JP3657039B2 - Suspension mechanism - Google Patents

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JP3657039B2
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    • B60G17/00—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load
    • B60G17/02—Spring characteristics, e.g. mechanical springs and mechanical adjusting means
    • B60G17/021—Spring characteristics, e.g. mechanical springs and mechanical adjusting means the mechanical spring being a coil spring
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G15/00—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of combined spring and vibration damper, e.g. telescopic type
    • B60G15/02—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of combined spring and vibration damper, e.g. telescopic type having mechanical spring
    • B60G15/06—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of combined spring and vibration damper, e.g. telescopic type having mechanical spring and fluid damper
    • B60G15/062—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of combined spring and vibration damper, e.g. telescopic type having mechanical spring and fluid damper the spring being arranged around the damper
    • B60G15/065—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of combined spring and vibration damper, e.g. telescopic type having mechanical spring and fluid damper the spring being arranged around the damper characterised by the use of a combination of springs

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車などの車両のサスペンション機構の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車などの車両のサスペンション機構としては、従来からストラット式やダブルウィッシュボーン式等が広く採用されており、このようなサスペンション機構では、各車輪のハブを揺動自由に支持するアームと車体との間に一組のショックアブソーバーとコイルバネを介装し、路面からの振動入力を減衰しながら車体の支持を行っている。
【０００３】
このようなサスペンション機構のショックアブソーバーでは、乗心地を向上させるためには減衰力を低く、操縦安定性を向上させるためには減衰力を高めるほうが良いという相反する要求を調和させる必要があるが、一般的なショックアブソーバーでは作動速度に応じて一意的に減衰力が決定されてしまうため、乗心地と操縦安定性の両立は難しい。このため、ピストンの作動周波数＝振動の入力周波数に応じて減衰力を変化させる周波数感応式ショックアブソーバーを採用して、乗心地と操縦安定性を両立させようとしている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記のような周波数感応式ショックアブソーバーでは、入力周波数の増大に応じて徐々に減衰力が低下するように設定すると、バルブ機構や絞りの構造が複雑になって製造コストが増大するという問題があった。
【０００５】
そこで本発明は、上記問題に鑑みてなされたもので、ショックアブソーバーの構造を簡易にしながらも乗心地と操縦安定性を両立可能なサスペンション機構を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
第１の発明は、車体側とロアアーム側との間にショックアブソーバー及びバネを介装したサスペンション機構において、車体側に連結された第１のショックアブソーバー及び第１のバネと、ロアアーム側に連結された第２のショックアブソーバー及び第２バネとこれら第１及び第２のショックアブソーバーとバネを結合する手段とを備え、前記第１のバネと第２のバネのバネ定数がそれぞれ異なるとともに、前記第１及び第２のショックアブソーバーは作動速度に応じて一意的に減衰力が決定され、かつ、第１ショックアブソーバーと第２ショックアブソーバーの減衰係数はそれぞれ異なる。
【０００７】
そして、前記結合手段は、基端を車体側で揺動自由に支持されたロアアッパーアームで構成され、前記ロアアームはロアアッパーアームの途中に基端を揺動自由に支持されて、このロアアームとロアアッパーアームとの間に前記第２ショックアブソーバー及び第２バネを介装する。
【０００８】
また、第２の発明は、前記第１の発明において、前記第１ショックアブソーバーの減衰係数は、前記第２ショックアブソーバーの減衰係数よりも大きく、かつ、第１バネのバネ定数は第２バネのバネ定数よりも小さく設定される。
【０００９】
【作用】
したがって、第１の発明は、車体側とロアアーム側との間には、減衰係数及びバネ定数がそれぞれ異なる第１ショックアブソーバーと第２ショックアブソーバー及び第１バネと第２バネが直列的に配設されるため、第１及び第２ショックアブソーバーを作動速度に応じて一意的に減衰力が決定されるもので構成しながらも、ロアアーム側からの入力周波数に応じて減衰係数を変化させることができ、乗心地と操縦安定性を両立させることができる。
【００１０】
そして、第１ショックアブソーバー及び第１バネはロアアッパーアームを介して第２ショックアブソーバー及び第２バネに結合され、ロアアッパーアームを介して第１及び第２のショックアブソーバーとバネは直列的に配設され、第１及び第２のショックアブソーバーを動作速度に応じて減衰力が一意的に決定される簡易な構造としながらも、その入力周波数に応じて減衰係数を変化させて減衰させることができ、乗心地と操縦安定性の両立が可能となる。
【００１１】
また、第２の発明は、第１ショックアブソーバーの減衰係数は、前記第２ショックアブソーバーの減衰係数よりも大きく、かつ、第１バネのバネ定数は第２バネのバネ定数よりも小さく設定されるため、第１及び第２ショックアブソーバーを作動速度に応じて一意的に減衰力が決定されるもので構成しながらも、ロアアーム側からの入力周波数の増大に応じて減衰係数を低減させることができ、入力周波数の高い領域では減衰係数を低くして乗心地を向上させる一方、入力周波数の低い領域では減衰係数を高くして操縦安定性を確保することができる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
図１〜図３に本発明の一実施形態を示す。
【００１３】
図１、図２は、本発明をストラット式のサスペンション機構に採用した場合を示し、２はヒンジ２０を介して車体１に対して揺動自由なロアアッパーアームで、ほぼ「く」の字状の部材で形成されて、先端部２Ａを車体１の上方へ向けて取り付けられる。
【００１４】
そして、図示しない車輪を支持するハブ８は、「く」の字状のロアアッパーアーム２の途中の屈曲位置に設けたヒンジ２１を介して揺動自由なロアアーム３に取り付けられる。なお、ヒンジ２０、２１は平行に配設される。
【００１５】
ロアアッパーアーム２の先端部２Ａと車体１との間には、第１ショックアブソーバー５及び第１コイルバネ４が介装され、ロアアーム３とロアアッパーアーム２との間には第２ショックアブソーバー７及び第２コイルバネ６が介装される。
【００１６】
これらコイルバネ４、６はそれぞれ第１及び第２ショックアブソーバー５、７と同軸的に配設され、第１及び第２ショックアブソーバー５、７はロアアッパーアーム２の先端部２Ａの上面及び下面にそれぞれ設けたヒンジ２２を介して揺動可能に連結され、車体１とハブ８との間には２組のショックアブソーバー及びバネが直列的に介装されている。
【００１７】
ここで、ロアアッパーアーム２の上方に配設された第１ショックアブソーバー５と、下方に配設された第２ショックアブソーバー７の減衰特性は異なり、また、第１コイルバネ４と第２コイルバネ６のバネ定数も異なる。
【００１８】
例えば、第１ショックアブソーバー５の減衰係数をＣ1、第２ショックアブソーバー７の減衰係数をＣ0とすると、
Ｃ1＝４×Ｃ0
に設定され、また、第１コイルバネ４のバネ定数をｋ1、第２コイルバネ６のバネ定数をｋ0とすると、
ｋ0＝２×ｋ1
に設定される。
【００１９】
すなわち、ロアアッパーアーム２の上方に柔らかいバネと硬いダンパを、ロアアッパーアーム２の下方に硬いバネと柔らかいダンパを配設し、車輪からの入力に応じて、ロアアッパーアーム２及びロアアーム３がそれぞれ揺動するものである。
【００２０】
そして、第１及び第２ショックアブソーバー５、７は、ピストン速度に応じて一意的に減衰力が決まるもので構成される。
【００２１】
以上のように構成され、次に作用について説明する。
【００２２】
図１のように、２組のショックアブソーバーとコイルバネから構成されるサスペンション機構は、図２の一輪モデルのように、２組のダンパ要素及びバネ要素を直列的に配設したものとして表現でき、いま車輪の変位をｙ、ロアアーム３の変位をｘ0、ロアアッパーアーム２の変位をｘ1とすると、図３に示す簡易モデルと等価となる。
【００２３】
この図３の簡易モデルに基づいて、バネ下側となるロアアーム３の変位ｘ0の微分値である速度ｖ0に対する力Ｆの周波数伝達を求めると次式のようになる。
【００２４】
Ｆ＝ｋ1ｘ1＋ｃ1ｖ1 …（１）
Ｆ＝ｋ0（ｘ0−ｘ1）＋ｃ0（ｖ0−ｖ1） …（２）
いま、上記（１）、（２）式を初期値０としてラプラス変換すると、

Figure 0003657039
となる。
【００２５】
ここで、上記（１）’（２）’式よりＸ1(ｓ)を消去し、Ｆ(ｓ)／Ｘ0(ｓ)についてまとめると、次のようになる。
【００２６】
【数１】
Figure 0003657039
【００２７】
いま、
【００２８】
【数２】
Figure 0003657039
【００２９】
とおくと、
【００３０】
【数３】
Figure 0003657039
【００３１】
となって、入力速度ｖ0に対する力Ｆの周波数伝達関数Ｇ(ｓ)は、
【００３２】
【数４】
Figure 0003657039
【００３３】
となる。
【００３４】
なお、周波数伝達関数については、「自動車のサスペンション」（平成３年３月３０日、山海堂 発行）の第４５頁から第８５頁に詳しいので、ここでは詳細についての記述を省略する。
【００３５】
ここで、上記時定数Ｔ0、Ｔ1、Ｔ2を、次の表１のように選べば、Ｆ／ｖ0、すなわち、減衰係数のゲイン｜Ｇ(ｓ)｜は図４に示すグラフのようになる。
【００３６】
【表１】
Figure 0003657039
【００３７】
ただし、Ｔｉ＝１／２πｆｉ
こうして、２組のバネ要素及びダンパ要素を直列的に配設するとともに、各要素の特性、すなわち、バネ定数及び減衰係数をそれぞれ異ならせることで、ピストンの作動速度に応じて一意的に減衰力が定まる第１及び第２ショックアブソーバー５、７を用いながらも、図４のように、バネ下からの入力周波数の増大に応じて減衰係数は低下し、特に、乗心地に大きな影響を与える２〜１０Ｈｚの周波数帯域の減衰係数を徐々に小さくすることができ、路面の凹凸等による車体１のゴツゴツ感を解消して、ソフトな乗心地を得る一方、２Ｈｚ未満の低い周波数帯域では減衰係数を高くしてロールなどによる車体１の姿勢変化を抑制して操縦安定性を確保することが可能となる。
【００３８】
そして、第１及び第２ショックアブソーバー５、７は、前記従来例のような周波数感応式のショックアブソーバーに比して構成が簡易であるため、製造コストの低減を図りながらも、乗心地と操縦安定性の両立を実現できるのである。
【００３９】
図５は第２の実施形態を示し、前記第１及び第２ショックアブソーバー５、７を同軸的に連結し、前記従来例のようなストラット式サスペンションやダブルウィッシュボーン式サスペンションに取り付けられるものである。
【００４０】
第１及び第２ショックアブソーバー５、７はロッド１５、１７を上方へ向けて、第１ショックアブソーバー５の外筒に第２ショックアブソーバー７のロッド１７を同軸的に結合したもので、上方に配設された第１ショックアブソーバー５のロッド１５の端部に締結したスプリングシート５０を介して図示しない車体へ取り付けられる一方、第２ショックアブソーバー７の外筒が図示しないロアアームに取り付けられる。
【００４１】
第１ショックアブソーバー５の外筒の外周には中間スプリングシート５１が固設され、この中間スプリングシート５１の上面と車体側のスプリングシート５０との間に第１コイルバネ４が介装される。
【００４２】
そして、中間スプリングシート５１と第２ショックアブソーバー７の外筒に固設されたスプリングシート５２との間には、第２コイルバネ６が介装される。
【００４３】
こうして、第１ショックアブソーバー５、第１コイルバネ４と第２ショックアブソーバー７、第２コイルバネ６は、前記第１実施形態と同様に直列的に配設され、これらダンパ要素及びバネ要素の特性を、上記第１実施形態と同様にそれぞれ異ならせることで、第１及び第２ショックアブソーバー５、７を、ピストン速度に応じて一意的に減衰力が決定されるものを用いながら、入力周波数に応じて減衰係数を変化させることができ、さらに、この場合では、第１及び第２ショックアブソーバー５、７を同軸的に結合したので、上記したようにストラット式サスペンションへ容易に適用することができるのである。
【００４４】
図６は第３の実施形態を示し、前記第２実施形態の配置を逆にしたもので、その他の構成は前記と同様である。
【００４５】
すなわち、車体側に第２ショックアブソーバー７と第２コイルバネ６が配設され、ロアアーム側に第１ショックアブソーバー５と第１コイルバネ４が配設されたものである。
【００４６】
車体側にバネ定数ｋ0の大きな第２コイルバネ６と減衰係数ｃ0の小さな第２ショックアブソーバー７を、ロアアーム側にバネ定数ｋ1の小さな第１コイルバネ４と減衰係数ｃ1の大きな第１ショックアブソーバー５を配設することでも、上記と同様に、ピストン速度に応じて一意的に減衰力が決定されるショックアブソーバーを用いながら入力周波数に応じて減衰係数を変化させることができるのである。
【００４７】
なお、上記実施形態において、第１及び第２ショックアブソーバー５、７を同軸的に結合したが、図示はしないが、軸心をずらして配設しても同様の作用を得ることができるのである。
【００４８】
【発明の効果】
以上のように本発明によれば、減衰係数及びバネ定数がそれぞれ異なる第１ショックアブソーバーと第２ショックアブソーバー及び第１バネと第２バネを直列的に配設したため、第１及び第２ショックアブソーバーを作動速度に応じて一意的に減衰力が決定されるもので構成しながらも、ロアアーム側からの入力周波数に応じて減衰係数を変化させることができ、前記従来例の周波数感応式ショックアブソーバーに比して構造を簡易にしながら乗心地と操縦安定性を両立させることが可能となる。
【００４９】
そして、第１ショックアブソーバー及び第１バネはロアアッパーアームを介して第２ショックアブソーバー及び第２バネに結合され、ロアアッパーアームを介して第１及び第２のショックアブソーバーとバネは直列的に配設され、第１及び第２のショックアブソーバーを動作速度に応じて減衰力が一意的に決定される簡易な構造としながらも、その入力周波数に応じて減衰係数を変化させて減衰させることができ、乗心地と操縦安定性の両立を実現することが可能となる。
【００５０】
また、第２の発明は、第１ショックアブソーバーの減衰係数は、前記第２ショックアブソーバーの減衰係数よりも大きく、かつ、第１バネのバネ定数は第２バネのバネ定数よりも小さく設定されるため、第１及び第２ショックアブソーバーを作動速度に応じて一意的に減衰力が決定されるもので構成しながらも、ロアアーム側からの入力周波数の増大に応じて減衰係数を低減させることができ、入力周波数の高い領域では減衰係数を低くして乗心地を向上させる一方、入力周波数の低い領域では減衰係数を高くして操縦安定性を確保することができ、ショックアブソーバーの構成を簡易にしながら乗心地と操縦安定性の両立を実現することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態を示すサスペンションの斜視図である。
【図２】同じく一輪モデル図である。
【図３】同じく簡易モデル図である。
【図４】減衰特性を示し、周波数と減衰係数の関係を示すグラフである。
【図５】第２の実施形態を示す正面図である。
【図６】第３の実施形態を示す正面図である。
【符号の説明】
１ 車体
２ ロアアッパーアーム
３ ロアアーム
４ 第１コイルバネ
５ 第１ショックアブソーバー
６ 第２コイルバネ
７ 第２ショックアブソーバー
８ ハブ
２０、２１、２２ ヒンジ
５０、５２ スプリングシート
５１ 中間スプリングシート
１５、１７ ピストンロッド[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement in a suspension mechanism of a vehicle such as an automobile.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a strut type, a double wishbone type, etc. have been widely adopted as a suspension mechanism for vehicles such as automobiles. In such a suspension mechanism, an arm and a vehicle body that freely support a hub of each wheel are supported. A pair of shock absorbers and coil springs are interposed in between to support the vehicle body while attenuating vibration input from the road surface.
[0003]
In such a shock absorber of a suspension mechanism, it is necessary to harmonize the conflicting demands that it is better to reduce the damping force in order to improve riding comfort and to increase the damping force in order to improve the steering stability. In a general shock absorber, the damping force is uniquely determined according to the operating speed, so it is difficult to achieve both riding comfort and driving stability. For this reason, a frequency-sensitive shock absorber that changes the damping force according to the piston operating frequency = the vibration input frequency is employed to achieve both riding comfort and steering stability.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the frequency-sensitive shock absorber as described above, if the damping force is set to gradually decrease as the input frequency increases, the structure of the valve mechanism and the diaphragm becomes complicated and the manufacturing cost increases. was there.
[0005]
Accordingly, the present invention has been made in view of the above problems, and an object thereof is to provide a suspension mechanism that can achieve both riding comfort and steering stability while simplifying the structure of a shock absorber.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In a suspension mechanism in which a shock absorber and a spring are interposed between a vehicle body side and a lower arm side, a first shock absorber and a first spring connected to the vehicle body side are connected to the lower arm side. A second shock absorber and a second spring, and means for coupling the first and second shock absorbers and the spring, wherein the first spring and the second spring have different spring constants, respectively, The damping forces of the first and second shock absorbers are uniquely determined according to the operating speed, and the damping coefficients of the first shock absorber and the second shock absorber are different from each other.
[0007]
The coupling means includes a lower upper arm whose base end is supported to freely swing on the vehicle body side, and the lower arm is supported to swing freely on the middle of the lower upper arm. The second shock absorber and the second spring are interposed between the lower upper arm and the lower upper arm.
[0008]
In a second aspect based on the first aspect, the damping coefficient of the first shock absorber is larger than the damping coefficient of the second shock absorber, and the spring constant of the first spring is that of the second spring. It is set smaller than the spring constant.
[0009]
[Action]
Therefore, according to the first aspect of the present invention, the first shock absorber, the second shock absorber, the first spring, and the second spring having different damping coefficients and spring constants are arranged in series between the vehicle body side and the lower arm side. Therefore, the damping coefficient can be changed according to the input frequency from the lower arm side, while the first and second shock absorbers are configured so that the damping force is uniquely determined according to the operating speed. It is possible to achieve both ride comfort and handling stability.
[0010]
The first shock absorber and a first spring is coupled to the second shock absorber and a second spring through the lower upper arm, the first and second shock absorbers and springs through the lower upper arm series in distribution The first and second shock absorbers have a simple structure in which the damping force is uniquely determined according to the operating speed, but can be attenuated by changing the damping coefficient according to the input frequency. It is possible to achieve both ride comfort and handling stability.
[0011]
In the second invention , the damping coefficient of the first shock absorber is set larger than the damping coefficient of the second shock absorber, and the spring constant of the first spring is set smaller than the spring constant of the second spring. Therefore, while the first and second shock absorbers are configured so that the damping force is uniquely determined according to the operating speed, the damping coefficient can be reduced according to the increase of the input frequency from the lower arm side. In the region where the input frequency is high, the damping coefficient is lowered to improve riding comfort, while in the region where the input frequency is low, the damping coefficient can be increased to ensure steering stability.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 to 3 show an embodiment of the present invention.
[0013]
FIGS. 1 and 2 show a case where the present invention is applied to a strut type suspension mechanism. Reference numeral 2 denotes a lower upper arm which is swingable with respect to the vehicle body 1 via a hinge 20 and is substantially in the shape of “<”. The front end 2A is attached to the upper side of the vehicle body 1.
[0014]
A hub 8 that supports a wheel (not shown) is attached to the freely swingable lower arm 3 via a hinge 21 provided at a bending position in the middle of the “<”-shaped lower upper arm 2. The hinges 20 and 21 are arranged in parallel.
[0015]
A first shock absorber 5 and a first coil spring 4 are interposed between the front end 2A of the lower upper arm 2 and the vehicle body 1, and a second shock absorber 7 and a first coil spring 4 are interposed between the lower arm 3 and the lower upper arm 2. A second coil spring 6 is interposed.
[0016]
The coil springs 4 and 6 are disposed coaxially with the first and second shock absorbers 5 and 7, respectively, and the first and second shock absorbers 5 and 7 are respectively disposed on the upper surface and the lower surface of the tip 2A of the lower upper arm 2. Two sets of shock absorbers and springs are interposed in series between the vehicle body 1 and the hub 8 so as to be swingable through a hinge 22 provided.
[0017]
Here, the damping characteristics of the first shock absorber 5 disposed above the lower upper arm 2 and the second shock absorber 7 disposed below are different, and the first coil spring 4 and the second coil spring 6 have different damping characteristics. The spring constant is also different.
[0018]
For example, if the damping coefficient of the first shock absorber 5 is C 1 and the damping coefficient of the second shock absorber 7 is C 0 ,
C 1 = 4 × C 0
And the spring constant of the first coil spring 4 is k 1 and the spring constant of the second coil spring 6 is k 0 .
k 0 = 2 × k 1
Set to
[0019]
That is, a soft spring and a hard damper are disposed above the lower upper arm 2, and a hard spring and a soft damper are disposed below the lower upper arm 2, and the lower upper arm 2 and the lower arm 3 respectively correspond to inputs from the wheels. It swings.
[0020]
The first and second shock absorbers 5 and 7 are configured such that the damping force is uniquely determined according to the piston speed.
[0021]
It is comprised as mentioned above, Next, an effect | action is demonstrated.
[0022]
As shown in FIG. 1, the suspension mechanism composed of two sets of shock absorbers and coil springs can be expressed as two sets of damper elements and spring elements arranged in series as in the one-wheel model of FIG. If the displacement of the wheel is y, the displacement of the lower arm 3 is x 0 , and the displacement of the lower upper arm 2 is x 1 , this is equivalent to the simplified model shown in FIG.
[0023]
Based on the simplified model of FIG. 3, when the frequency transmission of the force F with respect to the velocity v 0 which is a differential value of the displacement x 0 of the lower arm 3 on the unsprung side is obtained,
[0024]
F = k 1 x 1 + c 1 v 1 (1)
F = k 0 (x 0 −x 1 ) + c 0 (v 0 −v 1 ) (2)
Now, when the above formulas (1) and (2) are Laplace transformed with the initial value 0,
Figure 0003657039
It becomes.
[0025]
Here, X 1 (s) is eliminated from the above equations (1) ′ (2) ′, and F (s) / X 0 (s) is summarized as follows.
[0026]
[Expression 1]
Figure 0003657039
[0027]
Now
[0028]
[Expression 2]
Figure 0003657039
[0029]
After all,
[0030]
[Equation 3]
Figure 0003657039
[0031]
The frequency transfer function G (s) of the force F with respect to the input speed v 0 is
[0032]
[Expression 4]
Figure 0003657039
[0033]
It becomes.
[0034]
The frequency transfer function is described in detail in pages 45 to 85 of “Automotive Suspension” (published on March 30, 1991, published by Sankaido), so the detailed description is omitted here.
[0035]
Here, if the time constants T 0 , T 1 , T 2 are selected as shown in the following Table 1, F / v 0 , that is, the gain of the attenuation coefficient | G (s) | It becomes like this.
[0036]
[Table 1]
Figure 0003657039
[0037]
However, Ti = 1 / 2πfi
In this way, two sets of spring elements and damper elements are arranged in series, and the characteristics of each element, that is, the spring constant and damping coefficient are made different, so that the damping force is uniquely determined according to the operating speed of the piston. Although the first and second shock absorbers 5 and 7 are determined, the damping coefficient decreases as the input frequency increases from below the spring as shown in FIG. The attenuation coefficient in the frequency band of 10 Hz can be gradually reduced to eliminate the rugged feeling of the vehicle body 1 due to road surface irregularities, etc., and obtain a soft riding comfort, while the attenuation coefficient in a low frequency band of less than 2 Hz The steering stability can be ensured by increasing the height to suppress the posture change of the vehicle body 1 due to a roll or the like.
[0038]
The first and second shock absorbers 5 and 7 have a simpler structure than the frequency-sensitive shock absorbers as in the conventional example, so that the ride comfort and the maneuvering can be reduced while reducing the manufacturing cost. It is possible to achieve both stability.
[0039]
FIG. 5 shows a second embodiment, in which the first and second shock absorbers 5 and 7 are coaxially connected and attached to a strut suspension or double wishbone suspension as in the conventional example. .
[0040]
The first and second shock absorbers 5 and 7 are rods 15 and 17 facing upward, and the rod 17 of the second shock absorber 7 is coaxially coupled to the outer cylinder of the first shock absorber 5. The outer cylinder of the second shock absorber 7 is attached to a lower arm (not shown), while being attached to a vehicle body (not shown) via a spring seat 50 fastened to the end of the rod 15 of the first shock absorber 5 provided.
[0041]
An intermediate spring seat 51 is fixed on the outer periphery of the outer cylinder of the first shock absorber 5, and the first coil spring 4 is interposed between the upper surface of the intermediate spring seat 51 and the spring seat 50 on the vehicle body side.
[0042]
The second coil spring 6 is interposed between the intermediate spring seat 51 and the spring seat 52 fixed to the outer cylinder of the second shock absorber 7.
[0043]
Thus, the first shock absorber 5, the first coil spring 4, the second shock absorber 7, and the second coil spring 6 are arranged in series as in the first embodiment, and the characteristics of the damper element and the spring element are The first and second shock absorbers 5 and 7 are made different from each other in the same manner as in the first embodiment, and the damping force is uniquely determined according to the piston speed. The damping coefficient can be changed. Further, in this case, since the first and second shock absorbers 5 and 7 are coaxially coupled, it can be easily applied to the strut suspension as described above. .
[0044]
FIG. 6 shows a third embodiment in which the arrangement of the second embodiment is reversed, and the other configurations are the same as described above.
[0045]
That is, the second shock absorber 7 and the second coil spring 6 are disposed on the vehicle body side, and the first shock absorber 5 and the first coil spring 4 are disposed on the lower arm side.
[0046]
A second coil spring 6 having a large spring constant k 0 and a second shock absorber 7 having a small damping coefficient c 0 are disposed on the vehicle body side, and a first coil spring 4 having a small spring constant k 1 and a first shock having a large damping coefficient c 1 are disposed on the lower arm side. Also by providing the absorber 5, the damping coefficient can be changed according to the input frequency while using a shock absorber whose damping force is uniquely determined according to the piston speed, as described above.
[0047]
In the above-described embodiment, the first and second shock absorbers 5 and 7 are coaxially coupled. However, although not shown, the same effect can be obtained even if the shaft centers are shifted. .
[0048]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, since the first shock absorber, the second shock absorber, the first spring, and the second spring having different damping coefficients and spring constants are arranged in series, the first and second shock absorbers are arranged. Although the damping force is uniquely determined according to the operating speed, the damping coefficient can be changed according to the input frequency from the lower arm side, so that the frequency-sensitive shock absorber of the conventional example can be changed. In comparison, it is possible to achieve both riding comfort and handling stability while simplifying the structure.
[0049]
The first shock absorber and a first spring is coupled to the second shock absorber and a second spring through the lower upper arm, the first and second shock absorbers and springs through the lower upper arm series in distribution The first and second shock absorbers have a simple structure in which the damping force is uniquely determined according to the operating speed, but can be attenuated by changing the damping coefficient according to the input frequency. It is possible to achieve both riding comfort and handling stability.
[0050]
In the second invention , the damping coefficient of the first shock absorber is set larger than the damping coefficient of the second shock absorber, and the spring constant of the first spring is set smaller than the spring constant of the second spring. Therefore, while the first and second shock absorbers are configured so that the damping force is uniquely determined according to the operating speed, the damping coefficient can be reduced according to the increase of the input frequency from the lower arm side. In the region where the input frequency is high, the damping coefficient is lowered to improve riding comfort, while in the region where the input frequency is low, the damping coefficient can be increased to ensure steering stability, and the structure of the shock absorber is simplified. It is possible to achieve both ride comfort and handling stability.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a perspective view of a suspension showing an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is also a single-wheel model diagram.
FIG. 3 is a simplified model diagram.
FIG. 4 is a graph showing attenuation characteristics and showing the relationship between frequency and attenuation coefficient.
FIG. 5 is a front view showing a second embodiment.
FIG. 6 is a front view showing a third embodiment.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Car body 2 Lower upper arm 3 Lower arm 4 1st coil spring 5 1st shock absorber 6 2nd coil spring 7 2nd shock absorber 8 Hub 20, 21, 22 Hinge 50, 52 Spring seat 51 Intermediate spring seat 15, 17 Piston rod

Claims (2)

車体側とロアアーム側との間にショックアブソーバー及びバネを介装したサスペンション機構において、車体側に連結された第１のショックアブソーバー及び第１のバネと、ロアアーム側に連結された第２のショックアブソーバー及び第２バネと、これら第１及び第２のショックアブソーバーとバネを結合する手段とを備え、前記第１のバネと第２のバネのバネ定数がそれぞれ異なるとともに、前記第１及び第２のショックアブソーバーは作動速度に応じて一意的に減衰力が決定され、かつ、第１ショックアブソーバーと第２ショックアブソーバーの減衰係数はそれぞれ異なり、前記結合手段は、基端を車体側で揺動自由に支持されたロアアッパーアームで構成され、前記ロアアームはロアアッパーアームの途中に基端を揺動自由に支持されて、このロアアームとロアアッパーアームとの間に前記第２ショックアブソーバー及び第２バネを介装したことを特徴とするサスペンション機構。In a suspension mechanism in which a shock absorber and a spring are interposed between a vehicle body side and a lower arm side, a first shock absorber and a first spring connected to the vehicle body side and a second shock absorber connected to the lower arm side And a second spring, and means for coupling the first and second shock absorbers with the spring, the spring constants of the first spring and the second spring are different from each other, and the first and second springs are different from each other. shock absorber uniquely damping force according to the operating speed is determined, and the damping coefficient of the first shock absorber and a second shock absorber varies respectively, said coupling means, the free swinging proximal at the vehicle body side The lower arm is supported by the lower end of the lower upper arm in a freely swinging manner at the middle of the lower upper arm. , The suspension mechanism being characterized in that interposed the second shock absorber and a second spring between the lower arm and the lower upper arm. 前記第１ショックアブソーバーの減衰係数は、前記第２ショックアブソーバーの減衰係数よりも大きく、かつ、第１バネのバネ定数は第２バネのバネ定数よりも小さく設定されたことを特徴とする請求項１に記載のサスペンション機構。The damping coefficient of the first shock absorber, the greater than the damping coefficient of the second shock absorber and a spring constant of the first spring claims, characterized in that it is set smaller than the spring constant of the second spring The suspension mechanism according to 1 .
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