JP2014019368A

JP2014019368A - 車両用転舵装置

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Publication number: JP2014019368A
Application number: JP2012161885A
Authority: JP
Inventors: Yusuke Kageyama; 雄介影山
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2012-07-20
Filing date: 2012-07-20
Publication date: 2014-02-03
Anticipated expiration: 2032-07-20
Also published as: JP6136136B2

Abstract

【課題】転舵制御装置による転舵輪の転舵制御が不十分となったときに直進性を確保してフェイルセーフ機能を発揮する。
【解決手段】車両用転舵装置は、前記転舵輪を回転自在に支持する車軸を備えたアクスルキャリアと、前記車軸の下側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するロアリンク構造と、前記車軸の上側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するアッパーリンク構造とを有し、転舵制御装置による転舵輪の転舵制御が不十分となったときに、前記ロアリンク構造および前記アッパーリンク構造の少なくとも一方について、キングピン軸のピボット点を、キングピン軸を後傾させるピボット点移動部を備えている。
【選択図】図７

Description

本発明は、転舵輪を支持する車両用サスペンション装置と、転舵輪を転舵制御するステアバイワイヤシステムと備えた車両用転舵装置に関する。

従来、車両用のサスペンション装置では、キングピン軸の設定によって、目的とするサスペンション性能の実現を図っている。
例えば、特許文献１に記載の技術では、アクスルキャリアの車軸の下側および上側で互いに２本のＩ型のアームで構成されるロアアームおよびアッパーアームを同一点で支持してキングピンを構成する上下ピボット点の転舵時における車両前後方向の動きを抑制するリンク配置とすることにより、操縦性・安定性を向上させることとしている。

また、例えば、特許文献２に記載の技術では、アクスルキャリアの車軸の下側および上側に、互いに交差する２本のアームで構成されるロアトランスバースリンクと２本のアームを共通のリンクベアリングで支持するアッパートランスバースリンクとを設け、ロアトランスバースリンクの２本のアームの交点で表される仮想ロアピボット点とアッパートランスバースリンクのリンクベアリングの中心で表されるアッパーピボット点とを結ぶキングピン軸がネガティブ傾角で延長し路面との接地点が転舵輪の車幅方向内側となるようにしている。

特開２０１０−１２６０１４号公報国際公開第２００９／０６２８２３号パンフレット

しかしながら、車両の走行中に転舵を行った場合、走行速度に応じた横力がタイヤ接地点に入力するところ、特許文献１に記載の技術では、この横力による影響を考慮していない。さらに、旋回時に制動を行った場合、横力に加えて車輪に車両前後方向の力（後方向きの力）が作用するところ、その前後力が及ぼすリンクの変化についても考慮する必要がある。

ところで、特許文献２に記載の技術のように、２本のアームでロアトランスバースリンクを構成する場合、２本のアームを交差させるクロスリンク構造とすることで、両者の交点を仮想ピボット点とすることができる。このとき、一般に、スクラブ半径は大きくなり、キングピン傾角は小さくなることから、転舵時のラック軸力を低減させることができる。

しかし、ロアリンクの仮想ピボット点は転舵により逐次変化することから、転舵時に所望のスクラブ半径、キングピン傾角を得ることが困難となる。特に、特許文献２に記載の技術では、キングピン軸が車両の前方側から見たときに上方では転舵輪の車幅方向内側端部を通り、下方では転舵輪の車幅方向内側となるキングピン傾角となることから、転舵輪を転舵させたとき、タイヤ接地面積が小さく、車両の安定限界が低い。

一方、ステアリングホイールの操舵状態に応じて当該ステアリングホイールと分離された転舵輪の転舵を制御するステアバイワイヤシステムを備えた車両用転舵装置では、ステアバイワイヤシステムで転舵輪の転舵を制御する場合に、車両用サスペンション装置では車両の直進性に比較して転舵応答性を重視するようにしており、ステアバイワイヤシステムに異常が生じたときに車両用サスペンション装置の直進性が低下したままとなる。
本発明の課題は、車両用サスペンション装置において、転舵制御装置による転舵輪の転舵制御が不十分となったときに直進性を確保してフェイルセーフ機能を発揮するようにしたものである。

以上の課題を解決するため、本発明に係る車両用サスペンション装置は、ステアリングホイールの操舵状態に応じてアクチュエータを作動させて転舵輪を転舵制御する転舵制御装置と、前記転舵輪を回転自在に支持する車両用サスペンション装置とを備えている。そして、前記車両用サスペンション装置は、前記転舵輪を回転自在に支持する車軸を備えたアクスルキャリアと、前記車軸の下側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するロアリンク構造と、前記車軸の上側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するアッパーリンク構造とを有する。さらに、少なくとも前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、前記ロアリンク構造および前記アッパーリンク構造の少なくとも一方のキングピン軸のピボット点を、当該キングピン軸が車両側面視で後傾するように移動するピボット点移動部を備えている

本発明によれば、転舵制御装置での転舵輪の転舵制御が不十分となって直進性が低下する状態で、ロアリンク構造およびアッパーリンク構造の少なく一方のキングピン軸のピボット点を移動させて、転舵輪の転舵時にキングピン軸を後傾させるので、直進性を確保することができ、フェイルセーフ機能を発揮することができる。

第１実施形態に係る自動車１の構成を示す概略図である。サスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す斜視図である。サスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す平面図である。サスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す正面図である。サスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す側面図である。サスペンション装置１Ｂのロアリンク構造を模式的に示す（ａ）部分平面図（左前輪）および（ｂ）タイヤ接地面（右前輪）を示す図である。サスペンション装置１Ｂの構成を示す模式図であって、（ａ）はアッパーリンク構造を示す模式図、（ｂ）はロアリンク構造を示す模式図である。ロアリンク構造を示す模式図であって、（ａ）はパラレルリンク構造の仮想ロアピボット点の移動方向を示し、（ｂ）はクロスリンク構造の仮想ロアピボット点の移動方向を示す。転舵時におけるラックストロークとラック軸力との関係を示す図である。転舵時におけるタイヤ接地面中心の軌跡を示す図である。キングピン傾角とスクラブ半径とを軸とする座標において、ラック軸力の分布の一例を示す等値線図である。ロアリンク部材が交差していないテンション型のサスペンション装置および本発明の場合におけるトー角とスクラブ半径との関係を示す図である。キングピン軸の路面着地点と横力との関係を示すグラフである。サスペンション装置１Ｂと比較例とにおける（ａ）横力コンプライアンスステアおよび（ｂ）横剛性を示す図である。サスペンション装置１Ｂと比較例とにおける前後力コンプライアンスステアを示す図である。図１の転舵制御装置の具体的構成を示すブロック図である。セルフアライニングトルクを推定するための発生トルク制御マップを示す図である。サスペンション装置の特性を示す図であって、（ａ）はキャスタ角と応答性及び安定性との関係を示す図、（ｂ）はキャスタトレイルと横力低減代および直進性との関係を示す図である。転舵応答特性を示す図であって、（ａ）は車両の応答特性の変化を示す特性線図、（ｂ）は制御特性の切換タイミングを示す図である。転舵制御処理手順の一例を示すフローチャートである。異常判定処理手順の一例を示すフローチャートである。本発明の第２の実施形態の具体的構成を示す斜視図である。サスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す平面図である。サスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す正面図である。サスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す側面図である。本発明の第２実施形態のアッパーリンク構造およびロアリンク構造を示す模式図である。サスペンション装置１Ｂの構成を示す模式図であって、（ａ）はアッパーリンク構造を示す模式図、（ｂ）はロアリンク構造を示す模式図である。図２７（ａ）の拡大図である。本発明の第３実施形態を示す模式図である。コンプレッションリンクの車体側支持構造を示す図である。第３実施形態に適用し得る異常判定処理手順の一例を示すフローチャートである。第３実施形態の動作の説明に供する模式図であって、（ａ）はアッパーリンク構造を示す、（ｂ）はロアリンク構造を示す。図３２（ａ）の拡大図である。本発明の第４実施形態を示す概略構成図である。転舵制御装置ＣＴの具体的構成を示すブロック図である。サスペンション装置の特性を示す図であって、（ａ）はキャスタ角と応答性及び安定性との関係を示す図、（ｂ）はキャスタトレイルと横力低減代及び直進性との関係を示す図である。

以下、図を参照して本発明を適用した自動車の実施の形態を説明する。
（第１実施形態）
（構成）
図１は、本発明の第１実施形態に係る自動車１の構成を示す概略図である。
図１において、自動車１は、車体１Ａと、ステアリングホイール２と、入力側ステアリング軸３と、操舵角センサ４と、操舵トルクセンサ５と、操舵反力アクチュエータ６と、操舵反力アクチュエータ角度センサ７と、転舵アクチュエータ８と、転舵アクチュエータ角度センサ９と、出力側ステアリング軸１０と、転舵トルクセンサ１１と、ピニオンギヤ１２と、ピニオン角度センサ１３と、ステアリングラック部材１４と、タイロッド１５と、タイロッド軸力センサ１６と、車輪１７ＦＲ，１７ＦＬ，１７ＲＲ，１７ＲＬと、車両状態パラメータ取得部２１と、車輪速センサ２４ＦＲ，２４ＦＬ，２４ＲＲ，２４ＲＬと、コントロール／駆動回路ユニット２６と、メカニカルバックアップ２７とを備えている。

ステアリングホイール２は、入力側ステアリング軸３と一体に回転するよう構成され、運転者による操舵入力を入力側ステアリング軸３に伝達する。
入力側ステアリング軸３は、操舵反力アクチュエータ６を備えており、ステアリングホイール２から入力された操舵入力に対し、操舵反力アクチュエータ６による操舵反力を加える。

操舵角センサ４は、入力側ステアリング軸３に備えられ、入力側ステアリング軸３の回転角度（即ち、運転者によるステアリングホイール２への操舵入力角度）を検出する。そして、操舵角センサ４は、検出した入力側ステアリング軸３の回転角度をコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
操舵トルクセンサ５は、入力側ステアリング軸３に設置してあり、入力側ステアリング軸３の回転トルク（即ち、ステアリングホイール２への操舵入力トルク）を検出する。そして、操舵トルクセンサ５は、検出した入力側ステアリング軸３の回転トルクをコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。

操舵反力アクチュエータ６は、モータ軸と一体に回転するギアが入力側ステアリング軸３の一部に形成されたギアに噛合しており、コントロール／駆動回路ユニット２６の指示に従って、ステアリングホイール２による入力側ステアリング軸３の回転に対して反力を付与する。
操舵反力アクチュエータ角度センサ７は、操舵反力アクチュエータ６の回転角度（即ち、操舵反力アクチュエータ６に伝達した操舵入力による回転角度）を検出し、検出した回転角度をコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。

転舵アクチュエータ８は、モータ軸と一体に回転するギアが出力側ステアリング軸１０の一部に形成されたギアに噛合しており、コントロール／駆動回路ユニット２６の指示に従って、出力側ステアリング軸１０を回転させる。
転舵アクチュエータ角度センサ９は、転舵アクチュエータ８の回転角度（即ち、転舵アクチュエータ８が出力した転舵のための回転角度）を検出し、検出した回転角度をコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。

出力側ステアリング軸１０は、転舵アクチュエータ８を備えており、転舵アクチュエータ８が入力した回転をピニオンギヤ１２に伝達する。
転舵トルクセンサ１１は、出力側ステアリング軸１０に設置してあり、出力側ステアリング軸１０の回転トルク（即ち、ステアリングラック部材１４を介した車輪１７ＦＲ，１７ＦＬの転舵トルク）を検出する。そして、転舵トルクセンサ１１は、検出した出力側ステアリング軸１０の回転トルクをコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。

ピニオンギヤ１２は、ステアリングラック部材１４に形成した平歯と噛合しており、出力側ステアリング軸１０から入力した回転をステアリングラック部材１４に伝達する。
ピニオン角度センサ１３は、ピニオンギヤ１２の回転角度（即ち、ステアリングラック部材１４を介して出力される車輪１７ＦＲ，１７ＦＬの転舵角度）を検出し、検出したピニオンギヤ１２の回転角度をコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。

ステアリングラック部材１４は、ピニオンギヤ１２と噛合するラックを有し、ピニオンギヤ１２の回転を車幅方向の直線運動に変換する。本実施形態において、ステアリングラック部材１４は、前輪の車軸よりも車両前方側に位置している。
タイロッド１５は、ステアリングラック部材１４の両端部と車輪１７ＦＲ，１７ＦＬのナックルアームとを、ボールジョイントを介してそれぞれ連結している。

タイロッド軸力センサ１６は、ステアリングラック部材１４の両端部に設置されたタイロッド１５それぞれに設置してあり、タイロッド１５に作用している軸力を検出する。そして、タイロッド軸力センサ１６は、検出したタイロッド１５の軸力をコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
ここで、操舵反力アクチュエータ６、転舵アクチュエータ８、ピニオンギヤ１２、ステアリングラック部材１４、タイロッド１５、コントロール／駆動回路ユニット２６でステアバイワイヤシステムＳＢＷが構成されている。

車輪１７ＦＲ，１７ＦＬ，１７ＲＲ，１７ＲＬは、タイヤホイールにタイヤを取り付けて構成したものであり、サスペンション装置１Ｂを介して車体１Ａに設置してある。これらのうち、前輪（車輪１７ＦＲ，１７ＦＬ）は、ステアバイワイヤシステムＳＢＷＵによって駆動されるタイロッド１５によってナックルアームが揺動することにより、車体１Ａに対する車輪１７ＦＲ，１７ＦＬの向きが変化する。

車両状態パラメータ取得部２１は、車輪速センサ２４ＦＲ，２４ＦＬ，２４ＲＲ，２４ＲＬから出力される車輪の回転速度を示すパルス信号を基に車速を取得する。また、車両状態パラメータ取得部２１は、車速と各車輪の回転速度とを基に、各車輪のスリップ率を取得する。そして、車両状態パラメータ取得部２１は、取得した各パラメータをコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。
車輪速センサ２４ＦＲ，２４ＦＬ，２４ＲＲ，２４ＲＬは、各車輪の回転速度を示すパルス信号を、車両状態パラメータ取得部２１およびコントロール／駆動回路ユニット２６に出力する。

コントロール／駆動回路ユニット２６は、自動車１全体を制御するものであり、各部に設置したセンサから入力する信号を基に、入力側ステアリング軸３の操舵反力、前輪の転舵角、あるいはメカニカルバックアップ２７の連結について、各種制御信号を、操舵反力アクチュエータ６、転舵アクチュエータ８、あるいはメカニカルバックアップ２７等に出力する。

また、コントロール／駆動回路ユニット２６は、各センサによる検出値を使用目的に応じた値に換算する。例えば、コントロール／駆動回路ユニット２６は、操舵反力アクチュエータ角度センサ７によって検出された回転角度を操舵入力角度に換算したり、転舵アクチュエータ角度センサ９によって検出された回転角度を車輪の転舵角に換算したり、ピニオン角度センサ１３によって検出されたピニオンギヤ１２の回転角度を車輪の転舵角に換算したりする。

なお、コントロール／駆動回路ユニット２６は、操舵角センサ４によって検出された入力側ステアリング軸３の回転角度、操舵反力アクチュエータ角度センサ７によって検出された操舵反力アクチュエータ６の回転角度、転舵アクチュエータ角度センサ９によって検出された転舵アクチュエータ８の回転角度、および、ピニオン角度センサ１３によって検出されたピニオンギヤ１２の回転角度を監視し、これらの関係を基に、操舵系統におけるフェールの発生を検出することができる。そして、操舵系統におけるフェールを検出すると、コントロール／駆動回路ユニット２６は、メカニカルバックアップ２７に対し、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とを連結させる指示信号を出力する。

メカニカルバックアップ２７は、コントロール／駆動回路ユニット２６の指示に従って、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とを連結し、入力側ステアリング軸３から出力側ステアリング軸１０への力の伝達を確保する機構である。ここで、メカニカルバックアップ２７に対しては、通常時には、コントロール／駆動回路ユニット２６から、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とを連結しない状態を指示している。そして、操舵系統におけるフェールの発生により、操舵角センサ４、操舵トルクセンサ５および転舵アクチュエータ８等を介することなく操舵操作を行う必要が生じた場合に、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とを連結させる指示が入力する。
なお、メカニカルバックアップ２７は、例えばケーブル式ステアリング機構等によって構成することができる。

図２は、第１実施形態に係るサスペンション装置１Ｂを模式的に示す斜視図である。図３は、図２のサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す平面図である。図４は、図２のサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す正面図、図５は図２のサスペンション装置１Ｂの構成を模式的に示す側面図である。図６は、図２のサスペンション装置１Ｂのロアリンク構造を模式的に示す（ａ）部分平面図（左前輪）および（ｂ）タイヤ接地面（右前輪）を示す図である。

図２から図６に示すように、サスペンション装置１Ｂは、ホイールハブ機構ＷＨに取り付けられた車輪１７ＦＲ，１７ＦＬを懸架するサスペンション装置であり、車輪１７ＦＲ，１７ＦＬを回転自在に支持する車軸（アクスル）３２を有するアクスルキャリア３３、車体側の支持部から車体幅方向に配置されてアクスルキャリア３３に連結する複数のリンク部材、およびコイルスプリング等のバネ部材３４を備えている。

複数のリンク部材は、ロアリンク構造を構成する第１ロアリンク部材としてのコンプレッションリンク（コンプレッションリンク部材）３７と第２ロアリンク部材としてのテンションリンク（テンションリンク部材）３８、アッパーリンク構造を構成する第１アッパーリンク部材としてのトランスバースリンク（トランスバースリンク部材）３９と第２アッパーリンク部材としてのコンプレッションリンク（コンプレッションリンク部材）４０と、タイロッド（タイロッド部材）１５、ストラット（バネ部材３４およびショックアブソーバ４１）、およびスタビライザ４２とから構成されている。

ロアリンク構造を構成するコンプレッションリンク３７とテンションリンク３８は、車軸３２より下方に位置する車体側の支持部とアクスルキャリア３３の下端とを連結する。本実施形態において、コンプレッションリンク３７とテンションリンク３８とは、独立した部材からなるＩアームとなっている。これらコンプレッションリンク３７およびテンションリンク３８は、車体側と各１箇所の支持部で連結し、アクスルキャリア３３側と各１箇所の取り付け部で連結している。さらに、本実施形態におけるコンプレッションリンク３７とテンションリンク３８とは、互いに交差した状態で車体１Ａとアクスルキャリア３３とを連結する（以下、コンプレッションリンク３７とテンションリンク３８とが構成する仮想リンクの交点を適宜「仮想ロアピボット点ＰＬ」と称する。）。

これらロアリンク構造のうち、コンプレッションリンク３７は、車軸３２に対して前方に傾斜（車輪側支持点ＣＰＬａが車軸３２より後側で車体側支持点ＣＰＬｂが車軸３２より前側となる向きに配置）させて設置してある。また、テンションリンク３８は、コンプレッションリンク３７とは逆に車軸３２に対して後方に傾斜（車輪側支持点ＴＳＬａが車軸３２より後側、車体側支持点ＴＳＬｂがより前側となる向きに配置）させて設置してある。

このようなリンク配置を行う理由は以下を図６（ｂ）について説明する。
旋回外輪となる転舵時にタイヤ接地中心点（着力点）に車体の旋回外側に向かう遠心力が作用すると、この遠心力に抗するように旋回中心に向かう横力が発生する。この横力（車両内向きの力）が入力したとき、コンプレッションリンク３７の車輪側支持点ＣＰＬａは車両外向きに移動し、テンションリンク３８の車輪側支持点ＴＳＬａは車両外向きに移動する。したがって、入力する横力に対して、車輪をトーアウト方向に向けるコンプライアンスステアを実現することができる。

タイロッド１５は、車軸３２の下側に位置して、ステアリングラック部材１４とアクスルキャリア３３を連結し、ステアリングラック部材１４は、ステアリングホイール２から入力した回転力（操舵力）を伝達して転舵用の軸力を発生させる。従って、タイロッド１５により、ステアリングホイール２の回転に応じてアクスルキャリア３３に車幅方向の軸力が加わり、アクスルキャリア３３を介して車輪１７ＦＲ，１７ＦＬを転舵する。

本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂのロアリンク構造では、車両上面視において、タイロッド１５の車輪側（アクスルキャリア３３側）の支持点Ｘａがコンプレッションリンク３７およびテンションリンク３８の車輪側支持点ＣＰＬａ，ＴＳＬａよりも車幅方向外側に位置している。また、タイロッド１５の車体側支持点Ｘｂ（ステアリングラック部材１４の端部との連結部となるボールジョイント位置）が、図２に示すように、車輪側支持点Ｘａよりも車両前後方向後側に位置している。なお、上述の通り、コンプレッションリンク３７の車輪側支持点ＣＰＬａが車輪中心よりも車両前後方向前側、テンションリンク３８の車輪側支持点ＴＳＬａが車輪中心よりも車両前後方向後側に位置している。また、コンプレッションリンク３７の車体側支持点ＣＰＬａがテンションリンク３８の車輪側支持点ＴＳＬａよりも車両前後方向後側、テンションリンク３８の車体側支持点ＴＳｂがコンプレッションリンク３７の車輪側支持点ＣＰＬａよりも車両前後方向前側に位置している。

このようなリンク配置としたため、車両前後方向の力が支配的な状況（比較的強い制動を行っている旋回制動時等）において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の力（車両後方向きの力）に対し、タイロッド１５の車輪側支持点Ｘａは車体側支持点Ｘｂを中心に回転して車両外向きに移動し、テンションリンク３８の車輪側支持点ＴＳａは車両内向きに移動する。また、コンプレッションリンク３７の車輪側支持点ＣＰＬａは車両外向きに移動する。そのため、車輪をトーアウト方向に向けるコンプライアンスステアを実現することができる。即ち、車両の前後方向コンプライアンスステアを確保することができる。

本願発明においては、図６（ｂ）に示すように、上記サスペンション装置１Ｂのキングピン軸を、ステアリングホイール２が中立位置にある状態で、キングピン軸の路面との接地点がタイヤ接地面内に位置させている。また、キャスタトレイルがタイヤ接地面内に位置するよう設定している。より具体的には、本実施形態におけるサスペンション装置１Ｂでは、キャスタ角をゼロに近い値とし、キャスタトレイルがゼロに近づくようにキングピン軸を設定している。これにより、転舵時のタイヤ捻りトルクを低減でき、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。また、スクラブ半径はゼロ以上のポジティブスクラブとしている。これにより、転舵時のタイヤ横滑り角に対し、スクラブ半径分のキャスタトレイルが生じることから、直進性を確保することができる。

また、本願発明においては、ロアリンク構造を構成するコンプレッションリンク３７およびテンションリンク３８は、互いに交差した状態で車体１Ａとアクスルキャリア３３下端を連結している。これにより、コンプレッションリンク３７およびテンションリンク３８が交差していない構造に比べて、初期キングピン傾角を小さくすることができると共に、初期スクラブ半径をポジティブスクラブ側に大きくすることができる。そのため、転舵時のタイヤ捻りトルクを小さくでき、転舵に要するラック軸力を低減できる。さらに、本願発明においては、転舵時に車輪に働く横力によって、仮想ロアピボット点ＰＬが車体外側に移動するため、転舵応答性を高めることができ、直進性に比較して転舵応答性を重視したサスペンション構成とすることができる。

（具体的構成例）
図７は本発明におけるサスペンション装置１Ｂのアッパーリンク構造を２本のリンク部材自体は交差せず、車輪側の延長線が交差するように構成し、ロアリンク構造を２本のリンク部材が互いに交差する構造とした例を示す模式図である。図７（ａ）はアッパーリンク構造、図７（ｂ）はロアリンク構造をそれぞれ模式的に示す。
サスペンション装置１Ｂのロアリンク構造は、図７（ｂ）に示すように、前述したロアリンク構造のコンプレッションリンク３７およびテンションリンク３８によって構成されている。

クロスリンク構造のサスペンション装置において、２本のロアリンク部材を互いに交差させたダブルピボット方式とした場合、各ロアリンク部材は、車体側支持点を中心に車両前方に回転することで旋回外輪としての転舵が可能となる（一点鎖線図示の状態）。このとき、仮想ロアピボット点ＰＬは、ロアリンク部材が交差する点となるが、この仮想ロアピボット点ＰＬをロアリンク部材が交差していないサスペンション形式よりも車体車幅方向内側に形成できるため、初期スクラブ半径をポジティブスクラブ方向に大きくできる。具体的には、仮想ロアピボット点ＰＬは、図７（ｂ）で○印で示すように、転舵輪となる車輪１７ＦＬの車幅方向内側端よりは僅かに外側（車輪１７ＦＬの内側）で、車輪１７ＦＬの中心軸より僅かに車両後方側に設定されている。

図７（ｂ）に示すロアリンク構造では、転舵時におけるコンプレッションリンク３７の回転角とテンションリンク３８の回転角が略等しいため、仮想ロアピボット点ＰＬは車両前後方向前側に移動する。この場合、車両平面視において、車両車幅方向におけるタイヤ中心線ＷＣから仮想ロアピボット点ＰＬまでの距離に着目すると、アッパーリンク構造を例えばＡアーム等で構成した場合、仮想アッパーピボット点ＰＵが平面視で略固定され、仮想ロアピボット点ＰＬが車幅方向外側には殆ど移動しないので、ポジティブスクラブ状態を維持することができる。しかも、仮想ロアピボット点ＰＬがタイヤ中心線よりも車両前後方向前側に移動すると、キャスタ角が大きくなってキャスタトレイルが増加し、直進性を確保することができる。

したがって、ロアリンク構造を２本のリンク部材が互いに交差する構造に設定するサスペンション装置では、本発明を適用すると、旋回外輪としての転舵を行うことにより、スクラブ半径がポジティブスクラブ変化を抑制することができ、ロアリンク部材が交差していないサスペンション装置に比べて、ラック軸力値は小さく設定できる。

ちなみに、ロアリンク部材が交差していない車輪側支持点の間隔に対して車体側支持点の間隔が大きい２本のＩリンク３７Ｐ及び３８Ｐで構成され、且つリンク部材上では交差せず、車輪側の延長線が交差するパラレルリンク構造のサスペンション装置の場合、図８（ａ）に示すように、仮想ロアピボット点ＰＬが両リンクの車輪側延長線の交点となるため、図８（ｂ）のように２本のリンク部材を交差させたリンク構造とした場合に比較して、旋回外輪となる転舵時に仮想ロアピボット点ＰＬが車両前後方向後側へ移動することになる。このため、キャスタ角がネガティブとなり、直進性が大きく低下するとともに、巻き込み現象が発生し、走行安定性が低下する。

一方、アッパーリンク構造を構成するトランスバースリンク３９およびコンプレッションリンク４０は、図４及び図５に示すように、車軸３２より上方に位置する車体側の支持部とアクスルキャリア３３の上端とを互いに交差しない状態で連結する。本実施形態において、トランスバースリンク３９とコンプレッションリンク４０とは、独立した部材からなるＩアームとなっている。

これらトランスバースリンク３９およびコンプレッションリンク４０は、車体側と各１箇所の支持部で連結し、アクスルキャリア３３側と各１箇所の取り付け部で連結している。さらに、本実施形態におけるトランスバースリンク３９とコンプレッションリンク４０とは、車体１Ａとアクスルキャリア３３とを連結する（以下、トランスバースリンク３９とコンプレッションリンク４０の車輪側延長線の交点を適宜「仮想アッパーピボット点ＰＵ」と称する。）。

これらアッパーリンク構造のうち、トランスバースリンク３９は、車軸と略平行に設置してあり、車両平面視において、トランスバースリンク３９の車輪側支持点ＴＢＨａは、車輪中心（車軸）よりも車両前後方向後側で車輪の車幅方向内側端より内側となっている。また、コンプレッションリンク４０は、トランスバースリンク３９よりも車軸に対して後方内側に傾斜（車輪側支持点ＣＰＵａより車体側支持点ＣＰＵｂが車幅方向内側で車両前後方向後側となる配置）させて設置してある。

そして、コンプレッションリンク４０の車輪側支持点ＣＰＵａは、車輪中心よりも車両前後方向後側となっている。また、トランスバースリンク３９の車体側支持点ＴＢＵｂは、コンプレッションリンク４０の車輪側支持点ＣＰＵａよりも車両前後方向前側となっている。また、コンプレッションリンク４０の車体側支持点ＣＰＵｂは、トランスバースリンク３９の車体側支持点ＴＢＵｂよりも車両前後方向後側となっている。

このように、アッパーリンク構造を２本のリンク部材が車輪側の延長線が交差するコンプレッション型のリンク構造とすることにより、トランスバースリンク３９とコンプレッションリンク４０の平面視における車輪側延長線の交点が仮想アッパーピボット点ＰＵとなる。この仮想アッパーピボット点ＰＵは、前述した仮想ロアピボット点ＰＬとは逆に、転舵輪１７ＦＬを旋回外輪となるように転舵したときに、車両前後方向後側に移動するとともに、車幅方向外側に僅かに移動する。

このため、仮想ロアピボット点ＰＬと仮想アッパーピボット点ＰＵとが車両前後方向で互いに逆方向に移動することになる。したがって、アッパーリンク構造をＡアーム等で構成してアッパーピボット点が車両平面視で車両前後方向に移動しない場合に比較してキングピン軸ＫＳの後傾量を大きくすることができる。このため、キャスタ角を大きくすることができ、キャスタトレイルも大きくすることができ、直進性を確保することができる。

以下、サスペンション装置１Ｂにおけるサスペンションジオメトリについて詳細に検討する。
（ラック軸力成分の分析）
図９は、転舵時におけるラックストロークとラック軸力との関係を示す図である。
図９に示すように、ラック軸力成分には、主にタイヤの捻りトルクと、車輪の持ち上げトルクとが含まれ、これらのうち、タイヤの捻りトルクが支配的である。
したがって、タイヤの捻りトルクを小さくすることで、ラック軸力を低減することができることとなる。

（タイヤの捻りトルク最小化）
図１０は、転舵時におけるタイヤ接地面中心の軌跡を示す図である。
図１０においては、転舵時におけるタイヤ接地面中心の移動量が大きい場合と小さい場合とを併せて示している。
上記ラック軸力成分の分析結果より、ラック軸力を低減するためには、転舵時のタイヤ捻りトルクを最小化することが有効である。
転舵時のタイヤ捻りトルクを最小化するためには、図１０に示すように、タイヤ接地面中心の軌跡をより小さくすれば良い。
即ち、タイヤ接地面中心とキングピン接地点を一致させることで、タイヤ捩りトルクを最小化できる。
具体的には、キャスタトレイル０ｍｍ、スクラブ半径０ｍｍ以上とすることが有効である。

（キングピン傾角の影響）
図１１は、キングピン傾角とスクラブ半径とを軸とする座標において、ラック軸力の分布の一例を示す等値線図である。
図１１においては、ラック軸力が小、中および大の３つの場合における等値線を例として示している。
タイヤ捻りトルク入力に対し、キングピン傾角が大きくなるほど、その回転モーメントが大きくなり、ラック軸力は大きくなる。したがって、キングピン傾角としては、一定の値より小さく設定することが望まれるが、スクラブ半径との関係から、例えばキングピン傾角１５度以下とすると、ラック軸力を望ましいレベルまで小さくすることができる。

なお、図１１における一点鎖線（境界線）で囲んだ領域は、旋回の限界領域において、横力が摩擦の限界を超える値と推定できるキングピン傾角１５度より小さく、かつ、上記タイヤ捻りトルクの観点から、スクラブ半径が０ｍｍ以上の領域を示している。本実施形態では、この領域（横軸においてキングピン傾角が１５度より減少する方向で、縦軸においてスクラブ半径がゼロより増加する方向）を、より設定に適した領域としている。ただし、スクラブ半径が負の領域であっても、他の条件を本実施形態で示すものとすることで、一定の効果を得るものとなる。

具体的にスクラブ半径とキングピン傾角とを決定する場合には、例えば、図１１に示すラック軸力の分布を示す等値線をｎ次曲線（ｎは２以上の整数）として近似し、上記一点鎖線で囲んだ領域の中から、ｎ次曲線の変曲点（またはピーク値）の位置によって定めた値を採用することができる。
また、図７に示す例では、車両上面視において、転舵時に車輪中心は旋回内側に移動する。そのため、本実施形態のように、ステアリングラック部材１４を車軸より前に位置させることで、ラック軸力を低減させる効果をさらに高めることができる。

図１２は、ロアリンク部材が交差していないテンション型のサスペンション装置および本発明の場合におけるトー角とスクラブ半径との関係を示す図である。
図１２に示すように、本発明の場合、ロアリンク部材を交差させていない場合に比べて、中立位置（トー角が０）付近でのスクラブ半径をより大きくできる。また、旋回外輪となる転舵角が大きくなる方向（図１２における−方向）では、スクラブ半径がより大きくなり、ラック軸力をより小さくできる。
また、キャスタ角を０度とすることは、サスペンション剛性を向上させることができる。

さらに、図１３は、キングピン軸ＫＳの路面着地点と横力との関係を示す図である。この図１３では、キングピン軸ＫＳの路面着地点を車両前方側から車両後方側に符号１〜５で表している。キャスタトレイル０ｍｍとすることは、キングピン軸ＫＳの路面着地点と横力との関係を図１３において符号３で示すように、キングピン軸ＫＳの路面着地点がタイヤ接地面におけるタイヤ接地中心点（着力点）Ｏに一致させることを意味し、これによって横力低減効果をより向上させることができる。

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

（ポジティブスクラブによる直進性確保）
前述した図６（ｂ）は、ポジティブスクラブとした場合のセルフアライニングトルクを説明する概念図である。
図６（ｂ）に示すように、タイヤに働く復元力（セルフアライニングトルク）は、キャスタトレイル、ニューマチックトレイルの和に比例して大きくなる。
ここで、ポジティブスクラブの場合、キングピン軸の接地点から、タイヤ接地中心を通るタイヤの横すべり角β方向の直線に下ろした垂線の足の位置によって定まるホイールセンタからの距離εc（図６（ｂ）参照）をキャスタトレイルとみなすことができる。
そのため、ポジティブスクラブのスクラブ半径が大きければ大きいほど、転舵時にタイヤに働く復元力は大きくなる。

本実施形態においては、キングピン軸の設定をポジティブスクラブとすると共に、ロアリンク部材を交差させない場合に比べて、初期スクラブ半径を大きく確保できることで、キャスタ角を０に近づけることによる直進性への影響を低減するものである。また、ステアバイワイヤ方式を採用していることから、転舵アクチュエータ８によって最終的に目的とする直進性を確保することができる。

（サスペンション装置の作用）
次に、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂの作用について説明する。
本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂでは、２つのロアリンク部材をＩアームとしている。そして、コンプレッションリンク３７をアクスルキャリア３３から車両前後方向後側で車幅方向内側となる斜め後方に延長して設置し、テンションリンク３８をコンプレッションリンク３７と交差する状態で、アクスルキャリア３３の下端から車両前後方向前側で車幅方向内側となる斜め前方に斜行させて設置している。具体的には、コンプレッションリンク３７の車輪側支持点ＴＢＬａは、車輪中心よりも車両前後方向前側、テンションリンク３８の車輪側支持点ＴＳＬａは、車輪中心よりも車両前後方向後側となっている。また、コンプレッションリンク３７の車体側支持点ＴＢＬｂは、テンションリンク３８の車輪側支持点ＴＳＬａよりも車両前後方向後側、テンションリンク３８の車体側支持点ＴＳＬｂは、コンプレッションリンク３７の車輪側支持点ＴＢＬａよりも車両前後方向前側となっている。

上記サスペンション構造とした場合、図６（ａ）に示すように、車両前後方向の力が支配的な状況において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の力（車両後方向きの力）に対し、コンプレッションリンク３７の車輪側支持点ＣＰＬａは車両外向きに移動する。また、テンションリンク３８の車輪側支持点ＴＳＬａは車両内向きに移動する。そのため、入力する車両後方向きの力に対して、車輪をトーアウト方向に向けるコンプライアンスステアを実現することができる。

また、上記サスペンション構造において、図６（ａ）に示すように、各ロアリンク構造および各アッパーリンク構造について車輪側支持点ＴＢＬａ，ＴＳＬａおよびＴＢＵａ，ＴＢＵｂと車体側支持点ＴＢＬｂ，ＴＳＬｂおよびＴＢＵｂ，ＴＳＢｂとを結ぶ直線を仮想する。すると、ロアリンク構造についてはそれら直線の交点が、仮想ロアピボット点ＰＬとなり、アッパーリンク構造については車輪側の延長線の交点が仮想アッパーピボット点ＰＵとなる。これら仮想ロアピボット点ＰＬおよびＰＵを結ぶ直線がキングピン軸ＫＳとなる。

本実施形態では、このキングピン軸ＫＳがタイヤ接地面内を通るように設定されている。また、このキングピン軸ＫＳをキャスタトレイルがタイヤ接地面内に位置する設定としている。
より具体的には、例えば、キングピン軸の設定を、キャスタ角略０度、キャスタトレイル０ｍｍ、スクラブ半径０ｍｍ以上のポジティブスクラブとしている。また、キングピン傾角については、スクラブ半径をポジティブスクラブとできる範囲で、より小さい角度となる範囲（例えば１５度以下）で設定する。

このようなサスペンションジオメトリとすることにより、転舵時におけるタイヤ接地面中心の軌跡がより小さいものとなり、タイヤ捻りトルクを低減できる。
そのため、ラック軸力をより小さいものとできることから、キングピン軸周りのモーメントをより小さくでき、転舵アクチュエータ８の出力を低減することができる。また、より小さい力で車輪の向きを制御できる。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。

さらに、ロアリンク部材を交差させて設置することにより、ロアリンク部材の支持点を車輪中心に近い位置とできるため、アクスルキャリア３３の重量を低減することができる。
本実施形態におけるサスペンション装置１Ｂでは、２つのロアリンク部材を交差させて設置しているため、仮想ロアピボット点ＰＬをタイヤ接地面中心よりも車体内側に配置し易い構造となっている。
そのため、キングピン傾角を０度に近づけ易くなるとともに、スクラブ半径をポジティブスクラブ側に大きく取ることが容易となる。

また、キャスタ角を略０度、キャスタトレイルを０ｍｍとしたことに伴い、サスペンション構造上の直進性に影響が生じる可能性があるところ、ポジティブスクラブに設定することにより、その影響を軽減している。さらに、転舵アクチュエータ８による制御と併せて、直進性を確保している。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。
また、キングピン傾角を一定の範囲に制限したことに対しては、転舵アクチュエータ８での転舵を行うので、運転者が操舵操作に重さを感じることを回避できる。また、路面からの外力によるキックバックについても、転舵アクチュエータ８によって外力に対抗できるため、運転者への影響を回避できる。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。

以上のように、本実施形態に係るサスペンション装置１Ｂでは、ロアリンク構造についてはコンプレッションリンク３７を車両前後方向前側で車幅方向内側の斜め後方に延長して設置し、車両平面視において、テンションリンク３８をコンプレッションリンク３７と交差させて配置した。そのため、仮想ロアピボット点ＰＬを車幅方向において車体内側に近づけることができる。そして、この仮想ロアピボット点ＰＬ及び仮想アッパーピボット点ＰＵが定義するキングピン軸ＫＳを、キングピン傾角が小さいものとし、キングピン軸ＫＳがタイヤ接地面内を通り、またタイヤ接地面内にキャスタトレイルが位置する設定としたため、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。
したがって、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できるため、操縦性・安定性を向上させることができる。

また、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる結果、ステアリングラック部材１４およびタイロッド１５に加わる負荷を低減でき、部材を簡素化することができる。
また、ステアバイワイヤを実現するための転舵アクチュエータ８として、駆動能力のより低いものを用いることができ、車両の低コスト化および軽量化を図ることができる。
例えば、従来のステアバイワイヤ方式のサスペンション装置と比較した場合、本発明の構成では、主にロアリンク部材の簡素化と転舵アクチュエータ８の小型化によって、重量において約１０％、コストにおいて約５０％を低減することができる。

また、転舵時においてキャスタトレイルが増加する構造であるため、高い横加速度が発生する旋回時において、転舵角の切れ増しが生ずることを抑制できる。
また、旋回外輪としての転舵時に、ロアリンク構造の仮想ロアピボット点ＰＬが車両前後方向前側に移動することにより、キャスタ角を大きくしてキャスタトレイルを大きくすることができる。しかも、アッパーリンクの仮想アッパーピボット点ＰＵは仮想ロアピボット点ＰＬとは逆に車両前後方向後側に移動するため、キャスタ角をより大きくすることができるとともに、キャスタトレイルもより大きくすることができ、直進性が高められアンダーステア傾向となる。

したがって、この転舵時の直進性が高められる点を、ステアバイワイヤシステムＳＢＷによって転舵アクチュエータ８を制御することにより、必要な転舵力をステアリングラック部材１４およびタイロッド１５を介して転舵輪１７ＦＬ及び１７ＦＲに伝達して、良好な転舵特性を得ることができる。

一方、ステアバイワイヤシステムＳＢＷで、後述する異常判定処理によって異常を検出して転舵アクチュエータ８の制御を行うことができない場合に、旋回外輪となる転舵状態で直進性を高めることができるので、走行安定性を確保することができる。したがって、旋回時に走行安定性を確保してフェイルセーフ機能を発揮することができる。
これに加えて、旋回外輪となる転舵時にキャスタ角は増加することになるがポジティブスクラブの変化およびキングピン傾角の変化は抑制することができ、これらによる直進性の変化を抑制することができる。

また、本発明においては、ロアリンク構造としてコンプレッションリンク３７を、車両斜め後方に延長して設置し、車両平面視において、コンプレッションリンク３７の車輪側支持点ＣＰＬａを、車輪中心よりも車両前後方向前側としている。また、テンションリンク３８を、コンプレッションリンク３７とは逆に車軸に対して車両斜め前方に延長して設置している。そして、テンションリンク３８の車輪側支持点ＴＳＬａを、車輪中心よりも車両前後方向後側としている。また、コンプレッションリンク３７の車体側支持点ＣＰＬｂを、テンションリンク３８の車輪側支持点ＴＳＬａよりも車両前後方向前側としている。また、テンションリンク３８の車体側支持点ＴＳＬｂを、コンプレッションリンク３７の車輪側支持点ＣＰＬａよりも車両前後方向前側としている。

このようなロアリンク構造とした場合、車輪に横力（ホイールセンタより後方側の着力点に車両内向きの力）が入力したとき、コンプレッションリンク３７の車輪側支持点ＣＰＬａは車両外向きに移動し、テンションリンク３８の車輪側支持点ＴＳＬａは車両内向きに移動する。したがって、入力する横力に対して、車輪をトーアウト方向に向けるコンプライアンスステアを実現することができる。

また、本発明においては、タイロッド１５の車輪側の支持点Ｘａがコンプレッションリンク３７およびテンションリンク３８の車輪側支持点ＣＰＬａ，ＴＳＬａよりも車幅方向外側に位置している。また、タイロッド１５の車体側支持点Ｘｂが車輪側支持点Ｘａよりも車両前後方向後側に位置している。
このようなリンク配置とした場合、車両前後方向の力が支配的な状況において、タイヤ接地点に入力した車両前後方向の力（車両後方向きの力）に対し、コンプレッションリンク３７の車輪側支持点ＴＢＬａは車両外向きに移動する。また、タイロッド１５の車輪側支持点Ｘａは車体側支持点Ｘｂを中心に回転して車両外向きに移動し、テンションリンク３８の車輪側支持点ＴＳＬａは車幅方向内向きに移動する。そのため、車輪をトーアウト方向に向けるコンプライアンスステアを実現することができる。
したがって、本発明によれば、車両用サスペンション装置において、車両前後方向の力に対するコンプライアンスステア特性をより適切なものとすることが可能となる。

図１４は、本発明に係るサスペンション装置１Ｂと比較例とにおける（ａ）横力コンプライアンスステアおよび（ｂ）横剛性を示す図である。
図１４において、比較例として、ロアリンク部材が交差していないロアリンク構造のサスペンションを想定している。
図１４に示すように、本発明に係るサスペンション装置１Ｂの構成とした場合（図１４中の実線）、比較例（図１４中の破線）に対し、横力コンプライアンスステアは３５％向上し、横剛性は２９％向上している。

また、図１５は、本発明に係るサスペンション装置１Ｂと比較例とにおける前後力コンプライアンスステアを示す図である。
図１５において、比較例として、ロアリンク部材が交差していないロアリンク構造のサスペンションを想定している。
図１５に示すように、本発明に係るサスペンション装置１Ｂの構成とした場合（図１５中の実線）、比較例（図１５中の破線）に対し、前後力コンプライアンスステアは２８％向上している。

なお、本実施形態において、車輪１７ＦＲ，１７ＦＬ，１７ＲＲ，１７ＲＬがタイヤホイール、タイヤおよびホイールハブ機構ＷＨに対応し、コンプレッションリンク３７および４０がコンプレッションリンク部材に、テンションリンク３８がテンションリンク部材に対応し、トランスバースリンク３９がトランスバースリンク部材に対応し、ロアリンク構造を構成するコンプレッションリンク３７およびテンションリンク３８のリンク配置とアッパーリンク構造を構成するトランスバースリンク３９およびコンプレッションリンク４０のリンク配置がピボット点移動部に対応する。また、タイロッド１５がタイロッドに対応する。

（コントロール／駆動回路の具体的構成例）
次に、コントロール／駆動装置ユニット２６を実現する具体的な構成例を図１６〜図１９について説明する。
コントロール／駆動装置ユニット２６は、図１６に示すように、転舵制御装置５０を備えている。この転舵制御装置５０は、目標転舵角演算部５１、転舵角制御部５２、直進性補完部５３、外乱補償部５４、遅延制御部５６、転舵角偏差演算部５８、転舵モータ制御部５９、電流偏差演算部６０およびモータ電流制御部６２を備えている。

目標転舵角演算部５１は、車速Ｖおよび操舵角センサ４で検出した操舵角θｓが入力され、これらに基づいて目標転舵角δ^*を算出する。
転舵角制御部５２は、コンプライアンスステアによる転舵輪１７ＦＬおよび１７ＦＲの舵角の変化量ΔｆｌおよびΔｆｒを算出する。これら変化量ΔｆｌおよびΔｆｒは、左右の駆動輪である転舵輪１７ＦＬおよび１７ＦＲの駆動力を配分制御する駆動力制御装置６４から出力される左右輪の駆動力ＴＬおよびＴＲとロアリンク構造を構成するコンプレッションリンク３７およびテンションリンク３８のブッシュの撓みに応じたコンプライアンスステア係数ａｆとに基づいて下記（１）式および（２）式の演算を行うことにより算出する。そして、算出した変位量ΔｆｌおよびΔｆｒの変位量差を算出して転舵角制御値としてのコンプライアンスステア制御値Ａｃ（＝Δｆｌ−Δｆｒ）を算出する。
Δｆｌ＝ａｆ・ＴＬ …………（１）
Δｆｒ＝ａｆ・ＴＲ …………（２）

直進性補完部５３は、駆動輪駆動力を配分制御する駆動力制御装置６４から出力されるからの左右輪の駆動力ＴＬおよびＴＲが入力されると共に、操舵トルクセンサ５で検出された操舵トルクＴｓが入力され、これらに基づいてセルフアライニングトルクＴｓａを算出し、算出したセルフアライニングトルクＴｓａに所定舵角補正ゲインＫｓａを乗算して直進性担保値としてのセルフアライニングトルク制御値Ａｓａ（＝Ｋｓａ・Ｔｓａ）を算出する。
ここで、直進性補完部５３におけるセルフアライニングトルクＴｓａの算出は、先ず、左右輪の駆動力ＴＲおよびＴＬの駆動力差ΔＴ（＝ＴＬ−ＴＲ）を算出し、算出した駆動力差ΔＴをもとに図１７に示す発生トルク推定制御マップを参照して、トルクステア現象で転舵時に発生する発生トルクＴｈを推定する。

発生トルク推定制御マップは、スクラブ半径が正である、すなわちポジティブスクラブである車両用に設定されている。この発生トルク推定制御マップは、図１７に示すように、横軸に駆動力差ΔＴを、縦軸に発生トルクＴｈをそれぞれとり、駆動力差ΔＴが零から正方向に増加する、すなわち、左輪駆動力ＴＬが右輪駆動力ＴＲを上回って増加するときには、これに比例して発生トルクＴｈが零から車両を右旋回させる方向（正方向）に増加するように設定されている。

一方、駆動力差ΔＴが零から負方向に増加する、すなわち右輪駆動力ＴＲが左輪駆動力ＴＬを上回って増加するときには、これに比例して発生トルクＴｈが零から車両を左旋回させる方向（負方向）に増加するように設定されている。
そして、直進性補完部５３では、操舵トルクセンサ５で検出した操舵トルクＴｓから発生トルクＴｈを減じてセルフアライニングトルクＴｓａを算出する。
なお、セルフアライニングトルクＴｓａの算出は、上述したように左右の駆動力差ΔＴに基づいて算出する場合に限らず、左右の制動力差に基づいて同様に算出することができる。

また、セルフアライニングトルクＴｓａの算出は、車両のヨーレートγを検出するヨーレートセンサおよび車両の横加速度Ｇｙを検出する横加速度センサを設け、車両の運動方程式に基づいてヨーレートの微分値と横加速度Ｇｙとに基づいて横力Ｆｙを算出し、この横力Ｆｙにニューマチックトレイルεｎを乗算することにより、算出することができる。
さらには、ステアリングホイール２の操舵角θｓと、セルフアライニングトルクＴｓａとの関係を車速Ｖをパラメータとして実測するかまたはシミュレーションによって算出した制御マップを参照して操舵角センサ４で検出した操舵角θｓと車速Ｖとに基づいてセルフアライニングトルクＴｓａを算出することもできる。

また、転舵アクチュエータを構成する電動モータの慣性Ｊ、静摩擦係数Ｆｒを定数として予め求め、モータ角速度ωｍ、モータ角加速度αｍおよび転舵アクチュエータ８で発生する転舵トルクＴｍ（転舵トルクＴｍに比例する後述する目標駆動電流ｉｍ^＊で代用）に基づいて下式の演算を行うことにより、セルフアライニングトルクＴｓａを算出するようにしてもよい。
Ｔｓａ(s)＝Ｔｍ(s)−Ｊ・αｍ(s)−Ｆｒ・ｓｉｎ（ωｍ(s)）
ここで、ｓはラプラス演算子である。

外乱補償部５４は、操舵トルクセンサ５からの操舵トルクＴｓ、転舵アクチュエータ角度センサ９からの回転角θｍｏ、およびモータ電流検出部６１からのモータ電流ｉｍｒが入力され、車両に入力される外乱を周波数帯域毎に分離してそれぞれ推定し、これらの外乱を抑制するための外乱補償値Ａｄｉｓを算出する。
この外乱補償部５４では、例えば特開平２００７−２３７８４０号公報に記載されているように、運転者による操舵入力である操舵トルクＴｓと転舵アクチュエータ８による転舵入力を制御入力とし、実際の操舵状態量を制御量とするモデルにおいて、前記制御入力をローパスフィルタに通した値と、前記制御量を前記モデルの逆特性と前記ローパスフィルタとに通した値との差に基づいて外乱を推定する複数の外乱推定部を有する。各外乱推定部は、ローパスフィルタのカットオフ周波数を異ならせることにより、外乱を複数の周波数帯域毎に分離する。

そして、外乱補償部５４および直進性補完部５３で算出された外乱補償値Ａｄｉｓおよびセルフアライニングトルク制御値Ａｓａが加算器５５ａで加算される。この加算器５５ａの加算出力と転舵角制御部５２で演算されたコンプライアンスステア制御値Ａｃとが加算器５５ｂで加算されて直進性担保制御値δａを算出する。この直進性担保制御値δａは、遅延制御部５６に供給される。
ここで、図１６に示すように、転舵角制御部５２、直進性補完部５３、外乱補償部５４および加算器５５ａ，５５ｂで直進性担保部ＳＧを構成し、この直進性担保部ＳＧと以下に述べる遅延制御部５６とで転舵応答性設定部ＳＲＳを構成している。

遅延制御部５６は、図１６に示すように、操舵開始検出部５６ａ、単安定回路５６ｂ、ゲイン調整部５６ｃおよび乗算器５６ｄを有する。
操舵開始検出部５６ａは、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓに基づいて中立位置を維持する状態から右操舵または左操舵したタイミングを検出して中立状態からの操舵開始を表す操舵開始信号ＳＳを単安定回路５６ｂに出力する。

また、単安定回路５６ｂは操舵開始検出部５６ａから出力される操舵開始信号に基づいて所定の遅延時間例えば０．１秒の間オン状態となる制御開始遅延信号をゲイン調整部５６ｃに出力する。
ゲイン調整部５６ｃは、制御開始遅延信号がオン状態であるときに、制御ゲインＧａを“０”に設定し、制御開始遅延信号がオフ状態であるときに制御ゲインＧａを“１”に設定し、設定した制御ゲインＧａを乗算器５６ｄに出力する。
乗算器５６ｄでは、直進性担保部ＳＧから出力される直進性担保制御値δａが入力され、この直進性担保制御値δａに制御ゲインＧａを乗算し、乗算結果を目標転舵角演算部５１からの目標転舵角δ^*が入力された加算器５６ｅに供給する。

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

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

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

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

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

（転舵制御装置の作用）
次に、上記第１実施形態における転舵制御装置の作用を図１８および図１９を伴って説明する。
今、ステアリングホイール２を中立位置に保持して直進走行しているものとする。
この直進走行状態では、目標転舵角演算部５１で演算される目標転舵角δ^*が零となる。このとき、ステアリングホイール２が中立位置を保持しているので、左右の駆動輪となる転舵輪１７ＦＬおよび１７ＦＲの駆動力または制動力が等しくなる。このため、転舵角制御部５２で前記（１）式および（２）式で算出されるコンプライアンスステアによる転舵輪１７ＦＬおよび１７ＦＲの舵角の変位量ΔｆｌおよびΔｆｒは等しい値となる。このため、コンプライアンスステア補正量Ａｃは変位量Δｆｌから変位量Δｆｒ減算した値であるので、コンプライアンスステア補正量Ａｃは零となる。

同様に、直進性補完部５３でも、駆動力ＴＬおよびＴＲが等しいので、駆動力差ΔＴが零となることにより、図１７に示す発生トルク推定制御マップを参照して算出される発生トルクＴｈも零となる。一方、直進走行状態でステアリングホイール２を操舵していないので、操舵トルクＴｓも零であり、セルフアライニングトルクＴｓａも零となって、セルフアライニングトルク制御値Ａｓａも零となる。

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

したがって、路面の段差や前輪１７ＦＲおよび１７ＦＬの路面摩擦係数が異なることなどにより、路面からの入力による外乱によって前輪１７ＦＲおよび１７ＦＬが転舵された場合には、転舵アクチュエータ８が回転される。これに応じて転舵アクチュエータ角度センサ９で検出される回転角θｍｏが変化することにより、この回転角θｍｏの変化に応じた外乱補償値Ａｄｉｓが出力される。
このため、外乱補償値Ａｄｉｓにしたがって転舵アクチュエータ８が制御されて、サスペンション装置１Ｂの路面入力による転舵に抗するトルクを発生することができる。したがって、直進性担保部ＳＧでサスペンション装置１Ｂの直進性を担保することができる。

また、車両の直進走行状態で、外乱補償部５４で外乱を検出していない場合には、直進性担保部ＳＧで算出される直進性担保制御値δａが零となり、目標転舵角演算部５１から出力される目標転舵角δ^*も零となるので、加算器５６ｅから出力される加算後目標転舵角δ^*も零となる。
このため、アクチュエータ制御装置６３によって、転舵アクチュエータ８を構成する転舵モータ８ａに転舵角変位が生じると、この転舵角変位を解消するようにアクチュエータ制御装置６３でモータ電流ｉｍｒを出力するので、転舵輪１７ＦＲおよび１６ＦＬが直進走行状態の転舵角に戻される。したがって，アクチュエータ制御装置６３で直進性を担保することができる。

ところが、ステアリングホイール２を中立位置に保持した直進走行状態を維持している状態からステアリングホイール２を右（または左）に操舵する状態となると、この直進走行状態からの操舵による旋回状態への移行が操舵開始検出部５６ａで検出される。
このため、単安定回路５６ｂから所定時間例えば０．１秒間オン状態となる制御遅延信号がゲイン調整部５６ｃに出力される。したがって、ゲイン調整部５６ｃで、制御遅延信号がオン状態を継続している間制御ゲインＧａが“０”に設定される。このため、乗算器５６ｄから出力される乗算出力は“０”となり、直進性担保制御値δａの加算器５６ｅへの出力が停止される。
したがって、ステアリングホイール２の中立位置から操舵を開始した時点から０．１秒の初期応答期間Ｔ１の間は制御ゲインＧａが“０”に設定されるので、乗算器５６ｄから出力される乗算出力が“０”となり、目標転舵角δ^*に対する直進性担保制御が図１９（ｂ）で実線図示のように停止される。

このため、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓが目標転舵角演算部５１に供給され、この目標転舵角演算部５１で演算された目標転舵角δ^*がそのまま転舵角偏差演算部５８に供給される。このため、目標転舵角δ^*に一致するように転舵モータ８ａが回転駆動される。この間、直進性担保部ＳＧにおける直進性担保制御が停止される。
したがって、初期応答期間Ｔ１では、キングピン軸ＫＳの路面接地点がタイヤの接地面内の接地中心位置に設定され、且つキャスタ角が零に設定されたサスペンション装置１Ｂによる転舵が開始される。

このとき、サスペンション装置１Ｂのキャスタ角が零に設定されている。このキャスタ角と転舵応答性と操縦安定性との関係は、図１８（ａ）に示すように、キャスタ角が略零であるときには転舵応答性が高い状態（転舵応答性を重視した状態）をとなるが、操縦安定性を確保することはできない、すなわち、キャスタ角に対する転舵応答性と操縦安定性とはトレードオフの関係が存在する。
このため、中立位置から操舵を開始した初期状態では、ステアバイワイヤ制御による直進性担保制御は実行されないことにより、この初期転舵をサスペンション装置１Ｂが賄うことになる。

この初期応答期間Ｔ１では、サスペンション装置１Ｂは、上述したように、キャスタ角が略零あり、転舵応答性が高いので、図１９（ａ）で実線図示の特性線Ｌ１で示すように、一点鎖線図示の特性線Ｌ２で示す一般的なステアバイワイヤ形式の操舵系を有する車両における転舵応答特性（ヨーレイト）より高い転舵応答特性（ヨーレイト）とすることができる。このとき、運転者のステアリングホイール２の操舵による操舵角変化に対応した転舵角変化となるので、運転者に違和感を与えることはない。

ところが、サスペンション装置１Ｂによる転舵応答性のみで初期応答期間Ｔ１を越えて転舵を継続すると、図１９（ａ）で破線図示の特性線Ｌ３のように中期応答期間Ｔ２および後期応答期間Ｔ３で操舵による車両の転舵応答性が敏感になる。また、中期応答期間Ｔ２から後期応答期間Ｔ３に掛けての車両の内側への巻き込み現象が大きくなってしまう。
このため、上記第１実施形態では、図１９（ｂ）に示すように、初期応答期間Ｔ１が経過する例えば０．１秒後に、転舵角制御部５２、直進性補完部５３および外乱補償部５４で構成される直進性担保部ＳＧによる目標転舵角δ^*に対する直進性担保制御がステップ状に開始される。このため、サスペンション装置１Ｂによる車両の転舵応答性を抑制して車両のふらつきを抑制するとともに、図１８（ｂ）で点線図示のように、ステアバイワイヤ制御によってサスペンション装置１Ｂの直進性を補完して、操縦安定性を確保することができる。

その後、中期応答期間Ｔ２が終了する例えば０．３秒経過後には、直進性担保部ＳＧによる直進性担保制御により一般的な車両の転舵応答特性に比較しても転舵応答特性をより抑制してアンダーステア傾向とすることができる。これにより、図１９（ａ）で実線図示の特性線Ｌ１で示すように、操縦安定性を向上させることができ、特性線Ｌ１で示す理想的な車両の転舵応答特性を実現することができる。

以上のように、本実施形態に係る車両の操舵装置によれば、サスペンション装置１Ｂにおいて、ロアリンク構造を構成する第１のロアリンク部材としてのコンプレッションリンク３７と第２のロアリンク部材としてのテンションリンク３８とが車両上面視で交差され、キングピン軸ＫＳをステアリングホイールが中立位置にある状態で、タイヤ接地面内を通るようにし、タイヤ接地面内にキャスタトレイルを設定しているため、キングピン軸ＫＳ周りのモーメントをより小さくすることができる。
したがって、第１実施形態でも、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。すなわち、操縦性・安定性を向上させることができる。

このように、上記第１実施形態では、少なくともキングピン軸ＫＳがタイヤ接地面内を通るように設定することにより、サスペンション装置１Ｂ自体が転舵応答性を向上させた構成とされ、これに加えてステアバイワイヤシステムＳＢＷの直進性担保部ＳＧによって転舵特性を制御する転舵角制御、直進性補完および外乱補償を行ってサスペンション装置１Ｂの直進性を担保している。

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

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

さらに、転舵角制御部５２を備えて、コンプライアンスステアによる転舵輪１７ＦＬおよび１７ＦＲの変位量を考慮した直進性担保制御を行うことができる。このため、ロアリンク構造を構成するコンプレッションリンク３７とテンションリンク３８との車体１Ａ側の支持部に介挿されるブッシュの剛性を弱く設定することが可能であり、コンプレッションリンク３７とテンションリンク３８とを通じて路面から車体１Ａへの振動伝達率を低下させて乗心地を向上させることができる。
なお、上記第１実施形態においては、転舵制御装置５０をハードウェアで構成する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、例えば目標転舵角演算部５１、直進性担保部ＳＧを例えばマイクロコンピュータ等の演算処理装置で構成し、この演算処理装置で、図２０に示す転舵制御処理を実行するようにしてもよい。

この転舵制御処理は、図２０に示すように、先ず、ステップＳ１で、車速Ｖ、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓ、転舵アクチュエータ角度センサ９で検出した回転角θｍｏ、駆動力制御装置６４の左右輪の駆動力ＴＬ，ＴＲ、操舵トルクセンサ５で検出した操舵トルクＴｓ等の演算処理に必要なデータを読込む。次いで、ステップＳ２に移行して、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓに基づいてステアリングホイール２が中立位置を保持している状態から右または左に操舵された操舵開始状態であるか否かを判定し、操舵開始状態ではないときにはステップＳ３に移行する。

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

次いで、ステップＳ６に移行して、前述した転舵角制御部５２と同様に、左右輪の駆動力ＴＬおよびＴＲにコンプライアンスステア係数ｓｆを乗算してコンプライアンスステアによる転舵輪１７ＦＬおよび１７ＦＲの変位量ΔｆｌおよびΔｆｒを算出し、これらに基づいてコンプライアンスステア制御値Ａｃを算出する。
次いで、ステップＳ７に移行して、前述した直進性補完部５３と同様に、左右輪の駆動力ＴＬおよびＴＲの駆動力差ΔＴ（＝ＴＬ−ＴＲ）に基づいて図１７に示す発生トルク推定制御マップを参照して、トルクステア現象で転舵時に発生する発生トルクＴｈを推定する。そして、この発生トルクＴｈを操舵トルクＴｓから減算してセルフアライニングトルクＴｓａを算出し、このセルフアライニングトルクＴｓａに所定ゲインＫｓａを乗算してセルフアライニングトルク制御値Ａｓａを算出する。

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

次いで、ステップＳ１０に移行して、ステップＳ９で算出した加算後目標転舵角δ^*ａを図１６における転舵角偏差演算部５８に出力してから前記ステップＳ１に戻る。
また、ステップＳ２の判定結果が操舵開始状態であるときにはステップＳ１１に移行して、制御フラグＦを“１”にセットしてからステップＳ１２に移行する。さらに、ステップＳ３の判定結果が、制御フラグＦが“１”にセットされているときに直接ステップＳ１２に移行する。
このステップＳ１２では、予め設定された遅延時間（例えば０．１秒）が経過したか否かを判定する。このとき、遅延時間が経過していないときには、ステップＳ１３に移行し、制御ゲインＧａを“０”に設定してから前記ステップＳ５に移行して、目標転舵角δ^*を算出する。

また、ステップＳ１２の判定結果が、所定の遅延時間（例えば０．１秒）が経過したときには、ステップＳ１４に移行して、制御フラグＦを“０”にリセットしてから前記ステップＳ４に移行して、制御ゲインＧａを“１”に設定する。
この図２０に示す転舵指令角度演算処理でも、ステアリングホイール２が中立位置に保持されている状態から右または左に操舵が開始された操舵開始状態ではないときには、目標転舵角δ^*にコンプライアンスステア制御値Ａｃ、セルフアライニングトルク制御値Ａｓａおよび外乱補償値Ａｄｉｓを加算した直進性担保制御値δａを目標転舵角δ^*に加算する直進性担保制御が行われる。

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

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

この転舵制御処理でも、車両の直進走行状態では、目標転舵角δ^*が零となり、外乱が生じない場合には、この目標転舵角δ^*が直接図１６の転舵角偏差演算部５８に供給されるので、前述したと同様にアクチュエータ制御装置６３によって直進性が担保される。
この図２０の転舵制御処理において、ステップＳ５の処理が目標転舵角演算部５１に対応し、ステップＳ６の処理が転舵角制御部５２に対応し、ステップＳ７の処理が直進性補完部５３に対応し、ステップＳ５〜Ｓ７の処理が直進性担保部ＳＧに対応し：ステップＳ２〜Ｓ４、Ｓ１１〜Ｓ１４の処理が遅延制御部５６に対応し、ステップＳ２〜Ｓ１４の処理が転舵応答性設定部ＳＲＳに対応している。

なお、図２０の転舵制御処理では、転舵応答性設定部ＳＲＳで行う制御をソフトウェアで実現する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、転舵応答性設定部ＳＲＳの制御とアクチュエータ制御装置６３の制御とを含めてソフトウェア処理するようにしてもよい。
また、上記第１実施形態においては、直進性担保部ＳＧを転舵角制御部５２、直進性補完部５３および外乱補償部５４で構成する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、転舵角制御部５２、直進性補完部５３および外乱補償部５４のいずれか１つまたは２つを省略するようにしてもよい。

ところで、上述したようにステアバイワイヤシステムＳＢＷが正常に動作している状態では、車両用サスペンション装置１Ｂの転舵応答性を重視した構成による直進性の低下を転舵応答性設定部ＳＲＳで補完することができるものであるが、ステアバイワイヤシステムＳＢＷに異常が発生した場合には、車両用サスペンション装置１Ｂの直進性を補完して直進性を担保することができなくなる。

すなわち、コントロール／駆動回路ユニット２６では、操舵角センサ４によって検出された入力側ステアリング軸３の回転角度、操舵反力アクチュエータ角度センサ７によって検出された操舵反力アクチュエータ６の回転角度、転舵アクチュエータ角度センサ９によって検出された転舵アクチュエータ８の回転角度、および、ピニオン角度センサ１３によって検出されたピニオンギヤ１２の回転角度を監視し、これらの関係を基に、操舵系統におけるフェールの発生を検出することができる。

このフェールの発生を検出したときに、コントロール／駆動回路ユニット２６によってメカニカルバックアップ２７が作動される。このため、メカニカルバックアップ２７によって、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とを連結し、入力側ステアリング軸３から出力側ステアリング軸１０への力の伝達を確保する。
このフェールの発生状態で、ステアリングホイール２を転舵することにより、例えば転舵輪１７ＦＬが旋回外輪側となる転舵を行うことにより、転舵輪１７ＦＬが転舵を開始すると、前述したようにロアリンク構造では、コンプレッションリンク３７とテンションリンク３８の交点で表される仮想ロアピボット点ＰＬが図７（ｂ）に示すように車両前方側に移動する。

一方、アッパーリンク構造では、トランスバースリンク３９とコンプレッションリンク４０との平面視における転舵輪１７ＦＬ側の延長線における交点で表される仮想アッパーピボット点ＰＵが車両前後方向後方側で車幅方向に僅かに外側となる斜め後方側に移動する。
このため、仮想ロアピボット点ＰＬおよび仮想アッパーピボット点ＰＵを結ぶキングピン軸ＫＳの車両側面視における傾斜角が大きくなって、キャスタ角が増加し、これに応じてキャスタトレイルが増加する。このため、直進性を確保できるようになる。

このとき、仮想アッパーピボット点ＰＵが車幅方向内側に僅かに移動することにより、キングピン傾角は小さくなるため、ステアリングラック部材１４に入る力も同時に低減することができる。
この結果、ステアバイワイヤシステムＳＢＷにフェールが発生した場合でも、転舵輪１７ＦＬおよび１７ＦＲにトー角が生じたときに、直進性を確保することができ、フェイルセーフ機能を発揮することができる。

また、コントロール／駆動回路ユニット２６では、図２１に示す異常判定処理を所定時間毎（例えば１０μｓｅｃ程度）のタイマ割込処理として実行する。
この異常判定処理では、先ず，ステップＳ２１で、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓ、操舵反力アクチュエータ角度センサ７によって検出した操舵反力アクチュエータ回転角θｒ、転舵アクチュエータ角度センサ９によって検出した転舵アクチュエータ回転角θａ、ピニオン角度センサ１３によって検出したピニオンギヤ回転角θｐを読込んでからステップＳ２２に移行する。

このステップＳ２２では、操舵反力アクチュエータ角θｒを操舵入力角θｉに変換し、次いでステップＳ２３に移行して、転舵アクチュエータ回転角θａを転舵輪１７ＦＲおよび１７ＦＬの転舵角δｒ１に変換し、次いでステップＳ２４に移行して、ピニオンギヤ回転角θｐを転舵輪１７ＦＲおよび１７ＦＬの転舵角δｒ２に変換してからステップＳ２５へ移行する。

このステップＳ２５では、操舵角θｓから操舵入力角θｉを減算した操舵角偏差の絶対値｜θｓ−θｉ｜が予め設定した閾値θｔｈを超えているか否かを判定し、｜θｓ−θｉ｜＞θｔｈであるときには、操舵角センサ４または操舵反力制御系が異常であると判断してステップＳ２６に移行し、メカニカルバックアップ２７を作動状態として入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０を機械的に連結し、次いでステップＳ２７に移行して操舵反力アクチュエータ６及び転舵アクチュエータ８の駆動を停止してから異常判定処理を終了する。

また、ステップＳ２５の判定結果が、｜θｓ−θｉ｜≦θｔｈであるときには、操舵角センサ４及び操舵反力制御系が正常であると判断してステップＳ２８へ移行する。このステップＳ２７では、転舵角δｒ１から転舵角δｒ２との偏差の絶対値｜δｒ１−δｒ２｜が予め設定した転舵角閾値δｔｈを超えているか否かを判定し、｜δｒ１−δｒ２｜＞δｔｈであるときには転舵制御系に異常が発生しているものと判断して前述したステップＳ２６へ移行し、｜δｒ１−δｒ２｜≦δｔｈであるときには転舵制御系が正常であると判断してステップＳ２９に移行する。

このステップＳ２９では、操舵角θｓから転舵角δｒ１を減算した偏差の絶対値｜δｓ−δｒ１｜が予め設定した閾値θｔｈ１を超えているか否かを判定し、｜δｓ−δｒ１｜＞θｔｈ１であるときには操舵角センサまたは転舵アクチュエータ系統が異常であると判断して前記ステップＳ２６へ移行し、｜δｓ−δｒ１｜≦θｔｈ１であるときには操舵角センサまたは転舵アクチュエータ系統が正常であると判断してステップＳ３０へ移行する。

このステップＳ３０では、操舵角θｓから転舵角δｒ１を減算した偏差の絶対値｜δｓ−δｒ２｜が予め設定した閾値θｔｈ１を超えているか否かを判定し、｜δｓ−δｒ２｜＞θｔｈ１であるときには操舵角センサまたは転舵アクチュエータ系統が異常であると判断して前記ステップＳ３０へ移行し、｜δｓ−δｒ２｜≦θｔｈ２であるときには操舵角センサまたは転舵アクチュエータ系統が正常であると判断してステップＳ３１に移行する。
このステップＳ３１では、メカニカルバックアップ２７の作動を停止させてからタイマ割込処理を終了して所定のメインプログラムに復帰する。

（異常判定処理の動作）
図２１に示す異常判定処理では、操舵角θｓ、操舵反力アクチュエータ回転角θｒ、転舵アクチュエータ回転角θａ、ピニオンギヤ回転角θｐを読込み（ステップＳ２１）、操舵反力アクチュエータ回転角θｒを操舵入力角θｉに変換し（ステップＳ２２）、転舵アクチュエータ回転角θａを転舵角δｒ１に変換し（ステップＳ２３）、ピニオンギヤ回転角θｐを転舵角θｒ２に変換する（ステップＳ２４）。

そして、操舵角θｓと操舵入力角θｉとを比較し、その偏差の絶対値｜θｓ−θｉ｜が閾値θｔｈより大きいときには、操舵角センサ４または操舵反力制御系に異常が発生しているものと判断し（ステップＳ２５）、メカニカルバックアップ２７を作動状態とし（ステップＳ２６）、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とを機械的に連結状態とする。さらに、ステアバイワイヤシステムＳＢＷの操舵反力アクチュエータ６及び転舵アクチュエータ８の駆動を停止する（ステップＳ２７）。

ここで、操舵角θｓが正常であると判定できる場合には、この操舵角θｓを使用して転舵アクチュエータ８で操舵補助力を発生させる操舵補助制御処理を行うようにしてもよい。
このように、異常判定処理によって異常が検出されてメカニカルバックアップ２７が作動し、前述した転舵制御装置５０による転舵アクチュエータ８の駆動が停止されると、転舵制御装置５０によるサスペンション装置１Ｂの直進性の補完を行うことができなくなり、直進性を担保することができなくなる。

しかしながら、本願発明では、前述したように、転舵輪１７ＦＬ及び１７ＦＲが旋回外輪となる転舵時に、ロアリンク構造では仮想ロアピボット点ＰＬが車両前後方向前方に移動し、アッパーリンク構造では仮想アッパーピボット点ＰＵが車両前後方向後方に移動することにより、キングピン軸ＫＳの傾きが大きくなり、キャスタ角が増加してキャスタトレイルが増加するので、直進性を確保することができる。このため、アンダーステア傾向となって車両の操縦性・安定性を向上させるフェイルセーフ機能を発揮することができる。

一方、操舵角センサ４及び操舵反力制御系が正常である場合には、転舵角δｒ１と転舵角δｒ２とを比較し、その偏差の絶対値｜δｒ１−δｒ２｜が閾値δｔｈより大きいときには、転舵アクチュエータ制御系に異常があるものと判断して、ステップＳ２６へ移行し、上記と同様に、メカニカルバックアップ作動を行わせるとともに、操舵反力アクチュエータ６および転舵アクチュエータ８の駆動を停止してタイマ割込処理を終了する。

さらに、転舵アクチュエータ制御系が正常であるものと判断したときには、操舵角θｓと転舵角δｒ１とを比較し、その偏差の絶対値｜θｓ−δｒ１｜が閾値δｔｈより大きいときには、転舵アクチュエータ制御系に異常があるものと判断して、ステップＳ２６へ移行し、上記と同様に、メカニカルバックアップ作動を行わせるとともに、操舵反力アクチュエータ６および転舵アクチュエータ８の作動を停止させてからタイマ割込処理を終了する。

さらに、操舵角θｓと転舵角δｒ２とを比較し、その偏差の絶対値｜θｓ−δｒ２｜が閾値δｔｈより大きいときには、転舵アクチュエータ制御系に異常があるものと判断して、ステップＳ２６へ移行し、上記と同様に、メカニカルバックアップ作動を行わせるとともに、操舵反力アクチュエータ６および転舵アクチュエータ８の駆動を停止してタイマ割込処理を終了する。

そして、操舵角センサ４、操舵反力アクチュエータ制御系、転舵アクチュエータ制御系の全てが正常であるものとするとメカニカルバックアップ２７を非動作状態としてからタイマ割込処理を終了して所定のメインプログラムへ復帰する。
このように、ステアバイワイヤシステムＳＢＷの各種センサや制御系が正常であるときには、メカニカルバックアップ２７を非動作状態として入力側ステアリング軸３及び出力側ステアリング軸１０を分離した状態とする。
この図２１に示す異常判定処理において、ステップＳ２５〜ステップＳ３０の処理が異常制御部に対応している。

なお、上記第１実施形態においては、転舵時外輪となる転舵輪のロアリンク構造の仮想ロアピボット点ＰＬを車両前後方向前側へ移動させ、アッパーリンク構造の仮想アッパーピボット点ＰＵを車両前後方向後側へ移動させる場合について説明したが、これに限定されるものではなく、ロアリンク構造およびアッパーリンク構造の何れか一方をＡアーム等のピボット点の移動が略無いリンク構造とすることもできる。

また、上記第１実施形態においては、転舵制御装置を構成するコントロール／駆動回路ユニット２６で異常と判定されたときに、キングピン軸ＫＳを後傾させる場合について説明したが、コントロール／駆動回路ユニット２６による転舵輪の転舵制御が不十分となったときにも当然に転舵時にキングピン軸ＫＳを後傾させることができる。

（第１実施形態の効果）
（１）ステアリングホイールの操舵状態に応じてアクチュエータを作動させて転舵輪を転舵制御する転舵制御装置と、前記転舵輪を回転自在に支持する車両用サスペンション装置とを備え、前記車両用サスペンション装置は、前記転舵輪を回転自在に支持する車軸を備えたアクスルキャリアと、前記車軸の下側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するロアリンク構造と、前記車軸の上側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するアッパーリンク構造とを有し、少なくとも前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、前記ロアリンク構造および前記アッパーリンク構造の少なくとも一方のキングピン軸のピボット点を、当該キングピン軸が車両側面視で後傾するように移動するピボット点移動部を備えている。
これにより、転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、ロアリンク構造およびアッパーリンク構造の少なくとも一方のピボット点を移動させてキングピン軸を後傾させることができ、直進性を確保することができ、操縦性・安定性を確保することができる。

（２）ステアリングホイールの操舵状態に応じてアクチュエータを作動させて転舵輪を転舵する転舵制御装置と、前記転舵輪を回転自在に支持する車両用サスペンション装置とを備えている。そして、前記車両用サスペンション装置は、前記転舵輪を回転自在に支持する車軸を備えたアクスルキャリアと、前記車軸の下側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するロアリンク構造と、前記車軸の上側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するアッパーリンク構造とを有する。さらに、前記ロアリンク構造のロアピボット点と前記アッパーリンク構造のアッパーピボット点とを通るキングピン軸を前記ステアリングホイールの中立位置でタイヤ接地面内を通るように設定し、前記転舵制御装置は、前記アクチュエータを作動させて前記転舵輪にセルフアライニング用の復元力を発生するように当該転舵輪を転舵制御して前記サスペンション装置の直進性を担保し、少なくとも前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、前記ロアリンク構造および前記アッパーリンク構造の少なくとも一方のキングピン軸のピボット点を、当該キングピン軸が車両側面視で後傾するように移動するピボット点移動部を備えている。

これにより、転舵制御装置による直進性担保制御が不十分であるときに、ロアリンク構造およびアッパーリンク構造の少なくとも一方のピボット点を移動させてキングピン軸を後傾させることができ、直進性を確保してフェイルセーフ機能を発揮することができ、操縦性・安定性を確保することができる。

また、キングピン軸を、ステアリングホイールの中立位置で、タイヤ接地面内を通るように設定しているので、キングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができるため、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。
したがって、本実施形態では、サスペンション装置の軽量化を図りながら車両の操縦性・安定性を向上させることができる。

（３）ステアリングホイールの操舵状態に応じてステアリングホイールと機械的に分離された転舵輪を、アクチュエータを作動させて転舵制御するステアバイワイヤシステムからなる転舵制御装置と、前記転舵輪を回転自在に支持する車両用サスペンション装置とを備えている。そして、前記車両用サスペンション装置は、前記転舵輪を回転自在に支持する車軸を備えたアクスルキャリアと、前記車軸の下側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するロアリンク構造と、前記車軸の上側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するアッパーリンク構造とを有する。さらに、少なくとも前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、前記ロアリンク構造および前記アッパーリンク構造の少なくとも一方のキングピン軸のピボット点を、当該キングピン軸が車両側面視で後傾するように移動するピボット点移動部を備えている。

この構成によると、ステアバイワイヤシステムによる転舵制御が不十分となったときに、少なくとも転舵輪の転舵時に、ロアリンク構造又はアッパーリンク構造の少なくとも一方のキングピン軸のピボット点をキャスタトレイルが増加する方向すなわちロアリンク構造のロアピボット点を車両前後方向前方側に移動させるかアッパーリンク構造のアッパーピボット点を車両前後方向後方側に移動させるか、またはロアリンク構造のロアピボット点を車両前後方向前方側に移動させ且つアッパーリンク構造のアッパーピボット点を車両前後方向後方側に移動させることができる。このため、キングピン軸を後傾させてキャスタ角を大きくして、キャスタトレイルを増加させて直進性を確保することができ、フェイルセーフ機能を発揮することができる。
このとき、仮想アッパーピボット点の移動方向を車幅方向内側にも移動させることにより、キングピン傾角を小さくすると共に、ポジティブスクラブ半径を車幅方向内側に大きくすることができ、ステアリングラック部材に入る力も同時に低減できる。

（５）ステアリングホイールの操舵状態に応じてステアリングホイールと機械的に分離された転舵輪を、アクチュエータを作動させて転舵するステアバイワイヤシステムからなる転舵制御装置と、前記転舵輪を回転自在に支持する車両用サスペンション装置とを備えている。そして、前記車両用サスペンション装置は、前記転舵輪を回転自在に支持する車軸を備えたアクスルキャリアと、前記車軸の下側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するロアリンク構造と、前記車軸の上側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するアッパーリンク構造とを有し、前記ロアリンク構造のロアピボット点と前記アッパーリンク構造のアッパーピボット点とを通るキングピン軸を前記ステアリングホイールの中立位置でタイヤ接地面内を通るように設定している。さらに、前記転舵制御装置は、前記アクチュエータを作動させて前記転舵輪にセルフアライニング用の復元力を発生するように当該転舵輪を転舵制御して前記サスペンション装置の直進性を担保し、少なくとも前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、前記ロアリンク構造および前記アッパーリンク構造の少なくとも一方のピボット点を、キングピン軸が車両側面視で後傾するように移動するピボット点移動部を設けている。

この構成によると、ステアバイワイヤシステムで構成される転舵制御装置が、サスペンション装置の前記ロアリンク構造のロアピボット点と前記アッパーリンク構造のアッパーピボット点とを通るキングピン軸を前記ステアリングホイールの中立位置でタイヤ接地面内を通るように設定することによる直進性の低下を補完して直進性を担保することができる。このため、本実施形態では、サスペンション装置の軽量化を図りながら、車両の操縦性・安定性の向上を図ることができる。

そして、ステアバイワイヤシステムで構成される転舵制御装置による転舵制御が不十分であるときに、ロアリンク構造およびアッパーリンク構造の少なくとも一方のピボット点を移動させてキングピン軸を後傾させることができ、直進性を確保してフェイルセーフ機能を発揮することができ、操縦性・安定性を確保することができる。

（６）転舵制御装置に直進性担保部を設け、この直進性担保部で車両用のサスペンション装置の直進性を担保することとした。
したがって、例えばステアバイワイヤシステムで構成される転舵制御装置における電動アクチュエータを利用して、本発明におけるキングピン軸の設定に対応する直進性担保制御を行うことができる。このため、本実施形態では、サスペンション装置の軽量化を図りながら、車両の操縦性・安定性の向上を図ることができる。

（７）前記ロアリンク構造は、互いに交差する前記第１のリンク部材及び第２のリンク部材を有し、前記第１のリンク部材および前記第２のリンク部材の交点で表される仮想ロアピボット点を、転舵輪の転舵時に少なくとも車両前後方向前方に移動させるリンク配置とされている。
これにより、転舵輪の転舵時に仮想ロアピボット点が車両前後方向前方に移動するので、キャスタ角を大きくしてキャスタトレイルを増加させることができ、直進性を確保することができる。このため、ステアバイワイヤシステムのフェール時に操縦性・安定性を確保することができる。
この場合、第１ロアリンク部材および第２ロアリンク部材の平面視における交点で表される仮想ロアピボット点を車幅方向内側に設定することができる。このため、仮想アッパーピボット点との関係でスクラブ半径をポジティブスクラブの範囲内で大きく設定することができる。

（８）前記アッパーリンク構造は、第１のアッパーリンク部材および第２のアッパーリンク部材を有し、前記第１のアッパーリンク部材および前記第２のアッパーリンク部材の仮想アッパーピボット点を、転舵輪の転舵時に少なくとも車両前後方向後方に移動させるリンク配置とされている。
これにより、転舵輪の転舵時に仮想アッパーピボット点が車両前後方向後方に移動するので、キャスタ角を大きくしてキャスタトレイルを増加させることができ、直進性を確保することができる。このため、ステアバイワイヤシステムのフェール時に操縦性・安定性を向上させることができる。

（９）前記ステアバイワイヤシステムは、前記転舵輪を転舵させる転舵アクチュエータと、前記転舵輪の転舵角が前記ステアリングホイールの操舵角に対応するように前記転舵アクチュエータを制御するアクチュエータ制御装置とを備え、前記サスペンション装置の転舵応答性の重視による直進性の低下を補うように前記転舵アクチュエータを制御する。
これにより、サスペンション装置のキングピン軸が転舵輪の直進走行位置で、タイヤ接地面内を通ることにより、キングピン軸周りのモーメントをより小さくしてより小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる転舵応答性を直進性に比較して重視した構成としたときに、サスペンション装置の転舵応答性を確保することによる直進性の低下をステアバイワイヤシステムで補完することができる。

（１０）前記直進性担保部は、セルフアライニングトルクを推定して前記サスペンション装置の直進性を担保する。
この構成とすることにより、直進性担保部で、サスペンション装置の高応答性を確保することにより低下した直進性をセルフアライニングトルクで担保することができ、操縦・安定性を向上させることができる。

（１１）前記転舵制御装置は、前記ステアリングホイールを中立位置から操舵を開始したときに、前記直進性担保部による直進性担保制御を調整して初期転舵応答性を前記サスペンション装置自体の転舵応答性に設定する転舵応答性設定部を備えている。
この構成によると、ステアリングホイールの中立位置から転舵を開始したときに、初期応答特性を高転舵応答性とすることができる。その後、サスペンション装置自体の転舵応答性を直進性担保部による直進性担保制御で調整することにより、理想的な転舵応答性を確保することができる。

（１２）前記転舵制御装置は、コンプライアンスステアを推定して転舵輪の変位補正を行う転舵角制御部を有する。
この構成によると、したがって、サスペンション装置を構成するロアアームの車体側支持部に介挿したブッシュの剛性を低下させることが可能となり、車両の乗心地を向上させることができる。

（１３）前記転舵制御装置は、少なくとも前記ステアリングホイールを中立位置から操舵を開始したときに、初期転舵状態では、前記サスペンション装置自体の転舵応答性で高い転舵応答性を設定し、前記初期転舵状態を経過した転舵状態であるときに、前記直進性担保部による直進性担保制御によって必要とする転舵応答性を設定する転舵応答性設定部を備えている。
この構成によると、初期転舵にサスペンション装置の高い転舵応答特性を確保し、初期設定時間経過後に直進性担保部で前記転舵アクチュエータの前記サスペンション装置自体の直進性を担保する制御を行うことができ、理想的な転舵応答特性を得ることができる。

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

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

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

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

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

（１８）転舵制御装置は、少なくとも前記ステアリングホイールの操舵角を検出する操舵角検出部と、前記転舵アクチュエータによる前記転舵輪の転舵動作を検出する転舵動作検出部と、前記操舵角検出部で検出した操舵角及び前記転舵動作検出部で検出した転舵動作を監視して異常判定を行い、異常と判定したときに前記転舵アクチュエータの制御を停止する異常制御部とを備えている。
この構成によると、転舵制御装置で自己診断を行って異常判定を行い、異常と判定したときに転舵アクチュエータの制御を停止することができ、誤動作を確実に防止することができる。

（応用例１）
第１実施形態では、タイヤ接地面内にキングピン軸を設定するものとし、その一例として、キャスタトレイルをゼロに近い値として、キングピン軸の路面着地点をタイヤ接地面中心点に一致させる場合について説明した。
これに対し、本応用例では、キングピン軸の設定条件をタイヤ接地面中心点からタイヤ接地面の前端までの範囲に限定するものとする。
（効果）
キングピン軸の路面着地点をタイヤ接地面中心からタイヤ接地面の前端までに設定すると、直進性の確保と操舵操作の重さの低減を両立できる。即ち、操縦性・安定性の向上を図ることができる。

（応用例２）
第１実施形態においては、図１１に示す座標平面において、一点鎖線で囲んだ領域を設定に適する領域として例に挙げた。これに対し、注目するラック軸力の等値線を境界線とし、その境界線が示す範囲より内側の領域（キングピン傾角の減少方向でスクラブ半径の増加方向）を設定に適する領域とすることができる。
（効果）
ラック軸力の最大値を想定して、その最大値以下の範囲にサスペンションジオメトリを設定することができる。

（応用例３）
第１および第２実施形態および各応用例では、ステアバイワイヤ方式の操舵装置を備える車両にサスペンション装置１Ｂを適用する場合を例に挙げて説明したが、ステアバイワイヤ方式ではなく、機械的な操舵機構の操舵装置を備える車両にサスペンション装置１Ｂを適用することが可能である。
この場合、キングピン軸を上記検討結果に基づく条件に従って決定し、キャスタトレイルをタイヤ接地面内に設定した上で、機械的な操舵機構のリンク配置をそれに合わせて構成する。
（効果）
機械的な構造を有する操舵機構においても、キングピン周りのモーメントを低減して運転者に要する操舵力をより小さいものとでき、操縦性・安定性の向上を図ることができる。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態を図２２〜図２８について説明する。
この第２実施形態は、前述した第１実施形態のアッパーリンク構造をリンク部材同士が交差しないコンプレッション型の構造とする場合に代えて、リンク部材同士が交差するコンプレッション型の構造としたものである。
すなわち、第２実施形態では、転舵輪１７ＦＬおよび１７ＦＲのうち転舵輪１７ＦＬについて説明すると、図２２〜図２７に示すように、アクスルキャリアの車軸より下端側に連結されたロアリンク構造は、前述した第１実施形態と同様にコンプレッションリンク（第１ロアリンク部材）３７およびテンションリンク（第２ロアリンク部材）３８を交差させた構造とされている。

これに対して、アクスルキャリアの上端に連結されたアッパーリンク構造は、平面視でタイヤ中心軸の僅か車両前後方向後方側に車軸方向に延長して配置された第１アッパーリンクとしてのトランスバースリンク（トランスバースリンク部材）７１と、このトランスバースリンク７１の車両前後方向後方側に配置された第２アッパーリンクとしてのコンプレッションリンク（コンプレッションリンク部材）７２とを交差させた構造とされている。これらトランスバースリンク７１およびコンプレッションリンク７２のそれぞれはＩアームで構成され、アクスルキャリアの上端側に個別に支持されている。

ここで、トランスバースリンク７１は、図２６および図２７（ａ）に模式的に示すように、アクスルキャリアの上端の車輪側支持点ＴＢＵａが転舵輪１７ＦＬの車幅方向内側端より外側でタイヤ中心軸の僅か車両前後方向後方側に配置され、車体側支持点ＴＢＵｂが車幅方向内側でタイヤ中心軸の僅か車両前後方向後方側に配置されている。

また、コンプレッションリンク７２は、図２６および図２７（ａ）に模式的に示すように、アクスルキャリアの上端の車輪側支持点ＣＰＵａが転舵輪１７ＦＬの車幅方向内側でトランスバースリンク７１の車輪側支持点ＴＢＵａから車両前後方向前側に配置され、車体側支持点ＣＰＵｂがトランスバースリンク７１の車体側支持点ＴＢＵｂより車両前後方向後方側で車幅方向内側に配置されている。したがって、コンプレッションリンク７２は、車輪側支持点ＣＰＵａから斜め後方に延長している。

上記アッパーリンク構造は、仮想アッパーピボット点ＰＵが平面視で前述した第１実施形態のアッパーリンク構造とは異なってトランスバースリンク７１およびコンプレッションリンク７２の交点となる。この仮想アッパーピボット点ＰＵは、図２６に示すように、転舵輪１７ＦＬの車幅方向の内側で車軸中心線より僅か車両前後方向後方側に設定されている。

一方、ロアリンク構造では、図２７（ｂ）に示すように、前述した第１実施形態と同様に、仮想ロアピボット点ＰＬが転舵輪１７ＦＬの車幅方向内側端部近傍で且つ車軸中心線より車両前後方向で僅か前側に設定されている。
したがって、仮想アッパーピボット点ＰＵおよび仮想ロアピボット点ＰＬを結ぶキングピン軸ＫＳは、図２５に示すように、その路面着地点がタイヤ接地面内でタイヤ接地面中心点より車両前方側となる。このため、キングピン傾角を１５度以下とすることができるとともに、キャスタ角が零度近傍となって、前述した第１の実施形態と同様にキングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。このため、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。これにより、操縦性・安定性を向上させることができる。

また、第２実施形態では、アッパーリンク構造のコンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂのブッシュ剛性が車輪側支持点ＣＰＵａのブッシュ剛性、トランスバースリンク７１の車輪側支持点ＴＢＵａ及び車体側支持点ＴＢＵｂのブッシュ剛性に比較して小さく設定されている。
したがって、非制動時の旋回外輪としての転舵時には、コンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂの移動はなく、コンプレッションリンク７２が実線図示の通常支持点Ｐｕを中心に時計方向に回転して一点鎖線図示の位置となる。これと同様に、トランスバースリンク７１も車体側支持点ＴＢＵｂを中心に時計方向に回転して一点鎖線図示の位置となる。このため、両リンク７１及び７２の交点である仮想アッパーピボット点ＰＵは一点鎖線図示のように車幅方向内側で車両前後方向前側となる斜め前方に移動する。

このとき、ロアリンク構造では前述した第１実施形態で説明したように、仮想ロアピボット点ＰＬがやや車幅方向外側に傾いて車両前後方向前側に移動する。
このため、仮想ロアピボット点ＰＬ及び仮想アッパーピボット点ＰＵを結んだキングピン軸ＫＳはキングピン傾角が大きくなるが車両側面視での傾きの増加は抑制される。このため、スクラブ半径はポジティブスクラブ領域で減少することになり、この分直進性が低下するが、車両正面視でキングピン軸ＫＳのキングピン傾角が大きくなることにより、直進性を確保することができる。

一方、車両側面視では仮想ロアピボット点ＰＬ及び仮想アッパーピボット点ＰＵがともに車両前後方向前側に移動するので、キャスタ角の変化が抑制されてキャスタトレイルの増加も抑制される。したがって、ラック軸力を小さい状態に維持することができ、第１実施形態で前述したように、ステアバイワイヤシステムＳＢＷで異常が発生して転舵アクチュエータ８の駆動が停止されて、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とがメカニカルバックアップ２７で直結された場合でも比較的軽い操舵を行うことができる。

ところが、旋回外輪となる転舵状態で、制動状態となった場合には、転舵輪１７ＦＬに横力に加えて車輪に車両前後方向の力（後方向きの力）が作用することになる。この状態となると、ロアリンク構造ではブッシュ剛性が大きいので、コンプレッションリンク３７及びテンションリンク３８の車体支持点ＣＰＬｂ及びＴＳＬｂの後方への移動量は殆どないので、車両前後方向後方への力がアッパーリンク構造に作用することになる。この車両前後方向の力がアッパーリンク構造に作用すると、この車両前後方向の力を、コンプレッションリンク７２が主に受け持つことになる。

そして、コンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂのブッシュ剛性の他の支持点のブッシュ剛性に比較して低く設定されているので、このコンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂが図２８で拡大図示するように、実線図示の状態から点線図示のように車両前後方向後方に移動する。つまり、コンプレッションリンク７２が一点鎖線図示の状態から点線図示の状態に移動することになり、これに応じてトランスバースリンク７１も車体側支持点ＴＢＵｂを中心として反時計方向に回動して直進走行時の実線と略重なる位置となる。

したがって、仮想アッパーピボット点ＰＵは一点鎖線図示のＰＵ１から車幅方向外側で車両前後方向後側となる●図示のＰＵ２へ左斜め後方に移動することになる。このため、車両側面視でキャスタ角が大きくなってキャスタトレイルが増加して、直進性を確保してアンダーステア傾向となる。この結果、第１実施形態で前述したように、ステアバイワイヤシステムＳＢＷに異常が発生して、ステアバイワイヤシステムＳＢＷによる転舵アクチュエータ８の制御を停止したフェール発生時に、転舵輪１７ＦＬを旋回外輪とする転舵時に制動状態となったときに、サスペンション装置１Ｂ側で直進性を確保することができるので、車両の操縦性・安定性を向上させて良好なフェイルセーフ機能を発揮することができる。また、車両の直進走行状態の制動時でもアッパーリンク構造のコンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂが車両前後方向後方に移動するので、キャスタ角を大きくしてキャスタトレイルを増加させることができる。このため、直進性をより高めることができ、車両の操縦性・安定性を確保することができる。

なお、本実施形態において、ロアリンク構造を構成するコンプレッションリンク３７およびテンションリンク３８のリンク配置とアッパーリンク構造を構成するトランスバースリンク７１およびコンプレッションリンク７２のリンク配置とブッシュ剛性を低下させたコンプレッションリンク７２のブッシュとがピボット点移動部に対応する。

（第２実施形態の効果）
（１）前記アッパーリンク構造は、前記第１のアッパーリンク部材がトランスバースリンク部材で構成され、前記第２のアッパーリンク部材がコンプレッションリンク部材で構成され、前記第２のアッパーリンク部材の車体側連結点の剛性が前記第１のアッパーリンク部材の車体側連結点の剛性より小さく設定されている。
したがって、旋回制動時に直進性を確保することができ、ステアバイワイヤシステムＳＢＷに異常が発生してサスペンション装置１Ｂの直進性を補完することができない状態となった場合でも直進性を確保して、操縦性・安定性を確保することができ、良好なフェイルセーフ機能を発揮することができる。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態を図２９〜図３３について説明する。
この第３の実施形態は、ステアバイワイヤシステムの異常発生時に前述した第２実施形態におけるコンプレッションリンク７２の車体側支持点を強制的に車両後方側に移動させて直進性を確保するようにしたものである。
すなわち、第３実施形態では、図２９に示すように、アッパーリンク構造のトランスバースリンク７１の車体側支持点ＴＢＵｂが前述した第２の実施形態のトランスバースリンク７１の車体側支持点ＴＢＵｂよりやや車両後方側に設定されている。

また、図３０に示すように、アッパーリンク構造のコンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂを強制的に後方に移動させて仮想アッパーピボット点ＰＵを後方に移動させるピボット点移動部を構成するピボット点強制移動部７９を備えている。
このピボット点強制移動部７９は、アッパーリンク構造のコンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂに配設した支持位置可変ブッシュ８０を備えている。この支持位置可変ブッシュ８０は、車両前後方向で車体側支持軸８１を挟む前後対称位置に一対のすぐり８０ａ及び８０ｂを形成している。

そして、支持位置可変ブッシュ８０のすぐり８０ａ及び８０ｂは４ポート電磁切換弁８２を介して油圧源８３に接続されている。ここで、４ポート電磁切換弁８２の一方の入力ポートが油圧源８３に接続され、他方の入力ポートが油タンク８４に接続され、一方の出力ポートが支持位置可変ブッシュ８０のすぐり８０ａに接続され、他方の出力ポートが支持位置可変ブッシュ８０のすぐり８０ｂに接続されている。そして、４ポート電磁切換弁８２は、制御信号ＣＳがオフ状態であるときの第１の切換位置で油圧源８３からの油圧をすぐり８０ａ及び８０ｂの双方に供給し、制御信号ＣＳがオン状態であるときの第２の切換位置で油圧源８３をすぐり８０ｂに接続し、すぐり８０ａを油タンク８４に接続する。

したがって、すぐり８０ａ及び８０ｂに油圧が供給されている状態では、図３０で実線図示のように、支持位置可変ブッシュ８０の外周円が車体側支持軸８５の中心軸に対して同心円を維持しているが、すぐり８０ａの油圧が油タンク８４に戻されると、支持位置可変ブッシュ８０の外周円の中心軸が図３０で点線図示のように前述した第２実施形態における制動時と同様に車体側支持軸８５の中心軸より車両後方側に移動する。

そして、４ポート電磁切換弁８２が、前述したコントロール／駆動回路ユニット２６で実行する図３１に示す異常判定処理によって切換制御される。
この異常判定処理は、図３１に示すように、前述した図２１の異常判定処理において、ステップＳ２７の次に、オン状態の制御信号ＣＳを４ポート電磁切換弁８２に出力するステップＳ３３が追加されるとともに、ステップＳ３２の次に、４ポート電磁切換弁８２に出力する制御信号ＣＳをオフ状態とステップＳ３４が追加されていることを除いては図２１と同様のステップを有し、図２１との対応するステップには同一ステップ番号を付し、その詳細説明はこれを省略する。

（第３実施形態の動作）
今、コントローラ／駆動回路ユニット２６で実行される図３１の異常判定処理で、操舵角θｓ、操舵入力角θｉ、第１の転舵角δｒ１及び第２の転舵角δｒ２が正常であるステアバイワイヤシステムＳＢＷが正常である状態では、ステップＳ２１〜Ｓ２４を経てステップＳ２５に移行し、ステップＳ２８〜Ｓ３０を経てステップＳ３１に移行して、メカニカルバックアップ２７を非作動状態として、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とを分離した状態とする。

次いで、ステップＳ３２に移行して、操舵反力アクチュエータ６及び転舵アクチュエータ８を駆動してステアリングホイール２の操舵角θｓに応じた操舵反力を発生するとともに操舵角θｓに応じた転舵角δｒ１およびδｒ２となるように制御する。
次いで、ステップＳ３４に移行して、制御信号ＣＳをオフ状態とする。このため、４ポート電磁切換弁８２が第１の切換位置を維持し、支持位置可変ブッシュ８０のすぐり８０ａ及び８０ｂの双方に油圧源８３の油圧が供給されるので、コンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂは図２９および図３２（ａ）で実線図示の位置を維持する。
このため、前述した第２実施形態と同様に、車両の直進走行状態で、アッパーリンク構造の仮想アッパーピボット点ＰＵは、図２９および図３２（ａ）に示すように、転舵輪１７ＦＬの車幅方向の内側で車軸中心線より車両前後方向後方側に設定されている。

また、ロアリンク構造については、前述した第１及び第２実施形態と同様に、仮想ロアピボット点ＰＬが転舵輪１７ＦＬの車幅方向内側端部近傍で且つ車軸中心線より車両前後方向で後側に設定されている。
したがって、仮想アッパーピボット点ＰＵおよび仮想ロアピボット点ＰＬを結ぶキングピン軸ＫＳは、図２９に示すように、その路面着地点ＰＴがタイヤ接地面内でタイヤ接地面中心点より車両前方側となる。このため、キングピン傾角を１５度以下とすることができるとともに、キャスタ角が零度近傍となって、前述した第１の実施形態と同様にキングピン軸周りのモーメントをより小さくすることができる。このため、より小さいラック軸力で転舵を行うことができると共に、より小さい力で車輪の向きを制御できる。これにより、操縦性・安定性を向上させることができる。

また、旋回外輪としての転舵時には、コンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂの移動はなく、コンプレッションリンク７２が実線図示の通常支持点Ｐｕを中心に時計方向に回転して一点鎖線図示の位置となる。これと同様に、トランスバースリンク７１も車体側支持点ＴＢＵｂを中心に時計方向に回転して一点鎖線図示の位置となる。このため、両リンク７１及び７２の交点である仮想アッパーピボット点ＰＵは一点鎖線図示のように車幅方向内側で車両前後方向前側となる斜め前方に移動する。
このとき、ロアリンク構造では前述した第１実施形態で説明したように、仮想ロアピボット点ＰＬがやや車幅方向外側に傾いて車両前後方向前側に移動する。

このため、仮想ロアピボット点ＰＬ及び仮想アッパーピボット点ＰＵを結んだキングピン軸ＫＳはキングピン傾角が大きくなるが車両側面視での傾きの増加は抑制される。このため、スクラブ半径はポジティブスクラブ領域で減少することになり、この分直進性が低下するが、車両正面視でキングピン軸ＫＳのキングピン傾角が大きくなることにより、直進性を確保することができる。

このステアバイワイヤシステムＳＢＷの正常状態から操舵角センサ４、操舵反力制御系、転舵制御系の何れかに異常が発生すると、図３１の異常検出処理で、ステップＳ２６へ移行し、メカニカルバックアップ２７が作動されて、入力側ステアリング軸３と出力側ステアリング軸１０とが連結される。これと略同時に操舵反力アクチュエータ６及び転舵アクチュエータ８の駆動が停止される（ステップＳ２７）。

さらに、制御信号ＣＳがオン状態となって（ステップＳ３３）、４ポート電磁切換弁８２を第２の切換位置に切換え、支持位置可変ブッシュ８０のすぐり８０ａを油タンク８４に接続し、すぐり８０ｂへの油圧源８３の油圧の供給は継続される。このため、すぐり８０ａの油圧が低下することにより、支持位置可変ブッシュ８０はその中心軸が車体側支持軸８５の中心軸に対して車両前後方向後方側に移動することなる。
このため、前述した第２実施形態における旋回外輪としての転舵時における制動時と同様にコンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵａが図３２（ａ）及びこれを拡大した図３３で点線図示のように車両後方側の車体側支持点ＣＰＵｂ′に強制的に移動される。

このコンプレッションリンク７２の後方への移動に伴って、トランスバースリンク７１も車体側支持点ＴＢＵｂを中心に平面視で反時計方向に回動する。このとき、トランスバースリンク７１の車体側支持点ＣＰＵｂが車輪側支持点ＣＰＵａより車両前後方向後方側に配置されているので、車輪側支持点ＣＰＵａは、図３２（ａ）および図３３に示すように、車幅方向外側に僅かに移動することになる。このため、転舵輪１７ＦＬは、図３２（ａ）及び図３３に示すように、トーイン方向に僅かに傾斜することになり、直進性を確保することができる。

これと同時に仮想アッパーピボット点ＰＵは点線図示のＰＵ１へ車両前後方向後方で且つ車幅方向外側となる左斜め後方に移動することになる。
このため、前述した第２の実施形態と同様にキングピン軸ＫＳの側面視の傾きが大きくなり、キャスタ角が増加するとともに、キャスタトレイルが増加して直進性が増加し、ステアバイワイヤシステムＳＢＷの転舵制御による直進性の補完処理の停止による直進性の低下を補うことができる。

そして、転舵制御系の異常が継続している状態で、転舵輪１７ＦＬを旋回外輪となる転舵状態とすると、図３２（ａ）および図３３で一点鎖線図示のように、コンプレッションリンク７２は車体側支持点ＣＰＵｂ′を中心に時計方向に回動する。これに伴ってトランスバースリンク７１も車体側支持点ＴＢＵｂを中心にして平面視時計方向に回動し、仮想アッパーピボット点ＰＵがＰＵ１から車幅方向内側で車両前後方向前側の●印のＰＵ２へ右斜め前に移動する。

一方、転舵制御系の異常が発生して２９で破線図示のように、トランスバースリンク７１が車体側支持点ＴＢＵｂを中心として平面視時計方向に回動する。また、コンプレッションリンク７２は、実線図示の車体側支持点ＣＰＵｂを中心に破線図示のように回動する。
このため、トランスバースリンク７１とコンプレッションリンク７２との交点で表される仮想アッパーピボット点ＰＵはＰＵからＰＵ３へ車幅方向内側で且つ車両前後方向前側のＰＵ３へ右斜め前に移動する。
したがって、転舵制御系の異常が発生して転舵制御ができなくなったときの転舵輪１７ＦＬの旋回外輪となる転舵状態では、仮想アッパーピボット点ＰＵ２が転舵制御系の異常が発生していないときの仮想アッパーピボット点ＰＵ３に比較して車幅方向外側で車両前後方向後側に左斜め後方に移動していることなる。

したがって、前述した第２実施形態と同様に、転舵制御系の異常が発生している直進性低下状態で、仮想アッパーピボット点ＰＵを車幅方向外側で且つ車両前後方向後側に移動させることができ、キングピン軸ＫＳを車両側面視で傾斜を大きくし、キャスタ角が増加するとともに、キャスタトレイルが増加してステアバイワイヤシステムＳＢＷの制御停止による直進性低下分を補って直進性を確保することができる。

なお、上記第３の実施形態では、ピボット点強制移動部７９をすぐり８０ａ及び８０ｂを有する支持位置可変ブッシュ８０と、４ポート電磁切換弁８２及び油圧源８３とで構成した場合について説明したが、これに限定されるものではなく、電動直動アクチュエータや油圧シリンダ等の直線移動機構によってコンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂを後方側へ移動させるようにしてもよい。

また、コンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂの移動方向は車両前後方向後方に限らず、コンプレッションリンク７２の延長方向に後方側に移動させるようにしてもよい。
また、アッパーリンク構造のコンプレッションリンク７２の車体側支持点ＣＰＵｂをピボット点強制移動部７９によって移動させる場合に代えて、ロアリンク構造のテンションリンク３８の車体側支持点ＣＰＬｂをピボット点強制移動部で車両前後方向前側に移動させるようにしてもよい。

（第３実施形態の効果）
（１）ステアバイワイヤシステムによる転舵輪の転舵制御ができなくなる直進性低下状態で、前記ロアリンク構造及びアッパーリンク構造の少なくとも一方のピボット点を、直進性を増す方向に強制的に移動させるピボット点強制移動部を備えている。
この構成によると、ステアバイワイヤシステムに異常が発生して転舵輪の転舵制御ができなくなる直進性低下状態で、ピボット点を、直進性を増す方向すなわちキャスタ角を大きくしてキャスタトレイルを増加させることができ、ステアバイワイヤシステムによる直進性低下分を補うことができる。

（２）ステアバイワイヤシステムは、前記ステアリングホイールの操舵角を検出する操舵角検出部と、前記転舵アクチュエータによる前記転舵輪の転舵角を検出する転舵角検出部と、前記操舵角及び前記転舵角の偏差が所定値以上であるときに異常と判定して前記転舵アクチュエータの制御を停止する異常制御部を備え、前記異常制御部は、異常と判定したときに前記ピボット点強制移動部を作動させる。

この構成によると、ステアバイワイヤシステムで自己診断を行って異常判定を行い、異常と判定したときに転舵アクチュエータの制御を停止し、このときにピボット点強制移動部を作動させるので、直進性の低下分を確実に補うことができる。この場合には、転舵輪の転舵の有無にかかわらず直進性を増加させることができる。
なお、第３実施形態では、異常検出処理で異常を検出したときにピボット点強制移動部７９を作動させる場合について説明したが、これに限定されるものではなく、転舵アクチュエータ８による転舵輪の転舵制御が不十分となる状態、特に直進性担保が不十分となる状態となったときにピボット点強制移動部７９を作動させるようにしてもよい。

（第４実施形態）
次に、本発明の第４実施形態を図３４および図３５について説明する。
この第４実施形態は、例えば第１実施形態において転舵制御装置としてステアバイワイヤシステムに代えて電動パワーステアリング装置を適用したものである。
すなわち、第４実施形態は、図３４に示すように、自動車１は、車体１Ａを備えている。この車体１Ａには、車輪ＷＦＲ，ＷＦＬ，ＷＲＲ，ＷＲＬを支持するサスペンション装置１Ｂと、前輪側の転舵輪ＷＦＲ及びＷＦＬを操舵する操舵装置ＳＳとが設けられている。

操舵装置ＳＳは、ステアリング機構ＳＭとこのステアリング機構ＳＭに操舵補助力を与える電動パワーステアリング装置ＥＰとを備えている。
ステアリング機構ＳＭは、入力側ステアリング軸ＳＳｉ、出力側ステアリング軸ＳＳｏ、ステアリングホイールＳＷ、ピニオンギアＰＧ、ラック軸ＬＳ、タイロッドＴＲを備えている。
入力側ステアリング軸ＳＳｉには、車両後方側の先端にステアリングホイールＳＷが装着されている。そして、入力側ステアリング軸ＳＳｉ及び出力側ステアリング軸ＳＳｏは、車体１Ａに回転可能に支持されており、互いにトーションバー（図示せず）を介して連結されている。

出力側ステアリング軸ＳＳｏの車両前端側には、ピニオンギアＰＧが連結されており、このピニオンギアＰＧがラック軸ＬＳに形成されたラックギアに噛合してピニオンアンドラック機構が形成されている。このピニオンアンドラック機構では、ステアリングホイールＳＷの回転運動を車幅方向の直線運動に変換する。そして、ラック軸ＬＳの両端と転舵輪ＷＦＲ及びＷＲＬとの間にそれぞれタイロッドＴＲが連結されている。これらタイロッドＴＲは、ラック軸ＬＳの両端部と車輪ＷＦＲ，ＷＦＬのナックルアームとを、ボールジョイントを介してそれぞれ連結している。

一方、電動パワーステアリング装置ＥＰは、入力側ステアリング軸ＳＳｉに装着されたステアリングホイールＳＷの操舵角を検出する操舵角センサＡＳと、入力側ステアリング軸ＳＳｉ及び出力側ステアリング軸ＳＳｏとの回転角差に基づいて操舵トルクを検出する操舵トルクセンサＴＳと、出力側ステアリング軸ＳＳｏに対して操舵制御力を伝達する電動アクチュエータＥＡと、この電動アクチュエータＥＡの回転角を検出する回転角センサＲＳとを備えている。ここで、電動アクチュエータＥＡは、電動モータで構成され、モータ軸と一体に回転するギアが出力側ステアリング軸ＳＳｏの一部に形成されたギアに噛合しており、出力側ステアリング軸ＳＳｏを回転させる。

また、電動パワーステアリング装置ＥＰは、電動アクチュエータＥＡを駆動制御する転舵制御装置ＣＴと、各車輪ＷＦＲ〜ＷＲＬの車輪速を検出する車輪速センサＷＳＦＲ〜ＷＳＲＬと、車両状態パラメータ取得部ＣＰとを備えている。
車両状態パラメータ取得部ＣＰは、車輪速センサＷＦＲ〜ＷＲＬから出力される車輪の回転速度を示すパルス信号を基に車速を取得する。また、車両状態パラメータ取得部ＣＰは、車速と各車輪の回転速度とを基に、各車輪のスリップ率を取得する。そして、車両状態パラメータ取得部ＣＰは、取得した各パラメータを転舵制御装置ＣＴに出力する。

転舵制御装置ＣＴには、車両状態パラメータ取得部ＣＰから入力される各パラメータの他、操舵角センサ４で検出した操舵角θｓ、操舵トルクセンサＴＳで検出した操舵トルクＴｓ、回転角センサＲＳで検出したアクチュエータ回転角θａが入力されている。
この転舵制御装置ＣＴは、パワーステアリング制御部ＰＣと直進性担保部ＳＧとを備えている。パワーステアリング制御部ＰＣは、操舵トルクＴｓと車速Ｖとに基づいて目標補助操舵トルクを算出し、算出した目標操舵補助トルクに基づいて電動アクチュエータＥＡを駆動する駆動電流を算出し、この駆動電流を電動アクチュエータＥＡに供給して電動アクチュエータＥＡを駆動制御する。

直進性担保部ＳＧは、後述するようにサスペンション装置１Ｂの直進性を補完する直進性補完制御を行う。
車輪ＷＦＲ，ＷＦＬ，ＷＲＲ，ＷＲＬは、ホイールハブ機構ＷＨにタイヤを取り付けて構成したものであり、前述した第１〜第３実施形態のサスペンション装置１Ｂを介して車体１Ａに設置してある。これらのうち、転舵輪となる前輪（車輪ＷＦＲ，ＷＦＬ）は、タイロッド１５によってナックルアームが揺動することにより、車体１Ａに対する車輪ＷＦＲ，ＷＦＬの向きが変化する。

次に、転舵制御装置ＣＴの具体的構成を図３５および図３６について説明する。
パワーステアリング制御部ＰＣは、図３５に示すように、目標補助トルク電流指令値演算部ＴＯとアクチュエータ電流制御部ＡＣとを備えている。目標補助トルク電流指令値演算部ＴＯは、操舵トルクセンサＴＳで検出した操舵トルクＴｓと車速Ｖとに基づいて制御マップを参照して操舵トルクＴｓに応じた目標補助トルク電流指令値Ｉｔ^＊を算出し、算出した目標補助トルク電流指令値Ｉｔ^＊を、加算器ＡＤに出力する。この加算器ＡＤでは、目標補助トルク電流指令値Ｉｔ^＊に後述する直進性担保用電流指令値Ｉｓａ^＊を加算して目標アクチュエータ電流Ｉａ^＊を算出し、算出した目標アクチュエータ電流Ｉａ^＊を減算器ＳＢに出力する。この減算器ＳＢにはアクチュエータ電流センサＣＳで検出される電動アクチュエータＥＡに供給されるアクチュエータ電流Ｉａｄがフィードバックされている。したがって、減算器ＳＢで、目標アクチュエータ電流指令値Ｉａ^＊からアクチュエータ電流Ｉａｄを減算して電流偏差ΔＩを算出する。
アクチュエータ電流制御部ＡＣは、減算器ＳＢから入力される電流偏差ΔＩを例えばＰＩＤ制御してアクチュエータ電流Ｉａｄを算出し、算出したアクチュエータ電流Ｉａｄを電動アクチュエータＥＡに出力する。

一方、直進性担保部ＳＧでは、前述した第１実施形態における直進性補完部５３と同様に、左右の駆動輪駆動力を配分制御する駆動力制御装置ＤＣから出力される左右輪の駆動力ＴＲ及びＴＬが入力されると共に、操舵トルクセンサＳＴで検出した操舵トルクＴｓが入力され、これらに基づいてセルフアライニングトルクＴｓａを算出する。すなわち、直進性担保部ＳＧでは、先ず、左右輪の駆動力ＴＲ及びＴＬの駆動力差ΔＴ（＝ＴＬ−ＴＲ）を算出し、算出した駆動力差ΔＴをもとに図１２に示す発生トルク推定制御マップを参照して、トルクステア現象で転舵時に発生する発生トルクＴｈを推定する。
また、直進性担保部ＳＧでは、算出したセルフアライニングトルクＴｓａに所定電流ゲインＫｉを乗算して直進性担保用電流指令値Ｉｓａ^＊（＝Ｋｉ・Ｔｓａ）を算出する。

ここで、直進性担保部ＳＧにおけるセルフアライニングトルクＴｓａの算出は、先ず、左右輪の駆動力ＴＲ及びＴＬの駆動力差ΔＴ（＝ＴＬ−ＴＲ）を算出し、算出した駆動力差ΔＴをもとに前述した図１７に示す発生トルク推定制御マップを参照して、トルクステア現象で転舵時に発生する発生トルクＴｈを推定し、操舵トルクセンサ５で検出した操舵トルクＴｓから発生トルクＴｈを減じてセルフアライニングトルクＴｓａを算出する。
なお、セルフアライニングトルクＴｓａは、上述した第１実施形態のように任意の方法で算出することができる。

そして、直進性担保部ＳＧで算出した直進性担保用電流指令値Ｉｓａ^＊は、前述した加算器ＡＤに供給される。この加算器ＡＤでは、目標補助トルク電流指令値演算部ＴＯで算出された目標補助トルク電流指令値Ｉ^＊に直進性担保用電流指令値Ｉｓａ^＊を加算して目標アクチュエータ電流指令値Ｉａ^＊を算出し、算出した目標アクチュエータ電流指令値Ｉａ^＊を減算器ＳＢに供給する。
したがって、転舵制御装置ＣＴのパワーステアリング制御部ＰＣでは、ステアリングホイールＳＷに入力される操舵トルクＴｓと車速Ｖとに応じて算出される目標補助トルク電流指令値Ｉｔ^＊に直進性担保部ＳＧで算出した直進性担保用電流指令値Ｉｓａ^＊が加算されて目標アクチュエータ電流指令値Ｉａ^＊が算出される。
この目標アクチュエータ電流指令値Ｉａ^＊に基づいて電動アクチュエータＥＡが制御されるので、電動アクチュエータＥＡで、ステアリングホイールＳＷに伝達される操舵力に応じた操舵補助トルクに加えて、サスペンション装置１Ｂの直進性を担保する転舵トルクを発生し、これらを出力側ステアリング軸ＳＳｏに伝達する。

また、転舵制御装置ＣＴでは、操舵トルクセンサ５の異常やパワーステアリング制御部ＰＣ自身の異常や直進性担保部ＳＧの異常診断を常時行っており、操舵トルクセンサ５やパワーステアリング制御部ＰＣ自身の異常を検出したときに、例えばアクチュエータ電流制御部ＡＣ及び電動アクチュエータＥＡ間に配置したアクチュエータリレー（図示せず）をオフ状態として電動アクチュエータＥＡへアクチュエータ電流Ｉａｄの出力を停止する。
この電動アクチュエータＥＡへのアクチュエータ電流Ｉａｄの出力が停止されると、運転者のステアリングホイール２の操舵による転舵輪ＷＦＲおよびＷＦＬの転舵は継続されるが、直進性担保部ＳＧによる直進性を担保する転舵トルクの発生が停止される。

しかしながら、サスペンション装置１Ｂが前述した第１実施形態と同様に構成されているので、運転者がステアリングホイール２を中立位置から右切りまたは左切りする転舵状態となったときに、旋回外輪側となるサスペンション装置１Ｂで、第１実施形態と同様に、ロアリンク構造で仮想ロアピボット点ＰＬが車両前後方向前方に移動し、アッパリンク構造で仮想アッパーピボット点ＰＵが車両前後方向後方に移動する。このため、キングピン軸ＫＳが後傾することになり、キャスタ角が小さくなって、キャスタトレイルが増加して直進性を確保することができる。

また、上記実施形態では、サスペンション装置１Ｂのキャスタ角が略零に設定されている。このキャスタ角と転舵応答性と操縦安定性との関係は、図３６（ａ）に示すように、キャスタ角が零であるときには転舵応答性が高い状態をとなるが、操縦安定性を確保することはできない、すなわち、キャスタ角に対する転舵応答性と操縦安定性とはトレードオフの関係が存在する。

一方、キングピン軸ＫＳの路面接地点位置と横力低減代及び直進性との関係は、図３６（ｂ）に示すようになる。すなわち、キングピン軸ＫＳの接地点がタイヤ接地面中心にある状態では、実線図示のように横力低減代が最大となる。しかしながら、直進性は破線図示のように確保できない状態となる。そして、キングピン軸ＫＳの接地点をタイヤ接地面中心から前方に移動させると、キングピン軸ＫＳの接地点がタイヤ接地面中心から離れるにしたがって、横力低減代は徐々に低減し、直進性は徐々に向上する。

その後、キングピン軸ＫＳの接地点がタイヤ接地面の前端に達すると、横力低減代は最大値の半分程度に減少し、逆に直進性は良好な状態になる。さらにキングピン軸ＫＳの接地点がタイヤ接地面の前端を超えて前方に移動すると、横力低減代は最大値の半分程度からさらに減少し、逆に直進性はさらに良好となる。
上記実施形態では、横力低減代を大きくするために、ステアリングホイールＳＷが中立位置にある状態で、キングピン軸ＫＳがタイヤ接地面内を通るように設定している。このため、サスペンション装置１Ｂの直進性が低下した状態となっており、この直進性の低下分を直進性担保部ＳＧで電動アクチュエータＥＡを制御することにより補完することができる。このため、上記第１の実施形態では、直進性担保部ＳＧによって、サスペンション装置１Ｂでの直進性の低下分を補って十分な直進性を確保することができる。
なお、第４実施形態においても、前述した第１実施形態と同様に、ロアリンク構造またはアッパーリンク構造をＡアーム等のピボット点が移動しない構造とすることができる。

また、第４実施形態においは、サスペンション装置１Ｂが第１実施形態の構成である場合に限らず、第２実施形態または第３実施形態のサスペンション装置のアッパーリンク構造を適用することができる。この場合、第３実施形態のサスペンション装置のアッパーリンク構造を適用する場合には、転舵制御装置ＣＴの異常診断処理によって、電動アクチュエータＥＡの駆動が停止される異常が発生したときに、ピボット点強制移動部７９を作動させる他、直進性担保部ＳＧで生成される直進性担保トルクの発生が不足する場合にもピボット点強制移動部７９を作動させてキングピン軸ＫＳを後傾させて直進性を確保することが好ましい。

（第４実施形態の効果）
（１）ステアリングホイールの操舵状態に応じてアクチュエータを作動させて転舵輪を転舵制御する転舵制御装置と、前記転舵輪を回転自在に支持する車両用サスペンション装置とを備え、前記車両用サスペンション装置は、前記転舵輪を回転自在に支持する車軸を備えたアクスルキャリアと、前記車軸の下側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するロアリンク構造と、前記車軸の上側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するアッパーリンク構造とを有し、少なくとも前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、前記ロアリンク構造および前記アッパーリンク構造の少なくとも一方のキングピン軸のピボット点を、当該キングピン軸が車両側面視で後傾するように移動するピボット点移動部を備えている。
これにより、転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、ロアリンク構造およびアッパーリンク構造の少なくとも一方のピボット点を移動させてキングピン軸を後傾させることができ、直進性を確保することができ、操縦性・安定性を確保することができる。

（３）転舵制御装置に直進性担保部を設け、この直進性担保部で車両用のサスペンション装置の直進性を担保することとした。
したがって、電動パワーステアリング装置における電動アクチュエータを利用して、本発明におけるキングピン軸の設定に対応する直進性担保制御を行うことができる。このため、本実施形態では、サスペンション装置の軽量化を図りながら、車両の操縦性・安定性の向上を図ることができる。

（４）直進性担保部は、セルフアライニングトルクを推定して直進性を担保するようにしている。
したがって、直進性担保部で、サスペンション装置の高応答性を確保することにより低下した直進性をセルフアライニングトルクで担保することができ、操縦・安定性を向上させることができる。
したがって、本実施形態では、サスペンション装置の軽量化を図りながら、車両の操縦性・安定性を向上させることができる。

（変形例）
なお、上記第４実施形態においては、転舵制御装置ＣＴが、パワーステアリング制御部ＰＣと直進性担保部ＳＧとで構成される場合について説明した。しかしながら、本発明は、上記構成に限定されるものではなく、転舵制御装置ＣＳとして、パワーステアリング制御部ＰＣを省略して直進性担保部ＳＧのみを設けるようにしてもよい。この場合には、図１１の構成において、目標補助トルク電流指令値演算部ＴＯ及び加算器ＡＤを省略して、直進性担保部ＳＧから出力される直進性担保用電流指令値Ｉｓａ^＊を直接減算器ＳＢに入力するようにすれば良い。
また、上記第４実施形態では、直進性担保部ＳＧでセルフアライニングトルクＴｓａに基づいて直進性担保用電流指令値Ｉｓａ^＊を算出したが、これに限定されるものではなく、例えばセルフアライニングトルクＴｓａの平均値で表される固定値を設定するようにしてもよい。

１…自動車、１Ａ…車体、１Ｂ…サスペンション装置、２…ステアリングホイール、３…入力側ステアリング軸、４…ハンドル角度センサ、５…操舵トルクセンサ、６…操舵反力アクチュエータ、７…操舵反力アクチュエータ角度センサ、８…転舵アクチュエータ、９…転舵アクチュエータ角度センサ、１０…出力側ステアリング軸、１１…転舵トルクセンサ、１２…ピニオンギヤ、１４…ステアリングラック部材、１５…タイロッド、１７ＦＲ，１７ＦＬ，１７ＲＲ，１７ＲＬ…車輪、２１…車両状態パラメータ取得部、２４ＦＲ，２４ＦＬ，２４ＲＲ，２４ＲＬ…車輪速センサ、２６…コントロール／駆動回路ユニット、２７…メカニカルバックアップ、３２…車軸、３３…アクスルキャリア、３４…バネ部材、３７…コンプレッションリンク（コンプレッションリンク部材）、３８…テンションリンク（テンションリンク部材）、３９…トランスバースリンク（トランスバースリンク部材）、４０…コンプレッションリンク（コンプレッションリンク部材）、４１…ショックアブソーバ、５０…転舵制御部、５１…目標転舵角演算部、５２…転舵角制御部、５３…直進性補完部、５４…外乱補償部、５５…加算器、５６…遅延制御部、５６ａ…操舵開始検出部、５６ｂ…単安定回路、５６ｃ…ゲイン調整部、５６ｄ…乗算器、５６ｅ…加算器、５８…転舵角偏差演算部、５９…転舵モータ制御部、６０…電流偏差演算部、６１…モータ電流検出部、６２…モータ電流制御部、６３…アクチュエータ制御装置、６４…駆動力制御装置、７０…ナックル、７１…トランスバースリンク、７２…コンプレッションリンク、７９…ピボット点強制移動部、８０…支持位置可変ブッシュ、８２…４ポート電磁切換弁、８３…油圧源、８４…油タンク

Claims

ステアリングホイールの操舵状態に応じてアクチュエータを作動させて転舵輪を転舵制御する転舵制御装置と、
前記転舵輪を回転自在に支持する車両用サスペンション装置とを備え、
前記車両用サスペンション装置は、前記転舵輪を回転自在に支持する車軸を備えたアクスルキャリアと、前記車軸の下側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するロアリンク構造と、前記車軸の上側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するアッパーリンク構造とを有し、
少なくとも前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、前記ロアリンク構造および前記アッパーリンク構造の少なくとも一方のキングピン軸のピボット点を、当該キングピン軸が車両側面視で後傾するように移動するピボット点移動部を備えている
ことを特徴とする車両用転舵装置。
ステアリングホイールの操舵状態に応じてアクチュエータを作動させて転舵輪を転舵する転舵制御装置と、
前記転舵輪を回転自在に支持する車両用サスペンション装置とを備え、
前記車両用サスペンション装置は、前記転舵輪を回転自在に支持する車軸を備えたアクスルキャリアと、前記車軸の下側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するロアリンク構造と、前記車軸の上側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するアッパーリンク構造とを有し、前記ロアリンク構造のロアピボット点と前記アッパーリンク構造のアッパーピボット点とを通るキングピン軸を前記ステアリングホイールの中立位置でタイヤ接地面内を通るように設定し、
前記転舵制御装置は、前記アクチュエータを作動させて前記転舵輪にセルフアライニング用の復元力を発生するように当該転舵輪を転舵制御して前記サスペンション装置の直進性を担保し、
少なくとも前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、前記ロアリンク構造および前記アッパーリンク構造の少なくとも一方のキングピン軸のピボット点を、当該キングピン軸が車両側面視で後傾するように移動するピボット点移動部を備えている
ことを特徴とする車両用転舵装置。
ステアリングホイールの操舵状態に応じてステアリングホイールと機械的に分離された転舵輪を、アクチュエータを作動させて転舵制御するステアバイワイヤシステムからなる転舵制御装置と、
前記転舵輪を回転自在に支持する車両用サスペンション装置とを備え、
前記車両用サスペンション装置は、前記転舵輪を回転自在に支持する車軸を備えたアクスルキャリアと、前記車軸の下側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するロアリンク構造と、前記車軸の上側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するアッパーリンク構造とを有し、
少なくとも前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、前記ロアリンク構造および前記アッパーリンク構造の少なくとも一方のキングピン軸のピボット点を、当該キングピン軸が車両側面視で後傾するように移動するピボット点移動部を備えている
ことを特徴とする車両用転舵装置。
ステアリングホイールの操舵状態に応じてステアリングホイールと機械的に分離された転舵輪を、アクチュエータを作動させて転舵するステアバイワイヤシステムからなる転舵制御装置と、
前記転舵輪を回転自在に支持する車両用サスペンション装置とを備え、
前記車両用サスペンション装置は、前記転舵輪を回転自在に支持する車軸を備えたアクスルキャリアと、前記車軸の下側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するロアリンク構造と、前記車軸の上側で車体側支持部と前記アクスルキャリアとを連結するアッパーリンク構造とを有し、前記ロアリンク構造のロアピボット点と前記アッパーリンク構造のアッパーピボット点とを通るキングピン軸を前記ステアリングホイールの中立位置でタイヤ接地面内を通るように設定し、
前記転舵制御装置は、前記アクチュエータを作動させて前記転舵輪にセルフアライニング用の復元力を発生するように当該転舵輪を転舵制御して前記サスペンション装置の直進性を担保し、
少なくとも前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、前記ロアリンク構造および前記アッパーリンク構造の少なくとも一方のピボット点を、キングピン軸が車両側面視で後傾するように移動するピボット点移動部を設けた
ことを特徴とする車両用転舵装置。
前記ピボット点移動部は、前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、少なくとも前記転舵輪が直進走行状態から転舵状態となったときに、前記ピボット点を移動させることを特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載の車両用転舵装置。
前記ロアリンク構造は、互いに交差する第１のリンク部材および第２のリンク部材を有し、
前記ピボット点移動部は、前記第１のリンク部材及び第２のリンク部材の交点で表される仮想ロアピボット点を、転舵輪の転舵時に少なくとも車両前後方向前方に移動させるリンク配置とされていることを特徴とする請求項５に記載の車両用転舵装置。
前記アッパーリンク構造は、第１のアッパーリンク部材および第２のアッパーリンク部材を有し、
前記ピボット点移動部は、前記第１のアッパーリンク部材および前記第２のアッパーリンク部材の仮想アッパーピボット点を、転舵輪の転舵時に少なくとも車両前後方向後方に移動させるリンク配置とされていることを特徴とする請求項５または６に記載の車両用転舵装置。
前記ピボット点移動部は、前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、少なくとも前記転舵輪が直進走行状態から転舵状態となり、且つ制動状態となったときに、前記ピボット点を移動させることを特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載の車両用転舵装置。
前記アッパーリンク構造は、前記第１のアッパーリンク部材がトランスバースリンク部材で構成され、前記第２のアッパーリンク部材がコンプレッションリンク部材で構成され、前記第２のアッパーリンク部材の車体側連結点の剛性が前記第１のアッパーリンク部材の車体側連結点の剛性より小さく設定されていることを特徴とする請求項８に記載の車両用転舵装置。
前記ピボット点移動部は、前記転舵制御装置の転舵制御が不十分であるときに、前記ピボット点を強制的に移動させるピボット点強制移動部を備えていることを特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載の車両用転舵装置。
前記転舵制御装置は、コンプライアンスステアを推定して転舵輪の変位補正を行う転舵角制御部を有することを特徴とする請求項１から１０のいずれか１項に記載の車両用転舵装置。
前記転舵制御装置は、前記サスペンション装置の直進性を担保する直進性担保部を備えていることを特徴とする請求項１から１１のいずれかに記載の車両用転舵装置。
前記直進性担保部は、セルフアライニングトルクを推定して前記サスペンション装置の直進性を担保することを特徴とする請求項１２に記載の車両用転舵装置。
前記転舵制御装置は、前記ステアリングホイールを中立位置から操舵を開始したときに、前記直進性担保部による直進性担保制御を調整して初期転舵応答性を前記サスペンション装置自体の転舵応答性に設定する転舵応答性設定部を備えていること特徴とする請求項１２または１３に記載の車両用転舵装置。
前記転舵制御装置は、少なくとも前記ステアリングホイールを中立位置から操舵を開始したときに、初期転舵状態では、前記サスペンション装置自体の転舵応答性で高い転舵応答性を設定し、前記初期転舵状態を経過した転舵状態であるときに、前記直進性担保部による直進性担保制御によって必要とする転舵応答性を設定する転舵応答性設定部を備えていること特徴とする請求項１２から１４のいずれか１項に記載の車両用転舵装置。
前記転舵応答性設定部は、前記ステアリングホイールを中立位置から操舵したときに、前記直進性担保部による直進性担保制御を遅らせる遅延制御部を備えていることを特徴とする請求項１５に記載の車両用転舵装置。
前記遅延制御部は、前記直進性担保部による直進性担保制御の開始を調整するゲイン調整部を有することを特徴とする請求項１６に記載の車両用転舵装置。
前記遅延制御部は、直進性担保部による直進性担保制御を前記ステアリングホイールが中立位置を保持している状態から右または左に操舵した操舵開始タイミングから０．１秒遅延させた後に開始させることを特徴とする請求項１６または１７に記載の車両用転舵装置。
前記転舵制御装置は、操舵角に応じた目標転舵角を演算する目標転舵角演算部と、該目標転舵角演算部で演算した目標転舵角に前記直進性担保部の直進性担保制御値を加える加算器と、該加算器の加算出力と前記転舵アクチュエータを構成する転舵モータの回転角度とを一致させるモータ指令電流を形成する転舵モータ制御部と、前記モータ指令電流に一致する前記転舵モータに供給するモータ駆動電流を形成する電流制御部とを備えていることを特徴とする請求項１１から１８のいずれか１項に記載の車両用転舵装置。
前記転舵制御装置は、少なくとも前記ステアリングホイールの操舵角を検出する操舵角検出部と、前記転舵アクチュエータによる前記転舵輪の転舵動作を検出する転舵動作検出部と、前記操舵角検出部で検出した操舵角及び前記転舵動作検出部で検出した転舵動作を監視して異常判定を行い、異常と判定したときに前記転舵アクチュエータの制御を停止する異常制御部とを備えていることを特徴とする請求項１から１９のいずれか１項に記載の車両用転舵装置。
前記転舵制御装置は、前記ステアリングホイールの操舵角を検出する操舵角検出部と、前記転舵アクチュエータによる前記転舵輪の転舵角を検出する転舵角検出部と、前記操舵角及び前記転舵角の偏差が所定値以上であるときに異常と判定して前記転舵アクチュエータの制御を停止する異常制御部を備え、前記異常制御部は、異常と判定したときに前記ピボット点強制移動部を作動させることを特徴とする請求項１０に記載の車両用転舵装置。