JP2008068763A - サスペンション - Google Patents

Abstract

【課題】車両に発生するハーシュネスの低減とブルブル振動の低減を両立する。
【解決手段】ばね下が上下にストロークした際にリアタイヤ３からばね下に入力される車両前後方向の力Ｆｘｔ（ｖ）と、ばね下が上下にストロークした際のばね下の瞬間中心Ｍとリアタイヤ３のスピンドルセンター７とを通る車両前後方向の基準線Ｓに平行な成分の剛性Ｋｘによってばね下に入力される車両前後方向の反力Ｆｘａとが相殺されるように、基準線Ｓに平行な成分の剛性Ｋｘと、車両前後方向における車両前後方向線Ｈに対して基準線Ｓがなす角αとを設定する。
【選択図】図１

Description

本発明は、車両のサスペンションに関する。

従来、車両の乗り心地を向上させるためのサスペンションとして、特許文献１に記載のサスペンションが知られている。このサスペンションは、トレーリングアーム式リアサスペンションにおいて、アクスルの瞬間回転中心がホイールセンターよりも前方且つ上方の位置になるように設定することで、サスペンションに入力される前後力を低減し、ブッシュの剛性を低くすることなくハーシュネスの低減を図っている。
特開２００１−２７０３１３号公報

しかし、車両には、ハーシュネスだけでなく、タイヤやサスペンション等のばね下が共振することによるブルブル振動も生じる。突起等を乗り越えると、ハーシュネスとブルブル振動によりばね下が前後方向に振動し、乗り心地が悪化する。このハーシュネスとブルブル振動とは周波数帯が異なるため、一般的なばね・マス系で考えた場合、サスペンションの前後方向の剛性を変更しても、ハーシュネスの低減とブルブル振動の低減を両立させることが難しい。特許文献１に記載のサスペンションでは、ハーシュネスの低減のみを目的としており、ブルブル振動の低減とハーシュネスの低減を両立させることができない。

そこで、本発明の目的は、車両に発生するハーシュネスの低減とブルブル振動の低減を両立するサスペンションを提供することにある。

本発明に係るサスペンションは、ばね下が上下にストロークした際にタイヤからばね下に入力される車両前後方向の力と、ばね下が上下にストロークした際のばね下の瞬間中心とタイヤのスピンドルセンターとを通る車両前後方向の基準線に平行な成分の剛性によってばね下に入力される車両前後方向の反力とが相殺されるように、基準線に平行な成分の剛性と、車両前後方向における車両前後方向線に対して基準線がなす角とを設定することを特徴とする。

サスペンションでは、一般的に、突起を乗り越える等してばね下が上下にストロークした際に、タイヤからばね下に車両前後方向の力が入力される。また、ばね下が上下にスクロールした際に、ばね下の車両前後方向には基準線に平行な成分の剛性と車両前後方向線に対して基準線がなす角により反力が作用する。車両前後方向線とは、車両の前後方向における基準となる線であり、例えば、車両が水平面上に位置し、前後のばね下の高さが同じ場合には、水平方向の線が車両前後方向線となり、車両が傾斜面上に位置し、前後のばね下の高さが同じ場合には、傾斜面に平行な線が車両前後方向線となり、車両が水平面上に位置し、後ろのばね下の方が高い場合には、その前後のばね下の高さに応じた車両の傾斜方向の線が車両前後方向線となる。基準線とは、ばね下が上下にストロークした際、車両を側面から見たとき（以下「車両側面視」という）に、ばね下の瞬間中心とタイヤのスピンドルセンターとを通る線をいう。瞬間中心とは、ばね下が上下にストロークした際、車両側面視において、サスペンションのアームの連結によりばね下（スピンドルセンター、ひいてはタイヤ）が回転する回転中心をいう。なお、サスペンションのアームが複数あるときは、その複数のアームの位置、形状、長さ等から決まるばね下の回転中心が瞬間中心となる。

そこで、このサスペンションでは、ばね下の共振周波数近傍で車両前後方向の力と車両前後方向の反力とが相殺するように、基準線に平行な成分の剛性と、車両前後方向線に対して基準線がなす角を設定する。タイヤからばね下に車両前後方向の力が入力されると、ばね下の共振周波数近傍でばね下が共振してブルブル振動が発生する。しかし、車両前後方向の反力によって車両前後方向の力が相殺されるため、ばね下の共振が小さくなり、ブルブル振動が低減する。特に、剛性となす角を設定する際に、剛性を小さく設定することによって、ハーシュネスの振動レベルを小さくすることができる。そして、この設定された剛性に基づき、車両前後方向の力と車両前後方向の反力とが相殺されるように、なす角を設定することで、ブルブル振動を低減することができる。このようにして、このサスペンションでは、ハーシュネスの低減とブルブル振動の低減とを両立することが可能となる。

また、本発明に係る上記サスペンションでは、サスペンションの各アームはブッシュを介して車体に取り付けられ、基準線に平行な成分の剛性は、ブッシュの剛性により決まることが好適である。このサスペンションでは、サスペンションの各アームと車体との間に一般的に使われているブッシュを設けることで、簡易かつ安価に基準線に平行な成分の剛性を設定することが可能となる。なお、アームは、サスペンション形式によって一つでも複数でも良い。基準線に平行な成分の剛性は、アームが一つの場合、このアームに設けられるブッシュのばね定数により決まり、アームが複数の場合、複数のアームに設けられるそれぞれのブッシュのばね定数を合成した値により決まる。

また、本発明に係る上記サスペンションでは、上記ブッシュには、すぐりが形成され、すぐりは、基準線がなす角の変化に応じてブッシュの合成が変化するように形成されていることが好適である。このサスペンションでは、基準線がなす角の変化に応じて、ブッシュに形成されたすぐりの形状や位置等に基づきブッシュのばね定数が変化する。そのため、乗車人数や積載重量の増減等により基準線がなす角が変動しても、この変動した基準線がなす角に応じて基準線に平行な成分の剛性を調整することができ、車両前後方向の力を車両前後方向の反力によって適切に相殺することが可能となる。

また、本発明に係る上記サスペンションでは、車両の車速に応じて基準線に平行な成分の剛性が可変される剛性可変手段が設けられていることが好適である。このサスペンションでは、車両の車速が変化すると、剛性可変手段によって基準線に平行な成分の剛性を変化させる。そのため、車両の車速が変化して、車両前後方向の力が変化しても、基準線に平行な成分の剛性を調整することができ、その変化する車両前後方向の力を車両前後方向の反力によって適切に相殺することが可能となる。

本発明によれば、車両に発生するハーシュネスの低減とブルブル振動の低減を両立することが可能となる。

以下、図面を参照して、本発明に係るサスペンションの実施の形態を説明する。本実施の形態には２つの実施の形態があり、本発明に係るサスペンション１，２１を、車両２のリアサスペンションに適用する。なお、本実施の形態では、説明を容易にするため、１本のアームで構成されるサスペンションを適用した場合とする。また、サスペンション１，２１で、同様の構成については同一の符号を付し、その説明を省略する。

図１及び図２を参照して、第１実施形態に係るサスペンション１について説明する。図１は、本実施形態に係るサスペンションを適用した車両を模式的に示した図である。図２は、第１実施形態に係るサスペンションを拡大して模式的に示した図である。

サスペンション１は、リアタイヤ３からばね下に入力される車両の前後方向の振動を吸収する。そのため、サスペンション１は、アーム４、コンプライアンスブッシュ５を備える。なお、ばね下は、サスペンション１のほか、リアタイヤ３やハブ（不図示）などを備える。

アーム４は、車体６とリアタイヤ３との間で連結されており、リアタイヤ３の動きをコントロールする部材である。アーム４の一端は、リアタイヤ３を回動自在に支持するハブ（不図示）に対して、リアタイヤ３のスピンドルセンター７が軸となるように揺動自在に連結されている。アーム４の他端は、車体６の下部に固定されているコンプライアンスブッシュ５に対して揺動自在に連結されている。そのため、アーム４と車体６とが連結される位置が、ばね下の瞬間中心Ｍとなる。瞬間中心Ｍとは、ばね下が上下にストロークした際に、車両側面視において、ばね下（スピンドルセンター７）が回転する回転中心をいう。そして、車両側面視において、スピンドルセンター７と瞬間中心Ｍを通る線を、基準線Ｓという。本実施形態では、アーム４が１本であるため、ばね下は車体６とアーム４が連結される連結点を中心に回転する。そのため、車両側面視において、車体６とアーム４が連結される連結点が瞬間中心となり、アーム４と基準線Ｓとが一致する。そして、アーム４の傾斜角αが基準線Ｓの車両前後方向線Ｈとのなす角となる。車両前後方向線Ｈとは、車両の前後方向における基準となる線であり、図１においては、車両が水平路面上に位置し、前後のばね下の高さが同じであるため、水平方向の線が車両前後方向線Ｈとなる。

なお、アームが複数本あるサスペンションの回転中心は、その複数のアームの位置、形状、長さ等から決まるばね下の回転中心が瞬間中心となる。そのため、基準線は、この瞬間中心とスピンドルセンターを通る線となる。また、瞬間中心は、サスペンションの形式や、アームの本数、長さ、取り付け位置などによって決まり、例えば、ダブルウィッシュボーン式サスペンションの場合は、ばね下が上下にストロークした際の瞬間において、アッパーアームとロアアームの２本のアームの車体側ピボット軸の延長線の交点が瞬間中心となる。

コンプライアンスブッシュ５は、車体６とアーム４とを弾力的に連結すると共に、車両前後方向の振動を吸収する部材である。そして、サスペンション１の基準線における剛性は、コンプライアンスブッシュ５のばね定数Ｋｘにより決まる。また、コンプライアンスブッシュ５は、車体６の下部に設けられたブッシュ取り付け穴１１に圧入され、車体６に固定されている。コンプライアンスブッシュ５は、略厚肉円筒状に形成されており、車体６に固定されてゴムなどの弾性材で形成される弾性部８と、弾性部８の半径方向内側に位置してアーム４を軸回り方向に揺動自在に取り付けるアーム取り付け部９とを備えている。

アーム取り付け部９には、コンプライアンスブッシュ５の軸周りに回転するベアリング（不図示）が回転自在に保持されている。アーム取り付け部９の外周面は弾性部８に固定され、アーム取り付け部９の内周面はアーム４に固定されている。そして、ベアリングがコンプライアンスブッシュ５の軸周りに回転することで、アーム４は車体６に対してスムーズに揺動する。

弾性部８には、すぐり（弾性部８に設けられる穴）１０が形成されている。この例では、すぐり１０は、アーム取り付け部９を挟んで車両上下方向に１箇所ずつ形成されている。そして、図３に示すように、車両前後方向線Ｈに対するアーム４の傾斜角α（基準線Ｓのなす角）が変動すると、すぐり１０に対するアーム４の位置が変動する。そのため、そのアーム４の傾斜角αの変動に伴い、コンプライアンスブッシュ５における基準線Ｓ方向のばね定数が変動する。すなわち、基準線のなす角αの変動に伴い、サスペンション１における基準線Ｓと平行な成分の剛性が変動する。

図３（ａ）は、乗車重量が小さく車体が沈み込んでいない状態を示しており、アーム４の傾斜角α１は比較的大きくなっている。図３（ａ）に示すように、車両側面視において、アーム４とすぐり１０の一部が重なっていると、すぐり１０の空間によって基準線Ｓ方向のばね定数を決定する弾性部８の密度が小さくなり、基準線Ｓ方向のばね定数が小さくなる。図３（ｂ）は、乗車重量が小さく車体が沈み込んでいる状態を示しており、アーム４の傾斜角α２は比較的小さくなっている。図３（ｂ）に示すように、車両側面視において、アーム４とすぐり１０が重なっていないと、基準線Ｓ方向のばね定数はすぐり１０の影響を殆ど受けないため、基準線Ｓ方向のばね定数が大きくなる。

ここで、アーム４の傾斜角αとコンプライアンスブッシュ５のばね定数の設定方法について説明する。

まず、ばね下が上下にストロークした際に、リアタイヤ３からばね下に対して入力される車両前後方向の力をＦｘｔ（ｖ）（以下「前後力Ｆｘｔ（ｖ）」という）とする。前後力Ｆｘｔ（ｖ）は、車速（ｖ）により変化する関数である。また、前後力Ｆｘｔ（ｖ）は、車速、ばね下の重量、慣性モーメント、タイヤ特性が決まればほぼ一定の値となる。

一方、サスペンション１の基準線Ｓにおけるばねのばね定数をＫｘとし、ばね下が上下に所定量ストロークした際に生じる車両前後方向線Ｈに対する基準線Ｓのなす角をαとする。そして、図４に示すように、瞬間中心Ｍがスピンドルセンター７から十分遠い位置にあるとして、ばね下が上下にストロークしてスピンドルセンター７が上下方向にＺだけ変位すると、ばね定数ＫｘのばねはＺ×ｓｉｎαだけ縮む。そのため、ばね定数Ｋｘのばねは、基準線Ｓ上でＫｘ×Ｚ×ｓｉｎαの反力を発生する。そして、ばね下が上下にストロークした際に、ばね定数Ｋｘの作用によってばね下に入力される車両前後方向の反力Ｆｘａ（以下「反力Ｆｘａ」という）は、Ｆｘａ＝Ｋｘ×Ｚ×ｓｉｎα×ｃｏｓαとなる。

そして、ばね下の共振周波数近傍で前後力Ｆｘｔ（ｖ）が反力Ｆｘａにより相殺されるように、Ｋｘ＝Ｆｘｔ（ｖ）／（ｃｏｓα×ｓｉｎα）…（１）の関係を満たすように、ばね定数Ｋｘ及び基準線Ｓがなす角αを設定する。つまり、ばね下の共振周波数近傍で前後力Ｆｘｔ（ｖ）と反力Ｆｘａとが相殺されるように、式（１）の関係を満たす剛性Ｋｘと基準線がなす角αを求め、アーム４の傾斜角をαとし、コンプライアンスブッシュ５のばね定数がＫｘとなるように設定する。

車両２が路面を走行し、突起等を乗り越えるときに、図５に示すように、車両２の前後方向には、周波数が８〜１６Ｈｚ程度のブルブル振動（Ｉ）と、周波数が４０Ｈｚを中心として広い周波数帯域のハーシュネス（ＩＩ）が発生する。このとき、破線Ａに示すように、基準線におけるばね定数Ｋｘ（剛性）を大きくすると、ブルブル振動（Ｉ）の振動レベルが低くなるものの、ハーシュネス（ＩＩ）の振動レベルが若干高くなる。細線Ｂに示すように、基準線におけるばね定数Ｋｘ（剛性）を小さくすると、ブルブル振動（Ｉ）の振動レベルは高くなるが、ハーシュネス（ＩＩ）の振動レベルが低くなる。また、ブルブル振動（Ｉ）の８〜１６Ｈｚの周波数帯域はばね下の共振周波数であるため、ブルブル振動（Ｉ）の振動レベルはハーシュネス（ＩＩ）の振動レベルに比べて大幅に高くなる。しかし、太線Ｃに示すように、サスペンション１により共振数端数域において反力Ｆｘａでばね下の前後力Ｆｘｔ（ｖ）を相殺させることで、ブルブル振動（Ｉ）を大幅に小さくすることができる。

そこで、ハーシュネス（ＩＩ）の振動レベルが小さくなるようにコンプライアンスブッシュ５のばね定数Ｋｘを小さく設定すると共に、ブルブル振動（Ｉ）の振動レベルが小さくなるように上記式（１）の関係を満たすようなアーム４の傾斜角αとコンプライアンスブッシュ５のばね定数Ｋｘを設定する。

このように、コンプライアンスブッシュ５のばね定数Ｋｘを小さく設定することによって、ハーシュネス（ＩＩ）の振動レベルを減少させることができる。そして、式（１）の関係を満たすようにコンプライアンスブッシュ５のばね定数Ｋｘとアーム４の傾斜角αを設定することで、ばね下の共振周波数近傍で反力Ｆｘａにより前後力Ｆｘｔ（ｖ）を相殺することができる。そのため、コンプライアンスブッシュ５のばね定数Ｋｘを小さく設定することでブルブル振動（Ｉ）が増大するが、ばね下の共振を低減することができるため、ブルブル振動（Ｉ）を効果的に低減することができる。

すぐり１０はコンプライアンスブッシュ５に設けられた穴であるため、車両側面視において、アーム４とすぐり１０の位置が近くなるほど、コンプライアンスブッシュ５のばね定数に与える影響が大きくなる。そのため、傾斜角αに応じてばね定数を大きく変化させたい場合は、すぐり１０の位置を、傾斜角αの変動範囲で、アーム４と重なる位置になるように設定することが望ましい。なお、すぐり１０の位置、形状、大きさは、アームの傾斜角αが変化した場合に、式（１）の条件が常に満たされるように、実験等によって予め設定される。

サスペンション１によれば、前後力Ｆｘｔ（ｖ）と反力Ｆｘａとが相殺するように、サスペンション１のばね定数Ｋｘとアーム４の傾斜角αを設定することで、ばね下の共振が低減し、ブルブル振動の振動レベルを低減させることとができる。また、コンプライアンスブッシュ５のばね定数Ｋｘを小さくすることで、ハーシュネスの振動レベルを減少させることができる。このため、ブルブル振動の低減とハーシュネスの振動レベルの低減とを両立することが可能となる。

また、サスペンション１によれば、アーム４と車体６との間に一般的に使われるコンプライアンスブッシュ５を設け、サスペンション１の基準線における剛性Ｋｘをコンプライアンスブッシュ５のばね定数により設定でき、簡易かつ安価に剛性Ｋｘを設定することが可能となる。

次に、図６及び図７を参照して、第２実施形態に係るサスペンション２１について説明する。図６は、第２実施形態に係るサスペンションを拡大して模式的に示した図である。図７は、剛性可変装置の構成を示す図である。

サスペンション２１は、第１実施形態に係るサスペンション１と基本的な構成が同じである。サスペンション２１がサスペンション１と異なる点は、コンプライアンスブッシュ２５が車体６に対して回転可能に取り付けられている点と、コンプライアンスブッシュ２５を回転させる剛性可変装置２２を備えている点である。

コンプライアンスブッシュ２５は、第１実施形態に係るサスペンション１のコンプライアンスブッシュ５と同様のすぐり１０が形成されている。コンプライアンスブッシュ２５が車体６に対して回転することで、車体６及びアーム４に対するすぐり１０の位置が変動する。そして、車体６及びアーム４に対するすぐり１０の位置が変動すると、コンプライアンスブッシュ５のばね定数Ｋｘが変動し、基準線に平行な成分の剛性が変動する。

剛性可変装置２２は、車速に応じてコンプライアンスブッシュ２５を回転させてコンプライアンスブッシュ２５のばね定数を可変させる。そのために、剛性可変装置２２は、車速センサ２６、モータ２７、ＥＣＵ２８を備えている。

車速センサ２６は、車輪などに設けられており、車両の車速を検出するセンサである。そして、車速センサ２６は、その検出値を車速信号としてＥＣＵ２８に送信する。

モータ２７は、ＥＣＵ２８からのモータ電流を受けて駆動し、回転軸（不図示）を回転させる。モータ２７の回転は、減速機構などを介して、コンプライアンスブッシュ２５に伝達され、コンプライアンスブッシュ２５を回転させる。

ＥＣＵ２８は、車速センサ２６及びモータ２７と接続されており、車速に応じてモータ２７を回転制御する。ＥＣＵ２８は、図８に示す車速とコンプライアンスブッシュの回転角の関係を示したモータ制御マップを保持している。

モータ制御マップは、車速に応じたコンプライアンスブッシュ２５の回転角を示したマップであり、車速が高くなるにつれてコンプライアンスブッシュ２５の回転角が増加するように設定されている。つまり、車速が変化すると前後力Ｆｘｔ（ｖ）が変化する。それに応じて、コンプライアンスブッシュ２５のばね定数Ｋｘを変化させて上記式（１）の関係を常に満たすようにする。そのために、コンプライアンスブッシュ２５を回転させてすぐり１０の位置を変えてコンプライアンスブッシュ２５のばね定数を強制的に変更するために、車速に応じたコンプライアンスブッシュ２５の回転角が示されたモータ制御マップが設けられている。なお、コンプライアンスブッシュ２５の回転角は、車速に応じて、タイヤの特性、車両諸元、アーム４の傾斜角α、コンプライアンスブッシュ２５のすぐり１０の位置、大きさ、形状などを考慮して、実験によって予め設定される。

ＥＣＵ２８は、車速センサ２６からの車速信号を受信して、モータ制御マップから車速に応じたコンプライアンスブッシュ２５の回転角を求め、このコンプライアンスブッシュ２５の回転角に応じたモータ電流を算出する。そして、ＥＣＵ２８は、そのモータ電流を発生し、このモータ電流をモータ２７に供給することで、モータ２７を回転制御する。

次に、動作について、図９を参照して説明する。図９は、ＥＣＵにおける処理の流れを示す図である。なお、図９の制御処理は、ＥＣＵ２８により繰り返し行われる。

車速センサ２６は、車両２の車速を検出して、車速信号をＥＣＵ２８に送信している。ＥＣＵ２８は、一定時間ごとに、車速信号を受信して車速を取得する（Ｓ１）。そして、ＥＣＵ２８は、モータ制御マップから、取得した車速に応じたコンプライアンスブッシュ２５の回転角を決定する（Ｓ２）。ＥＣＵ２８は、決定したコンプライアンスブッシュ２５の回転角に必要なモータ電流を算出し、算出したモータ電力を発生させる。そして発生したモータ電力をモータ２７に供給してモータ２７を回転制御する（Ｓ３）。

モータ２７は、ＥＣＵ２８からモータ電流を受けて駆動し、回転軸を回転させる。このモータ回転によってコンプライアンスブッシュ２５が回転すると、すぐり１０の位置が変化し（ひいては、傾斜角αのアーム４とすぐり１０との位置関係が変化し）、コンプライアンスブッシュ２５のばね定数Ｋｘが変化する（ひいては、基準線における剛性Ｋｘが変化する）。このコンプライアンスブッシュ２５のばね定数Ｋｘの変化によって車速が変化しても、反力Ｆｘａにより前後力Ｆｘｔ（ｖ）を常に相殺することが可能となる。

このように、車速に応じてモータ２７を回転制御してコンプライアンスブッシュ２５を回転させ、車体６及びアーム４に対するすぐり１０の位置を変動させることで、車速に応じて基準線におけるばね定数Ｋｘを調整することが可能となる。リヤタイヤ３からばね下に入力される前後力Ｆｘｔ（ｖ）は車速に応じて変化するが、車速に応じてアーム４に対するすぐり１０の位置を変化させることで、反力Ｆｘａを調整することができる。

サスペンション２１によれば、車両２の車速が変化して前後力Ｆｘｔ（ｖ）が変化しても、コンプライアンスブッシュ２５を回転させることによって、ばね定数Ｋｘを調整することにより、その変化する前後力Ｆｘｔ（ｖ）を反力Ｆｘａによって常に相殺することが可能となり、ばね下の共振によって増大するブルブル振動をより効果的に低減することが可能となる。

なお、車速に応じて、コンプライアンスブッシュ２５のばね定数Ｋｘを大きくした場合、ハーシュネスの振動レベルは大きくなるが、その増大量は少なく、振動レベルが元々大きいブルブル振動の振動レベルを効果的に低減することができる。

以上、本発明に係る実施の形態について説明したが、本発明は上記実施の形態に限定されることなく様々な形態で実施される。

例えば、上記実施の形態では、コンプライアンスブッシュにはすぐりを設けるものとして説明したが、必ずしもすぐりを設ける必要はない。前後力Ｆｘｔ（ｖ）は、車速、ばね下の重量、慣性モーメント、タイヤ特性が決まればほぼ一定の値となる。そのため、使用頻度の高い車速（ｖ）と、使用頻度の高い乗車重量条件を想定し、そのときの前後力Ｆｘｔ（ｖ）を反力Ｆｘａで相殺するように、ばね定数Ｋｘ及びアーム４の傾斜角αを設定しても良い。このようにばね定数Ｋｘ及びアーム４の傾斜角αを設定することで、使用頻度の高い車速や使用頻度の高い乗車重量条件において、ハーシュネスの低減とブルブル振動の低減を両立させることができ、低コストで効果的に乗り心地を向上させることが可能となる。

また、１本のアームで構成されるサスペンションについて説明したが、特にサスペンションの形式に限定されるものではなく、例えばダブルウィッシュボーン式サスペンションやマルチリンク式サスペンションなどのサスペンション形式であっても良い。アームが複数本ある場合、回転中心は、その複数のアームの位置、形状、長さ等から決まるばね下の回転中心となる。基準線は、この瞬間中心とスピンドルセンターを通る線となる。基準線がなす角は、車両前後方向線に対して基準線がなす角となる。サスペンションの剛性は、それぞれのアームに設けられるブッシュのばね定数を合成した値となる。

また、説明を分かりやすくするために、サスペンションの形状としてアーム４を基準線に一致させて連結するように説明したが、アーム４は基準線に一致させる必要は無く、基準線のなす角αと、基準線に平行な成分の剛性Ｋｘとが上記式（１）を満たす関係になっていれば、如何なる形状、配置等のサスペンションであっても良い。

また、アームとコンプライアンスブッシュとの連結として、ベアリングを例として説明したが、アームをコンプライアンスブッシュに対して揺動自在に連結することができれば如何なる連結手段でもよく、例えばボールジョイントにより連結することとしても良い。

また、剛性可変装置として、スグリを有するコンプライアンスブッシュをモータで回転させる構成について説明したが、コンプライアンスブッシュのばね定数を可変することができるものであれば如何なる手段により行っても良く、例えば、図１０に示すように、コンプライアンスブッシュ３５に形成されるすぐり４０に挿抜される円錐状のニードル４１と、ニードル４１を進退させるアクチュエータ４２とを備え、車速に応じてニードル４１を進退させ、すぐり４０に挿入させる長さを変えることで、コンプライアンスブッシュ３５のばね定数Ｋｘ（ひいては剛性Ｋｘ）を可変することとしても良い。

本実施形態に係るサスペンションを適用した車両を模式的に示した図である。 第１実施形態に係るサスペンションを拡大して模式的に示した図である。 ブッシュとアームの関係を示した図であり、（ａ）はアームの傾斜角が大きな場合を示し、（ｂ）はアームの傾斜角が小さな場合を示している。 コンプライアンスブッシュによる車両前後方向の反力を説明するための図である。 車両に発生する振動の周波数に対する振動レベルを示した図である。 第２実施形態に係るサスペンションを拡大して模式的に示した図である。 剛性可変装置の構成を示した図である。 モータ制御マップを示した図である。 ＥＣＵにおける処理の流れを示した図である。 剛性可変装置の他の構成を示す図である。

符号の説明

１，２１…サスペンション、２…車両、３…リアタイヤ、４…アーム、５，２５，３５…コンプライアンスブッシュ、６…車体、７…スピンドルセンター、１０，４０…すぐり、２２…剛性可変装置、２６…車速センサ、２７…モータ、２８…ＥＣＵ、４１…ニードル、４２…アクチュエータ

Claims (4)

1. ばね下が上下にストロークした際にタイヤからばね下に入力される車両前後方向の力と、ばね下が上下にストロークした際のばね下の瞬間中心とタイヤのスピンドルセンターとを通る車両前後方向の基準線に平行な成分の剛性によってばね下に入力される車両前後方向の反力とが相殺されるように、前記基準線に平行な成分の剛性と、車両前後方向における車両前後方向線に対して前記基準線がなす角とを設定することを特徴とするサスペンション。
2. 前記サスペンションの各アームはブッシュを介して車体に取り付けられ、
   前記基準線に平行な成分の剛性は、前記ブッシュの剛性により決まることを特徴とする請求項１に記載のサスペンション。
3. 前記ブッシュには、すぐりが形成され、
   前記すぐりは、前記基準線がなす角の変化に応じて前記ブッシュの剛性が変化するように形成されていることを特徴とする請求項２に記載のサスペンション。
4. 車両の車速に応じて前記基準線に平行な成分の剛性が可変される剛性可変手段が設けられていることを特徴とする請求項１〜３の何れか１項に記載のサスペンション。

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