CN110997357A - 车辆的悬架装置 - Google Patents

Abstract

提供一种车辆的悬架装置，能够与轮胎的纵弹簧常数相应地得到优良的操控性和良好的乘坐舒适性。本发明的悬架装置(1)具备：上臂(2)及下臂(4)、车轮支架(8)、以及上端安装于车体(B)且下端安装于下臂的缓冲装置(12)，在车辆在平坦路上以规定车速直行这一条件下，上臂及下臂被配置为，横移变化所导致的表象衰减系数C_scuff和悬架的临界衰减系数C_C之比ζ_scuff为下限值以上，该横移变化所导致的表象衰减系数C_scuff，是将伴随着行程而车轮在车宽方向上移动、由此在车轮的接地面上产生的车宽方向的力的上下方向成分除以车轮的行程速度而得到的，轮胎的纵弹簧常数越小，则该下限值被设定得越大。

Description

车辆的悬架装置

技术领域

本发明涉及车辆的悬架装置，尤其涉及因行程而产生横移变化的车辆的悬架装置。

背景技术

以往，为了获得优良的操控性和良好的乘坐舒适性，研究了各种悬架装置。例如，在专利文献1所记载的悬架装置中，将一端与车体连结的减震器的另一端连结到可摇动地与悬架臂连结的锁止连杆，通过将该锁止连杆经由外倾角控制臂连结到转向节连结，并且经由锁止臂连结到车体，从而使减震器行程相对于车轮行程的关系成为非线性。由此，在车轮行程较小的区域，提高乘坐舒适性，在车轮行程较大的区域，抑制转弯时的车体的翻滚而提高操控稳定性。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2007-230517号公报

发明内容

发明所要解决的技术课题

在此，为了兼顾轮胎的转动阻力减小所带来的油耗性能的提高、以及制驱动时和转弯时的轮胎的摩擦力增大所带来的制驱动·转弯性能的提高，希望抑制胎面部的圆环的变形，并且促进与垂直载荷的增大相应的轮胎的接地宽度的扩大所带来的接地面积的增加。

具体地说，通过提高胎面部的圆环刚性、以及减小侧部构造的刚性，能够抑制惰行时的胎面部的圆环的变形，从而减小转动阻力。但是，仅仅提高胎面部的圆环刚性、以及减小侧部构造刚性，会抑制与制驱动时或转弯时的垂直载荷的增大相应的轮胎的接地面积的增加，所以制驱动·转弯性能下降。在此，通过减小胎面部的面外方向的弯曲刚性，以使轮胎的接地宽度容易随着制驱动时或转弯时的垂直载荷而增大，即使在提高了胎面部的圆环刚性的轮胎中，也能够使接地面积相对于垂直载荷的增大而线性地增加。即，通过提高胎面部的圆环刚性，并且减小轮胎的上下方向的弹簧常数(纵弹簧常数)，能够兼顾轮胎的转动阻力减小所带来的油耗性能的提高、以及制驱动时和转弯时的轮胎的摩擦力增大所带来的制驱动·转弯性能的提高。

另一方面，减小轮胎的纵弹簧常数的情况下，上下方向的衰减性能也下降，所以在越过道路的接缝或者台阶时，轮胎的上下方向的衰减力不足，振动不能迅速地收敛，乘坐舒适性变差。

但是，在上述的现有技术中，是以选择了适于车体和悬架装置的特性的轮胎、或者根据车体和悬架装置的特性来决定轮胎的特性为前提的。因此，纵弹簧常数减小且上下方向的衰减性能下降的结果是，在使用了不适于车体及悬架装置的特性的轮胎的情况下，不能应对轮胎的上下方向的衰减性能的下降，不能充分得到在现有技术中期待的乘坐舒适性和操控性的提高等的效果。

即，为了兼顾油耗性能和制驱动·转弯性能的大幅提高，希望较大地减小轮胎的上下方向的弹簧常数，操控性能·乘坐舒适性性能大大下降，在以往的车体构造和悬架装置中无法采用。

本发明是为了解决上述的现有技术的问题点而做出的，其目的在于，提供一种车辆的悬架装置，能够与轮胎的纵弹簧常数相应地得到优良的操控性和良好的乘坐舒适性。

解决课题所采用的技术手段

为了达成上述目的，本发明一种车辆的悬架装置，该车辆的悬架装置因行程而产生横移变化，其特征在于，具备：多个连结部件，以在上下方向上可揺动的方式连结到车体；车轮支承部件，与多个连结部件连结，将车轮可转动地支承；以及缓冲装置，沿着车体上下方向延伸，其上端安装于车体，并且其下端安装于连结部件或者车轮支承部件，多个连结部件被配置为，在车辆在平坦路上以规定车速直行这一条件下，横移变化所导致的表象衰减系数和悬架的临界衰减系数之比成为规定的下限值以上且规定的上限值以下，该横移变化所引起的表象衰减系数，是将伴随着车轮相对于车体的行程而车轮在车宽方向上移动、由此在车轮的接地面产生的车宽方向的力的上下方向成分除以车轮的行程速度而得到的，以车轮的轮胎的纵弹簧常数越小则下限值越大的方式，设定下限值。

在这样构成的本发明中，在车辆在平坦路上以规定车速直行这一条件下，多个连结部件被配置为，横移变化所导致的表象衰减系数和悬架的临界衰减系数之比成为规定的下限值以上且规定的上限值以下，车轮的轮胎的纵弹簧常数越小，则横移变化所导致的表象衰减系数和悬架的临界衰减系数之比的下限值越大。因此，通过将横移变化所导致的表象衰减系数和悬架的临界衰减系数之比设为上限值以下，能够使得车轮发生行程时的横移变化所导致的衰减力的比例不会变得过高，能够确保悬架的平顺的行程，通过将横移变化所导致的衰减系数和悬架的临界衰减系数之比设为下限值以上，能够与轮胎的纵弹簧常数相应地设定车轮发生行程时的横移变化所导致的衰减力的比例，以使得轮胎和悬架加起来的上下方向的衰减力不会不足。由此，能够与轮胎的纵弹簧常数相应地得到优良的操控性和良好的乘坐舒适性。

此外，在本发明中，优选为，将车辆的胎距设为T，将翻滚中心高度设为h，将等价侧偏刚度设为Cp，将规定车速设为V，将车轮被施加的簧上质量设为M，将车轮的行程量设为X，将车轮的行程速度设为X’，将初始前束角设为α，将侧倾系数设为ε的情况下，车轮轴的位置的表象弹簧常数K通过以下的式(1)表示，横移变化所引起的表象衰减系数和临界衰减系数之比ζscuff通过以下的式(2)表示。

在这样构成的本发明中，基于轮胎的特性和悬架的几何特性等，能够容易地求出横移变化所导致的表象衰减系数和悬架的临界衰减系数之比ζ_scuff，能够可靠地判定衰减比ζ_scuff是否为下限值以上且上限值以下。

此外，在本发明中，优选为，后轮的轮胎的纵弹簧常数为213N/mm以下时，后悬架的横移变化所导致的表象衰减系数和临界衰减系数之比ζscuff的下限值为0.0299以上。

在这样构成的本发明中，与以往的轮胎相比，即使是装配了将纵弹簧常数大幅减小的轮胎的情况下，也能够合理地设定车轮发生行程时的横移变化所导致的衰减力的比例，以避免轮胎和悬架加起来的上下方向的衰减力不足。由此，能够与轮胎的纵弹簧常数相应地得到优良的操控性和良好的乘坐舒适性。

此外，在本发明中，优选为，后轮的轮胎的纵弹簧常数为213N/mm以下时，前悬架的横移变化所导致的表象衰减系数和临界衰减系数之比ζscuff的下限值为0.0034以上。

在这样构成的本发明中，与以往的轮胎相比，即使是装配了将纵弹簧常数大幅减小的轮胎的情况下，也能够合理地设定车轮发生行程时的横移变化所导致的衰减力的比例，以避免轮胎和悬架加起来的上下方向的衰减力不足。由此，能够与轮胎的纵弹簧常数相应地得到良好的操控性和良好的乘坐舒适性。

此外，在本发明中，优选为，横移变化所引起的表象衰减系数和临界衰减系数之比ζscuff的上限值为0.042。

在这样构成的本发明中，能够避免车轮发生行程时的横移变化所导致的衰减力的比例变得过高，实现悬架平顺地完成行程的良好的乘坐舒适性。

发明的效果：

根据本发明的车辆的悬架装置，能够与轮胎的纵弹簧常数相应地得到优良的操控性和良好的乘坐舒适性。

附图说明

图1是本发明的实施方式的车辆的悬架装置的概略正面图。

图2是表示本发明的实施方式的车辆的悬架装置的模型的正面图。

图3是表示车轮的模型的平面图。

图4是表示翻滚中心高度和横移衰减比的关系的图表。

图5是描绘出使前轮胎的纵弹簧常数变化的情况下，为了维持良好的乘坐舒适性和响应性所需要的前悬架的横移衰减比的下限值的图。

图6是描绘出使后轮胎的纵弹簧常数变化的情况下，为了维持良好的乘坐舒适性和响应性所需要的后悬架的横移衰减比的下限值的图。

具体实施方式

以下参照附图说明本发明的实施方式的车辆的悬架装置。

首先，利用图1说明本发明的实施方式的车辆的悬架装置的整体构成。图1是本发明的实施方式的车辆的悬架装置的概略正面图。

在图1中，符号1表示本实施方式的车辆的悬架装置(以下简称悬架)。本实施方式的悬架是通过上臂2及下臂4将车轮6的车轮支架8(车轮支承部件)以能够上下行程的方式连结到车体B的双横臂式的悬架。上臂2及下臂4分别以车体B侧的端部为中心而上下揺动，由此，车轮支架8及车轮6沿着规定的轨迹上下地实现行程。

此外，为了允许这样的车轮6的行程，同时附加适当的施力及衰减力，配设有具备盘簧10及未图示的减震器的缓冲装置12。该缓冲装置12中，盘簧10和减震器大体同轴地配置，这样的缓冲装置12作为整体具有上下方向较长的圆筒形状。该缓冲装置12的上端部安装于车体B，另一方面，缓冲装置12的下端部枢轴支承到下臂或者车轮支架8(在图1中是下臂4)。

在图1所示的悬架中，将上臂2及下臂4的车轮支架8侧的节点和车体B侧的节点连结的直线所交叉的点，成为车轮6及车轮支架8相对于车体B的瞬间的转动中心(瞬间转动中心Oi)。并且，将左右的悬架的瞬间转动中心Oi和车轮6的接地点连结的直线所交叉的点，成为车体B的瞬间的翻滚中心O。

接着，利用图2及图3说明在本实施方式的悬架中伴随着悬架的行程向车轮6作用的上下方向的力。图2是表示悬架的模型的正面图，图3是表示车轮6的模型的平面图。

在图2所示的悬架的模型中，胎距为T[m]、翻滚中心高度为h[m]。将车轮6的接地点和翻滚中心O连结的直线(假想摇臂)相对于路面的倾斜角为θ[rad]。为了简单起见，等价侧偏刚度与接地载荷变动无关，设为恒定的Cp[N/rad]。此外，将与车轮6相对于车体B的行程相应地由盘簧10和未图示的平衡器产生的弹性力的弹簧常数换算为车轮轴的位置而得到的轮心弹簧常数为k[N/m]。

〔横移变化所导致的上下力〕

在具备上述的悬架的车辆在平坦的路面上以车速V[m/s]直行的状况下，将车轮6的行程用时间t的函数X(t)[m]表示的情况下，车轮6的接地点的车宽方向移动量(横移变化)Y[m]用以下的算式表示。

因此，对横移变化进行时间微分后的横移变化速度dY/dt[m/s]用以下的算式表示。

另一方面，车辆以车速V[m/s]前进，所以车轮6的行进方向如图3所示，成为车速V[m/s]和横移变化速度dY/dt[m/s]的合成矢量方向。即，由于伴随着车轮6的行程的横移变化，在车轮6中产生用下式表示的准横滑角α_scuff[rad]。

与该准横滑角相应地在车轮6中产生的横力F_y(scuff)[N]，使用上述的等价Cp如下那样表示。

将该横力F_y(scuff)分为沿着假想摇臂的方向的成分和车轮6的上下方向的成分的情况下，上下方向成分的力(即，因横移变化而产生的上下力)F_V(scuff)[N]如下。

〔侧倾所导致的上下力〕

此外，将表示悬架的每单位行程量的车轮6的前束变化量的侧倾系数设为ε[rad/m]，则产生了行程X(t)[m]的情况下的实际转向角α_rs[rad]如下。

α_rs[rad]＝εX(t)

与该实际转向角α_rs相应地在车轮6中产生的横力F_y(rs)[N]，使用上述的等价Cp如下那样表示。

F_y(rs)[N]＝C_pεX(t)

将该横力F_y(rs)分为沿着假想摇臂的方向的成分和车轮6的上下方向的成分的情况下，上下方向成分的力(即，因侧倾而产生的上下力)F_V(rs)[N]如下。

〔悬架的弹性所导致的上下力〕

此外，与行程X(t)[m]相应地由悬架产生的上下方向的弹性力F_V(spg)[N]通过下式表示。

F_V(spg)[N]＝k×X(t)

〔初始前束角所导致的上下力〕

此外，初始前束角为α[rad]的情况下，由于该初始前束角而在车轮6中产生的横力F_y(toe)[N]，使用上述的等价Cp如下那样表示。

F_y(toe)[N]＝C_p×α

将该横力F_y(toe)分为沿着假想摇臂的方向的成分和车轮6的上下方向的成分的情况下，上下方向成分的力(即，因初始前束角而产生的上下力)F_V(toe)[N]如下。

〔表象的弹簧常数〕

如以上那样，当车轮6的行程为X(t)[m]时，由盘簧10和未图示的平衡器产生的弹性力，还作用加上了车轮6中产生的横力的上下方向成分之后的上下方向的力F_V＝F_V(scuff)+F_V(rs)+F_V(spg)+F_V(toe)。将该上下方向的力F_V除以行程X(t)，能够如下式那样求出车轮6的行程为X(t)[m]时的车轮轴的位置处的表象的弹簧常数K[N/m]。

在此，因横移变化而产生的上下力F_V(scuff)如上述那样与行程的速度dX(t)/dt成比例。即，可以将因横移变化而产生的上下力F_V(scuff)看做与车轮6的行程的速度相应地产生的衰减力。因此，通过将F_V(scuff)除以行程的速度dX(t)/dt，能够如下式那样得到因横移变化而产生的上下力的表象的衰减系数C_scuff。

进而，通过将因横移变化而产生的上下力的表象的衰减系数C_scuff用相对于车轮6的行程为X(t)[m]时的车轮轴的位置处的表象的悬架的临界衰减系数C_C的比(横移衰减比)ζ_scuff来表示，能够将横移变化所导致的衰减特性如下式那样一般化。

在此，将车轮6被施加的簧上质量设为M[kg]的情况下，车轮轴的位置处的表象的悬架的临界衰减系数C_C能够作为C_C＝2√MK得到。

接着，参照图4说明横移衰减比ζ_scuff的上限值。

图4是表示翻滚中心高度h和横移衰减比ζ_scuff的关系的图表，在前轮的轴重为850kg、后轮的轴重为600kg、前后的胎距为1.6m的车辆以50km/h的速度直行的状况下，车轮6向上方发生0.003m的量的行程，通过与翻滚中心高度h的关系示出这时的行程速度为0.01m/s的情况下的悬架的横移衰减比ζ_scuff。在该图4中，横轴表示后悬架的翻滚中心高度h，纵轴表示横移衰减比ζ_scuff。

详细地说，图4中的空心竖条表示与后悬架的各翻滚中心高度h对应的后悬架的横移衰减比ζ_scuff。此外，斜线竖条表示设定了前悬架的翻滚中心高度的情况下的前悬架的横移衰减比ζ_scuff。

如上述那样，横移衰减比ζ_scuff能够作为翻滚中心高度h的函数来表示，如图4所示，翻滚中心高度h越大，则横移衰减比ζ_scuff越增大。此外，前悬架的横移衰减比ζ_scuff比后悬架的横移衰减比ζ_scuff小。

本发明人使用车辆重量和胎距不同的多种车辆，通过改变翻滚中心高度h来进行了使横移衰减比ζ_scuff变化时的悬架的平顺程度的官能评价，结果发现，在任一车辆中，当横移衰减比ζ_scuff超过0.042时，明显丧失了悬架行程的平顺性。因此，通过以横移衰减比ζ_scuff成为0.042以下的方式设定翻滚中心高度h和胎距T(具体地说，调整上臂2和下臂4的尺寸、安装位置、安装角度)，能够实现悬架平顺地完成行程的良好的乘坐舒适性。

例如，在图4的例中，如果将后悬架的翻滚中心高度h设定为0.18m以下，则能够将前悬架及后悬架的横移衰减比ζ_scuff抑制为0.042(在图4中用虚线表示)以下。

接着，参照图5及图6说明横移衰减比ζ_scuff的下限值。

图5及图6是在使轮胎的纵弹簧常数变化的情况下，使用车辆重量和胎距不同的多种车辆，对于为了使得轮胎和悬架加起来的上下方向的衰减力不会不足而维持良好的乘坐舒适性和响应性所需要的横移衰减比ζ_scuff的下限值进行了官能评价，并将结果描绘出的图，图5中描绘了使前轮的轮胎(前轮胎)的纵弹簧常数Kt_Fr变化的情况下的前悬架的横移衰减比ζ_scuff的下限值，图6描绘了使后轮的轮胎(后轮胎)的纵弹簧常数Kt_Rr变化的情况下的后悬架的横移衰减比ζ_scuff的下限值。

如图5所示，关于前悬架，前轮胎的纵弹簧常数Kt_Fr为245[N/mm]的情况下的前悬架的横移衰减比ζ_scuff的下限值为0.0007，纵弹簧常数Kt_Fr为230[N/mm]的情况下的横移衰减比ζ_scuff的下限值为0.0009，与此相对，将纵弹簧常数大幅减小的Kt_Fr＝213[N/mm]的情况下的前悬架的横移衰减比ζ_scuff的下限值为0.0034，是相对高的值。即，伴随着轮胎的纵弹簧常数减小的衰减性能的下降，能够通过因横移变化而产生的表象的衰减力来补充。

根据该图5所示的图表，将纵弹簧常数Kt_Fr为230[N/mm]的情况下的横移衰减比ζ_scuff的下限值0.0009和纵弹簧常数Kt_Fr为213[N/mm]的情况下的横移衰减比ζ_scuff的下限值0.0034连结的直线(在图5中用虚线示出)，被作为与前轮胎的纵弹簧常数Kt_Fr相应的前悬架的横移衰减比ζ_scuff的下限线。并且，通过使前悬架的横移衰减比ζ_scuff比该下限线更靠上侧，轮胎和悬架加起来的上下方向的衰减力不会不足，能够维持良好的乘坐舒适性和响应性。如图5所示，前悬架的横移衰减比ζ_scuff的下限线被设定为，轮胎的纵弹簧常数越小，则横移衰减比ζ_scuff的下限值越大。该下限线通过前轮胎的纵弹簧常数Kt_Fr的一次函数ζ_scuff＝－0.0001×Kt_Fr+0.0351表示。

关于后悬架，如图6所示，后轮胎的纵弹簧常数Kt_Rr为245[N/mm]的情况下的后悬架的横移衰减比ζ_scuff的下限值是0.021，纵弹簧常数Kt_Rr为230[N/mm]的情况下的横移衰减比ζ_scuff的下限值是0.0255，与此相对，将纵弹簧常数大幅减小的Kt_Rr＝213[N/mm]的情况下的后悬架的横移衰减比ζ_scuff的下限值是0.0299，是相对高的值。

根据该图6所示的图表，将纵弹簧常数Kt_Rr为230[N/mm]的情况下的横移衰减比ζ_scuff的下限值0.0255和纵弹簧常数Kt_Rr为213[N/mm]的情况下的横移衰减比ζ_scuff的下限值0.0299连结的直线(在图6中用虚线表示)，被作为与后轮胎的纵弹簧常数Kt_Rr相应的后悬架的横移衰减比ζ_scuff的下限线。然后，通过使后悬架的横移衰减比ζ_scuff比该下限线靠上侧，轮胎和悬架加起来的上下方向的衰减力不会不足，能够维持良好的乘坐舒适性和响应性。如图6所示，后悬架的横移衰减比ζ_scuff的下限线被设定为，轮胎的纵弹簧常数越小，则横移衰减比ζ_scuff的下限值越大。该下限线通过后轮胎的纵弹簧常数Kt_Rr的一次函数ζ_scuff＝－0.0003×Kt_Rr+0.0886表示。

接下来说明本发明的实施方式的另一变形例。

首先，在上述的实施方式中，以双横臂式的悬架为例进行了说明，但是对于胎距随行程变化的其他形式(例如多连杆式、半拖拽臂式、独立式等)的悬架也能够应用本发明。

接下来说明上述的本发明的实施方式及本发明的实施方式的变形例的车辆的悬架装置1的效果。

首先，在本发明的实施方式及本发明的实施方式的变形例中，在车辆在平坦路上以规定车速直行这一条件下，以因横移变化而产生的上下力的表象的衰减系数C_scuff和悬架的临界衰减系数C_C之比、即横移衰减比ζ_scuff成为规定的下限值以上且规定的上限值以下的方式配置上臂2和下臂4，车轮6的轮胎的纵弹簧常数越小，则横移衰减比ζ_scuff的下限值越大。因此，通过将横移衰减比ζ_scuff设为上限值以下，能够确保悬架的平顺的行程，使车轮6进行行程时的横移变化所导致的衰减力的比例不变得过高，通过将横移衰减比ζ_scuff设为下限值以上，能够根据轮胎的纵弹簧常数来设定车轮6进行行程时的横移变化所导致的衰减力的比例，以使得轮胎和悬架加起来的上下方向的衰减力不会不足。由此，能够与轮胎的纵弹簧常数相应地获得优良的操控性和良好的乘坐舒适性。

此外，车轮轴的位置处的表象的弹簧常数K用下式(1)表示，横移衰减比ζ_scuff通过下式(2)表示，能够基于轮胎的特性和悬架的几何特性等容易地求出横移衰减比ζ_scuff，可靠地判定横移衰减比ζ_scuff是否为下限值以上上限值以下。

此外，在后轮的轮胎的纵弹簧常数为213N/mm以下时，后悬架的横移衰减比ζ_scuff的下限值为0.0299以上，所以与以往的轮胎相比，即使是装配了将纵弹簧常数大幅减小的轮胎的情况下，也能够合理地设定横移变化所导致的衰减力的比例，以避免轮胎和悬架加起来的上下方向的衰减力不足，能够与轮胎的纵弹簧常数相应地获得优良的操控性和良好的乘坐舒适性。

此外，横移衰减比ζ_scuff的上限值是0.042，所以能够实现悬架平顺地进行行程的良好的乘坐舒适性。

符号的说明：

1 悬架装置

2 上臂

4 下臂

6 车轮

8 车轮支架

10 盘簧

12 缓冲装置

B 车体

Oi 瞬间转动中心

O 翻滚中心

Claims (5)

1.一种车辆的悬架装置，该车辆的悬架装置因行程而产生横移变化，其特征在于，具备：

多个连结部件，以在上下方向上可揺动的方式连结到车体；

车轮支承部件，与所述多个连结部件连结，将车轮可转动地支承；以及

缓冲装置，沿着车体上下方向延伸，其上端安装于车体，并且其下端安装于所述连结部件或者所述车轮支承部件，

所述多个连结部件被配置为，在车辆在平坦路上以规定车速直行这一条件下，横移变化所导致的表象衰减系数和所述悬架的临界衰减系数之比成为规定的下限值以上且规定的上限值以下，该横移变化所引起的表象衰减系数，是将伴随着车轮相对于车体的行程而车轮在车宽方向上移动、由此在车轮的接地面产生的车宽方向的力的上下方向成分除以车轮的行程速度而得到的，

以车轮的轮胎的纵弹簧常数越小则所述下限值越大的方式，设定所述下限值。

2.如权利要求1所述的车辆的悬架装置，

将车辆的胎距设为T，将翻滚中心高度设为h，将等价侧偏刚度设为Cp，将所述规定车速设为V，将车轮被施加的簧上质量设为M，将车轮的行程量设为X，将车轮的行程速度设为X’，将初始前束角设为α，将侧倾系数设为ε的情况下，车轮轴的位置的表象弹簧常数K通过以下的式(1)表示，所述横移变化所引起的表象衰减系数和所述临界衰减系数之比ζ_scuff通过以下的式(2)表示，

3.如权利要求2所述的车辆的悬架装置，

后轮的轮胎的纵弹簧常数为213N/mm以下时，后悬架的所述横移变化所导致的表象衰减系数和所述临界衰减系数之比ζ_scuff的所述下限值为0.0299以上。

4.如权利要求2或3所述的车辆的悬架装置，

后轮的轮胎的纵弹簧常数为213N/mm以下时，前悬架的所述横移变化所导致的表象衰减系数和所述临界衰减系数之比ζ_scuff的所述下限值为0.0034以上。

5.如权利要求2～4中任一项所述的车辆的悬架装置，

所述横移变化所引起的表象衰减系数和所述临界衰减系数之比ζ_scuff的所述上限值为0.042。

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