JP2005090616A - アクティブサスペンション装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ボールねじ式の回転−直線運動変換装置よりも耐衝撃性等に優れ逆入力に対する抵抗が高い運動変換装置を採用することにより、回転−直線運動変換装置を備えたアクティブサスペンション装置の性能を向上させる。
【解決手段】車体側部材１４及び車輪側部材１６と、回転アクチュエータとしての電動機６２の回転を車体側部材と車輪側部材との間の相対的直線運動に変換する回転−直線運動変換装置とを有し、車体側部材と車輪側部材とを相対的に変位させて減衰力を可変制御すると共にサスペンションストロークを制御するアクティブサスペンション装置であって、回転−直線運動変換装置はねじ軸４２と、ねじ軸の周りに配設されねじ軸と螺合する複数個の遊星ねじローラ６６と、ねじ軸及び遊星ねじローラを囲繞し遊星ねじローラと螺合するローラナット４４とを有する遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０である。
【選択図】図１

Description

本発明は、自動車等の車輌のサスペンションに係り、更に詳細には減衰力可変機能を備えサスペンションストロークを制御するアクティブサスペンション装置に係る。

自動車等の車輌のアクティブサスペンション装置の一つとして、例えば下記の特許文献１に記載されている如く、車体に接続された車体側部材と、車輪側に接続された車輪側部材と、電動機と、電動機の回転を車体側部材と車輪側部材との間の相対的直線運動に変換する回転−直線運動変換装置とを有し、車体側部材と車輪側部材とを相対的に変位させてサスペンションストロークを制御するよう構成されたアクティブサスペンション装置が従来より知られている。

かかるアクティブサスペンション装置によれば、電動機を回転駆動して車体側部材と車輪側部材とを相対変位させることにより、サスペンションストロークをアクティブに制御することができる。
特開平８−１９７９３１号公報

しかし上述の如き従来のアクティブサスペンション装置に於いては、回転−直線運動変換装置はボールねじ式の回転−直線運動変換装置であるため、実際の車輌に適用する上で以下の如く種々の問題がある。

（１）ボールねじ式の回転−直線運動変換装置は耐荷重性が悪く、必要な耐荷重性を確保するためには、大型のものならざるを得ず、そのため車輌搭載性が悪い。

（２）ボールねじ式の回転−直線運動変換装置は衝撃的な荷重に弱く、圧痕によって回転不能となる場合があり、路面の凹凸等に起因して車輪側より大きい逆入力を繰り返し受けると、アクティブサスペンション装置の作動が円滑に行われなくなる。

（３）ボールねじ式の回転−直線運動変換装置の効率は、一般に、正効率及び逆効率の何れも高い。特に耐荷重性を高くすべく大きいボールが使用されると、必然的にリード角も大きくなり、そのため逆効率が更に高くなる。従って電動機の故障等の非作動時に、車輪側よりの逆入力に対する減衰力となる摩擦等の抵抗が小さく、十分な振動減衰作用が得られない。またこの問題を解消すべく何らかの減衰力を付加する装置が設けられると、正効率及び逆効率の何れも低下してしまう。

（４）リード角が大きく設定されると、ボールねじ式の回転−直線運動変換装置のギヤ比が小さくなる。即ち電動機の１回転当りの車体側部材と車輪側部材との間の相対変位量が大きくなる。そのためサスペンションストロークの制御性が悪く、電動機として低回転且つ高トルク型の大型の電動機が使用されなければならず、アクティブサスペンション装置全体としての効率も悪い。

本発明は、ボールねじ式の回転−直線運動変換装置により電動機の回転を車体側部材と車輪側部材との間の相対的直線運動に変換し、車体側部材と車輪側部材とを相対的に変位させてサスペンションストロークを制御するよう構成された従来のアクティブサスペンション装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされたものであり、本発明の主要な課題は、ボールねじ式の回転−直線運動変換装置よりも耐衝撃性等に優れ逆入力に対する抵抗が高い回転−直線運動変換装置を採用することにより、回転−直線運動変換装置を備えたアクティブサスペンション装置の性能を向上させることである。

上述の主要な課題は、本発明によれば、請求項１の構成、即ち車体に接続された車体側部材と、車輪側に接続された車輪側部材と、回転アクチュエータと、前記回転アクチュエータの回転を前記車体側部材と前記車輪側部材との間の相対的直線運動に変換する回転−直線運動変換装置とを有し、前記車体側部材と前記車輪側部材とを相対的に変位させて減衰力を可変制御すると共にサスペンションストロークを制御するアクティブサスペンション装置に於いて、前記回転−直線運動変換装置はねじ軸と、前記ねじ軸の周りに配設され前記ねじ軸と螺合する複数個の遊星ねじローラと、前記ねじ軸及び前記遊星ねじローラを囲繞し前記遊星ねじローラと螺合するローラナットとを有する遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置であることを特徴とするアクティブサスペンション装置であることを特徴とするアクティブサスペンション装置によって達成される。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１の構成に於いて、前記ねじ軸及び前記遊星ねじローラは互いに逆方向のねじにて螺合し、前記遊星ねじローラ及び前記ローラナットは互いに同一方向のねじにて螺合し、前記ねじ軸、前記遊星ねじローラ、前記ローラナットのねじのピッチは互いに等しく、前記ねじ軸又は前記ローラナットが回転されても前記ねじ軸、前記遊星ねじローラ、前記ローラナットの何れもスラスト変位しない前記ねじ軸、前記遊星ねじローラ、前記ローラナットの有効ねじ径及び条数の関係に対し、前記ねじ軸又は前記ローラナットの条数が増減されており、前記ねじ軸及び前記ローラナットが相対的に回転すると前記遊星ねじローラは滑ることなくねじ山の噛み合いにより前記ねじ軸及び前記ローラナットに対し相対的に回転するよう構成される（請求項２の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項２の構成に於いて、前記ねじ軸、前記遊星ねじローラ、前記ローラナットのねじのピッチ角は前記遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置の正効率及び逆効率が何れも正であり且つ逆効率が正効率の８０％以下であるよう設定される（請求項３の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項２又は３の構成に於いて、前記ねじ軸は前記車体側部材及び前記車輪側部材の一方に連結され、前記ローラナットは前記車体側部材及び前記車輪側部材の他方に回転可能に支持され、前記回転アクチュエータにより前記車体側部材及び前記車輪側部材の他方に対し相対的に回転駆動されるよう構成される（請求項４の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項２又は３の構成に於いて、前記ねじ軸は前記車体側部材及び前記車輪側部材の一方に連結され、前記回転アクチュエータにより前記車体側部材及び前記車輪側部材の他方に対し相対的に回転駆動され、前記ローラナットは前記車体側部材及び前記車輪側部材の他方に連結されているよう構成される（請求項５の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項４又は５の構成に於いて、前記ねじ軸は前記遊星ねじローラ及び前記ローラナットに対し相対的に直線変位するよう構成される（請求項６の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項４の構成に於いて、前記ねじ軸及び前記遊星ねじローラは前記ローラナットに対し相対的に直線変位するよう構成される（請求項７の構成）。

上記請求項１の構成によれば、回転アクチュエータの回転を車体側部材と車輪側部材との間の相対的直線運動に変換する回転−直線運動変換装置は、ねじ軸と、ねじ軸の周りに配設されねじ軸と螺合する複数個の遊星ねじローラと、ねじ軸及び遊星ねじローラを囲繞し遊星ねじローラと螺合するローラナットとを有する遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置であり、遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置はボールねじ式の回転−直線運動変換装置に比して耐荷重性や耐衝撃荷重性に優れているので、回転−直線運動変換装置を大型化することなく確実に且つ良好に回転運動と直線運動との間の運動変換を行わせることができ、従ってアクティブサスペンション装置を円滑に作動させ、その耐久性を向上させることができる。

また遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置はねじのリード角（ピッチ角）の設定の自由度が高く、逆効率を正効率よりも小さく設定できるので、回転アクチュエータの回転を効率的に車体側部材と車輪側部材との間の相対的直線運動に変換しつつ、アクティブサスペンション装置の非制御時や回転アクチュエータの故障時に車輪側よりの逆入力に対し十分な抵抗を与えることができ、従って回転アクチュエータの回転制御によりサスペンションストロークを効率的に達成しつつ十分な振動減衰作用を確保することができ、また回転アクチュエータの回転制御によって車体側部材と車輪側部材との間に作用する荷重を制御することにより減衰力を可変制御することができる。

更に遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置に於いては遊星歯車機構による減速及び差動ねじ機構による減速の両者により減速が達成され、回転アクチュエータの回転角度に対する車体側部材と車輪側部材との間の相対的直線変位の比を小さくすることができるので、回転アクチュエータとして例えば高回転且つ低トルク型の小型の電動機を使用することができると共に、ボールねじ式の回転−直線運動変換装置が使用される場合に比してサスペンションストロークを高精度に制御することができる。

また上記請求項２の構成によれば、ねじ軸及び遊星ねじローラは互いに逆方向のねじにて螺合し、遊星ねじローラ及びローラナットは互いに同一方向のねじにて螺合し、ねじ軸、遊星ねじローラ、ローラナットのねじのピッチは互いに等しく、ねじ軸又はローラナットが回転されてもねじ軸、遊星ねじローラ、ローラナットの何れもスラスト変位しないねじ軸、遊星ねじローラ、ローラナットの有効ねじ径及び条数の関係に対し、ねじ軸又はローラナットの条数が増減されており、ねじ軸及びローラナットが相対的に回転すると遊星ねじローラは滑ることなくねじ山の噛み合いによりねじ軸及びローラナットに対し相対的に回転するので、ねじ軸、遊星ねじローラ、ローラナットは互いに共働して遊星歯車減速機構と同様の減速機能を果たすと共に、ねじ軸又はローラナットは遊星ねじローラと共働して差動ねじとしての機能を果たし、これにより遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置はねじ軸とローラナットとの間に於いて回転角度と直線変位量とを一対一に正確に対応させて回転運動を微小な直線運動に正確に変換し或いは直線運動を大きい回転運動に正確に変換することができ、またねじ軸、遊星ねじローラ、ローラナットは互いに螺合するので、優れた耐荷重性能を確保することができる。

また上記請求項３の構成によれば、ねじ軸、遊星ねじローラ、ローラナットのねじのピッチ角は遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置の正効率及び逆効率が何れも正であり且つ逆効率が正効率の８０％以下であるよう設定されるので、回転アクチュエータの回転を効率的に車体側部材と車輪側部材との間の相対的直線運動に変換しつつ、非制御時や回転アクチュエータの故障時に車輪側よりの逆入力に対し十分な抵抗を与えることができ、従って回転アクチュエータの回転制御によりサスペンションストロークを効率的に達成しつつ十分な振動減衰作用を確保することができる。

また上記請求項４の構成によれば、ねじ軸は車体側部材及び車輪側部材の一方に連結され、ローラナットは車体側部材及び車輪側部材の他方に回転可能に支持され、回転アクチュエータにより車体側部材及び車輪側部材の他方に対し相対的に回転駆動されるので、回転アクチュエータによってローラナットを回転駆動することによりねじ軸と共に車体側部材及び車輪側部材の一方を車体側部材及び車輪側部材の他方に対し相対的に直線運動させ、これにより車体側部材と車輪側部材とを相対的に変位させることができる。

また上記請求項５の構成によれば、ねじ軸は車体側部材及び車輪側部材の一方に連結され、回転アクチュエータにより車体側部材及び車輪側部材の他方に対し相対的に回転駆動され、ローラナットは車体側部材及び車輪側部材の他方に連結されているので、回転アクチュエータによってねじ軸を回転駆動することによりローラナットと共に車体側部材及び車輪側部材の他方を車体側部材及び車輪側部材の一方に対し相対的に直線運動させ、これにより車体側部材と車輪側部材とを相対的に変位させることができる。

また上記請求項６の構成によれば、ねじ軸は遊星ねじローラ及びローラナットに対し相対的に直線変位するので、ねじ軸及び遊星ねじローラがローラナットに対し相対的に直線変位する構成の場合に比して直線変位する部材の重量を低減すると共に、ローラナットの必要な長さを低減することができる。

また上記請求項７の構成によれば、ねじ軸及び遊星ねじローラはローラナットに対し相対的に直線変位するので、ねじ軸が遊星ねじローラ及びローラナットに対し相対的に直線変位する構成の場合に比してねじ軸の必要な長さを低減することができ、これによりアクティブサスペンション装置を大きくすることなく十分なサスペンションストロークを確保することができる。

［課題解決手段の好ましい態様］
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項３の構成に於いて、ねじ軸、遊星ねじローラ、ローラナットのねじのピッチ角は遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置の正効率及び逆効率が何れも正であり且つ逆効率が正効率の１０％以上８０％以下であるよう設定される（好ましい態様１）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１又は２の構成に於いて、ねじ軸及びローラナットのうちの一方の部材が回転可能に且つスラスト変位不可能に支持され、ねじ軸及びローラナットのうちの他方の部材が回転不可能に且つスラスト変位可能に支持され、前記他方の部材の条数が増減されているよう構成される（好ましい態様２）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様２の構成に於いて、一方の部材と共働して遊星ねじローラをねじ軸の軸線周りの所定の位置に保持し遊星ねじローラをそれらの軸線周りに回転可能に支持するキャリアを有するよう構成される（好ましい態様３）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様３の構成に於いて、キャリアは前記一方の部材によりねじ軸及びローラナットに対し相対的に回転可能に且つ前記一方の部材に対し相対的にスラスト変位不可能に支持されているよう構成される（好ましい態様４）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項２の構成に於いて、遊星ねじローラがねじ山の噛み合いによりねじ軸及びローラナットに対し相対的に回転する際の摩擦損失は、遊星ねじローラがねじ軸若しくはローラナットに対し相対的に回転することなくねじ軸若しくはローラナットに対し相対的に滑る際の摩擦損失よりも小さいよう構成される（好ましい態様５）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１又は上記好ましい態様２乃至５の構成に於いて、ねじ軸、遊星ねじローラ、ローラナットはそれぞれ対応する軸線の周りに螺旋状に延在するねじを有し、各ねじのねじ山はそれぞれ対応する軸線に沿う断面で見て左右対称であるよう構成される（好ましい態様６）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１又は上記好ましい態様２乃至６の構成に於いて、遊星ねじローラの個数は、ねじ軸及びローラナットの合計の条数を正の整数にて除算した値であるよう構成される（好ましい態様７）。

以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施例について詳細に説明する。

図１は本発明によるアクティブサスペンション装置の実施例１を示す縦断面図である。

図１に於いて、符号１０はアクティブサスペンション装置を全体的に示しており、アクティブサスペンション装置１０は軸線１２に沿って互いに相対的に直線変位可能な車体側部材１４と車輪側部材１６とを有している。車体側部材１４は軸線１２に沿って延在する棒状をなし、上端にアッパスプリングシート部材１８を担持している。アッパスプリングシート部材１８の凹部内には円筒状のゴムブッシュ２０が固定されており、アッパスプリングシート部材１８の凹部の下面には円筒状のゴム製のバウンドストッパ２２が固定されている。

車体側部材１４の上端部はアッパスプリングシート部材１８、ゴムブッシュ２０、バウンドストッパ２２を貫通して上方へ延在し、車体側部材１４の上端にはゴムブッシュ２０の上端に係合するストッパ２４が固定されている。車体側部材１４の上端部はアッパスプリングシート部材１８が車体２６に連結されることにより車体２６に連結されており、これにより車体側接続端を郭定している。

車輪側部材１６は軸線１２に沿って延在する有底の円筒状をなし、底壁に固定されたブラケット２６にて車輪側、即ち図には示されていない車輪支持部材又はサスペンションアームに連結され、これによりブラケット２６は車輪側接続端を郭定している。車輪側部材１６にはロアスプリングシート部材１６Ａが固定されており、アッパスプリングシート部材１８とロアスプリングシート部材１６Ａとの間にはコイル状のサスペンションスプリング３０が弾装されている。

車輪側部材１６の上端にはキャップ部材３２が固定されており、キャップ部材３２は軸線１２に沿って往復動可能に且つ軸線１２の周りに回転不可能に車体側部材１４を支持している。キャップ部材３２には車体側部材１４に係合するシール部材３４が固定されている。車体側部材１４の下端には遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０が設けられており、回転−直線運動変換装置４０は軸線１２に沿って延在し雄ねじを有するねじ軸４２を含み、ねじ軸４２は車体側部材１４の下方部にその一部として形成されている。ねじ軸４２は軸線１２に沿って延在する実質的に円筒形のローラナット４４に挿通され、ローラナット４４よりも大きい軸線方向の長さを有している。

ローラナット４４は内周面に雌ねじを有し、車輪側部材１６の内面によりボールベアリング４６、４８を介して軸線１２の周りに車輪側部材１６に対し相対的に回転可能に支持されている。ボールベアリング４６、４８のアウタレースはそれぞれストッパリング５０及び５２により車輪側部材１６の内面に固定されている。ローラナット４４の外面には径方向に磁極を有する複数個の永久磁石５４が周方向に等間隔に隔置された状態にて固定されている。

永久磁石５４の周りにて車輪側部材１６の外周面にはハウジング５６が固定されており、ハウジング５６内には径方向に延在する複数個のコア５８が周方向に等間隔に隔置された状態にて配置されている。各コア５８にはコイル６０が巻回されており、永久磁石５４、コア５８、コイル６０は互いに共働してローラナット４４を軸線１２の周りに回転駆動する電動機６２を構成している。

電動機６２は図２に示された電子制御装置１００により制御される。電子制御装置１００は電動機６２へ駆動電流を供給する駆動回路１０２を含み、駆動回路１０２は図２には示されていない種々のセンサの検出結果に基づきマイクロコンピュータ１０４により制御される。駆動回路１０２にはバッテリ１０６より昇圧器（ＤＣ‐ＤＣコンバータ）１０８及びキャパシタ１１０を経て電流が供給され、電動機６２の非制御時に於けるサスペンションのストロークにより電動機６２が発電機として機能することにより発生される電流は昇圧器１０８を経てバッテリ１０６へ供給され、これにより回生電流としてバッテリ１０６に充電される。

ねじ軸４２とローラナット４４との間には雄ねじを有する複数個の遊星ねじローラ６６が配置されており、各遊星ねじローラ６６は軸線１２に平行に延在し、ローラナット４４よりも短い長さを有している。図示の実施例に於いては、遊星ねじローラ６６は９個設けられ、軸線１２の周りに等間隔に互いに周方向に隔置されている。各遊星ねじローラ６６は両端に円柱状のシャフト部を有し、各シャフト部はそれぞれねじ軸４２を囲繞する環状のキャリア６８及び７０により各自の軸線の周りに自転可能に且つ軸線１２の周りに公転可能に且つローラナット４４に対し相対的にスラスト変位不可能に支持されている。

キャリア６８及び７０はねじ軸４２よりも大きい内径及びローラナット４４よりも小さい外径を有し、ねじ軸４２及びローラナット４４に対し相対的に軸線１２の周りに自由に回転可能である。またキャリア６８及び７０は例えば含油金属の如き摩擦係数が低い材料にて形成され、ローラナット４４に固定された図には示されていないストッパリングにより軸線方向外方へ移動しないよう支持されている。

ローラナット４４の雌ねじ及び遊星ねじローラ６６の雄ねじは同一方向のねじであるのに対し、ねじ軸４２の雄ねじ及び遊星ねじローラ６６の雄ねじは互いに逆方向のねじである。各遊星ねじローラ６６の雄ねじはねじ軸４２の雄ねじ及びローラナット４４の雌ねじに螺合している。特にローラナット４４がねじ軸４２に対し相対的に回転すると、遊星ねじローラ６６は滑ることなくねじ山の噛み合いによりねじ軸４２及びローラナット４４に対し相対的に回転する。

尚「遊星ねじローラ６６が滑ることなくねじ山の噛み合いによりねじ軸４２及びローラナット４４に対し相対的に回転する」ことは、「遊星ねじローラ６６がねじ山の噛み合いによりねじ軸４２及びローラナット４４に対し相対的に回転する際の摩擦損失」が、「遊星ねじローラ６６がねじ軸４２若しくはローラナット４４に対し相対的に回転することなくねじ軸４２若しくはローラナット４４に対し相対的に滑る際の摩擦損失」よりも小さくなるよう、各ねじの間の摩擦係数等との関係にて各ねじのピッチ角等が最適に設定されることにより達成される。

図３はねじ軸４２等のねじのピッチ角（リード角）と遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０の効率との関係を示しており、特に太い実線は正効率（回転運動を直線運動に変換する効率）を示し、太い破線は逆効率（直線運動を回転運動に変換する効率）を示している。また図３は比較例としてボールねじよりも耐荷重性等に優れた台形ねじについて正効率（細い実線）及び逆効率（細い破線）を示している。

図３より解る如く、遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０によれば、台形ねじよりも正効率及び逆効率を高くすることができ、広いピッチ角の範囲に亘り正効率及び逆効率を高くすることができ、逆効率を正効率よりも低く設定し、サスペンションのストローク時に減衰力としての抵抗を与えることができることが解る。

尚本願発明者が行った実験的研究によれば、遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０により回転運動を効率的に直線運動に変換しつつ所要の減衰力を発生するためには、正効率及び逆効率の何れも正であり且つ逆効率は正効率の８０％以下、好ましくは１０％以上８０％以下であることが好ましく、従って図３に示されたピッチ角効率との関係の場合にはねじ軸４２等のねじのピッチ角は１．８以下、好ましくは０．６以上１．８以下であることが好ましい。従って図示の実施例に於いては、ねじ軸４２等のねじのピッチ角は正効率及び逆効率の何れも正であり且つ逆効率が正効率の８０％以下、好ましくは１０％以上８０％以下であるよう設定される。

図４はねじ軸４２の雄ねじを軸線１２に平行な断面にて示す拡大部分断面図である。尚図４に於いて、二点鎖線４２Ａは有効ねじ径の位置を示している。図４に示されている如く、ねじ軸４２の雄ねじは９０度の挾角をなし先端が丸みを帯びた実質的に二等辺三角形のねじ山形状を有し、軸線１２の周りに螺旋状に延在している。またねじ軸４２の雄ねじのねじ山はねじの延在方向に垂直な断面で見て左右対称であるのではなく、軸線１２に沿う断面で見て左右対称であるよう形成されている。更に各ねじ山の斜面は軸線１２に沿う断面で見て半径Ｒsの円弧状をなし、有効ねじ径の位置４２Ａに於ける各ねじ山の斜面の軸線１２に対する傾斜角は４５度である。

またローラナット４４の雌ねじ及び遊星ねじローラ６６の雄ねじもねじ軸４２の雄ねじと同様に形成されており、従ってねじ軸４２の雄ねじと遊星ねじローラ６６の雄ねじ及び遊星ねじローラ６６の雄ねじとローラナット４４の雌ねじは、それらの回転方向及び回転角度の大小に拘らず常にそれぞれ有効ねじ径の径方向位置であって軸線方向に互いにねじピッチ分隔置された複数の位置に於いて互いに実質的に点接触する状況を維持する。

またねじ軸４２の雄ねじ、ローラナット４４の雌ねじ、遊星ねじローラ６６の雄ねじは互いに同一のピッチを有する多条ねじであるが、ローラナット４４が回転されてもねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、ローラナット４４の何れもスラスト変位しないねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、ローラナット４４の有効ねじ径及び条数の関係に対し、ねじ軸４２の条数が１増減された条数に設定される。即ちねじ軸４２の差動条数が＋１又は−１に設定される。

即ち、ねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、ローラナット４４の有効ねじ径をそれぞれＤs、Ｄp、Ｄnとし、ねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、ローラナット４４の条数をそれぞれＮs、Ｎp、Ｎnとすると、ローラナット４４が回転されてもねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、ローラナット４４の何れもスラスト変位しないねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、ローラナット４４の有効ねじ径及び条数の関係とはＮs：Ｎp：Ｎn＝Ｄs：Ｄp：Ｄnが成立する関係であり、ねじ軸４２の条数Ｎsがこの関係を満たす値に対し１多い数又は１少ない数に設定され、図示の実施例１に於いては、ねじ軸４２の差動条数が−１に設定されている。

以上の説明より解る如く、ねじ軸４２、ローラナット４４、遊星ねじローラ６６、キャリア６８及び７０は互いに共働して遊星歯車減速機構と同様の減速機構を構成すると共に、ねじ軸４２の差動条数によりローラナット４４及び遊星ねじローラ６６に対し相対的にねじ軸４２を軸線１２に沿ってスラスト変位させる差動ねじ機構を構成している。

図５は実施例１に於ける回転−直線運動変換装置１０の作動原理を示す解図的説明図であり、特に図５（Ａ）は図１の上方より回転−直線運動変換装置１０を見た場合のねじ軸４２、ローラナット４４、遊星ねじローラ６６、キャリア６８及び７０の回転方向を示し、図５（Ｂ）は図１の斜め上方より回転−直線運動変換装置４０を見た場合についてキャリア６８及び７０を固定してねじ軸４２、ローラナット４４、遊星ねじローラ６６のスラスト移動方向を示している。

図５（Ａ）に示されている如く、ねじ軸４２は回転しないので、ローラナット４４が軸線１２の周りに時計廻り方向へ回転されると、各遊星ねじローラ６６はそれぞれ各自の軸線の周りに時計廻り方向へ自転しつつねじ軸４２の周りに時計廻り方向へ公転し、キャリア６８及び７０は軸線１２の周りに時計廻り方向へ回転する。

図５（Ｂ）に示されている如く、右ねじを有する一つの遊星ねじローラ６６についてキャリア６８及び７０を固定して考えると、遊星ねじローラ６６はその軸線の周りに時計廻り方向へ回転することにより右ねじの締め込み方向へスラスト変位しようとし、これに螺合する左ねじのねじ軸４２は軸線１２の周りに反時計廻り方向へ回転することにより手前側へスラスト変位しようとする。

この場合遊星ねじローラ６６はキャリア６８及び７０によりスラスト変位が阻止されるので、ねじ軸４２は軸線１２の周りに反時計廻り方向へ回転することにより遊星ねじローラ６６に対し相対的にスラスト変位する。従ってローラナット４４が軸線１２の周りに時計廻り方向へ回転されると、ねじ軸４２はその差動条数が−１であるので手前側へスラスト変位し、ローラナット４４が軸線１２の周りに反時計廻り方向へ回転されると、ねじ軸４２は向こう側へスラスト変位する。

尚ねじ軸４２の差動条数が＋１である場合には、ねじ軸４２は上述の場合とは逆方向へ移動する。またローラナット４４の差動条数が＋１の場合に於いて、ローラナット４４が軸線１２の周りに時計廻り方向へ回転されると、ねじ軸４２は手前側へスラスト変位し、ローラナット４４が軸線１２の周りに反時計廻り方向へ回転されると、ねじ軸４２は向こう側へスラスト変位し、ローラナット４４の差動条数が−１である場合にはねじ軸４２は逆方向へスラスト変位する。

遊星ねじローラ６６に対するねじ軸４２の相対的スラスト変位量の大きさは遊星ねじローラ６６の１公転当り１条分、即ちねじのピッチＰであり、ローラナット４４の１回転当りの公転数は「ローラナット４４の有効ねじ径Ｄn」を「ねじ軸４２の有効ねじ径Ｄsとローラナット４４の有効ねじ径Ｄnとの和」にて除算した値であるので、ローラナット４４の１回転当りのねじ軸４２のスラスト変位量の大きさＬsは下記の式１にて表される。
Ｌs＝Ｐ・Ｄn／（Ｄs＋Ｄn） ……（１）

例えば図示の実施例１に於いて、ピッチＰが１mmであり、遊星ねじローラ６６の雄ねじが４条（Ｎp＝４）の右ねじであり、その有効ねじ径が７mmであり、ローラナット４４の雌ねじの有効ねじ径Ｄnが遊星ねじローラ６６の雄ねじの４．５倍の３１．５mmであり、その右ねじの条数Ｎnがねじ軸４２及び遊星ねじローラ６６が相対的にスラスト変位しない条件４．５×４の１８条であるとすると、ねじ軸４２の雄ねじの有効ねじ径Ｄsは、遊星ねじローラ６６の雄ねじの２．５倍の１７．５mmであり、その左ねじの条数Ｎsはねじ軸４２及び遊星ねじローラ６６が相対的にスラスト変位しない条件、即ち１条の２．５×４倍より１少ない９条であるとすると、ローラナット４４の１回転当りのねじ軸４２のスラスト変位量の大きさＬsは上記式１より１７．５／４９mmである。

尚図示の実施例１に於ける遊星ねじローラ６６の個数は上述の如く９個であるが、これは上記具体例に於いてねじ軸４２及びローラナット４４の合計の条数２７を正の整数３にて除算した値であり、遊星ねじローラ６６の個数がねじ軸４２及びローラナット４４の合計の条数を正の整数にて除算した値である場合に遊星ねじローラ６６を軸線１２の周りに等間隔にて互いに周方向に隔置された状態に配置することができる。

また図示の実施例１に於いて、ねじ軸４２が軸線１２に沿ってスラスト変位せしめられると、各遊星ねじローラ６６が各自の軸線の周りに自転しつつねじ軸４２の周りに公転し、これによりローラナット４４が軸線１２の周りに回転する。この場合ローラナット４４の回転方向はねじ軸４２のスラスト変位の方向及びねじ軸４２の差動条数が＋１であるか−１であるかにより決定され、何れの場合にもねじ軸４２のスラスト変位の大きさがＬsであるときのローラナット４４の回転角度の大きさθnは下記の式２にて表される。
θn＝（Ｄs＋Ｄn）／（３６０・Ｐ・Ｄn） ……（２）

かくしてねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、ローラナット４４は互いに共働して遊星歯車減速機構と同様の減速機能を果たすと共に、ねじ軸４２及び遊星ねじローラ６６は互いに共働して差動ねじとしての機能を果たし、またねじ軸４２が回転不可能に且つスラスト変位可能に支持され、ローラナット４４が回転可能に且つスラスト変位不可能に支持されているので、回転角度と直線変位量とを一対一に正確に対応させてローラナット４４の回転運動を正確にねじ軸４２の微小な直線運動に正確に変換し、或いはねじ軸４２の直線運動をローラナット４２の大きい回転運動に正確に変換することができる。

従って図示の実施例１によれば、電子制御装置１００によって電動機６２を制御することにより、車体側部材１４と車輪側部材１６とを相対的に正確に直線変位させ、これによりサスペンションストロークを高精度にアクティブに制御して車輌の旋回時等に於ける車輌の姿勢を正確に制御することができる。

また図示の実施例１によれば、回転アクチュエータとしての電動機６２の回転を車体側部材１４と車輪側部材１６との間の相対的直線運動に変換する回転−直線運動変換装置は、ねじ軸４２と、ねじ軸の周りに配設されねじ軸と螺合する複数個の遊星ねじローラ６６と、ねじ軸及び遊星ねじローラを囲繞し遊星ねじローラと螺合するローラナット４４とを有する遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０であり、遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０はボールねじ式の回転−直線運動変換装置に比して耐荷重性や耐衝撃荷重性に優れているので、回転−直線運動変換装置を大型化することなく確実に且つ良好に回転運動と直線運動との間の運動変換を行わせることができ、従ってアクティブサスペンション装置を円滑に作動させ、その耐久性を向上させることができる。

また図示の実施例１によれば、遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０のねじ軸４２等のねじのピッチ角は正効率及び逆効率の何れも正であり且つ逆効率が正効率の８０％以下、好ましくは１０％以上８０％以下であるよう設定されるので、電動機６２の回転を効率的に車体側部材１４と車輪側部材１６との間の相対的直線運動に変換しつつ、非制御時や電動機６２の故障時に車輪側よりの逆入力に対し十分な抵抗を与えることができ、従って電動機６２の回転制御によりサスペンションストロークを効率的に達成しつつ十分な振動減衰作用を確保することができ、更には電動機６２の回転トルクの制御によって車体側部材１４と車輪側部材１６との間に作用する荷重を制御することにより減衰力を可変制御することができ、例えば悪路走行時には減衰力を低くして車輌の乗り心地性を向上させ、車輌の旋回時や加減速時には減衰力を高くして車輌の操縦安定性を向上させることができる。

また図示の実施例１によれば、遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０に於いては上述の如く遊星歯車機構による減速及び差動ねじ機構による減速の両者により減速が達成され、電動機６２の回転角度に対する車体側部材１４と車輪側部材１６との間の相対的直線変位の比を小さくすることができるので、電動機６２として例えば高回転且つ低トルク型の小型の電動機を使用することができる。

更に図示の実施例１によれば、電動機６２の非制御時に於けるサスペンションのストロークにより電動機６２が発電機として機能することにより発生される電流は昇圧器１０８を経てバッテリ１０６へ供給され、これにより回生電流としてバッテリ１０６に充電されるので、車輪のバウンド、リバウンドのエネルギの一部を電気的エネルギとして回収し、車輌全体の効率を向上させることができる。

特に図示の実施例１によれば、ねじ軸４２は遊星ねじローラ６６及びローラナット４４に対し相対的に直線変位するので、ねじ軸４２及び遊星ねじローラ６６がローラナット４４に対し相対的に直線変位する構成の場合に比して直線変位する部材の重量を低減すると共に、ローラナット４４の必要な長さを低減することができる。

また図示の実施例１によれば、ローラナット４４と共働して遊星ねじローラ６６をねじ軸４２の軸線周りの所定の位置に保持し遊星ねじローラ６６をそれらの軸線の周りに回転可能に支持するキャリア６８及び７０が設けられ、キャリア６８及び７０はローラナット４４によりローラナットに対し相対的に回転可能に且つローラナットに対し相対的にスラスト変位不可能に支持されているので、遊星ねじローラ６６をねじ軸４２の軸線１２の周りの所定の位置に確実に保持すると共に、遊星ねじローラ６６を確実にそれらの軸線の周りに回転可能に支持することができ、これにより遊星ねじローラ６６がローラナット４４に対し相対的にスラスト変位することを確実に阻止しつつ遊星ねじローラ６６を確実にねじ軸４２及びローラナット４４に対し相対的に回転させ公転させることができる。

また図示の実施例１によれば、遊星ねじローラ６６がねじの歯の噛み合いによりねじ軸４２及びローラナット４４に対し相対的に回転する際の摩擦損失は、遊星ねじローラ６６がねじ軸４２若しくはローラナット４４に対し相対的に回転することなくねじ軸４２若しくはローラナット４４に対し相対的に滑る際の摩擦損失よりも小さいので、ねじ軸４２及びローラナット４４が相対的に回転すると遊星ねじローラ６６が滑ることなくねじ山の噛み合いによりねじ軸４２及びローラナット４４に対し相対的に回転する状況を確実に確保することができる。

また図示の実施例１によれば、ねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、ローラナット４４は互いに螺合するので、優れた耐荷重性能を確保することができ、特にねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、ローラナット４４の各ねじ山の斜面は対応する軸線に沿う断面で見て円弧状をなし、それらの回転に拘らず常にそれぞれ有効ねじ径の径方向位置であって軸線方向に互いにねじピッチ分隔置された複数の位置に於いて互いに実質的に点接触する状況を維持するので、回転方向や回転角度の大きさ等に関係なく回転角度と直線変位量とを非常に正確に一対一に対応させて運動の変換を行うことができる。

また図示の実施例１によれば、ねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、ローラナット４４はそれぞれ対応する軸線の周りに螺旋状に延在するねじを有し、各ねじの延在方向に垂直な断面は左右対称であるので、ねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、ローラナット４４が互いに共働して確実に遊星歯車減速機構と同様の減速機能を果たす状況を確保することができると共に、ねじ軸４２及び遊星ねじローラ６６が互いに共働して確実に差動ねじとしての機能を果たす状況を確保することができる。

図６は本発明によるアクティブサスペンション装置の実施例２を示す縦断面図である。尚図６に於いて図１に示された部材と同一の部材には図１に於いて付された符号と同一の符号が付されている。

この実施例２は上述の実施例１の修正例として構成されており、この実施例に於いては、遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０のローラナット４４はストッパリング５０及び５２により車輪側部材１６の内面にこれに対し相対的に回転しないよう固定されている。またねじ軸４２が形成された車体側部材１４はキャップ部材３２及びアッパスプリングシート１８に固定された軸受７２により軸線１２の周りに回転可能に且つ軸線１２に沿って摺動可能に支持されている。

車体側部材１４の上端には電動機７４の回転軸７６が連結されており、電動機７４のハウジング７８はアッパスプリングシート１８の上面に固定されている。アッパスプリングシート１８は図４には示されていないゴムブッシュを介して車体２６に固定されている。尚電動機７４の回転軸７６はハウジング７８に固定された軸受により回転可能に支承され、回転軸７６に複数個の永久磁石８０が固定されている。尚この実施例の他の点は上述の実施例１の場合と同様に構成されている。

かくして図示の実施例２に於いて、電動機７４が駆動され、車体側部材１４及びねじ軸４２が回転駆動されると、その回転が遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０によりねじ軸４２とローラナット４４との間の相対的な直線運動に変換され、これにより車体側部材１４と車輪側部材１６とを相対的に正確に直線変位させ、これによりサスペンションストロークを高精度にアクティブに制御して車輌の旋回時等に於ける車輌の姿勢を正確に制御することができ、また上述の実施例１の場合と同様他の作用効果を得ることができる。

特に図示の実施例２によれば、ローラナット４４は車輪側部材１６に固定されればよく、また電動機７４は車体側に取り付けられればよいので、上述の実施例１の場合に比してアクティブサスペンション装置を車輌に容易に組み付けることができる。

図７は本発明によるアクティブサスペンション装置の実施例３を示す縦断面図である。尚図７に於いて図１に示された部材と同一の部材には図１に於いて付された符号と同一の符号が付されている。

この実施例に於いては、遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０のローラナット４４は上述の実施例１の場合と同様車輪側部材１６の内面によりボールベアリング４６、４８を介して軸線１２の周りに車輪側部材１６に対し相対的に回転可能に支持されているが、実施例１の場合よりも長く、これに対応して永久磁石５４及び電動機６２の長さも長く設定されている。

また遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０のキャリア６８及び７０はそれぞれ車体側部材１４のねじ部に螺合するナット８２及び８４によりねじ軸４２及びローラナット４４に対し相対的に軸線１２の周りに回転可能に支持されており、ねじ軸４２、遊星ねじローラ６６、キャリア６８及び７０は一体的にてローラナット４４に対し相対的に軸線１２に沿って直線変位するようになっている。尚車体側部材１４は上述の実施例１の場合と同様アッパスプリングシート１８に連結されると共に、キャップ部材３２により軸線１２に沿って往復動可能に且つ軸線１２の周りに回転不可能に支持されている。

かくして図示の実施例３に於いて、電動機７４が駆動されることによりローラナット４４が回転駆動されると、その回転が遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０によりねじ軸４２とローラナット４４との間の相対的な直線運動に変換され、これにより車体側部材１４と車輪側部材１６とを相対的に正確に直線変位させ、これによりサスペンションストロークを高精度にアクティブに制御して車輌の旋回時等に於ける車輌の姿勢を正確に制御することができ、また上述の実施例１の場合と同様他の作用効果を得ることができる。

特に図示の実施例３によれば、ねじ軸４２及び遊星ねじローラ６６が一体的にローラナット４４に対し相対的に直線運動するので、上述の実施例１及び２の場合に比してねじ軸４２の長さを短くすることができ、これにより車輪側部材１６の長さを長くすることなく十分なサスペンションストロークを確保することができる。

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

例えば上述の各実施例に於いては、遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置４０のねじ軸４２が車体側部材１４に連結され、ローラナット４４が車輪側部材１６に支持されているが、ローラナット４４が車体側部材１４に支持され、ねじ軸４２が車輪側部材１６に連結されてもよい。

また上述の各実施例に於いては、ねじ軸４２又はローラナット４４の差動条数は＋１又は−１であるが、差動条数は任意に設定されてよく、またねじ軸４２の雄ねじが左ねじであり、遊星ねじローラ６６の雄ねじ及びローラナット４４の雌ねじが右ねじであるが、ねじ軸４２の雄ねじが右ねじに設定され、遊星ねじローラ６６の雄ねじ及びローラナット４４の雌ねじが左ねじに設定されてもよい。

本発明によるアクティブサスペンション装置の実施例１を示す縦断面図である。（実施例１） 図１に示されたアクティブサスペンション装置の電動機を制御する電子制御装置を示すブロック図である。（実施例１） 図１に示された遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置（太い実線及び破線）及び台形ねじ（細い実線及び破線）についてねじのピッチ角（リード角）と回転−直線運動変換装置の効率との関係を示すグラフである。（実施例１） 図１に示された遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置のねじ軸の雄ねじをねじ軸の軸線に平行な断面にて示す拡大部分断面図である。（実施例１） 遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置の作動原理を示す解図的説明図であり、特に（Ａ）は図１の上方より回転−直線運動変換装置を見た場合のねじ軸、ローラナット、遊星ねじローラ、キャリアの回転方向を示し、（Ｂ）は図１の斜め上方より回転−直線運動変換装置を見た場合についてキャリアを固定してねじ軸、ローラナット、遊星ねじローラのスラスト移動方向を示している。（実施例１） 本発明によるアクティブサスペンション装置の実施例２を示す縦断面図である。（実施例２） 本発明によるアクティブサスペンション装置の実施例３を示す縦断面図である。（実施例３）

符号の説明

１０ アクティブサスペンション装置
１４ 車体側部材
１６ 車輪側部材
４０ 遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置
４２ ねじ軸
４４ ローラナット
６２ 電動機
６６ 遊星ねじローラ
１００ 電子制御装置

Claims (7)

1. 車体に接続された車体側部材と、車輪側に接続された車輪側部材と、回転アクチュエータと、前記回転アクチュエータの回転を前記車体側部材と前記車輪側部材との間の相対的直線運動に変換する回転−直線運動変換装置とを有し、前記車体側部材と前記車輪側部材とを相対的に変位させて減衰力を可変制御すると共にサスペンションストロークを制御するアクティブサスペンション装置に於いて、前記回転−直線運動変換装置はねじ軸と、前記ねじ軸の周りに配設され前記ねじ軸と螺合する複数個の遊星ねじローラと、前記ねじ軸及び前記遊星ねじローラを囲繞し前記遊星ねじローラと螺合するローラナットとを有する遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置であることを特徴とするアクティブサスペンション装置。
2. 前記ねじ軸及び前記遊星ねじローラは互いに逆方向のねじにて螺合し、前記遊星ねじローラ及び前記ローラナットは互いに同一方向のねじにて螺合し、前記ねじ軸、前記遊星ねじローラ、前記ローラナットのねじのピッチは互いに等しく、前記ねじ軸又は前記ローラナットが回転されても前記ねじ軸、前記遊星ねじローラ、前記ローラナットの何れもスラスト変位しない前記ねじ軸、前記遊星ねじローラ、前記ローラナットの有効ねじ径及び条数の関係に対し、前記ねじ軸又は前記ローラナットの条数が増減されており、前記ねじ軸及び前記ローラナットが相対的に回転すると前記遊星ねじローラは滑ることなくねじ山の噛み合いにより前記ねじ軸及び前記ローラナットに対し相対的に回転することを特徴とする請求項１に記載のアクティブサスペンション装置。
3. 前記ねじ軸、前記遊星ねじローラ、前記ローラナットのねじのピッチ角は前記遊星式差動ねじ型回転−直線運動変換装置の正効率及び逆効率が何れも正であり且つ逆効率が正効率の８０％以下であるよう設定されていることを特徴とする請求項２に記載のアクティブサスペンション装置。
4. 前記ねじ軸は前記車体側部材及び前記車輪側部材の一方に連結され、前記ローラナットは前記車体側部材及び前記車輪側部材の他方に回転可能に支持され、前記回転アクチュエータにより前記車体側部材及び前記車輪側部材の他方に対し相対的に回転駆動されることを特徴とする請求項２又は３に記載のアクティブサスペンション装置。
5. 前記ねじ軸は前記車体側部材及び前記車輪側部材の一方に連結され、前記回転アクチュエータにより前記車体側部材及び前記車輪側部材の他方に対し相対的に回転駆動され、前記ローラナットは前記車体側部材及び前記車輪側部材の他方に連結されていることを特徴とする請求項２又は３に記載のアクティブサスペンション装置。
6. 前記ねじ軸は前記遊星ねじローラ及び前記ローラナットに対し相対的に直線変位することを特徴とする請求項４又は５に記載のアクティブサスペンション装置。
7. 前記ねじ軸及び前記遊星ねじローラは前記ローラナットに対し相対的に直線変位することを特徴とする請求項４に記載のアクティブサスペンション装置。
   

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