵转矩Ts减去该发生转矩Th，计算出自动回正力矩Tsa，通过进行该自动回正力矩Tsa乘以规定增益Ksa的乘法运算，计算出自动回正力矩控制值Asa。

接下来，移至步骤S8，基于来自转舵致动器旋转角度传感器9的电动机旋转角θmo、操舵转矩Ts及由电动机电流检测部61检测到的电动机电流imr，每一频带都分离输入到车辆的干扰，并分别进行推定，计算出用于抑制这些干扰的干扰补偿值Adis。

接下来，移至步骤S9，基于目标转舵角δ^*、柔性转向控制值Ac、自动回正力矩控制值Asa、干扰补偿值Adis，进行下述（3）式的运算，计算出加法运算后目标转舵角δ^*a。

δ^*a＝δ^*＋Ga（Ac＋Asa＋Adis）（3）

接下来，移至步骤S10，将由步骤S9计算出的加法运算后目标转舵角δ^*a输出到图17的转舵角偏差运算部58，然后返回到上述步骤S1。

另外，在步骤S2的判定结果是操舵开始状态时，移至步骤S11，将控制标志F置位于“1”，然后移至步骤S12。另外，在步骤S3的判定结果是控制标志F置位于“1”时，直接移至步骤S12。

在该步骤S12中，判定是否经过了预设定的延迟时间（例如，0.1秒）。此时，在未经过延迟时间时，移至步骤S13，将控制增益Ga设定为“0”，然后移至上述步骤S5，计算出目标转舵角δ^*。

另外，在步骤S12的判定结果是经过了规定的延迟时间（例如，0.1秒）时，移至步骤S14，将控制标志F复位于“0”，然后移至上述步骤S4，将控制增益Ga设定为“1”。

在该图21所示的转舵指令角度运算处理中，在不是从方向盘2保持于中立位置的状态开始进行了向右或左操舵的操舵开始状态时，也对目标转舵角δ^*进行将柔性转向控制值Ac、自动回正力矩控制值Asa及干扰补偿值Adis加在一起所得的直行性保证控制值δa与目标转舵角δ^*进行加法运算的直行性保证控制。

与此相对，在是从方向盘2保持于中立位置的状态开始进行了向右或左操舵的操舵开始状态时，直到经过预设定的延迟时间，都将控制增益Ga设定为“0”，所以直行性保证控制停止。因此，仅目标转舵角δ^*输出到转舵角偏差运算部58，由此，构成转舵致动器8的转舵电动机8a被旋转驱动。因此，初期转舵响应性被设定悬架装置自身的高转舵响应性，能够得到高转舵响应性。

其后，当经过了延迟时间，就将控制增益Ga设定为“1”，因此，利用将柔性转向控制值Ac、自动回正力矩控制值Asa及干扰补偿值Adis加在一起所得的直行性保证控制值δa加在目标转舵角δ^*上所得的值，对构成转舵致动器8的转舵电动机8a进行旋转驱动。因此，能够抑制悬架装置1B的高转舵响应性，并且能够保证悬架装置1B的直行性，从而得到理想的转舵响应特性。

在该转舵控制处理中，也在车辆的直行行驶状态下，目标转舵角δ^*成为零，在未产生干扰的情况下，该目标转舵角δ^*直接供给到图16的转舵角偏差运算部58，所以与上述的同样，由致动器控制装置63保证直行性。

在该图21的处理中，步骤S5的处理对应于目标转舵角运算部51，步骤S6的处理对应于转舵角控制部52，步骤S7的处理对应于直行性补充部53，步骤S5～S7的处理对应于直行性保证部SG，步骤S2～S4、S11～S14的处理对应于延迟控制部56，步骤S2～S14的处理对应于转舵响应性设定部SRS。

另外，在上述第一实施方式中，对由转舵角控制部52、直行性补充部53及干扰补偿部54构成直行性保证部SG的情况进行了说明，但不局限于此，也可以省略转舵角控制部52、直行性补充部53及干扰补偿部54中的任一个或任二个。

（第一实施方式的效果）

（1）在俯视车辆时，在车轴的车辆上下方向的下侧，将连结轮毂机构和车身的第一连杆部件和第二连杆部件交叉配置。

由此，能够使假想下枢轴点在车宽方向上接近车身内侧。因此，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。即，能够提高操纵性、稳定性。

（2）将俯视时的第一连杆部件及第二连杆部件的车身侧安装位置配置在车轴的车辆前后方向后方。

因此，作为压缩式的悬架装置，能够实现本发明。

（3）在上述压缩式的悬架装置中，将转向齿条配置在车轴的车辆前后方向前方。

因此，在转舵时，车轮向转弯内侧移动，所以能够降低转向齿条的轴向力。

（4）由车辆用悬架装置悬挂线控转向系统的转舵轮。

因此，利用线控转向系统的转舵致动器，能够进行与本实施方式的后倾拖距的设定对应的控制，能够实现操纵性、稳定性的提高。

（5）将以俯视车辆时的第一连杆部件和第二连杆部件的交点为下枢轴点的主销轴设为在方向盘的中立位置穿过轮胎接地面内的构成。

由此，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩，所以能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

因此，能够提高操纵性、稳定性。

（6）在俯视车辆时，交叉设置有将车身和车轮连结的下连杆部件，将假想下枢轴点设为上述连杆部件的交点。

由此，能够使假想下枢轴点在车宽方向接近车身内侧。因此，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

（7）在支柱式的悬架机构上应用本实施方式的车辆用悬架装置。

因此，能够进一步减少构成悬架的零件数量，能够容易进行本实施方式的主销轴的设定。

（8）采用的是设为在方向盘位于中立位置的状态下主销轴KS的路面接地点位于轮胎接地面内的设定的车辆用悬架装置的几何学调节方法。

由此，能够进一步减小围绕主销轴KS转动的力矩，所以能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

因此，在本实施方式中，既能够实现悬架装置的轻量化，同时能够提高车辆的操纵性、稳定性。

（9）由车辆用悬架装置悬挂线控转向系统的转舵轮。

因此，利用线控转向系统的转舵致动器，能够与本实施方式的主销轴的设定及后倾拖距的设定对应地进行补充直行性的控制，能够实现操纵性、稳定性的提高。

（10）具备：根据方向盘的操舵状态使致动器动作而将转舵轮转舵的转舵控制装置、将上述转舵轮支承于车身的悬架装置。悬架装置在俯视车辆时，在车轴的车辆上下方向的下侧，将连结轮毂机构和车身的第一连杆部件和第二连杆部件交叉配置。另外，上述转舵控制部具备对上述悬架装置的直行性进行保证的直行性保证部。

由此，能够进一步减小悬架装置的围绕主销轴转动的力矩，所以能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

因此，能够提高转舵响应性。此时，通过将后倾角设为零附近的值，能够构成进一步提高了转舵响应性的悬架装置。

而且，能够由直行性保证部对确保悬架装置的转舵响应性引起的直行性的下降进行保证。

（11）由具备转舵致动器和控制该转舵致动器的致动器控制装置的线控转向系统构成直行性保证部，所述转舵致动器对将方向盘进行了转舵时的操舵角的位移进行检测，基于检测结果使转舵轮转舵。

由此，不需要独立地设置直行性保证部，能够简化构成。

并且，作为直行性保证部，转舵响应特性设定部SRS的直行性保证部SG作为主直行性保证部，致动器控制装置63作为副直行性保证部，由此，利用这两者的直行性保证部，能够更可靠地保证悬架装置的直行性。

（12）在从方向盘保持中立位置的状态起向右或左进行了操舵时，通过由延迟控制部使直行性保证部的直行性保证控制延迟，由悬架装置自身的转舵响应性维持初期响应特性，确保高转舵响应性。其后，由直行性保证部的直行性保证控制来调节悬架装置自身的转舵响应性。

因此，在从中立位置开始了转舵时，可将初期响应特性设为高转舵响应性。其后，通过由直行性保证部的直行性保证控制来调节悬架装置自身的转舵响应性，能够确保理想的转舵响应性。

（13）直行性保证部计算出自动回正力矩而保证直行性。

因此，通过由直行性保证部用自动回正力矩来保证因确保悬架装置的高响应性而下降了的直行性，能够提高操纵性、稳定性。

（14）直行性保证部至少推定柔性转向而进行转舵轮的位移修正。

因此，能够使构成悬架装置的下臂的插装于车身侧支承部的衬套的刚性下降，能够提高车辆的乘坐舒适度。

（15）在将方向盘从中立位置开始了操舵时，由上述线控转向系统的转舵响应性设定部，在转舵开始初期，将上述悬架装置自身的转舵响应特性设为初期转舵响应特性，在经过了初期设定时间以后，由上述线控转向系统的直行性保证部，开始进行对上述转舵致动器的上述悬架装置自身的直行性进行保证的控制。

由此，能够对初期转舵确保悬架装置的较高的转舵响应特性，在经过了初期设定时间以后，能够由直行性保证部来进行对上述转舵致动器的上述悬架装置自身的直行性进行保证的控制，能够得到理想的转舵响应特性。

（16）上述转舵响应性设定部在将上述方向盘从中立位置进行了操舵时，在初期操舵状态下，用上述悬架装置自身的转舵响应性来设定较高的转舵响应性，在成为经过了上述初期操舵状态后的操舵状态时，通过上述直行性保证部的直行性保证控制，来设定必要的转舵响应性。

因此，通过将悬架装置设为较高的转舵响应特性，且由直行性保证部来保证悬架装置的直行性，能够确保理想的转舵响应特性。

（17）上述转舵响应性设定部具备延迟控制部，该延迟控制部在从方向盘的中立位置开始了操舵时，使上述直行性保证部的直行性保证控制的开始延迟。

因此，由于由延迟控制部使直行性保证部的直行性保证控制的开始延迟，所以能够将初期转舵响应特性设为悬架装置自身的高转舵响应性。

（18）上述延迟控制部具有对上述直行性保证部的直行性保证控制的开始进行调节的增益调节部。

由此，通过由增益调节部将例如直行性保证控制的相对于直行性保证控制值的增益设定为“0”，不进行直行性保证控制，通过将增益设定为大于“0”的值，例如“1”，能够开始进行直行性保证控制。因此，通过设置增益调节部，能够容易地进行直行性保证控制的开始的调节。

（19）上述延迟控制部在从上述方向盘从保持中立位置的状态起向右或左进行了操舵的操舵开始时刻起使直行性保证部的直行性保证控制延迟了0.1秒以后，开始进行上述直行性保证部的直行性保证控制。

因此，能够有效地利用悬架装置自身的高转舵响应特性作为初期转舵响应特性，在经过了0.1秒的初期期间以后，开始进行直行性保证部的直行性保证控制，能够得到理想的转舵响应特性。

（20）上述延迟控制部在开始进行上述直行性保证部的直行性保证控制的情况下，阶跃状地开始上述直行性保证控制。

因此，在控制开始时刻，能够立即通过转舵角控制或直行性补充来调节转舵响应特性。

（21）上述延迟控制部在开始进行上述直行性保证部的直行性保证控制的情况下，逐渐开始上述直行性保证控制。

因此，在控制开始时刻，能够使转舵响应特性的变化平滑，从而抑制给驾驶员带来与实际的操舵感觉不同的感触。

（22）上述转舵控制装置具备：对与操舵角相对应的目标转舵角进行运算的目标转舵角运算部、进行由该目标转舵角运算部运算出的目标转舵角加上述直行性保证部的直行性保证控制值的加法运算的加法器、形成使该加法器的加法运算输出和构成上述致动器的转舵电动机的旋转角度一致的电动机指令电流的转舵电动机控制部、形成与上述电动机指令电流一致的向上述转舵电动机供给的电动机驱动电流的电流控制部。

因此，由目标转舵角运算部对与方向盘的操舵角相对应的目标转舵角进行运算，由加法器进行该目标转舵角加上直行性保证控制值的加法运算，由转舵电动机控制部形成使构成致动器的转舵电动机的旋转角度与加法器的加法运算输出一致的目标电动机电流，由电动机电流控制部形成与目标电动机指令电流一致的电动机驱动电流，然后将此输出到转舵电动机，由此能够根据方向盘的操舵角对转舵电动机进行驱动控制。在此，由于由转舵响应性控制部来调节从目标转舵角运算部输出的目标转舵角，所以能够进行最佳的转舵控制。

（23）在将方向盘从中立位置进行了操舵时，在操舵开始初期，将上述悬架装置自身的较高的转舵响应特性设定为初期转舵响应特性，在经过了初期设定时间以后，通过上述直行性保证部的直行性保证控制，将上述悬架装置自身的转舵响应特性调节到所必要的转舵响应特性。

因此，在将方向盘从中立位置进行了操舵时，通过悬架装置的高转舵响应特性和直行性保证部的直行性保证控制的转舵响应性的调节，能够得到理想的转舵响应特性。

（应用例1）

（悬架装置1B的其他具体构成例）

在第一实施方式中，例举压缩式的情况对悬架装置1B的具体构成例进行了说明，但也可采用如下所述的构成。

图22是表示由拉伸式（在俯视车辆时，各下连杆部件的车身侧安装位置位于车轴的车辆前方侧的形式）的悬架装置构成悬架装置1B的例子的示意图。

即，在图22所示的例子中，在俯视车辆时，在压缩杆（第二连杆38）在车轴的前侧沿车轴延伸且拉伸杆（第一连杆37）从车轴向前方延伸的位置，与车身连结。因此，将压缩杆（第二连杆38）及拉伸连杆（第一连杆37）的车身侧安装位置配置在车辆前后方向前方。

如图22所示，在拉伸式的悬架装置中，在将下连杆部件设为相互交叉的双枢轴点方式的情况下，各下连杆部件通过以车身侧支承点为中心而向车辆前方旋转，能够实现作为转弯外轮的转舵（虚线的状态）。此时，假想下枢轴点成为下连杆部件交叉的点，但因为与下连杆部件不交叉的悬架形式相比，能够在车身内侧形成假想下枢轴点，所以能够使初期摩擦半径向正摩擦方向增大。

在图22所示的拉伸式的悬架装置中，因为转舵时的拉伸杆的旋转角大，所以假想下枢轴点向车身外侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，从轮胎前后方向的轮胎中心线到假想下枢轴点的距离向轮胎中心线的车身外侧方向移动，所以摩擦半径在正摩擦的范围内进一步减小。因此，在拉伸式的悬架装置中，如果应用本实施方式，则通过进行作为转弯外轮的转舵，齿条轴向力会增大，但因为不进行转舵时的初期摩擦半径取得足够大，所以与下连杆部件不交叉的拉伸式的悬架装置相比，齿条轴向力值能够设定得较小。

顺便说一下，在下连杆部件不交叉的拉伸式的悬架装置的情况下，因为转舵时的拉伸杆的旋转角大，所以假想下枢轴点向车身内侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，从轮胎前后方向的轮胎中心线到假想枢轴点的距离位于轮胎中心线的车身内侧，所以摩擦半径向正摩擦方向增大。因此，通过进行转舵，齿条轴向力会减小。但是，因为假想下枢轴点位于各连杆的延长线上，所以不转舵的初期状态下的摩擦半径小，难以牵涉到齿条轴向力的大幅度的降低。

另外，在图22所示的例子中，在俯视车辆时，在转舵时，车轮中心向转弯外侧移动。因此，如本实施方式所述，通过使成为转向齿条部件的齿条轴14位于车轴的后方，能够进一步提高使齿条轴向力降低的效果。

另外，本发明也同样可应用于具有上述压缩式及拉伸式以外的连杆构造的悬架装置。

（效果）

（1）将第一连杆部件及第二连杆部件的车身侧安装位置配置在车轴的车辆前后方向前方。

因此，作为拉伸式的悬架装置，能够实现本发明。

（2）在上述拉伸式的悬架装置中，将转向齿条部件配置在车轴的车辆前后方向后方。

因此，在转舵时，车轮向转弯外侧移动，所以能够降低转向齿条的轴向力。

（应用例2）

在第一实施方式中，以将悬架装置1B应用于转舵轮即前轮的悬架装置的情况为例进行了说明，但也可以将悬架装置1B应用于非转舵轮即后轮的悬架装置。

在这种情况下，通过转舵，车辆成为转弯状态，当横向力作用于后轮时，通过该横向力，拉伸杆及压缩杆就挠曲，它们的俯视车辆时的交点就移动，车轮相对于车身的朝向就变化（参照图8、22）。即，沿着车轴的下连杆部件的由横向力引起的向前后方向的移动少，以相对于车轴而在前后方向上具有角度的方式设置的另一下连杆部件的由横向力引起的向前后方向的移动大。

利用该特性，能够实现作为目的的横向力柔性转向。

（效果）

在俯视车辆时，在车轴的车辆上下方向的下侧，将连结轮毂机构和车身的第一连杆部件和第二连杆部件交叉配置。

由此，通过转弯时的横向力，连杆部件会产生挠曲，俯视车辆时的连杆部件的交点会移动，由此能够使车轮相对于车身的朝向发生变化。

因此，能够实现作为目的的横向力柔性转向。

（应用例3）

在第一实施方式中，以将悬架装置1B应用于转舵轮即前轮的悬架装置的情况为例进行了说，但也可以将悬架装置1B应用于转舵轮即后轮的悬架装置。

在这种情况下，也与第一实施方式同样，能够使假想下枢轴点在车宽方向接近车身内侧。而且，因为以在方向盘的中立位置穿过轮胎接地面的方式设定该假想下枢轴点定义的主销轴，进而设为后倾拖距位于轮胎接地面内的设定，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向，所以能够提高操纵性、稳定性。

（应用例4）

在第一实施方式中，主销轴以在方向盘的中立位置穿过轮胎接地面内的方式进行设定，后倾拖距以成为轮胎接地面内的方式进行设定，作为其一个例子，对将后倾拖距设为接近零的值的情况进行了说明。

与此相对，在本应用例中，将主销轴穿过的位置或后倾拖距的设定条件限定在从轮胎接地面中心到轮胎接地面的前端的范围内。

（效果）

当将主销轴穿过的位置或后倾拖距设定在从轮胎接地面中心到轮胎接地面的前端的范围内时，就能够兼得直行性的确保和操舵操作的重量减轻这两者。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

（应用例5）

在第一实施方式中，在图7所示的坐标平面内，将由点划线包围的区域设为适合设定的区域，以此为例。与此相对，可将要关注的齿条轴向力的等值线设为边界线，然后将其边界线表示的范围的内侧的区域（在主销倾角的减小方向且在摩擦半径的增大方向）设为适合设定的区域。

（效果）

可假定齿条轴向力的最大值，然后在其最大值以下的范围内设定悬架几何学。

（应用例6）

在第一实施方式中，对将干扰补偿部54设置于直行性保证部SG的情况进行了说明。但是，本发明不局限于上述构成，如图23所示，也可以使干扰补偿部54从直行性保证部SG独立出来，用加法器57将从该干扰补偿部54输出的干扰补偿值Adis与从加法器56e输出的加法运算后目标转舵角δ^*a进行加法运算。

（效果）

在这种情况下，由于始终将干扰补偿值Adis相对于目标转舵角δ^*进行加法运算，所以不管是不是操舵开始状态，都能够始终抑制干扰的影响。

（应用例7）

另外，在上述第一实施方式中，对如下情况进行了说明，即，由转舵角控制部52、直行性补充部53及干扰补偿部54构成直行性保证部SG，在从维持中立状态的状态起向右或左开始操舵的操舵开始状态下，不进行在初期响应期间T1期间目标转舵角δ^*加上直行性保证控制值δa的加法运算的直行性保证控制，而是将目标转舵角δ^*直接输入到转舵角偏差运算部58。

但是，本发明不局限于上述构成，在从维持中立状态的状态起向右或左开始操舵的操舵开始状态下，有时在由操舵角传感器4检测到的操舵角θs和由转舵致动器旋转角度传感器9检测到的旋转角θmo上产生旋转角差。在这种情况下，为了保证直行性，优选由转舵致动器8产生对操舵角θs与旋转角θmo的旋转角差进行补偿的转矩。

为此，如图24所示，优选设置从直行性保证部SG独立出来的直行性补偿部111。从该直行性补偿部111输出的直行性补偿值Asc用加法器57而与从加法器56e输出的加法运算后目标转舵角δ^*a进行加法运算。

在此，作为直行性补偿部111的一个构成，基于由转舵致动器旋转角度传感器9检测的转舵致动器8的旋转角θmo，计算出实际转舵角，然后基于计算出的实际转舵角，参照预设定的表示实际转舵角和直行性补偿值Asc之间的关系的控制图，计算出与实际转舵角相对应的直行性补偿值Asc。

另外，作为直行性补偿部111其它的构成，用应变仪等齿条轴向力传感器对齿条轴14的齿条轴向力进行检测，或者推定齿条轴向力，然后参照预设定的表示齿条轴向力和直行性补偿值Asc之间的关系的控制图，计算出直行性补偿值Asc。

另外，作为直行性补偿部111再其它的构成，基于由转舵致动器旋转角度传感器9检测的转舵致动器8的旋转角θmo，计算出实际转舵角，然后在计算出的实际转舵角在以中立位置为中心的规定值以下的范围内的情况下，用加法器57将预设定的一定值的直行性补偿值Asc与加法运算后目标转舵角δ^*a进行加法运算。

（效果）

在这种情况下，在从维持中立状态的状态起向右或左开始操舵的操舵开始状态下，在由操舵角传感器4检测到的操舵角θs和由转舵致动器旋转角度传感器9检测到的旋转角θmo上产生了旋转角差的情况下，为了保证直行性，能够由转舵致动器8产生对操舵角θs和旋转角θmo之间的旋转角差进行补偿的转矩。

（应用例8）

另外，在上述第一实施方式中，对在初期期间结束的时刻，立即用阶跃状的特性线L10开始进行将直行性保证控制值δa与目标转舵角δ^*进行加法运算的直行性保证控制的情况进行了说明。

但是，本发明不局限于上述，也可以如图21（b）的点划线图示的特性线L12所示，在经过了初期期间以后，使直行性保证控制值δa逐渐增大，开始进行直行性保证处理。另外，也可以如图21（b）的虚线图示的特性线L13所示，从初期期间结束之前，就使直行性保证控制值δa逐渐增大。另外，也可以如图21（b）所示，使直行性保证控制值在规定斜度的直线性的特性线L13上逐渐增大，开始进行直行性保证处理。

为了使这些特性线的斜度变化，可通过在时间经过的同时使控制增益Ga进行变化来调节，以代替将由上述的增益调节部56c设定的控制增益Ga设定为“0”及“1”的情况。

（效果）

在这些情况下，由于线控转向系统SBW的直行性保证控制的直行性保证控制值逐渐增大，所以能够使线控转向系统的直行性保证控制逐渐开始，能够抑制直行性保证值的较大的变化，从而稳定地开始进行直行性保证控制。

（第一实施方式的变形例）

另外，在上述第一实施方式中，对如下情况进行了说明，即，由延迟控制部56的增益调节部56c，在从方向盘2维持中立位置的状态起开始了操舵的操舵开始状态下，在初期期间T1期间，将控制增益Ga设定为“0”，在其他期间，将控制增益Ga设定为“1”。但是，本发明不局限于上述构成，也可以在初期期间T1，将控制增益Ga设定为“1”，在经过了初期期间T1而在中期期间T2及后期期间T3，将控制增益Ga设定为例如“0.8”，在其他期间，将控制增益Ga设定为“1”，使悬架装置1B的直行性保证控制的方式随着车辆的行驶状态而变化。

（第二实施方式）

接着，对本发明的第二实施方式进行说明。

本实施方式的汽车1的功能构成与第一实施方式的图1相同。

另一方面，本实施方式的汽车1的悬架装置1B的构成与第一实施方式不同。

因此，下面，对悬架装置1B的构成进行说明。

图25是示意性表示第二实施方式的悬架装置1B的构成的立体图。图26是示意性表示图25的悬架装置1B的构成的俯视图。图27是示意性表示图25的悬架装置1B的构成的（a）局部主视图及（b）局部侧视图。图28是示意性表示图25的悬架装置1B的构成的（a）局部俯视图（左前轮）及（b）表示轮胎接地面（右前轮）的图。

如图25～图28所示，悬架装置1B是对安装于轮毂机构WH的车轮17FR、17FL进行悬挂的压缩式的悬架装置，具备：具有旋转自如地支承车轮17FR、17FL的车轴（桥）32的桥托架33、从车身侧的支承部起沿车身宽度方向配置并与桥托架33连结的多个连杆部件及螺旋弹簧等弹簧部件34。

多个连杆部件由下连杆部件即横向连杆（横向连杆部件）137和压缩连杆（压缩连杆部件）138、转向横拉杆（转向横拉杆部件）15及支柱（弹簧部件34及减震器40）构成。在本实施方式中，悬架装置1B是支柱式的悬架，弹簧部件34及减震器40成为一体后的支柱的上端与位于车轴32的上方的车身侧的支承部连结（以下，将支柱的上端适当称为“上枢轴点”）。

构成下连杆的横向连杆137和压缩连杆138将位于车轴32的下方的车身侧的支承部和桥托架33的下端连结。在本实施方式中，横向连杆137和压缩连杆138成为由独立的部件构成的I形臂。这些横向连杆137及压缩连杆138通过各一处的支承部而与车身侧连结，通过各一处的安装部而与车轴32侧连结。

另外，本实施方式的横向连杆137和压缩连杆138以相互交叉的状态将车身1A和车轴32侧（桥托架33）连结（以下，将横向连杆137和压缩连杆138构成的假想连杆的交点适当称为“下枢轴点”）。

在这些下连杆中，横向连杆137以与车轴大致平行的方式设置，在俯视车辆时，横向连杆137的车轮侧支承点Ta成为车轮中心（车轴）的车辆前后方向后侧。另外，压缩连杆138设置为相对于车轴而言比横向连杆137更倾斜（配置为车轮侧支承点成为更前侧、车身侧支承点成为更后侧的朝向）。而且，压缩连杆138的车轮侧支承点Ca成为车轮中心的车辆前后方向前侧。另外，横向连杆137的车身侧支承点Tb成为压缩连杆138的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向后侧。另外，压缩连杆138的车身侧支承点Cb成为横向连杆137的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向后侧。

在采用这种连杆配置的情况下，在转舵时，在车身的朝向转弯外侧的离心力作用于轮胎接地中心点（着力点）O时，能够使横向连杆137主要以抵抗该离心力的方式承受朝向转弯中心的横向力。另外，在上述连杆配置中，使横向连杆137的车身侧支承点Tb位于车轮中心的车辆前后方向前侧。因此，在向车轮输入了横向力（向车辆内的力）时，横向连杆137的车轮侧支承点Ta向车辆内移动，压缩连杆138的车轮侧支承点Ca向车辆外移动。因此，相对于输入的横向力，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。

转向横拉杆15位于车轴32的下侧，将转向齿条部件14和桥托架33连结，转向齿条部件14对从方向盘2输入的旋转力（操舵力）进行传递，从而产生转舵用的轴向力。因此，通过转向横拉杆15，根据方向盘2的旋转向桥托架33施加车宽方向的轴向力，经由桥托架33将车轮17FR、17FL转舵。

在本实施方式中，如图28（b）所示，将上述悬架装置1B的主销轴制成在方向盘位于中立位置的状态下穿过轮胎接地面，后倾拖距以位于轮胎接地面内的方式进行设定。更具体而言，在本实施方式的悬架装置1B中，将后倾角设为接近零的值，以后倾拖距接近零的方式设定主销轴。由此，能够降低转舵时的轮胎扭转转矩，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。另外，摩擦半径设为零以上的正摩擦。由此，相对于转舵时的轮胎侧滑角β，产生摩擦半径相应的后倾拖距，所以能够确保直行性。

另外，在本实施方式中，下连杆部件即横向连杆137及压缩连杆138以相互交叉的状态将车身1A和车轴32侧（桥托架33下端）连结。由此，与横向连杆137及压缩连杆138不交叉的构造相比，能够减小主销倾角，并且能够使摩擦半径向正摩擦侧增大。因此，能够减小转舵时的轮胎扭转转矩，能够降低转舵所需要的齿条轴向力。另外，在本申请发明中，在转舵时，通过作用于车轮的横向力，假想下枢轴点会向车身内侧移动，所以能够提高自动回正力矩（SAT）的直行性。

下面，对悬架装置1B的悬架几何学进行详细研究。

（齿条轴向力成分的分析）

转舵时的齿条行程和齿条轴向力之间的关系如上述的图5所示。

如该图5所示，作为齿条轴向力成分，主要包含轮胎的扭转转矩和车轮的上升转矩，其中，轮胎的扭转转矩占支配地位。

因此，通过减小轮胎的扭转转矩，能够降低齿条轴向力。

（轮胎的扭转转矩最小化）

转舵时的轮胎接地面中心的轨迹也与上述的图6相同。

在该图6中，一并表示了转舵时的轮胎接地面中心的移动量大的情况和小的情况。

由上述齿条轴向力成分的分析结果可知，为了降低齿条轴向力，将转舵时的轮胎扭转转矩最小化是有效的手段。

为了将转舵时的轮胎扭转转矩最小化，如图6所示，只要进一步减小轮胎接地面中心的轨迹即可。

即，通过使轮胎接地面中心和主销接地点一致，能够将轮胎扭转转矩最小化。

具体而言，将后倾拖距设为0mm、摩擦半径设为0mm以上是有效的手段。

（主销倾角的影响）

在以主销倾角和摩擦半径为轴的坐标中，表示齿条轴向力的分布之一例的等值线图也与上述的图7同样。

在图7中，以齿条轴向力为小、中及大这三种情况的等值线为例进行表示。

相对于轮胎扭转转矩输入而言，主销倾角越大，其旋转力矩越大，齿条轴向力越大。因此，作为主销倾角，优选设定为比一定的值小，但从与摩擦半径的关系来看，例如，当主销倾角设为15度以下时，能够将齿条轴向力减小到所希望的水平。

另外，图7的由点划线（边界线）包围的区域表示的是在转弯的极限区域内横向力可推定为超过摩擦极限的值的主销倾角小于15度且从上述轮胎扭转转矩的观点出发摩擦半径为0mm以上的区域。在本实施方式中，将该区域（在横轴上，是主销倾角从15度开始减小的方向，在纵轴上，是摩擦半径从零开始增大的方向）设为更适合设定的区域。但是，即使是摩擦半径为负的区域，也可通过用本实施方式表示其他条件，来得到一定的效果。

在具体地确定摩擦半径和主销倾角的情况下，例如，可将图7所示的表示齿条轴向力的分布的等值线近似为n次曲线（n为2以上的整数），然后从由上述点划线包围的区域中，采用由n次曲线的拐点（或峰值）的位置规定的值。

（具体的构成例）

接着，对实现悬架装置1B的具体构成例进行说明。

图29是表示由压缩式的悬架装置构成悬架装置1B的例子的示意图。

即，在图29所示的例子中，在俯视车辆时，在横向连杆137（拉伸杆）沿车轴延伸且压缩连杆138（压缩杆）从车轴向后方延伸的位置，与车身连结。

如图29所示，在压缩式的悬架装置中，在采用使下连杆部件相互交叉而成的双枢轴点方式的情况下，各下连杆部件通过以车身侧支承点为中心向车辆前方旋转，可实现作为转弯外轮的转舵（虚线的状态）。此时，假想下枢轴点成为下连杆部件交叉的点，但与下连杆部件不交叉的悬架形式相比，能够在车身内侧形成假想下枢轴点，所以能够使初期摩擦半径向正摩擦方向增大。

在图29所示的压缩式的悬架装置中，因为转舵时的压缩杆的旋转角大，所以假想下枢轴点会向车身内侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，当着眼于从轮胎前后方向的轮胎中心线到假想下枢轴点的距离时，假想下枢轴点向轮胎中心线的车身内侧方向移动，所以摩擦半径向正摩擦方向增大。因此，在压缩式的悬架装置中，如果应用本实施方式，则通过进行作为转弯外轮的转舵，齿条轴向力会减小。

顺便说一下，在下连杆部件不交叉的压缩式的悬架装置的情况下，因为转舵时的压缩杆的旋转角大，所以假想下枢轴点向车身外侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，从轮胎前后方向的轮胎中心线到假想枢轴点的距离位于轮胎中心线的车辆外侧，所以摩擦半径向负摩擦方向增大。因此，通过进行转舵，齿条轴向力会增大。

另外，在图29所示的例子中，在俯视车辆时，在转舵时，车轮中心向转弯内侧移动。因此，如本实施方式那样，通过使齿条轴14位于车轴的前方，能够进一步提高使齿条轴向力降低的效果。

下连杆部件不交叉的压缩式的悬架装置及本实施方式时的束角和摩擦半径之间的关系与上述的图9同样。

如该图9所示，在本实施方式的情况下，与不使下连杆部件交叉的情况相比，能够进一步增大中立位置（束角为0）附近的摩擦半径。另外，在成为转弯外轮的转舵角增大的方向（图9的-方向）上，摩擦半径进一步增大，能够进一步减小齿条轴向力。

（正摩擦的直行性确保）

对设为正摩擦时的自动回正力矩进行说明的概念图也与上述的图11同样。

如该图11所示，作用于轮胎的恢复力（自动回正力矩）与后倾拖距、轮胎拖距之和成正比地增大。

在此，在正摩擦的情况下，可将由从主销轴的接地点引到穿过轮胎接地中心的轮胎的侧滑角β方向的直线的垂线的脚的位置规定的距车轮中心的距离εc（参照图11）看作为后倾拖距。

因此，正摩擦的摩擦半径越大，在转舵时，作用于轮胎的恢复力就越大。

在本实施方式中，通过将主销轴的设定设为正摩擦，并且与使下连杆部件不交叉的情况相比，能够确保初期摩擦半径大，来降低使后倾角接近0引起的对直行性的影响。另外，因为采用的是线控转向方式，所以通过转舵致动器8，能够确保作为最终目的的直行性。

（作用）

接着，对本实施方式的悬架装置1B的作用进行说明。

在本实施方式的悬架装置1B中，将两个下连杆部件设为I形臂。而且，从桥托架33起沿车宽方向设置横向连杆137，以与横向连杆137交叉的状态从桥托架33的下端向车辆后方侧斜行的方式设置压缩连杆138。具体而言，横向连杆137的车轮侧支承点Ta成为车轮中心的车辆前后方向后侧，压缩连杆138的车轮侧支承点Ca成为车轮中心的车辆前后方向前侧。另外，横向连杆137的车身侧支承点Tb成为压缩连杆138的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向后侧，压缩连杆138的车身侧支承点Cb成为横向连杆137的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向后侧。

在采用上述悬架构造的情况下，在操舵时等，能够由横向连杆137较多地负担输入到车轮的横向力。另外，在成为转弯外轮时，在输入了朝向车辆内的横向力的情况下，通过横向连杆137向车辆内侧旋转，压缩连杆138向车辆外侧旋转，能够使车轮具有后束特性。

另外，在上述悬架构造中，就各下连杆部件而言，假想将车身侧支承点和车轮侧支承点连结的直线。于是，那些直线的交点就成为下连杆的假想下枢轴点。将该假想下枢轴点和由支柱上端构成的上枢轴点连结的直线成为主销轴。

在本实施方式中，将该主销轴KS设为后倾拖距位于轮胎接地面内的设定。

例如，将主销轴的设定设为后倾角0度、后倾拖距0mm、摩擦半径0mm以上的正摩擦。另外，关于主销倾角，在可将摩擦半径设为正摩擦的范围内成为更小的角度的范围（例如，15度以下）内进行设定。

通过采用这种悬架几何学，转舵时的轮胎接地面中心的轨迹能够更小，能够降低轮胎扭转转矩。

因此，能够进一步减小齿条轴向力，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩，能够降低转舵致动器8的输出。另外，能够以更小的力控制车轮的朝向。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

在本实施方式的悬架装置1B中，因为将两个下连杆部件交叉设置，所以成为容易将假想下枢轴点配置在轮胎接地面中心的车身内侧的构造。

因此，容易使主销倾角接近0度，并且容易以向正摩擦侧增大的方式取摩擦半径。

另外，随着将后倾角设为0度、将后倾拖距设为0mm，有可能在悬架构造上的直行性上产生影响，这时通过设定为正摩擦，来减轻其影响。另外，在转舵致动器8的控制的同时，确保直行性。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

另外，相对于将主销倾角限制在一定范围内的情况而言，在进行转舵致动器8的转舵时，能够避免驾驶员在操舵操作上感到有重量。另外，关于来自路面的外力的反冲，也因为可通过转舵致动器8来对抗外力，所以能够避免对驾驶员的影响。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

如上所述，在本实施方式的悬架装置1B中，将横向连杆137设置为与车轴大致平行，在俯视车辆时，以与横向连杆137交叉的方式配置压缩连杆138。因此，能够使假想下枢轴点在车宽方向接近车身内侧。因为将该假想下枢轴点定义的主销轴设为主销倾角小的销轴，且采用的是后倾拖距位于轮胎接地面内的设定，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向，所以能够提高操纵性、稳定性。

另外，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩的结果是，能够降低施加于齿条轴14及转向横拉杆15的负荷，能够简化部件。

另外，作为用于实现线控转向的转舵致动器8，可使用驱动能力更低的致动器，能够实现车辆的低成本化及轻量化。

例如，在与现有的线控转向方式的悬架装置相比的情况下，在本实施方式的构成中，主要通过下连杆部件的简化和转舵致动器8的小型化，能够在重量上降低约10%，在成本上降低约50%。

另外，在转舵时，因为采用的是后倾拖距增大的构造，所以在发生较高的横向加速度的转弯中，能够抑制产生转舵角的快速增大。

另外，在转舵时，通过作用于车轮的横向力，假想下枢轴点向车身内侧移动，所以摩擦半径增大，能够提高自动回正力矩（SAT）实现的直行性。

另外，通过交叉设置下连杆部件，能够将下连杆部件的连结点设为接近车轮中心的位置，所以能够降低桥托架33的重量。

本实施方式的主销倾角和摩擦半径之间的关系与上述的图12同样。另外，在图12中，一并表示如下的情况，即，将本实施方式设为上述压缩式的情况，除此以外，将本实施方式设为拉伸式的情况，作为比较例，设为使下连杆部件不交叉的构造的压缩式及拉伸式（参照第二实施方式）的情况，还有设为单枢轴点方式的情况。

如图12所示，在设为压缩式及拉伸式而实现了本实施方式的情况下，与单枢轴点方式及使下连杆部件不交叉的双枢轴点方式的各方式相比，能够使主销倾角接近0度，并且能够进一步使摩擦半径向正摩擦侧增大。

特别是，如果设为压缩式来实现本实施方式，则在使主销倾角接近0度的效果及使摩擦半径进一步向正摩擦侧增大的效果这点上，可实现更高的效果。

另外，在本实施方式中，将横向连杆137设置为与车轴大致平行，在俯视车辆时，将横向连杆137的车轮侧支承点Ta设为车轮中心的车辆前后方向后侧。另外，将压缩连杆138设置为相对于车轴而言比横向连杆137更倾斜（配置为车轮侧支承点成为更前侧、车身侧支承点成为更后侧的朝向）。而且，将压缩连杆138的车轮侧支承点Ca设为车轮中心的车辆前后方向前侧。另外，将横向连杆137的车身侧支承点Tb设为压缩连杆138的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向后侧。另外，将压缩连杆138的车身侧支承点Cb设为横向连杆137的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向后侧。

在采用这种连杆配置的情况下，能够主要使横向连杆137承受输入到车轮的横向力。另外，在上述连杆配置中，使横向连杆137的车身侧支承点Tb位于车轮中心的车辆前后方向前侧。因此，在向车轮输入了横向力（朝向车辆内的力）时，横向连杆137的车轮侧支承点Ta向车辆内移动，压缩连杆138的车轮侧支承点Ca向车辆外移动。因此，相对于输入的横向力，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。

图30是表示本实施方式的悬架装置1B和比较例的（a）横向力柔性转向及（b）横向刚性的图。

在图30中，作为比较例，假定为下连杆部件不交叉的压缩式的悬架。

如图30所示，在采用本实施方式的悬架装置1B的构成的情况（图30中的实线）下，相对于比较例（图30中的虚线）而言，横向力柔性转向提高35%，横向刚性提高29%。

另外，在本实施方式中，车轮17FR、17FL、17RR、17RL与胎轮、轮胎及轮毂机构WH对应，横向连杆137与作为第一连杆部件的横向连杆部件对应，压缩连杆138与作为第二连杆部件的压缩连杆部件对应。

（第二实施方式的效果）

（1）具备横向连杆部件，所述横向连杆部件在车轴的车辆上下方向的下侧，将轮毂机构WH和车身连结，沿车轴而配置。还具备压缩连杆部件，所述压缩连杆部件与车身的连结部位于横向连杆部件与车身的连结部的车辆前后方向后方，并且所述压缩连杆部件与轮毂机构WH的连结部位于横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向前方。

由此，能够使假想下枢轴点在车宽方向接近车身内侧，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

因此，在车辆用悬架装置中，能够降低操舵时的齿条轴向力。

（2）横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部位于车轴的车辆前后方向后方，与车身的连结部位于车轴的车辆前后方向前方。

因此，在输入了作为转弯外轮的横向力时，能够使横向连杆部件和轮毂机构WH的连结部向车辆内移动，所以能够对转弯外轮赋予后束特性。

（3）横向连杆部件与车身的连结部位于压缩连杆部件与轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向后方。

因此，既能够将横向连杆部件设为与车轴大致平行，又能够将输入了横向力时的旋转方向规定在一个方向。

（4）压缩连杆部件与轮毂机构WH的连结部位于车轴的车辆前后方向前方，与车身的连结部位于横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向后方。

通过这种构成，能够加大压缩连杆部件的相对于车轴的倾斜角，能够使假想下枢轴点的位置进一步接近车身内侧。

（5）在俯视车辆时，在将车身和车轮连结的横向连杆部件及压缩连杆部件中，以沿着车轴的方式配置横向连杆部件，并且以车轮侧的连结部成为更前侧且车身侧的连结部成为更后侧的方式且以与横向连杆部件交叉的方式设置压缩连杆部件，相对于朝向车辆内的横向力，使由上述横向连杆部件及压缩连杆部件的交点构成的上述假想下枢轴点向车辆内移动。

由此，能够使假想下枢轴点在车宽方向接近车身内侧，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

因此，在车辆用悬架装置中，能够降低操舵时的齿条轴向力。

（6）在方向盘为中立位置的状态下，以俯视车辆时的上述横向连杆部件与压缩连杆部件的交点为下枢轴点的主销轴采用的是穿过轮胎接地面内的构成。

由此，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩，所以能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

因此，能够提高操纵性、稳定性。

（7）由车辆用悬架装置来悬挂线控转向系统的转舵轮。

因此，利用线控转向系统的转舵致动器，能够进行与本实施方式的主销轴的设定对应的控制，能够实现操纵性、稳定性的提高。

关于控制器／驱动电路的效果，与上述的第一实施方式同样。

（第三实施方式）

接着，对本发明的第三实施方式进行说明。

本实施方式的汽车1的功能构成与第一实施方式的图1同样。

另一方面，本实施方式的汽车1的悬架装置1B的构成与第一实施方式不同。

因此，下面，对悬架装置1B的构成进行说明。

图31是示意性表示第三实施方式的悬架装置1B的构成的立体图。图32是示意性表示图31的悬架装置1B的构成的俯视图。图33是示意性表示图31的悬架装置1B的构成的（a）局部主视图及（b）局部侧视图。图34是示意性表示图31的悬架装置1B的构成的（a）局部俯视图（左前轮）及（b）表示轮胎接地面（右前轮）的图。

如图31～图34所示，悬架装置1B是对安装于轮毂机构WH的车轮17FR、17FL进行悬挂的拉伸式的悬架装置，并具备：具有旋转自如地支承车轮17FR、17FL的车轴（桥）32的桥托架33、从车身侧的支承部起沿车身宽度方向配置并与桥托架33连结的多个连杆部件及螺旋弹簧等弹簧部件34。

多个连杆部件由下连杆部件即横向连杆（作为第一连杆部件的横向连杆部件）237和拉伸连杆（作为第二连杆部件的拉伸连杆部件）238、转向横拉杆（转向横拉杆部件）15及支柱（弹簧部件34及减震器40）构成。在本实施方式中，悬架装置1B是支柱式的悬架，弹簧部件34及减震器40成为一体后的支柱的上端与位于车轴32上方的车身侧的支承部连结（以下，将支柱的上端适当称为“上枢轴点”）。

构成下连杆的横向连杆237和拉伸连杆238将位于车轴32下方的车身侧的支承部和桥托架33的下端连结。在本实施方式中，横向连杆137和拉伸连杆238成为由独立的部件构成的I形臂。这些横向连杆237及拉伸连杆238通过各一处的支承部而与车身侧连结，并通过各一处的安装部而与车轴32侧连结。另外，本实施方式的横向连杆237和拉伸连杆238以相互交叉的状态将车身1A和车轴32侧（桥托架33）连结（以下，将横向连杆237和拉伸连杆238构成的假想连杆的交点适当称为“下枢轴点”）。

在这些下连杆中，横向连杆237设置为与车轴大致平行，在俯视车辆时，横向连杆237的车轮侧支承点Ta成为车轮中心（车轴）的车辆前后方向前侧。另外，拉伸连杆238设置为相对于车轴而言比横向连杆237更倾斜（配置为车轮侧支承点成为更后侧、车身侧支承点成为更前侧的朝向）。而且，拉伸连杆238的车轮侧支承点Ca成为车轮中心的车辆前后方向后侧。另外，横向连杆137的车身侧支承点Tb成为拉伸连杆238的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向前侧。另外，拉伸连杆238的车身侧支承点Cb成为横向连杆237的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向前侧。

在采用这种连杆配置的情况下，如图34（b）所示，在转舵时，在车身的朝向转弯外侧的离心力作用于轮胎接地中心点（着力点）O时，能够主要使横向连杆237以抵抗该离心力的方式承受朝向转弯中心的横向力。另外，在上述连杆配置中，使横向连杆237的车身侧支承点Tb位于车轮中心的车辆前后方向后侧。因此，在向车轮输入了横向力（向车辆内的力）时，横向连杆237的车轮侧支承点Ta向车辆内移动，拉伸连杆238的车轮侧支承点Ca向车辆外移动。因此，相对于输入的横向力，能够实现使车轮朝向前束方向的柔性转向。

转向横拉杆15位于车轴32的下侧，将转向齿条部件14和桥托架33连结，转向齿条部件14对从方向盘2输入的旋转力（操舵力）进行传递，产生转舵用的轴向力。因此，通过转向横拉杆15，根据方向盘2的旋转，对桥托架33施加车宽方向的轴向力，经由桥托架33将车轮17FR、17FL转舵。

在本实施方式中，如图34（b）所示，以在方向盘2位于中立位置的状态下穿过轮胎接地面的方式设定上述悬架装置1B的主销轴，后倾拖距以位于轮胎接地面内的方式进行设定。更具体而言，在本实施方式的悬架装置1B中，将后倾角设为接近零的值，以后倾拖距接近零的方式设定主销轴。由此，能够降低转舵时的轮胎扭转转矩，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。另外，摩擦半径设为零以上的正摩擦。由此，相对于转舵时的轮胎侧滑角，产生摩擦半径相应的后倾拖距，所以能够确保直行性。

另外，在实施方式中，下连杆部件即横向连杆237及拉伸连杆238以相互交叉的状态将车身1A和车轴32侧（桥托架33下端）连结。由此，与横向连杆237及拉伸连杆238不交叉的构造相比，能够减小初期主销倾角，并且能够使初期摩擦半径向正摩擦侧增大。因此，能够减小转舵时的轮胎扭转转矩，能够降低转舵所需要的齿条轴向力。另外，在本申请发明中，在转舵时，通过作用于车轮的横向力，假想下枢轴点会向车身外侧移动，所以能够提高操舵响应性。

（具体的构成例）

图35是表示由拉伸式的悬架装置构成悬架装置1B的例子的示意图。

如图35所示，在拉伸式的悬架装置中，在将下连杆部件设为相互交叉的双枢轴点方式的情况下，各下连杆部件通过以车身侧支承点为中心而向车辆前方旋转，能够实现作为转弯外轮的转舵（虚线的状态）。此时，假想下枢轴点成为下连杆部件交叉的点，但与下连杆部件不交叉的悬架形式相比，能够在车身内侧形成假想下枢轴点，所以能够使初期摩擦半径向正摩擦方向增大。

在图35所示的拉伸式的悬架装置中，因为转舵时的拉伸杆的旋转角大，所以假想下枢轴点向车身外侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，当着眼于轮胎前后方向的从轮胎中心线到假想下枢轴点的距离时，假想下枢轴点就向轮胎中心线的车身外侧方向移动，所以摩擦半径在正摩擦的范围内进一步减小。因此，在拉伸式的悬架装置中，如果应用本实施方式，则通过进行作为转弯外轮的转舵，齿条轴向力增大，但因为不转舵时的初期摩擦半径取得足够大，所以与下连杆部件不交叉的拉伸式的悬架装置相比，齿条轴向力值能够设定得较小。

顺便说一下，在下连杆部件不交叉的拉伸式的悬架装置的情况下，因为转舵时的拉伸杆的旋转角大，所以假想下枢轴点向车身内侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，轮胎前后方向的从轮胎中心线到假想枢轴点的距离位于轮胎中心线的车身内侧，所以摩擦半径向正摩擦方向增大。因此，通过进行转舵，齿条轴向力变小。但是，因为假想下枢轴点位于各连杆的延长线上，所以不转舵的初期状态的摩擦半径小，难以牵涉到齿条轴向力的大幅度地降低。

另外，在图35所示的例子中，在俯视车辆时，在转舵时，车轮中心向转弯外侧移动。因此，在本实施方式中，使齿条轴14位于车轴的后方。由此，能够进一步提高使齿条轴向力降低的效果。

在第二实施方式及第三实施方式中，设为将本发明应用于具有压缩式及拉伸式的连杆构造的悬架装置的实施方式进行了说明，但同样也可应用于它们以外的方式的悬架装置。

另外，在本实施方式中，车轮17FR、17FL、17RR、17RL与胎轮、轮胎及轮毂机构WH对应，横向连杆237与作为第一连杆部件的横向连杆部件对应，拉伸连杆238与作为第二连杆部件的拉伸连杆部件对应。

（第三实施方式的效果）

（1）具备横向连杆部件，所述横向连杆部件在车轴的车辆上下方向的下侧，将轮毂机构WH和车身连结，沿着车轴而配置。还具备拉伸连杆部件，所述拉伸连杆部件与车身的连结部位于上述横向连杆部件和车身的连结部的车辆前后方向前方，并且与上述轮毂机构WH的连结部位于上述横向连杆部件与上述轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向后方。

由此，能够将假想下枢轴点的初期位置在车宽方向设定于车身内侧，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

因此，在车辆用悬架装置中，能够降低操舵时的齿条轴向力。

（2）横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部位于车轴的车辆前后方向前方，与车身的连结部位于车轴的车辆前后方向后方。

因此，在输入了作为转弯外轮的横向力时，能够使横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部向车辆内移动，所以能够对转弯外轮赋予前束特性。

（3）横向连杆部件与车身的连结部位于拉伸连杆部件与轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向前方。

因此，既能够将横向连杆部件设为与车轴大致平行，同时能够将输入了横向力时的旋转方向规定在一个方向。

（4）拉伸连杆部件与轮毂机构WH的连结部位于车轴的车辆前后方向后方，与车身的连结部位于上述横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向前方。

通过这种构成，能够加大拉伸连杆部件的相对于车轴的倾斜角，能够使假想下枢轴点的位置进一步接近车身内侧。

（5）在俯视车辆时，在将车身和车轮连结的横向连杆部件及拉伸连杆部件中，以沿着车轴的方式配置横向连杆部件，并且以车轮侧的连结部成为更后侧且车身侧的连结部成为更前侧的方式且以与横向连杆部件交叉的方式设置拉伸连杆部件，相对于向车辆内的横向力而言，使由横向连杆部件及上述拉伸连杆部件的交点构成的假想下枢轴点向车辆外移动。

由此，能够将假想下枢轴点的初期位置在车宽方向设定于车身内侧，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

因此，在车辆用悬架装置中，能够降低操舵时的齿条轴向力。

（6）在方向盘为中立位置的状态下，以俯视车辆时的上述横向连杆部件和上述拉伸连杆部件的交点为下枢轴点的主销轴采用穿过轮胎接地面内的构成。

由此，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩，所以能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

因此，能够提高操纵性、稳定性。

（7）由车辆用悬架装置来悬挂线控转向系统的转舵轮。

因此，利用线控转向系统的转舵致动器，能够进行与本实施方式的主销轴的设定对应的控制，能够实现操纵性、稳定性的提高。

（应用例1）

在第二及第三实施方式中，以将悬架装置1B应用于转舵轮即前轮的悬架装置的情况为例进行了说明，但也可将悬架装置1B应用于非转舵轮即后轮的悬架装置。

在这种情况下，通过转舵，车辆成为转弯状态，当横向力作用于后轮时，通过其横向力，拉伸连杆及压缩连杆就挠曲，它们的俯视车辆时的交点就移动，车轮相对于车身的朝向就变化（参照图29、35）。即，沿着车轴的下连杆部件的由横向力引起的向前后方向的移动少，以相对于车轴而在前后方向上具有角度的方式设置的另一下连杆部件的由横向力引起的向前后方向的移动大。

利用该特性，能够实现作为目的的横向力柔性转向。

特别是，第二实施方式的拉伸式的悬架装置1B因为能够实现使转弯外轮朝向前束方向的特性，所以能有效地利用于作为后轮的悬架装置。

（效果）

在车轴的车辆上下方向的下侧，在俯视车辆时，将连结轮毂机构WH和车身的第一连杆部件和第二连杆部件交叉配置。

由此，通过转弯时的横向力，会在连杆部件上产生挠曲，俯视车辆时的连杆部件的交点会移动，由此能够使车轮相对于车身的朝向发生变化。

因此，能够实现作为目的的横向力柔性转向。

（应用例2）

在第二及第三实施方式中，以将悬架装置1B应用于转舵轮即前轮的悬架装置的情况为例进行了说明，但也可以将悬架装置1B应用于转舵轮即后轮的悬架装置。

在这种情况下，也与第一实施方式同样，能够使假想下枢轴点在车宽方向接近车身内侧。而且，因为将该假想下枢轴点定义的主销轴设为后倾拖距位于轮胎接地面内的设定，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向，所以能够提高操纵性、稳定性。

（应用例3）

在第二及第三实施方式中，采用的是在轮胎接地面内设定后倾拖距的实施方式，作为其一例，对将后倾拖距设为接近零的值的情况进行了说明。

与此相对，在本应用例中，将后倾拖距的设定条件限定在从轮胎接地面中心到轮胎接地面的前端的范围内。

（效果）

当将后倾拖距设定在从轮胎接地面中心到轮胎接地面的前端的范围内时，就能够兼得直行性的确保和操舵操作的重量的降低这两者。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

（应用例4）

在第二及第三实施方式中，在图8所示的坐标平面内，将由点划线包围的区域设为适合设定的区域，以此为例。与此相对，可将要关注的齿条轴向力的等值线设为边界线，然后将其边界线表示的范围的内侧的区域（在主销倾角的减小方向，且在摩擦半径的增大方向）设为适合设定的区域。

（效果）

可假定齿条轴向力的最大值，然后在其最大值以下的范围内设定悬架几何学。

（应用例5）

在第二及第三实施方式及各应用例中，以在具备线控转向方式的操舵装置的车辆上应用悬架装置1B的情况为例进行了说明，但可以在不是具备线控转向方式而是具备电动动力转向装置或其他机械操舵机构的操舵装置的车辆上应用悬架装置1B。

在这种情况下，按照基于上述研究结果的条件来确定主销轴，将后倾拖距设定在轮胎接地面内，然后据此构成机械操舵机构的连杆配置。

（效果）

在具有机械构造的操舵机构中，也能够降低围绕主销转动的力矩，从而进一步减小驾驶员所需要的操舵力，能够实现操纵性、稳定性的提高。

（应用例6）

在第二实施方式、第三实施方式及各应用例中，以在支柱式的悬架装置上应用本发明的情况为例进行了说明，但也可以在具备上臂的形式的悬架装置上应用本发明。

在这种情况下，上臂和桥托架的连结点成为上枢轴点。

（第四实施方式）

接着，对本发明的第四实施方式进行说明。

本实施方式的汽车1的功能构成与第一实施方式的图1同样。

另一方面，本实施方式的汽车1的悬架装置1B的构成与第一实施方式不同。

因此，下面，对悬架装置1B的构成进行说明。

图36是示意性表示第四实施方式的悬架装置1B的构成的立体图。图37是示意性表示图36的悬架装置1B的构成的俯视图。图38是示意性表示图36的悬架装置1B的构成的（a）局部主视图及（b）局部侧视图。图39是示意性表示图36的悬架装置1B的构成的（a）局部俯视图（左前轮）及（b）表示轮胎接地面（右前轮）的图。

如图36～图39所示，悬架装置1B是对安装于轮毂机构WH的车轮17FR、17FL进行悬挂的压缩式的悬架装置，并具备：具有旋转自如地支承车轮17FR、17FL的车轴（桥）32的桥托架33、从车身侧的支承部起沿车身宽度方向配置并与桥托架33连结的多个连杆部件及螺旋弹簧等弹簧部件34。

多个连杆部件由下连杆部件即横向连杆（作为第一连杆部件的横向连杆部件）337和压缩连杆（作为第二连杆部件的压缩连杆部件）338、转向横拉杆（转向横拉杆部件）15及支柱（弹簧部件34及减震器40）ST构成。在本实施方式中，悬架装置1B是支柱式的悬架，弹簧部件34及减震器40成为一体后的支柱ST的上端与位于车轴32上方的车身侧的支承部连结（以下，将支柱ST的上端适当称为“上枢轴点”）。

构成下连杆的横向连杆337和压缩连杆338将位于车轴32下方的车身侧的支承部和桥托架33的下端连结。在本实施方式中，横向连杆337和压缩连杆338成为由独立的部件构成的I形臂。这些横向连杆337及压缩连杆338通过各一处的支承部而与车身侧连结，通过各一处的安装部而与车轴32侧连结。另外，本实施方式的横向连杆337和压缩连杆338以相互交叉的状态将车身1A和车轴32侧（桥托架33）连结（以下，将横向连杆337和压缩连杆338构成的假想连杆的交点适当称为“下枢轴点”）。

在这些下连杆中，横向连杆337设置为与车轴大致平行，在俯视车辆时，横向连杆337的车轮侧支承点Ta成为车轮中心（车轴）的车辆前后方向后侧。另外，压缩连杆138设置为相对于车轴而言比横向连杆337更倾斜（配置为车轮侧支承点成为更前侧、车身侧支承点成为更后侧的朝向）。而且，压缩连杆338的车轮侧支承点Ca成为车轮中心的车辆前后方向前侧。另外，横向连杆337的车身侧支承点Tb成为压缩连杆338的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向后侧。另外，压缩连杆338的车身侧支承点Cb成为横向连杆337的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向后侧。

在采用这种连杆配置的情况下，如图39（b）所示，在转舵时，在车身的朝向转弯外侧的离心力作用于轮胎接地中心点（着力点）O时，能够主要使横向连杆337以抵抗该离心力的方式承受朝向转弯中心的横向力。另外，在上述连杆配置中，使横向连杆337的车身侧支承点Tb位于车轮中心的车辆前后方向前侧。因此，在向车轮输入了横向力（向车辆内的力）时，横向连杆337的车轮侧支承点Ta向车辆内移动，压缩连杆338的车轮侧支承点Ca向车辆外移动。因此，相对于输入的横向力，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。即，能够确保车辆的横方向柔性转向。

转向横拉杆15位于车轴32的下侧，将齿条轴14和桥托架33连结，齿条轴14对从方向盘2输入的旋转力（操舵力）进行传递，产生转舵用的轴向力。因此，通过转向横拉杆15，根据方向盘2的旋转，向桥托架33施加车宽方向的轴向力，经由桥托架33将车轮17FR、17FL转舵。

在本实施方式的悬架装置1B中，在图39（a）所示的俯视车辆时，转向横拉杆15的车轮侧（桥托架33侧）的支承点Xa位于横向连杆337及压缩连杆338的车轮侧支承点Ta、Ca的车辆宽度方向外侧。另外，转向横拉杆15的车身侧支承点Xb（球窝接头位置）位于车轮侧支承点Xa的车辆前后方向前侧。

另外，如上所述，压缩连杆338的车轮侧支承点Ca位于车轮中心的车辆前后方向前侧，横向连杆337的车轮侧支承点Ta位于车轮中心的车辆前后方向后侧。另外，横向连杆337的车身侧支承点Tb位于压缩连杆338的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向后侧，压缩连杆338的车身侧支承点Cb位于横向连杆337的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向后侧。

因为采用这种连杆配置，所以在车辆前后方向的力占支配地位的状况（进行比较强的制动的转弯制动时等）下，相对于输入到轮胎接地点的车辆前后方向的力（向车辆后方的力），转向横拉杆15的车轮侧支承点Xa以车身侧支承点Xb为中心而旋转，并向车辆外移动，压缩连杆338的车轮侧支承点Ca向车辆外移动。另外，横向连杆337的车轮侧支承点Ta向车辆内移动。因此，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。即，能够确保车辆的前后方向柔性转向。

在本实施方式中，如图39（b）所示，以在方向盘2位于中立位置的状态下穿过轮胎接地面内的方式设定上述悬架装置1B的主销轴KS，后倾拖距以位于轮胎接地面内的方式进行设定。更具体而言，在本实施方式的悬架装置1B中，将后倾角设为接近零的值，以后倾拖距接近零的方式设定主销轴。由此，能够降低转舵时的轮胎扭转转矩，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。另外，摩擦半径设为零以上的正摩擦。由此，相对于转舵时的轮胎侧滑角，产生摩擦半径相应的后倾拖距，所以能够确保直行性。

另外，在实施方式中，下连杆部件即横向连杆337及压缩连杆338以相互交叉的状态将车身1A和车轴32侧（桥托架33下端）连结。由此，与横向连杆337及压缩连杆338不交叉的构造相比，能够减小主销倾角，并且能够使摩擦半径向正摩擦侧增大。因此，能够减小转舵时的轮胎扭转转矩，能够降低转舵所需要的齿条轴向力。另外，在本申请实施方式中，在转舵时，利用作用于车轮的横向力，假想下枢轴点向车身内侧移动，所以能够提高自动回正力矩（SAT）的直行性。

下面，对悬架装置1B的悬架几何学进行详细研究。

（齿条轴向力成分的分析）

转舵时的齿条行程和齿条轴向力之间的关系如上述的图5所示，作为齿条轴向力成分，主要包含轮胎的扭转转矩和车轮的上升转矩，其中，轮胎的扭转转矩占支配地位。

因此，通过减小轮胎的扭转转矩，能够降低齿条轴向力。

（轮胎的扭转转矩最小化）

另外，转舵时的轮胎接地面中心的轨迹表示在上述的图6中，在上述的图6中，一并表示的是转舵时的轮胎接地面中心的移动量大的情况和小的情况。

由上述齿条轴向力成分的分析结果可知，为了降低齿条轴向力，将转舵时的轮胎扭转转矩最小化是有效的手段。

为了将转舵时的轮胎扭转转矩最小化，如图6所示，只要进一步减小轮胎接地面中心的轨迹即可。

即，通过使轮胎接地面中心和主销接地点一致，能够将轮胎扭转转矩最小化。

具体而言，将后倾拖距设为0mm、摩擦半径设为0mm以上是有效的手段。

（主销倾角的影响）

在以主销倾角和摩擦半径为轴的坐标中，齿条轴向力的分布的一个例子如上述的图7的等值线图所示，以齿条轴向力为小、中及大这三种情况的等值线为例进行表示。

相对于轮胎扭转转矩输入而言，主销倾角越大，其旋转力矩越大，齿条轴向力就越大。因此，作为主销倾角，优选设定为比一定的值小，但从与摩擦半径的关系来看，例如，当主销倾角设为15度以下时，能够使齿条轴向力减小到优选的水平。

另外，图7的由点划线（边界线）包围的区域表示的是在转弯的极限区域内横向力可推定为超过摩擦极限的值的主销倾角小于15度且从上述轮胎扭转转矩的观点出发摩擦半径为0mm以上的区域。在本实施方式中，将该区域（在横轴上，是主销倾角从15度开始减小的方向，在纵轴上，是摩擦半径从零开始增大的方向）设为更适合设定的区域。但是，即使是摩擦半径为负的区域，也可通过用本实施方式表示其他条件，来得到一定的效果。

在具体地确定摩擦半径和主销倾角的情况下，例如，可将图7所示的表示齿条轴向力的分布的等值线近似为n次曲线（n为2以上的整数），然后从由上述点划线包围的区域中，采用由n次曲线的拐点（或峰值）的位置规定的值。

（具体的构成例）

接着，对实现悬架装置1B的具体构成例进行说明。

图40是表示由压缩式的悬架装置构成悬架装置1B的例子的示意图。

即，在图40所示的例子中，在俯视车辆时，在横向连杆337（拉伸杆）沿着车轴且压缩连杆338（压缩杆）从车轴向后方延伸的位置，与车身连结。

如图40所示，在压缩式的悬架装置中，在采用使下连杆部件相互交叉而成的双枢轴点方式的情况下，各下连杆部件通过以车身侧支承点为中心向车辆前方旋转，可实现作为转弯外轮的转舵（虚线的状态）。此时，假想下枢轴点成为下连杆部件交叉的点，但与下连杆部件不交叉的悬架形式相比，能够在车身内侧形成假想下枢轴点，所以能够使初期摩擦半径向正摩擦方向增大。

在图40所示的压缩式的悬架装置中，因为转舵时的压缩杆的旋转角大，所以假想下枢轴点会向车身内侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，当着眼于从轮胎前后方向的轮胎中心线到假想下枢轴点的距离时，假想下枢轴点就向轮胎中心线的车身内侧方向移动，所以摩擦半径向正摩擦方向增大。因此，在压缩式的悬架装置中，如果应用本实施方式，则通过进行作为转弯外轮的转舵，齿条轴向力会减小。

顺便说一下，在下连杆部件不交叉的压缩式的悬架装置的情况下，因为转舵时的压缩杆的旋转角大，所以假想下枢轴点向车身外侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，从轮胎前后方向的轮胎中心线到假想枢轴点的距离位于轮胎中心线的车辆外侧，所以摩擦半径向负摩擦方向增大。因此，通过进行转舵，齿条轴向力会增大。

另外，在图40所示的例子中，在俯视车辆时，在转舵时，车轮中心向转弯内侧移动。因此，如本实施方式那样，通过使齿条轴14位于车轴的前方，能够进一步提高使齿条轴向力降低的效果。

下连杆部件不交叉的压缩式的悬架装置及本实施方式时的束角和摩擦半径之间的关系如上述的图9所示。

如该图9所示，在本实施方式的情况下，与不使下连杆部件交叉的情况相比，能够进一步增大中立位置（束角为0）附近的摩擦半径。另外，在成为转弯外轮的转舵角增大的方向（图9的-方向）上，摩擦半径进一步增大，能够进一步减小齿条轴向力。

（正摩擦的直行性确保）

设为正摩擦时的自动回正力矩如上述的图11所示，作用于轮胎的恢复力（自动回正力矩）与后倾拖距、轮胎拖距之和成正比地增大。

在此，在正摩擦的情况下，可将由从主销轴的接地点引到穿过轮胎接地中心的轮胎的侧滑角β方向的直线的垂线的脚的位置规定的距车轮中心的距离εc（参照图11）看作为后倾拖距。

因此，正摩擦的摩擦半径越大，在转舵时，作用于轮胎的恢复力就越大。

在本实施方式中，通过将主销轴的设定设为正摩擦，并且与使下连杆部件不交叉的情况相比，能够确保初期摩擦半径大，来降低使后倾角接近0引起的对直行性的影响。另外，因为采用的是线控转向方式，所以通过转舵致动器8，能够确保作为最终目的的直行性。

（作用）

接着，对本实施方式的悬架装置1B的作用进行说明。

在本实施方式的悬架装置1B中，将两个下连杆部件设为I形臂。而且，从桥托架33起沿车宽方向设置横向连杆337，以在与横向连杆337交叉的状态下从桥托架33的下端向车辆后方侧斜行的方式设置压缩连杆338。具体而言，横向连杆337的车轮侧支承点Ta成为车轮中心的车辆前后方向后侧，压缩连杆338的车轮侧支承点Ca成为车轮中心的车辆前后方向前侧。另外，横向连杆337的车身侧支承点Tb成为压缩连杆338的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向后侧，压缩连杆338的车身侧支承点Cb成为横向连杆337的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向后侧。

在采用上述悬架构造的情况下，在操舵时等，能够由横向连杆337较多地负担输入到车轮的横向力。另外，在成为转弯外轮时，在输入了朝向车辆内的横向力的情况下，通过横向连杆337向车辆内侧旋转，压缩连杆338向车辆外侧旋转，相对于输入的横向力，能够使车轮具有后束特性。

另外，在悬架装置1B中，在俯视车辆时，转向横拉杆15的车轮侧支承点Xa位于横向连杆337及压缩连杆338的车轮侧支承点Ta、Ca的车辆宽度方向外侧。另外，转向横拉杆15的车身侧支承点Xb（球窝接头位置）位于车轮侧支承点Xa的车辆前后方向后侧。

在采用上述悬架构造的情况下，在车辆前后方向的力占支配地位的状况下，相对于输入到轮胎接地点的车辆前后方向的力（朝向车辆后方的力），横向连杆337的车轮侧支承点Ta向车辆内移动。另外，转向横拉杆15的车轮侧支承点Xa以车身侧支承点Xb为中心而旋转，并向车辆外移动，压缩连杆338的车轮侧支承点Ca向车辆外移动。因此，相对于输入的向车辆后方的力，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。

另外，在上述悬架构造中，就各下连杆部件而言，假想将车身侧支承点和车轮侧支承点连结的直线。于是，这些直线的交点就成为下连杆的假想下枢轴点。该假想下枢轴点和由支柱上端构成的上枢轴点连结的直线成为主销轴。

在本实施方式中，以在方向盘2位于中立位置的状态下穿过轮胎接地面内的方式设定该主销轴，采用后倾拖距位于轮胎接地面内的设定。

例如，将主销轴的设定设为后倾角0度、后倾拖距0mm、摩擦半径0mm以上的正摩擦。另外，关于主销倾角，在可将摩擦半径制成正摩擦的范围内成为更小的角度的范围（例如，15度以下）进行设定。

通过采用这种悬架几何学，转舵时的轮胎接地面中心的轨迹更小，能够降低轮胎扭转转矩。

因此，能够进一步减小齿条轴向力，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩，能够降低转舵致动器8的输出。另外，能够以更小的力控制车轮的朝向。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

在本实施方式的悬架装置1B中，因为将两个下连杆部件交叉设置，所以成为容易将假想下枢轴点配置在轮胎接地面中心的车身内侧的构造。

因此，容易使主销倾角接近0度，并且容易以向正摩擦侧增大的方式取摩擦半径。

另外，随着将后倾角设为0度、将后倾拖距设为0mm，有可能在悬架构造上的直行性上产生影响，这时通过设定为正摩擦，来减轻其影响。另外，在转舵致动器8的控制的同时，确保直行性。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

另外，相对于将主销倾角限制在一定范围内的情况而言，在进行转舵致动器8的转舵时，能够避免驾驶员在操舵操作上感到有重量。另外，关于来自路面的外力的反冲，也因为可通过转舵致动器8来对抗外力，所以能够避免对驾驶员的影响。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

如上所述，在本实施方式的悬架装置1B中，以与车轴大致平行的方式设置横向连杆337，在俯视车辆时，以与横向连杆37交叉的方式设置压缩连杆338。因此，能够使假想下枢轴点在车宽方向接近车身内侧。而且，因为将该假想下枢轴点定义的主销轴设为主销倾角小的销轴，且采用后倾拖距位于轮胎接地面内的设定，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向，所以能够提高操纵性、稳定性。

另外，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩的结果是，能够降低施加于齿条轴14及转向横拉杆15的负荷，能够简化部件。

另外，作为用于实现线控转向的转舵致动器8，可使用驱动能力更低的致动器，能够实现车辆的低成本化及轻量化。

例如，在与现有的线控转向方式的悬架装置相比的情况下，在本实施方式的构成中，主要通过下连杆部件的简化和转舵致动器8的小型化，能够在重量上降低约10%，在成本上降低约50%。

另外，因为采用的是在转舵时后倾拖距增大的构造，所以在发生较高的横向加速度的转弯中，能够抑制产生转舵角的快速增大。

另外，在转舵时，通过作用于车轮的横向力，假想下枢轴点向车身内侧移动，所以摩擦半径会增大，能够提高自动回正力矩（SAT）的直行性。

另外，通过将下连杆部件交叉设置，能够将下连杆部件的支承点设为接近车轮中心的位置，所以能够降低桥托架33的重量。

本实施方式的主销倾角和摩擦半径之间的关系如上述的图12所示。另外，在图12中，一并表示的是如下的情况，即，将本实施方式设为上述压缩式的情况，除此以外，将本实施方式设为拉伸式的情况，作为比较例，设为不使下连杆部件交叉的构造的压缩式及拉伸式（参照第一实施方式）的情况，还有设为单枢轴点方式的情况。

如图12所示，在设为压缩式及拉伸式来实现本实施方式的情况下，与单枢轴点方式及不使下连杆部件交叉的双枢轴点方式的各方式相比，能够将主销倾角制成接近0度，并且能够使摩擦半径向正摩擦侧增大。

特别是，当设为压缩式来实现本实施方式时，在使主销倾角接近0度的效果及使摩擦半径进一步向正摩擦侧增大的效果这点上，可实现更高的效果。

另外，在本实施方式中，将横向连杆337设置为与车轴大致平行，在俯视车辆时，将横向连杆337的车轮侧支承点Ta设为车轮中心的车辆前后方向后侧。另外，将压缩连杆338设置为相对于车轴而言比横向连杆337更倾斜（配置为车轮侧支承点成为更前侧、车身侧支承点成为更后侧的朝向）。而且，将压缩连杆338的车轮侧支承点Ca设为车轮中心的车辆前后方向前侧。另外，将横向连杆337的车身侧支承点Tb设为压缩连杆338的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向后侧。另外，将压缩连杆338的车身侧支承点Cb设为横向连杆337的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向后侧。

在采用这种连杆配置的情况下，能够主要使横向连杆337承受输入到车轮的横向力。另外，在上述连杆配置中，使横向连杆337的车身侧支承点Tb位于车轮中心的车辆前后方向前侧。因此，在向车轮输入了横向力（朝向车辆内的力）时，横向连杆337的车轮侧支承点Ta向车辆内移动，压缩连杆338的车轮侧支承点Ca向车辆外移动。因此，相对于输入的横向力，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。

另外，在本实施方式中，转向横拉杆15的车轮侧的支承点Xa位于横向连杆337及压缩连杆338的车轮侧支承点Ta、Ca的车辆宽度方向外侧。另外，转向横拉杆15的车身侧支承点Xb位于车轮侧支承点Xa的车辆前后方向后侧。

在采用这种连杆配置的情况下，在车辆前后方向的力占支配地位的状况下，相对于输入到轮胎接地点的车辆前后方向的力（向车辆后方的力），横向连杆337的车轮侧支承点Ta向车辆内移动。另外，转向横拉杆15的车轮侧支承点Xa以车身侧支承点Xb为中心而旋转，并向车辆外移动，压缩连杆338的车轮侧支承点Ca向车辆外移动。因此，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。

因此，根据本实施方式，在车辆用悬架装置中，能够将相对于车辆前后方向的力的柔性转向特性设为更适当的特性。

图41是表示本实施方式的悬架装置1B和比较例的（a）横向力柔性转向及（b）横向刚性的图。

在图41中，作为比较例，假定下连杆部件不交叉的压缩式的悬架。

如图41所示，在采用本实施方式的悬架装置1B的构成的情况（图41中的实线）下，相对于比较例（图41中的虚线）而言，横向力柔性转向提高35%，横向刚性提高29%。

另外，图42是表示本实施方式的悬架装置1B和比较例的前后力柔性转向的图。

在图42中，作为比较例，假定下连杆部件不交叉的压缩式的悬架。

如图42所示，在采用本实施方式的悬架装置1B的构成的情况（图42中的实线）下，相对于比较例（图42中的虚线）而言，前后力柔性转向提高28%。

另外，在本实施方式中，车轮17FR、17FL、17RR、17RL与胎轮、轮胎及轮毂机构WH对应，横向连杆337与横向连杆部件及第一连杆部件对应，压缩连杆338与压缩连杆部件及第二连杆部件对应。另外，转向横拉杆15与转向横拉杆部件对应。

（第四实施方式的效果）

（1）具备横向连杆部件，所述横向连杆部件在车轴的车辆上下方向的下侧，将轮毂机构WH和车身连结，沿车轴而配置。还具备压缩连杆部件，所述压缩连杆部件与车身的连结部位于横向连杆部件与车身的连结部的车辆前后方向后方，并且与轮毂机构WH的连结部位于横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向前方。还具备转向横拉杆部件，所述转向横拉杆部件在横向连杆部件及压缩连杆部件的与轮毂机构WH的连结部的车辆宽度方向外侧，与轮毂机构WH连结，在与该轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向后侧，与车身连结，使车轮转舵。

由此，在车辆前后方向的力占支配地位的状况下，相对于输入到轮胎接地点的向车辆前后方向的后方的力，横向连杆部件的车轮侧的连结部向车辆内移动。另外，转向横拉杆部件的车轮侧的连结部以车身侧的连结部为中心而旋转，并向车辆外移动。另外，压缩连杆部件的车轮侧的连结部向车辆外移动。因此，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。

因此，在车辆用悬架装置中，能够将相对于车辆前后方向的力的柔性转向特性设为更适当的特性。

（2）横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部位于车轴的车辆前后方向后方，与车身的连结部位于车轴的车辆前后方向前方。

因此，在输入了作为转弯外轮的横向力时，能够使横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部向车辆内移动，所以能够对转弯外轮赋予后束特性。

（3）横向连杆部件与车身的连结部位于压缩连杆部件与轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向后方。

因此，既能够使横向连杆部件与车轴大致平行，又能够将输入了横向力时的旋转方向规定在一个方向。

（4）压缩连杆部件与轮毂机构WH的连结部位于车轴的车辆前后方向前方，与车身的连结部位于横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向后方。

通过这种构成，能够加大压缩连杆部件的相对于车轴的倾斜角，能够使假想下枢轴点的位置进一步接近车身内侧。

（5）在方向盘为中立位置的状态下，以俯视车辆时的上述横向连杆部件和压缩连杆部件的交点为下枢轴点的主销轴采用的是穿过轮胎接地面内的构成。

由此，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩，所以能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

因此，能够提高操纵性、稳定性。

（6）由车辆用悬架装置来悬挂线控转向系统的转舵轮。

因此，利用线控转向系统的转舵致动器，能够与上述的第二及第三实施方式同样地，进行与本实施方式的后倾拖距的设定对应的控制，能够实现操纵性、稳定性的提高。

（7）在俯视车辆时，在将车身和车轮连结的横向连杆部件及压缩连杆部件中，以沿着车轴的方式配置横向连杆部件，并且以车轮侧的连结部成为更前侧且车身侧的连结部成为更后侧的方式且以与横向连杆部件交叉的方式配置压缩连杆部件。另外，以在横向连杆部件及压缩连杆部件的与轮毂机构WH的连结部的车辆宽度方向外侧而与轮毂机构WH连结，且在与该轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向后侧而与车身连结的方式配置使车轮转舵的转向横拉杆部件，相对于向车辆后的前后力，使横向连杆部件的车轮侧的连结部向车辆内移动，并且使转向横拉杆部件的车轮侧的连结部向车辆外移动。

由此，在车辆前后方向的力占支配地位的状况下，相对于输入到轮胎接地点的向车辆前后方向的后方的力，横向连杆部件的车轮侧的连结部向车辆内移动。另外，转向横拉杆部件的车轮侧的连结部以车身侧的连结部为中心而旋转，并向车辆外移动。另外，压缩连杆部件的车轮侧的连结部向车辆外移动。

因此，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。

因此，在车辆用悬架装置中，能够将相对于车辆前后方向的力的柔性转向特性设为更适当的特性。

另外，关于第四实施方式的控制器／驱动电路26的效果，与上述的第一实施方式同样。

（第五实施方式）

接着，对本发明的第五实施方式进行说明。

本实施方式的汽车1的功能构成与第一实施方式的图1同样。

另一方面，本实施方式的汽车1的悬架装置1B的构成与第一实施方式不同。

因此，下面，对悬架装置1B的构成进行说明。

图43是示意性表示第五实施方式的悬架装置1B的构成的立体图。图44是示意性表示图43的悬架装置1B的构成的俯视图。图45是示意性表示图43的悬架装置1B的构成的（a）局部主视图及（b）局部侧视图。图46是示意性表示图43的悬架装置1B的构成（a）局部俯视图（左前轮）及（b）表示轮胎接地面（右前轮）的图。

如图43～图46所示，悬架装置1B是对安装于轮毂的车轮17FR、17FL进行悬挂的拉伸式的悬架装置，并具备：具有旋转自如地支承车轮17FR、17FL的车轴（桥）32的桥托架33、从车身侧的支承部沿车身宽度方向配置并与桥托架33连结的多个连杆部件及螺旋弹簧等弹簧部件34。

多个连杆部件由下连杆部件即横向连杆（作为第一连杆部件的横向连杆部件）437、拉伸连杆（作为第二连杆部件的拉伸连杆部件）438、转向横拉杆（转向横拉杆部件）15及支柱（弹簧部件34及减震器40）ST构成。在本实施方式中，悬架装置1B是支柱式的悬架，弹簧部件34及减震器40成为一体后的支柱的上端与位于车轴32上方的车身侧的支承部连结（以下，将支柱的上端适当称为“上枢轴点”）。

构成下连杆的横向连杆437和拉伸连杆438将位于车轴32下方的车身侧的支承部和桥托架33的下端连结。在本实施方式中，横向连杆437和拉伸连杆238成为由独立的部件构成的I形臂。这些横向连杆437及拉伸连杆438通过各一处的支承部而与车身侧连结，通过各一处的安装部而与车轴32侧连结。另外，本实施方式的横向连杆437和拉伸连杆438以相互交叉的状态将车身1A和车轴32侧（桥托架33）连结（以下，将横向连杆437和拉伸连杆438构成的假想连杆的交点适当称为“下枢轴点”）。

在这些下连杆中，横向连杆437设置为与车轴大致平行，在俯视车辆时，横向连杆437的车轮侧支承点Ta成为车轮中心（车轴）的车辆前后方向前侧。另外，拉伸连杆438设置为相对于车轴而言比横向连杆437更倾斜（配置为车轮侧支承点成为更后侧、车身侧支承点成为更前侧的朝向）。而且，拉伸连杆438的车轮侧支承点Ca成为车轮中心的车辆前后方向后侧。另外，横向连杆437的车身侧支承点Tb成为拉伸连杆438的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向前侧。另外，拉伸连杆438的车身侧支承点Cb成为横向连杆437的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向前侧。

在采用这种连杆配置的情况下，如图46（b）所示，在转舵时，在车身的朝向转弯外侧的离心力作用于轮胎接地中心点（着力点）O时，能够主要使横向连杆437以抵抗该离心力的方式承受朝向转弯中心的横向力。另外，在上述连杆配置中，使横向连杆437的车身侧支承点Tb位于车轮中心的车辆前后方向后侧。因此，在向车轮输入了横向力（向车辆内的力）时，横向连杆437的车轮侧支承点Ta向车辆内移动，拉伸连杆438的车轮侧支承点Ca向车辆外移动。因此，相对于输入的横向力，能够实现使车轮朝向前束方向的柔性转向。

转向横拉杆15位于车轴32的下侧，将齿条轴14和桥托架33连结，齿条轴14对从方向盘2输入的旋转力（操舵力）进行传递，产生转舵用的轴向力。因此，通过转向横拉杆15，根据方向盘2的旋转，向桥托架33施加车宽方向的轴向力，经由桥托架33将车轮17FR、17FL转舵。

在本实施方式的悬架装置1B中，在图46（a）所示的俯视车辆时，转向横拉杆15的车轮侧（桥托架33侧）的支承点Xa位于横向连杆437及压缩连杆438的车轮侧支承点Ta、Ca的车辆宽度方向外侧。另外，转向横拉杆15的车身侧支承点Xb（球窝接头位置）位于车轮侧支承点Xa的车辆前后方向后侧。另外，如上所述，拉伸连杆438的车轮侧支承点Ca位于车轮中心的车辆前后方向后侧，横向连杆437的车轮侧支承点Ta位于车轮中心的车辆前后方向前侧。另外，横向连杆437的车身侧支承点Ta位于拉伸连杆438的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向前侧，拉伸连杆438的车身侧支承点Cb位于横向连杆437的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向前侧。

因为采用的是这种连杆配置，所以在车辆前后方向的力占支配地位的状况（进行比较强的制动的转弯制动时等）下，相对于输入到轮胎接地点的车辆前后方向的力（向车辆后方的力），转向横拉杆15的车轮侧支承点Xa以车身侧支承点Xb为中心而旋转，并向车辆外移动，拉伸连杆438的车轮侧支承点Ca向车辆内移动。另外，横向连杆437的车轮侧支承点Ta向车辆外移动。因此，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。即，能够确保车辆的前后方向柔性转向。

在本实施方式中，如图46（b）所示，以在方向盘2位于中立位置的状态下穿过轮胎接地面内的方式设定上述悬架装置1B的主销轴，后倾拖距以位于轮胎接地面内的方式进行设定。更具体而言，在本实施方式的悬架装置1B中，将后倾角设为接近零的值，以后倾拖距接近零的方式设定主销轴。由此，能够降低转舵时的轮胎扭转转矩，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。另外，摩擦半径设为零以上的正摩擦。由此，相对于转舵时的轮胎侧滑角，产生摩擦半径相应的后倾拖距，所以能够确保直行性。

另外，在实施方式中，下连杆部件即横向连杆437及拉伸连杆438以相互交叉的状态将车身1A和车轴32侧（桥托架33下端）连结。由此，与横向连杆437及拉伸连杆438不交叉的构造相比，能够减小初期主销倾角，并且能够使初期摩擦半径向正摩擦侧增大。因此，能够减小转舵时的轮胎扭转转矩，能够降低转舵所需要的齿条轴向力。另外，在本实施方式中，在转舵时，通过作用于车轮的横向力，假想下枢轴点向车身外侧移动，所以能够提高操舵响应性。

（具体的构成例）

图47是表示由拉伸式的悬架装置构成悬架装置1B的示意图。

如图47所示，在拉伸式的悬架装置中，在采用使下连杆部件相互交叉的双枢轴点方式的情况下，各下连杆部件通过以车身侧支承点为中心而向车辆前方旋转，能够实现作为转弯外轮的转舵（虚线的状态）。此时，假想下枢轴点成为下连杆部件交叉的点，但因为与下连杆部件不交叉的悬架形式相比，能够在车身内侧形成假想下枢轴点，所以能够使初期摩擦半径向正摩擦方向增大。

在图47所示的拉伸式的悬架装置中，因为转舵时的拉伸杆的旋转角大，所以假想下枢轴点向车身外侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，当着眼于从轮胎前后方向的轮胎中心线到假想下枢轴点的距离时，假想下枢轴点向轮胎中心线的车身外侧方向移动，所以摩擦半径在正摩擦的范围内进一步变小。因此，在拉伸式的悬架装置中，如果应用本实施方式，则通过进行作为转弯外轮的转舵，齿条轴向力会增大，但因为不转舵时的初期摩擦半径取得足够大，所以与下连杆部件不交叉的拉伸式的悬架装置相比，齿条轴向力值能够设定得较小。

顺便说一下，在下连杆部件不交叉的拉伸式的悬架装置的情况下，因为转舵时的拉伸杆的旋转角大，所以假想下枢轴点向车身内侧移动。在这种情况下，在俯视车辆时，从轮胎前后方向的轮胎中心线到假想枢轴点的距离位于轮胎中心线的车身内侧，所以摩擦半径向正摩擦方向增大。因此，通过进行转舵，齿条轴向力会减小。但是，因为假想下枢轴点位于各连杆的延长线上，所以不转舵的初期状态下的摩擦半径小，难以牵涉到齿条轴向力的大幅度的降低。

（作用）

接着，对本实施方式的悬架装置1B的作用进行说明。

在本实施方式的悬架装置1B中，将两个下连杆部件设为I形臂。而且，从桥托架33起沿车宽方向设置横向连杆437，以与横向连杆437交叉的状态从桥托架33的下端向车辆前方侧斜行的方式设置拉伸连杆438。具体而言，横向连杆437的车轮侧支承点Ta成为车轮中心的车辆前后方向前侧，拉伸连杆438的车轮侧支承点Ca成为车轮中心的车辆前后方向后侧。另外，横向连杆437的车身侧支承点Tb成为拉伸连杆438的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向前侧，拉伸连杆438的车身侧支承点Cb成为横向连杆437的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向前侧。

在采用上述悬架构造的情况下，在操舵时等，能够由横向连杆437较多地负担输入到车轮的横向力。另外，在成为转弯外轮时，在输入了向车辆内的横向力的情况下，通过横向连杆437向车辆内侧旋转，拉伸连杆438向车辆外侧旋转，相对于输入的横向力，能够使车轮具有前束特性。

另外，在悬架装置1B中，在俯视车辆时，转向横拉杆15的车轮侧支承点Xa位于横向连杆437及压缩连杆438的车轮侧支承点Ta、Ca的车辆宽度方向外侧。另外，转向横拉杆15的车身侧支承点Xb（球窝接头位置）位于车轮侧支承点Xa的车辆前后方向后侧。

在采用上述悬架构造的情况下，在车辆前后方向的力占支配地位的状况下，相对于输入到轮胎接地点的车辆前后方向的力（向车辆后方的力），横向连杆437的车轮侧支承点Ta向车辆外移动。另外，转向横拉杆15的车轮侧支承点Xa以车身侧支承点Xb为中心而旋转，并向车辆外移动，拉伸连杆438的车轮侧支承点Ca向车辆内移动。因此，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。

如上所述，在本实施方式的悬架装置1B中，将横向连杆437设置为与车轴大致平行，在俯视车辆时，将横向连杆437的车轮侧支承点Ta设为车轮中心的车辆前后方向前侧。另外，将拉伸连杆438设置为相对于横向连杆437而倾斜（配置为车轮侧支承点成为更后侧、车身侧支承点成为更前侧的朝向）。而且，将拉伸连杆438的车轮侧支承点Ca设为车轮中心的车辆前后方向后侧。另外，将横向连杆437的车身侧支承点Tb设为拉伸连杆438的车轮侧支承点Ca的车辆前后方向后侧，将拉伸连杆438的车身侧支承点Cb设为横向连杆437的车轮侧支承点Ta的车辆前后方向前侧。

在采用这种连杆配置的情况下，能够主要使横向连杆437承受输入到车轮的横向力。另外，在上述连杆配置中，使横向连杆437的车身侧支承点Tb位于车轮中心的车辆前后方向后侧。因此，在向车轮输入了横向力（向车辆内的力）时，横向连杆437的车轮侧支承点Ta向车辆内移动，压缩连杆438的车轮侧支承点Ca向车辆外移动。因此，相对于输入的横向力，能够实现使车轮朝向前束方向的柔性转向。

另外，在本实施方式中，转向横拉杆15的车轮侧的支承点Xa位于横向连杆437及压缩连杆438的车轮侧支承点Ta、Ca的车辆宽度方向外侧。另外，转向横拉杆15的车身侧支承点Xb位于车轮侧支承点Xa的车辆前后方向后侧。

在采用这种连杆配置的情况下，在车辆前后方向的力占支配地位的状况下，相对于输入到轮胎接地点的车辆前后方向的力（朝向车辆后方的力），横向连杆437的车轮侧支承点Ta向车辆外移动。另外，转向横拉杆15的车轮侧支承点Xa以车身侧支承点Xb为中心而旋转，并向车辆外移动，压缩连杆438的车轮侧支承点Ca向车辆内移动。因此，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。

因此，根据本实施方式，在车辆用悬架装置中，能够将相对于车辆前后方向的力的柔性转向特性设为更适当的特性。

在第四实施方式及第五实施方式中，设为将本发明应用于具有压缩式及拉伸式的连杆构造的悬架装置的实施方式进行了说明，但同样也可应用于它们以外的方式的悬架装置。

另外，在本实施方式中，横向连杆437与作为第一连杆部件的横向连杆部件对应，拉伸连杆438与作为第二连杆部件的拉伸连杆部件对应。另外，转向横拉杆15与转向横拉杆部件对应。

（第五实施方式的效果）

（1）具备横向连杆部件，所述横向连杆部件在车轴的车辆上下方向的下侧，将轮毂机构WH和车身连结，沿着车轴而配置。还具备拉伸连杆部件，所述拉伸连杆部件与车身的连结部位于上述横向连杆部件与车身的连结部的车辆前后方向前方，并且与上述轮毂机构WH的连结部位于上述横向连杆部件与上述轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向后方。还具备转向横拉杆部件，所述转向横拉杆部件在横向连杆部件及压缩连杆部件的与轮毂机构WH的连结部的车辆宽度方向外侧，与轮毂机构WH连结，在与该轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向后侧，与转向齿条部件连结，使车轮转舵。

由此，在车辆前后方向的力占支配地位的状况下，相对于输入到轮胎接地点的向车辆前后方向的后方的力，横向连杆部件的车轮侧的连结部向车辆外移动。另外，转向横拉杆部件的车轮侧的连结部以车身侧的连结部为中心而旋转，并向车辆外移动，压缩连杆部件的车轮侧的连结部向车辆内移动。因此，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。

因此，在车辆用悬架装置中，能够将相对于车辆前后方向的力的柔性转向特性设为更适当的特性。

（2）横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部位于车轴的车辆前后方向前方，与车身的连结部位于车轴的车辆前后方向后方。

因此，在输入了作为转弯外轮的横向力时，能够使横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部向车辆内移动，所以能够对转弯外轮赋予前束特性。

（3）横向连杆部件与车身的连结部位于拉伸连杆部件与轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向前方。

因此，既能够将横向连杆部件设为与车轴大致平行，同时能够将输入了横向力时的旋转方向规定在一个方向。

（4）拉伸连杆部件与轮毂机构WH的连结部位于车轴的车辆前后方向后方，与车身的连结部位于上述横向连杆部件与轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向前方。

通过这种构成，能够加大拉伸连杆部件的相对于车轴的倾斜角，能够使假想下枢轴点的位置接近车身内侧。

（5）在俯视车辆时，在将车身和车轮连结的横向连杆部件及拉伸连杆部件中，以沿着车轴的方式配置横向连杆部件，并且以车轮侧的连结部成为更后侧且车身侧的连结部成为更前侧的方式且以与横向连杆部件交叉的方式设置拉伸连杆部件。另外，以在横向连杆部件及拉伸连杆部件的与轮毂机构WH的连结部的车辆宽度方向外侧而与轮毂机构WH连结，且在与该轮毂机构WH的连结部的车辆前后方向后侧而与转向齿条部件连结的方式配置使车轮转舵的转向横拉杆部件，相对于向车辆后的前后力，使横向连杆部件的车轮侧的连结部向车辆外移动，并且使转向横拉杆部件的车轮侧的连结部向车辆外移动。

由此，在车辆前后方向的力占支配地位的状况下，相对于输入到轮胎接地点的向车辆前后方向的后方的力，横向连杆部件的车轮侧的连结部向车辆外移动。另外，转向横拉杆部件的车轮侧的连结部以车身侧的连结部为中心而旋转，并向车辆外移动，拉伸连杆部件的车轮侧的连结部向车辆内移动。

因此，能够实现使车轮朝向后束方向的柔性转向。

因此，在车辆用悬架装置中，能够将相对于车辆前后方向的力的柔性转向特性设为更适当的特性。

（6）在方向盘为中立位置的状态下，以俯视车辆时的上述横向连杆部件与拉伸连杆部件的交点为下枢轴点的主销轴采用穿过轮胎接地面内的构成。

由此，能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩，所以能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向。

因此，能够提高操纵性、稳定性。

（7）由车辆用悬架装置来悬挂线控转向系统的转舵轮。

因此，利用线控转向系统的转舵致动器，能够进行与本发明的主销轴的设定对应的控制，能够实现操纵性、稳定性的提高。

（应用例1）

在第四及第五实施方式中，以将悬架装置1B应用于转舵轮即前轮的悬架装置的情况为例进行了说明，但也可以将悬架装置1B应用于非转舵轮即后轮的悬架装置。

在这种情况下，通过转舵，车辆成为转弯状态，当横向力作用于后轮时，通过该横向力，拉伸连杆及压缩连杆就挠曲，它们的俯视车辆时的交点就移动，车轮相对于车身的朝向就变化（参照图40、47）。即，沿着车轴的下连杆部件的横向力的向前后方向的移动少，以相对于车轴而在前后方向上具有角度的方式设置的另一下连杆部件的横向力的向前后方向的移动大。

利用该特性，能够实现作为目的的横向力柔性转向。

特别是，第五实施方式的拉伸式的悬架装置1B因为能够实现使转弯外轮朝向前束方向的特性，所以有效地用于作为后轮的悬架装置。

（效果）

在车轴的车辆上下方向的下侧，在俯视车辆时，将连结轮毂机构WH和车身的第一连杆部件和第二连杆部件交叉配置。

由此，通过转弯时的横向力，会在连杆部件上产生挠曲，俯视车辆时的连杆部件的交点会移动，由此，能够使车轮相对于车身的朝向发生变化。

因此，能够实现作为目的的横向力柔性转向。

（应用例2）

在第四及第五实施方式中，以将悬架装置1B应用于转舵轮即前轮的悬架装置的情况为例进行了说明，但也可以将悬架装置1B应用于转舵轮即后轮的悬架装置。

在这种情况下，也与第四实施方式同样，能够使假想下枢轴点在车宽方向接近车身内侧。而且，因为将该假想下枢轴点定义的主销轴设为后倾拖距位于轮胎接地面内的设定，所以能够进一步减小围绕主销轴转动的力矩。

因此，能够以更小的齿条轴向力进行转舵，并且能够以更小的力控制车轮的朝向，所以能够提高操纵性、稳定性。

（应用例3）

在第四及第五实施方式中，在轮胎接地面内设定后倾拖距，作为其一个例子，对将后倾拖距设为接近零的值的情况进行说明。

与此相对，在本应用例中，将后倾拖距的设定条件限定在从轮胎接地面中心到轮胎接地面的前端的范围内。

（效果）

当将后倾拖距设定在从轮胎接地面中心到轮胎接地面的前端的范围内时，就能够兼得直行性的确保和操舵操作的重量的减轻这两者。即，能够实现操纵性、稳定性的提高。

（应用例4）

在第四及第五实施方式中，在图7所示的坐标平面中，将由点划线包围的区域设为适合设定的区域，以此为例。与此相对，可将关注的齿条轴向力的等值线设为边界线，然后将其边界线表示的范围的内侧的区域（在主销倾角的减小方向，且在摩擦半径的增大方向）设为适合设定的区域。

（效果）

可假定齿条轴向力的最大值，并在其最大值以下的范围内设定悬架几何学。

（应用例5）

在第四及第五实施方式及各应用例中，以在具备线控转向方式的操舵装置的车辆上应用悬架装置1B的情况为例进行了说明，但可在不具备线控转向方式而是具备机械操舵机构的操舵装置的车辆上应用悬架装置1B。

在这种情况下，按照基于上述研究结果的条件来确定主销轴，将后倾拖距设定在轮胎接地面内，然后据此构成机械操舵机构的连杆配置。

（效果）

在具有机械构造的操舵机构中，也能够降低围绕主销转动的力矩，从而进一步减小驾驶员所需要的操舵力，能够实现操纵性、稳定性的提高。

（应用例6）

在第四实施方式、第五实施方式及各应用例中，以在支柱式的悬架装置上应用本发明的情况为例进行了说明，但也可以在具备上臂的形式的悬架装置上应用本发明。

在这种情况下，上臂和桥托架的连结点成为上枢轴点。

（第六实施方式）

接着，利用图48对本发明的第六实施方式进行说明。

在该第六实施方式中，对第一实施方式的延迟控制部56的构成进行了变更。

即，在第六实施方式中，如图48所示地构成延迟控制部56。该延迟控制部56具备：操舵开始检测部56a、加法器56e、选择部56g、增益调节部56h。

在此，操舵开始检测部56a基于由操舵角传感器4检测到的操舵角θs，将从操舵开始时刻到下一次检测中立位置期间成为接通状态的操舵开始检测信号Sss输出到选择部56g，所述操舵开始时刻是方向盘2从将中立状态维持例如可判断直行行驶状态的程度的规定时间的状态起向右或左开始了操舵的时刻。

选择部56g具备：常闭固定端子ta及常开固定端子tb、选择这些固定端子ta及tb的可动端子tc。向可动端子tc输入从直行性保证部SG输出的直行性保证控制值δa。常闭固定端子ta经由第二增益调节部56i而与加法器56e连接。常开固定端子tb经由第一增益调节部56h而与加法器56e连接。

而且，选择部56g在从操舵开始检测部56a输出的操舵开始检测信号Sss为断开状态时，可动端子tc选择常闭固定端子ta。另外，选择部56g在操舵开始检测信号Sss为接通状态时，可动端子tc选择常开固定端子tb。

第一增益调节部56h在通过选择部56g而输入了直行性保证控制值δa时，使对目标转舵角δ^*的直行性保证控制停止预设定的相当于上述的初期响应期间T1的规定时间例如0.1秒钟。即，增益调节部56h在通过选择部56g而输入了直行性保证控制值δa时，在最初的例如0.1秒钟的初期响应期间T1期间，停止直行性保证控制值δa的输出（即，相当于将第二实施方式的控制增益Ga设定为“0”的情况）。另外，增益调节部56h在经过了初期响应期间T1以后，进行直行性保证控制值δa乘以例如“0.8”的控制增益的乘法运算，并将其结果输出到加法器56e（即，相当于设为接近将第二实施方式的控制增益Ga设定为“1”的情况的状态）。

另外，第二增益调节部56i进行直行性保证控制值δa乘以例如“1”的控制增益的乘法运算，充分确保直行行驶时的直行性。

在此，关于由第一增益调节部56h及第二增益调节部56i设定的增益，不局限于0～1的范围，可根据悬架装置1B的特性，设定为任意的值。

因此，在延迟控制部56，在方向盘2的操舵持续时，由于不用操舵开始检测部56a检测来自中立状态的操舵开始，所以利用选择部56g，将由直行性保证部SG运算出的直行性保证控制值δa供给到第二增益调节部56i。因此，通过进行直行性保证控制值δa乘以“1”的控制增益的乘法运算，直行性保证控制值δa直接供给到加法器56e。因此，进行目标转舵角δ^*加上直行性保证控制值δa的加法运算，从而进行良好的直行性保证控制。

另一方面，在由操舵开始检测部56a检测到来自中立状态的操舵开始时，选择部56g切换到常开固定端子tb，由直行性保证部SG计算出的直行性保证控制值δa供给到增益调节部56h。因此，在初期响应期间T1（例如，0.1秒）期间，由增益调节部56h将直行性保证控制值δa的向加法器56e的输出停止。因此，直行性保证控制值δa相对于目标转舵角δ^*的直行性保证控制的开始被延迟。其后，在增益调节部56h，在经过了规定时间以后，控制增益Ga设定为“0.8”，成为稍微抑制了直行性保证控制值δa的值，然后将该值供给到加法器56e，与目标转舵角δ^*进行加法运算。因此，对目标转舵角δ^*的直行性保证控制开始，既能够抑制在悬架装置1B上产生的摇晃，同时能够得到理想的转舵响应特性。

其后，当方向盘2返回到中立位置时，从操舵开始检测部56a输出的操舵开始检测信号Sss就成为断开状态。因此，通过选择部56g，可动端子tc恢复到常闭固定端子ta侧，由直行性保证部SG计算出的直行性保证控制值δa供给到第二增益调节部56i，直行性保证控制值直接供给到加法器56e。因此，对目标转舵角δ^*的良好的直行性保证控制持续。

（第六实施方式的效果）

这样，通过第六实施方式，也在方向盘2从维持中立状态的状态起向右或左进行操舵的操舵开始时，在成为初期响应期间T1的例如0.1秒期间，由增益调节部56h将直行性保证控制值δa的向加法器56e的输出停止。其后，在经过了初期响应期间T1以后，开始进行直行性保证控制值δa的向加法器56e的输出。因此，能够得到与上述的第一实施方式同样的作用效果。

并且，在方向盘2恢复到中立位置时，从操舵开始检测部56a输出的操舵开始检测信号Sss恢复到断开状态，所以在该状态下，即使选择部56g的可动端子tc恢复到常闭固定端子ta侧，直行性保证控制值δa自身也成为较小的值，所以直行性保证控制的值不会成为不连续，能够进行圆滑的切换。

（第六实施方式的变形例）

另外，在上述第六实施方式中，对在由操舵开始检测部56a检测到操舵开始状态以后直到下一次检测方向盘2的中立状态都将操舵开始检测信号Sss设为接通状态的情况进行了说明。但是，本发明不局限于上述构成，与上述的第一实施方式同样，在由操舵开始检测部56a检测到操舵开始状态时，在输出脉冲状的操舵开始检测信号Sss的情况下，与第一实施方式同样地，例如，在从操舵开始检测时刻直到后期响应期间T3结束期间成为接通状态的操舵开始检测部56a及选择部56g间介装有单稳态电路。由此，也可以在从操舵开始时到后期响应期间T3结束期间，将选择部56g的可动端子tc切换到常开固定端子tb侧。

另外，在上述第六实施方式中，对由硬件构成转舵控制装置50的情况进行了说明，但不局限于此，例如，也可以由例如微型计算机等运算处理装置构成目标转舵角运算部51及直行性保证部SG，由该运算处理装置执行图49所示的转舵控制处理。

该转舵控制处理如图49所示，首先，在步骤S21中，读入车速V、由操舵角传感器4检测到的操舵角θs、驱动力控制装置71的左右轮的驱动力TL、TR、由操舵转矩传感器5检测到的操舵转矩Ts等运算处理所需要的数据。接下来，移至步骤S22，基于操舵角θs，判定方向盘2是否为从保持中立位置的状态起向右或左进行了操舵的操舵开始状态，在不是操舵开始状态时，移至步骤S23。

在该步骤S23中，判定表示操舵开始控制状态的控制标志F是否置位于“1”，在控制标志F复位于“0”时，移至步骤S24，将控制增益Ga设定为“1”，然后移至步骤S25。

在该步骤S25中，与上述的目标转舵角运算部51同样，基于车速V和操舵角θs，计算出目标转舵角δ^*。

接下来，移至步骤S26，与上述的转舵角控制部52同样，进行左右轮的驱动力TL及TR乘以柔性转向系数sf的乘法运算，计算出柔性转向的转舵轮17FL及17FR的位移量Δfl及Δfr，基于此，计算出柔性转向控制值Ac。

接下来，移至步骤S27，与上述的直行性补充部53同样，基于左右轮的驱动力TL及TR的驱动力差ΔT（＝TL-TR），参照图18所示的发生转矩推定控制图，推定因转矩转向现象而在转舵时发生的发生转矩Th，进行操舵转矩Ts减去该发生转矩Th的减法运算，计算出自动回正力矩Tsa，然后进行该自动回正力矩Tsa乘以规定增益Ksa的乘法运算，计算出自动回正力矩控制值Asa。

接下来，移至步骤S28，与上述的干扰补偿部54同样，基于转舵致动器8的旋转角θmo、由电动机电流检测部61检测到的电动机电流imr及操舵转矩Ts，计算出干扰补偿值Adis。

接下来，移至步骤S29，按照下述（4）式，将目标转舵角δ^*和将柔性转向控制值Ac、自动回正力矩控制值Asa、干扰补偿值Adis加在一起的值乘以控制增益Ga所得的值进行加法运算，计算出加法运算后目标转舵角δ^*a。

δ^*a＝δ^*＋Ga（Ac＋Asa＋Adis）（4）

接下来，移至步骤S30，将计算出的加法运算后目标转舵角δ^*a输出到图48的转舵角偏差运算部58，然后返回到上述步骤S21。

另外，在步骤S22的判定结果是操舵开始状态时，移至步骤S31，将控制标志F置位于“1”，然后移至步骤S32。另外，在步骤S23的判定结果是控制标志F置位于“1”时，直接移至步骤S32。

在该步骤S32中，判定是否经过了预设定的延迟时间（例如，0.1秒），在未经过延迟时间时，移至步骤S33，将控制增益Ga设定为“0”，然后移至上述步骤S25。

另外，在步骤S32的判定结果是经过了延迟时间时，移至步骤S34，将控制增益Ga设定为“0.8”，然后从步骤S34移至上述步骤S25。

在该步骤S35中，判定由操舵角传感器4检测到的操舵角θs是否表示方向盘2的中立位置。在该判定结果是中立位置时，移至步骤S36，将控制标志F复位于“0”，然后移至上述步骤S25。

在该图49所示的转舵控制处理中，在不是方向盘2从保持于中立位置的状态起向右或左开始了操舵的操舵开始状态时，由于控制增益Ga设定为“1”，所以基于目标转舵角δ^*加上柔性转向控制值Ac、自动回正力矩控制值Asa及干扰补偿值Adis的加法运算所得的直行性保证控制值δa，进行转舵控制，对悬架装置1B的直行性进行保证。

与此相对，在是方向盘2从保持于中立位置的状态起向右或左开始了操舵的操舵开始状态时，直到经过了预设定的延迟时间，都将控制增益Ga设定为“0”，所以仅将目标转舵角δ^*输出到转舵角偏差运算部58，由此，构成转舵致动器8的转舵电动机8a被旋转驱动。因此，初期转舵响应性设定为悬架装置自身的高转舵响应性，能够得到高转舵响应性。

其后，当经过延迟时间，就将控制增益Ga设定为“0.8”，所以利用进行了目标转舵角δ^*加上直行性保证控制值δa乘以控制增益Ga的乘法运算值的加法运算所得的加法运算后目标转舵角δ^*a，对构成转舵致动器8的转舵电动机8a进行旋转驱动，所述直行性保证控制值δa由柔性转向控制值Ac、自动回正力矩控制值Asa及干扰补偿值Adis相加所得。因此，通过线控转向系统SBW的直行性保证控制，能够抑制悬架装置的高转舵响应性，能够得到图20（a）的特性曲线L1所示的理想的转舵响应特性。

在该图49的处理中，步骤S25的处理对应于目标转舵角运算部51，步骤S26的处理对应于转舵角控制部52，步骤S27的处理对应于直行性补充部53，步骤S28的处理对应于干扰补偿部54。另外，步骤S24～S28的处理及步骤S25～S29的处理对应于直行性保证部SG，步骤S22、S23、S31～S33及S29的处理对应于延迟控制部56，步骤S21～步骤S37的处理对应于转舵响应性设定部SRS。

（第七实施方式）

接着，就图50～图53对本发明的第七实施方式进行说明。

该第七实施方式是将开始直行性保证控制的延迟时间τ设为可变的实施方式。

即，在第七实施方式中，如图50所示，在延迟控制部56设有延迟时间设定电路56m。由该延迟时间设定电路56m设定的延迟时间τ供给到单稳态电路56b，对延迟时间τ相应的脉冲宽度进行设定。

如图50所示，延迟时间设定电路56m具备：操舵角速度运算部56n、第一延迟时间运算部56o、第二延迟时间运算部56p及加法器56q。

操舵角速度运算部56n输入由操舵角传感器4检测到的方向盘2的操舵角θs，对该操舵角θs进行微分，运算操舵角速度θsv。

第一延迟时间运算部56o基于从操舵角速度运算部56n输入的操舵角速度θsv，参照图51所示的第一延迟时间计算图，运算第一延迟时间τ1。该第一延迟时间计算图如图51所示，在操舵角速度θsv从0到规定设定值θsv1期间，第一延迟时间τ1设定为例如最小延迟时间τmin1（例如，0.04秒），当操舵角速度θsv从规定设定值θsv1增大时，就以第一延迟时间τ1随着操舵角速度θsv的增大而增大直至最大延迟时间τmax1（例如，0.06秒）的方式设定双曲线状的特性曲线L31。

第二延迟时间运算部56p输入由车辆参数取得部21取得的车速V，基于该车速V，参照图52所示的第二延迟时间计算图，运算第二延迟时间τ2。该第二延迟时间计算图如图52所示，设定有特性线L32。该特性线L32在车速V从0到设定车速V1期间的低车速状态下，第二延迟时间τ2设定为例如维持最小延迟时间τmax2（例如，0.07秒）的线段L32a。然后，当车速V从设定车速V1增大时，第二延迟时间τ2就设定为与其增大量成正比地增大的直线成分L32b。另外，当车速V成为比设定车速V1大的设定车速V2以上时，第二延迟时间τ2就设定为维持在最大延迟时间τmin2（例如，0.03秒）的线段L32c。

加法器56q将由第一延迟时间运算部56o运算出的第一延迟时间τ1和由第二延迟时间运算部56p运算出的第二延迟时间τ2进行加法运算，计算出延迟时间τ（＝τ1＋τ2），将延迟时间τ供给到单稳态电路56b。

该单稳态电路56b以从操舵开始检测部56a输入的操舵开始检测信号为触发器，形成与从加法器56q输入的延迟时间τ相对应的成为区间接通状态的脉冲信号，将该脉冲信号供给到增益调节部56c。

根据该第七实施方式，如图51所示，基于操舵速度θsv而设定的第一延迟时间τ1在操舵角速度θsv慢的情况即缓操舵状态下，设定为较短的时间，在操舵角速度θsv快的情况即急操舵状态下，设定为较长的时间。相反，如图52所示，基于车速V而设定的第二延迟时间τ2在车速V慢的情况下，设定为较长的时间，在车速V快的情况下，设定为较短的时间。

然后，由加法器56q对第一延迟时间τ1和第二延迟时间τ2进行加法运算，计算出延迟时间τ。

因此，延迟时间τ如图53所示，在车速V低的低速区域内，在操舵速度θsv慢时，延迟时间τ最小，成为0.11秒，随着操舵速度θsv的增大，延迟时间τ增大，最大延迟时间增大到0.13秒。

另外，在车速V为中速的区域内，延迟时间τ在操舵速度θsv慢时最小，成为0.09秒，随着操舵速度θsv的增大，延迟时间τ增大，最大增大到0.11秒。

另外，在车速V为高速的区域内，延迟时间τ在操舵速度θv慢时最小，成为0.07秒，延迟时间τ随着操舵速度θsv的增大而增大，最大成为0.09秒。

因此，在车速V位于低速区域时，延迟时间τ整体上延长，成为以延迟时间τ＝0.12为中心的±0.01秒的范围。另外，在中速区域内，成为以由上述的第一及第六实施方式设定的延迟时间τ＝0.10为中心的±0.01秒的范围。另外，在高速区域内，成为以延迟时间τ＝0.08为中心的±0.01秒的范围。

其结果是，在低车速区域内，由于直行保证控制的开始较慢，所以能够以由悬架装置1B设定的高响应性的转舵响应性来得到灵敏的操舵状态。另外，在中速区域内，由于直行保证控制的开始成为中庸的范围，所以能够得到适度的操舵响应性的操舵状态。另外，在高速区域内，由于直行保证控制的开始较快，所以能够提前抑制由悬架装置1B设定的高响应性的转舵响应性，能够得到稳定性良好的操舵状态。

另外，在上述第七实施方式中，对由硬件构成转舵控制装置50的情况进行了说明，但不局限于此，例如，也可以由例如微型计算机等运算处理装置构成目标转舵角运算部51、转舵响应性设定部SRS，然后由该运算处理装置执行图54所示的转舵角控制处理。

在该转舵角控制处理中，除在步骤S2和步骤S11之间夹有计算出操舵角速度θsv的步骤S16、计算出第一延迟时间τ1的步骤S17、计算出第二延迟时间τ2的步骤S18及计算出延迟时间τ的步骤S19以外，与上述的图21的转舵角控制处理中进行同一处理。

在此，在步骤S16中，对由步骤S1读入的操舵角θs进行微分，计算出操舵角速度θsv。另外，在步骤S17中，基于由步骤S16计算出的操舵角速度θsv，参照存储于ROM等存储器的上述的图51的第一延迟时间计算图，计算出第一延迟时间τ1。另外，在步骤S18中，基于由步骤S1读入的车速V，参照存储于ROM等存储器的上述的图52的第二延迟时间计算图，计算出第二延迟时间τ2。另外，在步骤S19中，将由步骤S17计算出的第一延迟时间τ1和由步骤S18计算出的第二延迟时间τ2进行加法运算，计算出延迟时间τ（＝τ1＋τ2）。

然后，经过上述的步骤S11，移至步骤S12的处理。在该步骤S12的处理中，判定是否经过了由步骤S18计算出的延迟时间τ，在未经过延迟时间τ时，将控制增益Ga设定为“0”，在经过了延迟时间τ时，将控制增益Ga设定为“1”。由此，能够使转舵角控制处理仅滞后延迟时间τ。

在该图54的转舵角控制处理中，与上述的图50的第七实施方式同样，在检测到操舵开始状态时，基于操舵角速度θsv，计算出第一延迟时间τ1，基于车速V，计算出第二延迟时间τ2，然后将两者进行加法运算，计算出延迟时间τ。

而且，因为基于计算出的延迟时间τ来确定控制增益Ga，所以与上述的第七实施方式同样，基于车速V及操舵角速度θsv，能够设定与转舵状态相对应的最佳的延迟时间τ。

因此，在低车速区域内，由于直行保证控制的开始较慢，所以能够以由悬架装置1B设定的高响应性的转舵响应性来得到灵敏的操舵状态。另外，在中速区域内，直行保证控制的开始成为中庸的范围，能够得到适度的操舵响应性的操舵状态。另外，在高速区域内，由于直行保证控制的开始较快，所以能够提前抑制由悬架装置1B设定的高响应性的转舵响应性，能够得到稳定性良好的操舵状态。

（第七实施方式的效果）

（1）以如下方式构成，即，设置根据操舵速度θsv对第一延迟时间进行运算的第一延迟时间运算部、根据车速V对第二延迟时间进行运算的第二延迟时间运算部，由加法运算部将第一延迟时间和第二延迟时间进行加法运算，计算出开始直行性保证控制的延迟时间τ。

因此，能够分别单独设定与操舵速度相对应的第一延迟时间和与车速相对应的第二延迟时间，能够进行与各种各样的操舵状态相对应的最佳的延迟时间分配。

（2）在第一延迟时间运算部，基于操舵角速度，参照例如具有第一延迟时间随着操舵角速度θsv的增大而减小的特性的第一延迟时间计算图，计算出第一延迟时间。

因此，在操舵速度θsv较慢的缓操舵状态下，能够缩短第一延迟时间，使直行性保证控制的开始提前，从而确保稳定的操舵特性，在操舵速度θsv较快的急操舵状态下，能够延长第一延迟时间，使直行性保证控制的开始滞后，从而确保灵敏的操舵特性。

（3）在第二延迟时间运算部，基于车速V，参照具有第二延迟时间随着车速V的增大而增大的特性的第二延迟时间计算图，计算出第二延迟时间。

因此，在车速V较慢的低车速区域，能够确保灵敏的操舵特性，在车速较快的高车速区域，能够确保稳定的操舵特性。

（第七实施方式的应用例1）

在上述第七实施方式中，对由延迟时间运算部56m基于操舵速度θsv及车速V这双方来运算开始直行保证控制的延迟时间τ的情况进行了说明。但是，本发明不局限于上述构成，如图55所示，也可以省略第二延迟时间运算部56p及加法器56q，仅用基于操舵速度θsv设定第一延迟时间τ1的第一延迟时间运算部56o，来设定延迟时间τ。

（效果）

在这种情况下，不管车速V如何，都能够得到与操舵速度θsv相对应的最佳的转舵响应特性。

（第七实施方式的应用例2）

另外，如图56所示，也可以对延迟时间运算部56m进行如下处置，即，省略操舵角速度运算部56n、第一延迟时间运算部56o及加法器56q，仅设置基于车速V而运算第二延迟时间τ2的第二延迟时间运算部56p。

（效果）

在这种情况下，不管操舵速度θsv如何，都能够得到与车速V相对应的最佳的转舵响应特性。

（第七实施方式的应用例3）

另外，如图57所示，也可以对延迟时间运算部56m进行如下处置，即，设置能够任意选择第一延迟时间运算部56o、第二延迟时间运算部56p及加法器56q中的任一个的延迟时间的延迟时间选择部56r。

（效果）

在这种情况下，能够用延迟时间选择部56r来选择与驾驶员的喜好相对应的延迟时间。

（第七实施方式的变形例）

另外，在上述第七实施方式中，对用加法器56q将第一延迟时间τ1和第二延迟时间τ2进行加法运算来计算出延迟时间τ的情况进行了说明，但不局限于此，也可以将第一延迟时间τ1和第二延迟时间τ2进行乘法运算来计算出延迟时间τ。在这种情况下，只要将根据车速V计算出的第二延迟时间设定为延迟增益即可，例如，根据车速V，在例如0.7～1.0的范围内，设定延迟增益。

（第一、第六及第七实施方式的变形例）

另外，在上述第一、第六及第七实施方式中，对在方向盘2以保持中立位置的状态向右或左开始了操舵时将进行目标转舵角δ^*加上直行性保证控制值δa的加法运算的直行性保证控制停止的情况进行了说明。但是，在本发明中，不局限于上述，如图58所示，也可以通过操舵频率，来判定是否进行与目标转舵角δ^*进行加法运算的直行性保证控制，然后进行调节转舵响应性的转舵响应性调节处理。

该转舵响应性调节处理如图58所示，在步骤S41中，读入车速V、操舵角θs、旋转角θmo、驱动力TL、TR等运算所需要的数据。接下来，移至步骤S42，基于从操舵角传感器4输出的操舵角θs，检测操舵频率F，接下来，移至步骤S43，判定检测到的操舵频率F是否超过了预设定的频率阈值Fth（例如，2Hz）。

在该步骤S43的判定结果是F≥Fth时，判断为需要高转舵响应性，移至步骤S44，计算出目标转舵角δ^*，接下来，移至步骤S45，将计算出的目标转舵角δ^*输出到上述的图17的转舵角偏差运算部58，然后返回到步骤S41。

另一方面，在上述步骤S43的判定结果是F＜Fth时，判断为不需要高转舵响应性而是需要操纵稳定性，移至步骤S46，计算出目标转舵角δ^*，接下来，移至步骤S47，计算出柔性转向控制值Ac，接下来，移至步骤S48，计算出自动回正力矩控制值Asc。

接下来，移至步骤S49，计算出干扰补偿值Adis，接下来，移至步骤S50，将计算出的目标转舵角δ^*、柔性转向控制值Ac、自动回正力矩控制值Asa及干扰补偿值Adis进行加法运算，计算出加法运算后目标转舵角δ^*a，接下来，移至步骤S51，将加法运算后目标转舵角δ^*a输出到图17的转舵角偏差运算部58，然后返回到上述步骤S41。

（效果）

在该转舵响应性调节处理中，在对方向盘2进行操舵的操舵频率F低于频率阈值Fth的低频率时，判断为不需要高响应性而是需要操纵稳定性，通过利用进行目标转舵角δ^*加上直行性保证控制值δa的加法运算所得的加法运算后目标转舵角δ^*a来进行转舵控制，能够进行理想的转舵控制。另外，在操舵频率F高于频率阈值Fth的高频率的情况下，判断为需要高响应性，可基于悬架装置1B自身的转舵响应性来进行转舵角控制。

在这种情况下，通过操舵频率，来判断是否要修正目标转舵角δ^*，所以能够设定与操舵状态相对应的最佳的响应特性。在这种情况下，当F＜Fth时，根据操舵频率F的值，来进行设定为0～1之间的值的增益相对于直行性保证控制值δa的乘法运算，由此能够变更直行性的修正度，能够进行更细致的响应性控制。

另外，本发明不局限在应用于汽车的情况，也可应用于具有转舵装置的其他车辆。

Claims (39)

1.一种汽车，其特征在于，具备：

转舵控制装置，其根据方向盘的操舵状态使致动器动作而使转舵轮转舵；

悬架装置，其将所述转舵轮支承于车身，

所述悬架装置具有：对安装轮胎的胎轮进行支承的轮毂机构；在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结的第一连杆部件；在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结并在俯视车辆时与所述第一连杆部件交叉的第二连杆部件，

以在所述方向盘的中立位置穿过轮胎接地面内的方式设定主销轴，所述主销轴穿过所述悬架装置的上枢轴点和所述第一连杆部件及第二连杆部件的交点的下枢轴点，

所述转舵控制装置通过使所述致动器动作而在所述转舵轮上产生用于自动回正的恢复力，使转舵轮转舵，从而保证车辆的直行性。

2.如权利要求1所述的汽车，其特征在于，

所述转舵控制装置具备：直行性保证部，其保证所述悬架装置的直行性；转舵响应性设定部，其在将所述方向盘从中立位置开始操舵时，调节所述直行性保证部的直行性保证控制，将初期转舵响应性设定为所述悬架装置自身的转舵响应性。

3.如权利要求1所述的汽车，其特征在于，

所述转舵控制装置具备：直行性保证部，其保证所述悬架装置的直行性；转舵响应性设定部，其在将所述方向盘从中立位置开始操舵时，在初期转舵状态下，以所述悬架装置自身的转舵响应性，来设定高的转舵响应性，在成为经过了所述初期转舵状态的转舵状态时，通过所述直行性保证部的直行性保证控制，来设定所需要的转舵响应性。

4.一种汽车，其特征在于，具备：

转舵控制装置，其根据方向盘的操舵状态使致动器动作而使转舵轮转舵；

悬架装置，其将所述转舵轮支承于车身，

所述悬架装置具有：安装轮胎的胎轮；支承所述胎轮的轮毂机构；在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结的第一连杆部件；在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结并在俯视车辆时与所述第一连杆部件交叉的第二连杆部件，

所述转舵控制装置具备：直行性保证部，其保证所述悬架装置的直行性；转舵响应性设定部，其在将所述方向盘从中立位置开始操舵时，调节所述直行性保证部的直行性保证控制，将初期转舵响应性设定为所述悬架装置自身的转舵响应性。

5.一种汽车，其特征在于，具备：

转舵控制装置，其根据方向盘的操舵状态使致动器动作而使转舵轮转舵；

悬架装置，其将所述转舵轮支承于车身，

所述悬架装置具有：安装轮胎的胎轮；支承所述胎轮的轮毂机构；在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结的第一连杆部件；在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结并在俯视车辆时与所述第一连杆部件交叉的第二连杆部件，

所述转舵控制装置具备：直行性保证部，其保证所述悬架装置的直行性；转舵响应性设定部，其在将所述方向盘从中立位置开始操舵时，在初期转舵状态下，以所述悬架装置自身的转舵响应性，来设定高的转舵响应性，在成为经过了所述初期转舵状态的转舵状态时，通过所述直行性保证部的直行性保证控制，来设定所需要的转舵响应性。

6.如权利要求1、2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

所述转舵控制装置计算出自动回正力矩，保证车辆的直行性。

7.如权利要求1、2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

所述转舵控制装置是具备转舵致动器和控制该转舵致动器的致动器控制装置的线控转向系统，所述转舵致动器检测对方向盘进行了操舵时的操舵角的位移，并基于检测结果，使转舵轮转舵。

8.如权利要求1、2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

在俯视车辆时，将所述第一连杆部件及第二连杆部件的车身侧安装位置配置在车轴的车辆前后方向后方。

9.如权利要求1、2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

在俯视车辆时，将所述第一连杆部件及第二连杆部件的车身侧安装位置配置在车轴的车辆前后方向前方。

10.如权利要求1、2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

将转向齿条部件配置在车轴的车辆前后方向前方，所述转向齿条部件沿车辆宽度方向移动，使所述轮毂机构转舵。

11.如权利要求1、2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

将转向齿条部件配置在车轴的车辆前后方向后方，所述转向齿条部件沿车辆宽度方向移动，使所述轮毂机构转舵。

12.如权利要求1、2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

将由所述主销轴确定的悬架几何学设定为正摩擦。

13.如权利要求1、2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

所述第一连杆部件是横向连杆部件，所述第二连杆部件是压缩连杆部件。

14.如权利要求13所述的汽车，其特征在于，

所述压缩连杆部件与车身的连结部位于所述横向连杆部件与车身的连结部的车辆前后方向后方，所述压缩连杆部件与所述轮毂机构的连结部位于所述横向连杆部件与所述轮毂机构的连结部的车辆前后方向前方。

15.如权利要求14所述的汽车，其特征在于，

所述横向连杆部件与所述轮毂机构的连结部位于车轴的车辆前后方向后方，与车身的连结部位于车轴的车辆前后方向前方。

16.如权利要求14或15所述的汽车，其特征在于，

所述横向连杆部件与车身的连结部位于所述压缩连杆部件与轮毂机构的连结部的车辆前后方向后方。

17.如权利要求14所述的汽车，其特征在于，

所述压缩连杆部件与轮毂机构的连结部位于车轴的车辆前后方向前方，与车身的连结部位于所述横向连杆部件与轮毂机构的连结部的车辆前后方向后方。

18.如权利要求13所述的汽车，其特征在于，

具备转向横拉杆部件，所述转向横拉杆部件在所述横向连杆部件及所述压缩连杆部件的与所述轮毂机构的连结部的车辆宽度方向外侧，与所述轮毂机构连结，在与该轮毂机构的连结部的车辆前后方向后侧，与车身连结，使转舵轮转舵。

19.如权利要求1、2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

所述第一连杆部件由横向连杆部件构成，所述第二连杆部件由拉伸连杆部件构成。

20.如权利要求19所述的汽车，其特征在于，

所述拉伸连杆部件的与车身的连结部位于所述横向连杆部件与车身的连结部的车辆前后方向前方，并且与所述轮毂机构的连结部位于所述横向连杆部件与所述轮毂机构的连结部的车辆前后方向后方。

21.如权利要求20所述的汽车，其特征在于，

所述横向连杆部件与所述轮毂机构的连结部位于车轴的车辆前后方向前方，与车身的连结部位于车轴的车辆前后方向后方。

22.如权利要求19所述的汽车，其特征在于，

所述横向连杆部件与车身的连结部位于所述拉伸连杆部件与轮毂机构的连结部的车辆前后方向前方。

23.如权利要求19所述的汽车，其特征在于，

所述拉伸连杆部件与轮毂机构的连结部位于车轴的车辆前后方向后方，所述拉伸连杆部件与车身的连结部位于所述横向连杆部件与轮毂机构的连结部的车辆前后方向前方。

24.如权利要求19所述的汽车，其特征在于，

具备转向横拉杆部件，所述转向横拉杆部件在所述横向连杆部件及所述拉伸连杆部件的与所述轮毂机构的连结部的车辆宽度方向外侧，与所述轮毂机构连结，在与该轮毂机构的连结部的车辆前后方向后侧，与车身连结，使车轮转舵。

25.如权利要求1、2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

所述转舵控制装置具有转舵角控制部，所述转舵角控制部推定柔性转向，进行转舵轮的位移修正。

26.如权利要求2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

所述转舵响应性设定部具备延迟控制部，所述延迟控制部在将所述方向盘从中立位置操舵时，使所述直行性保证部的直行性保证控制延迟。

27.如权利要求26所述的汽车，其特征在于，

所述延迟控制部具有对所述直行性保证部的直行性保证控制的开始进行调节的增益调节部。

28.如权利要求26所述的汽车，其特征在于，

所述延迟控制部在从所述方向盘保持中立位置的状态起向右或左进行了操舵的操舵开始时刻起延迟了0.1秒以后，再使直行性保证部的直行性保证控制开始。

29.如权利要求26所述的汽车，其特征在于，

所述延迟控制部在开始进行所述直行性保证部的直行性保证控制的情况下，阶跃状地开始所述直行性保证控制。

30.如权利要求26所述的汽车，其特征在于，

所述延迟控制部在开始进行所述直行性保证部的直行性保证控制的情况下，逐渐开始所述直行性保证控制。

31.如权利要求26所述的汽车，其特征在于，

所述延迟控制部具备第一延迟时间运算部和第二延迟时间运算部中的至少一方，所述第一延迟时间运算部基于对由操舵角传感器检测到的操舵角进行微分所得的操舵角速度运算第一延迟时间，所述第二延迟时间运算部基于车速运算第二延迟时间。

32.如权利要求26所述的汽车，其特征在于，

所述延迟控制部具备第一延迟时间运算部、第二延迟时间运算部及加法运算部，所述第一延迟时间运算部基于对由操舵角传感器检测出的操舵角进行微分所得的操舵角速度运算第一延迟时间，所述第二延迟时间运算部基于车速运算第二延迟时间，所述加法运算部对所述第一延迟时间及第二延迟时间进行加法运算而计算出延迟时间。

33.如权利要求31所述的汽车，其特征在于，

所述第一延迟时间运算部具有表示操舵角速度与第一延迟时间之间的关系的第一延迟时间计算图，并基于操舵角速度参照所述第一延迟时间计算图计算出第一延迟时间。

34.如权利要求31所述的汽车，其特征在于，

所述第二延迟时间运算部具有表示车速与第二延迟时间之间的关系的第二延迟时间计算图，并基于操舵角速度参照所述第二延迟时间计算图计算出第二延迟时间。

35.如权利要求2、4、5中任一项所述的汽车，其特征在于，

所述转舵控制装置具备：对与操舵角对应的目标转舵角进行运算的目标转舵角运算部；在由该目标转舵角运算部运算出的目标转舵角加上所述直行性保证部的直行性保证控制值的加法器；形成使该加法器的加法运算输出和构成所述转舵致动器的转舵电动机的旋转角度一致的电动机指令电流的转舵电动机控制部；形成与所述电动机指令电流一致的向所述转舵电动机供给的电动机驱动电流的电流控制部。

36.一种转舵轮的转舵控制方法，以在方向盘的中立位置穿过轮胎接地面内的方式设定悬架装置的主销轴，所述悬架装置包括：对安装转舵轮的胎轮进行支承的轮毂机构；在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结的第一连杆部件；在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结且在俯视车辆时与所述第一连杆部件交叉的第二连杆部件，其特征在于，

根据所述方向盘的操舵状态，由致动器使所述转舵轮转舵，

并且，使所述致动器动作，进行对所述转舵轮赋予用于自动回正的恢复力而保证车辆的直行性的控制。

37.一种转舵轮的转舵控制方法，以使穿过上枢轴点和由第一连杆部件和第二连杆部件决定的下枢轴点的主销轴在方向盘的中立位置穿过轮胎接地面内的方式设置悬架装置，所述悬架装置包括：对安装转舵轮的胎轮进行支承的轮毂机构；在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结的所述第一连杆部件；在车轴的车辆上下方向的下侧将所述轮毂机构和车身连结且在俯视车辆时与所述第一连杆部件交叉的所述第二连杆部件，其特征在于，

对转舵致动器进行控制，所述转舵致动器检测对所述方向盘操舵时的操舵角的位移，基于检测结果使转舵轮转舵，

并且使所述转舵致动器动作，进行对所述转舵轮赋予用于自动回正的恢复力而保证车辆的直行性的控制，而且，

在使所述方向盘从中立位置起的转舵开始时，在转舵开始初期，将所述悬架装置自身的转舵响应性作为初期转舵响应特性，在经过初期设定时间以后，开始进行所述转舵致动器的保证车辆的直行性的控制。

38.如权利要求36或37所述的转舵轮的转舵控制方法，其特征在于，

保证所述车辆的直行性的控制基于转舵状态，计算出自动回正力矩，将计算出的自动回正力矩赋予转舵轮。

39.如权利要求37所述的转舵轮的转舵控制方法，其特征在于，

所述初期设定时间设定为0.1秒。