JPS6237209A - 自動車のサスペンシヨン装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、自動車に装備されるサスペンション装置に関
するものでおる。

（従来技術） 従来より、自動車のサスペンション装置の１つとして、
例えば特開昭５７−１１８９０７号公報に開示されてい
るように、前輪および後輪を各々車体に懸架する前輪お
よび後輪サスペンションと、該各サスペンションにおけ
る車輪（前輪および後輪）と車体との間に配設されて車
体を支持する流体アクチュエータに対し、圧油ヤ圧縮エ
ア等の流体を給排して車高を調整する車高調整装置とを
備えてなるいわゆるハイドロニューマチックサスペンシ
ョンが知られている。特に、上記例示のものにおいては
、車高調整装置の作動により車高が車速に応じて変化す
るようになっている。

一方、自動車のステアリング特性として、アンプステア
リング特性とオーバステアリング特性という相対立する
ものがあることはよく知られているが、高速時には走行
安定性を確保する上でアンダステアリング特性か強くな
り、低速時には旋回操縦性の向上を図る上でアンダステ
アリング特性が弱くなってオーバステアリング特性気味
になるようにすることが最適であり、その実現化か要請
されている。

（発明の目的） 本発明の目的は、上記事情に鑑み、上記の如き車高調整
装置を有する自動車のサスペンション装置であって、該
車高調整装置による車高変化を利用して高速時には自動
的にアンダステア１ノング特性が強くなると共に低速時
には自動的にアンダステアリング特性が弱くなってオー
バステアリング特性気味になるようにしたサスペンショ
ン装置を提供することにある。

（発明の構成） 本発明に係る自動車のサスペンション装置は、上記目的
を達成するため、 前輪および後輪を懸架するストラット式の前輪サスペン
ションおよび後輪サスペンションと、上記各サスペンシ
ョンにおける車体と車輪との間に配設され、流体の給排
を受けて車高を調整する流体アクチュエータと、車速検
出手段からの車速信号を受けて高速時には車高を低く、
低速時には車高を高くするように上記流体アクチュエー
タへの流体の給排制御を行なう制御手段とから成る車高
調整装置とを備えて成り、 かつ、上記後輪サスペンションのストラット体の基準状
態における車体内方への傾斜角θｇを上記前輪サスペン
ションのストラット体の基準状態における車体内方への
傾斜角θＦに比して小さく設定し、そうすることにより
車輪のバンブ・リバウンドに伴なうロールセンタ高の変
化率が前輪サスペンション側に比して後輪サスペンショ
ン側の方が大きくなるように構成したことを特徴とする
。

上記本発明は、旋回走行時に車輪に作用するコーナリン
グフォースは該旋回走行時の車体傾斜による移動荷重の
増加（減少〉に応じて減少（増加）すること、およびこ
の移動荷重はロールセンタ高の増７ＪＯ（減少）に応じ
て増加（減少）することに鑑みて構成されたものでおる
。

即ち、上記本発明は、高速時には車高を減少ざぜ、該車
高の減少により、ロールセンター高の変化率の小ざい前
輪ナスペンションのロールセンター高の減少率の方が後
輪サスペンションのロールセンター高の減少率よりも小
さくなり、よって、旋回時の車体傾斜による移動荷重の
減少率が後輪側よりも前輪側で小さくなり、その結果車
輪に作用するコーナリングフォースの増加率が後輪側に
比べて前輪側でより小さくなるため後輪に比べて前輪の
方が旋回方向と反対側に比較的大きな横すベリを起こす
こととなり、アンプステアリング特性が強くなると共に
、使方、低速時には車高を増加させ、該車高の増加によ
りロールセンター高の変化率の大きい後輪サスペンショ
ンのロールセンター高の増加率の方が前輪サスペンショ
ンのロールセンター高の増７ＪＤ率よりも大きくなり、
よって、旋回時の車体傾斜による移動荷重の増加率が前
輪側よりも後輪側で大きくなり、その結果コーナリング
フォースの減少率が前輪側に比べて後輪側でより大きく
なるため、前輪に比べて後輪の方が旋回方向と反対側に
比較的大きな構すベリを起こすこととなり、アンダステ
アリング特性が弱くなるように（育成したもので必る。

なお、コーナリングフォースと移動荷重との関係および
移動荷重とロールセンター高との関係について簡単に説
明すると、以下の通りでおる。

先ず、車輪に作用するコーナリングフカ−又と垂直荷重
との間には、従来より知られるように第１図の曲線で示
されるような関係かある。そして、旋回時における車体
傾斜により車体重量が左右の車輪に偏って＋］Ｑわり、
±ΔＷの移動荷重が作用した場合には、コーナリングフ
ォースは、各車輪のコーナリングフォースＣ１、Ｃ２の
平均値（Ｃ＋’−０２）／２となるが、第１図から明ら
かなように、この平均値（Ｃ１十〇ｚ）／２は、車体重
量か左右の車輪に均等に加わって移動荷重のない場合の
コーナリングフォースＣＯよりも小さくなる。

また、このような移動荷重によるコーナリングフォース
の減少傾向は、移動荷重△Ｗが大きくなるほど顕著にな
る。

次に、移動ｖＪ巾とロールセンター高との関係を求める
に当り、第２図８参照してサスペンションの旋回時にお
けるモーメントのつり合い、例えば０点（車体中心線と
地面との交点）まわりのモーメントのつり合いを考える
。今、求心７ＪＯ速度係数μにおける遠心力をｕＷ、ロ
ールセンター高を１」、サスペンションロール剛性をに
１車体ロール角をΦ、車輪間隔をｄ、車輪に作用する移
動荷重を△Ｗとすれば μＷ−Ｈ−＋−にΦ−ｄ・△Ｗ 、°、　ΔＷ＝＜　　ｕＷ　　・　日子　ｋΦ　）／ｄ
となる。この式から判るように、ｉ３１輪に作用する移
動荷重△Ｗは、ロールセンター高Ｈが高いほど大きくな
る。

（発明の効果） 本発明に係る自動中のサスペンション装置は、上記の如
く、ストラット式前輪および後輪サスペンションと、高
速時には車高を低くすると共に低速時には車高を高くす
る車高調整装置とを備え、かつ後輪サスペンションの基
準状態における虫体内方への傾斜角を前輪サスペンショ
ンのそれよりも小さくなるように設定することにより車
輪のバンプ・リバウンドに伴なうロールセンタ高の変化
工が前輪サスペンション側に比して後輪サスペンション
側の方が大きくなるように構成されている。

通常、前輪サスペンションのロールセンタ高と後輪サス
ペンションのそれとはＩＩ状態（車輪かバンプもリバウ
ンドもしていない状態）において同一かあるいはほぼ同
一になるようにｖ２定される。

今、前輪側と後輪側のロールセンタ高が同一もしくはほ
ぼ同一でおると仮定すると、上記の如く構成された本発
明に係る自動車のサスペンション装置によれば、高速時
には、車高の減少によるロールセンタ高の減少量が後輪
側よりも前輪側の方カ小さく、従ってロールセンタ高は
後輪側よりも前輪側の方が高くなり、よって移８荷重は
後輪側よりも前輪側の方が大きくなるためコーナリング
ツが一スは前輪側の方か後輪側よりも小さくなってアン
ダステアリング特性か強くなると共に、低速時には、車
高の増＋ＩＯに伴なって逆にロールセンタ高は前輪側よ
りも後輪側の方が高くなり、よって移動ｖＪ重は前輪側
よりも後輪側の方か大きくなるためコーナリングフォー
スは後輪側の方が前輪側よりも小さくなってアンプステ
アリング特性が弱まり、オーバステアリング特性気味と
なるので、高速時での走行安定性と低速時での旋回操縦
性とを共に向上させることができる。

また、たとえ基【居状態時にｄ′−３けるロールセンタ
高が前輪側と後輪側とである程度異なっていても、上記
構成に係る本発明によれば、既に前述した様に、高速時
におけるコーナリングフォースの増加率が後輪側よりも
前輪側の方が小さくなるのでアンダステアリング特性が
強くなり、低速時にはコーナリングフォースの減少率が
前輪側よりも後輪側の方か大きくなるのてアンダステア
リング特性が弱まり、オーバステアリング特性気味とな
り、上述の通りの効果が奏されるものである。

く実　施　例） 以下、図面を参照しながら本発明の実施例について説明
する。

第３図ないし第７図は本発明の一実施例に係る自動車の
サスペンション装置を示す。第３図において、１は左右
の前輪を各々車体に懸架する前輪サスペンション、２は
左右の後輪を各々車体に懸架する後輪サスペンションで
あり、両サスペンション１，２はそれぞれ車体と車輪（
前輪および後輪）との間に配設されたストラット体１３
．２３を備えて成るストラット式サスペンションとして
構成されているＣなお、上記ス１〜ラット体１３．２３
は後述する車高調整装置の流体アクチュエータを兼ねて
いる。３は上記流体アクチュエータとしての各サスペン
ション１，２のストラット体１３．２３に対し圧油を給
排して車高を調整する車高調整装置で市って、該車高調
整装置３は、駆動モータ３１によって駆動され、各サス
ペンション１．２のストラット体１３．２３の油圧室に
油圧回路３２を介して圧油を供給する油圧ポンプ３３と
、上記油圧回路３２に各サスペンション］、２に対応し
て介設された一対の電磁式４ポート３位置切換弁からな
る車高調整弁３４．３４とを備えて成り、上記各車高調
整弁３４は、供給位置３４ａでは圧油ポンプ３３からの
圧油をストラット体１３．２３側に供給するようにし、
排出位置３４ｂでは逆にストラット体１３．２３の油圧
室内の圧油を油タンク３５に排出回収するようにし、さ
らに中立位＠３４Ｃではストラット体１３．２３の油圧
室に対する圧油の給排を中止するようになっている。

また、上記車高調整装置３は車高を検出する車高検出手
段４、車速を検出する車速検出手段５を備えて成り、こ
れらの検出手段４．５は、車高を調整すべく上記車高調
整弁３４の切換位置３４ａ〜３４Ｃを切換制御する制御
手段としてのコントローラ６に信号の授受可能に接続さ
れている。該コントローラ６は、車高検出手段４からの
信号に基づきフィードバック制御をしつつ、車速検出手
段５からの信号を受け、高速時に車高を低く、低速時に
車高を高くするよう車高調整弁３４の切換位置３４ａ〜
３４Ｃを切換制御するようにしている。

次に、上記サスペンション１．２の構成を、例えば後輪
サスペンション２の場合について第４図により説明する
。すなわら、第４図において、２１゜２１は左右の車輪
（後輪＞７１，７Ｒを各々回転自在に支持する車輪支持
部材、２２．２２は各車輪７Ｌ。

７Ｒに対応して車幅方向に配置されたロアアームであっ
て、該各ロアアーム２２は、内端が車体８のフレーム８
ａに、外端が車輪支持部材２１の下部にそれぞれ回動自
在に連結されていて、車輪７Ｌ、７Ｒの車幅方向の動き
を規制するようになっている。

また、２３．２３は、前述した様に、車体８と各後輪７
Ｌ、７Ｒとの間に上下方向に配置された流体アクチュエ
ータとしての左右一対のス１〜ラット体であって、重体
８を支持するものである。該各ストラット体２３は、こ
の第４図および第５図に示ず様に、それぞれ内部に油圧
室を有するシリンダ２３ａと、一端（基端）が該シリン
ダ２３ａの圧力至に臨んでその圧力を受け、他端（先端
）がシリンダ２３ａ外に延出するピストンロッド２３ｂ
とを備えており、上記シリンダ２３ａの下部はブラケッ
ト２４を介して車輪支持部材２１の上部に連結されてい
る一方、ピストンロッド２３ｂの先端部（上端部）はマ
ウントラバー２５を介して車体８に連結されている。

そして、上記シリンダ２３ａの油圧室に対しては上述の
如く圧油回路３２からピストンロッド２３ｂ内に形成さ
れた通路２３ｃを介して圧油が給排されることによって
、ピストンロッド２３ｂがシリンダ２３ａに対して伸縮
動してストラット体２３の基準長さか変わることにより
車高が変動するように構成されている。なお、４０はド
レン通路であり、上記シリンダ２３ａとピストンロッド
２３ｂとの間の洩れ油を油タンク３５に導くものである
。

ざらに、２６．２６は各々上記ストラット体２３．２３
に対応してＩＧプられたアキュームレータでおって、該
各アキュームレータ２６は、それぞれ内部に互いに対抗
するガス至２６ａと油圧室２６ｂとを有している。上記
油圧１２６ｂは油圧連通路２７を介してストラット体２
３のシリンダ２３ａの油圧室に連通されてあり、該油圧
室で発生する圧力がアキ１−ムレータの油圧’Ｊ２６ｂ
に伝わり、その圧力をアキュームレータのガス１２６ａ
に封入されたガス（例えば窒素ガス等）の圧縮弾性によ
って受ける気体ばねとしての煎能を発揮するように構成
されている。尚、前輪サスペンション１の構成について
は特に図示していないか、後輪サスペンション２の構成
とほぼ、同じになっている。

ここで、上述の如く構成されたサスペンション］、２に
おけるロールセンター高の決め方について、第６図およ
び第７図を用いて説明する。尚、第６図は前輪サスペン
ション１における左側の車輪（前輪＞９１に対応する部
分を模式的に示したものであり、第７図は後輪サスペン
ション２における左側の車輪７「に対応する部分を模式
的１こ示したものである。また、第６図および第７図中
、実線は車輪９Ｌ、７Ｌのバンプ・リバウンドのない基
準状態を表わし、破線は車輪９Ｌ、７Ｌのハンプ状態を
表わす。

先ず、ロアアーム１２．２２の車幅内側への延長線処１
を描くとともに、ストラット体１３．．２３上端の車体
連結点から該ストラット体１３．２３と直角方向に直線
９Ｊ２を描き、この直線ｚ２と上記延長線免１との交点
Ｐ１を定める。次に、この交点Ｐ１と車輪９Ｌ、７Ｌの
接地中心点（路面Ｇと車輪９し。

７「の中心線９，３との交点）Ｐｚとを結ぶ直線免４を
描き、この直￥ｒＱ　９．−と車体の中心線免、との交
点Ｐ３を定める。この交点Ｐ３が各サスペンション１，
２のロールセンターでおり、該交点Ｐ３の地面Ｇに対す
る高さがロールセンター高ＨＦ　。

ＨＲとなるので弱る。

各サスペンション１，２にお（プるロールセンタ高ｔ−
ｂ、Ｈｐは上）小の如くサスペンションの幾何学的形状
に基ついて決定され、従って車輪のハンプ・リバウンド
に伴なうロールセンタ高の変イヒ率は上記サスペンショ
ンの幾何学的形状、例えば上記スト９フ１〜体１３．２
３の車体内方への傾斜角θＦ。

θＲに依存し、かつこの傾斜角θＦ、ＯＲが小さければ
小さい桿ロールセンタ高の変化率は大きくなる。

しかるに、本実施例においては、両サスペンション］、
２の基準状態におりるロアアーム１２．２２の長さ、傾
斜角は同一に設定され、ストラット体１３、２３の長さ
も同一に設定されているが、そのストラット体１３．２
３の車体内方への傾斜角は異にして、即ち前輪サスペン
ションのストラット体の車体内方への傾斜角θＦは後輪
サスペンションのストラット体の車体内方への傾斜角θ
Ｐよりも大きく設定されていて、第６図と第７図との比
較から容易に判るように、車輪９Ｌ、７Ｌのバンプ・リ
バウンドに伴うロールセンター高ＨＦ　、ＨＲの変イヒ
率が前輪サスペンション１では小さく、後輪サスペンシ
ョン２では大きくなるように構成されている。

尚、第８図は単輪９Ｌ、７Ｌのバンプ・リバウンドに伴
うロールセンター高１」Ｆ１日Ｒの変化特性を示したも
のでおる。この図から判るように、基準状態（図の原点
）近傍では前輪サスペンション１のロールセンター高Ｈ
Ｆと後輪サスペンション２のロールセンター高ＨＲとが
一致するか、後輪サスペンション２のロールセンター高
ＨＲの変化率が前輪サスペンション１のロールセンター
高ＨＦの変化率よりも大きいため、リバウンド状態では
後輪サスペンション２のロールセンター高ＨＲの方が前
輪サスペンション１のロールセンター高ｔ−Ｉ　Ｆより
も高くなり、バンプ状態では逆に前輪サスペンション１
のロールセンター１５　ＨＦの方が後輪サスペンション
２のロールセンター高Ｈｐよりも高くなる。

上記実施例においては、高速走行時には、車速検出手段
５からの信号を受けるコントローラ６の制御の下におい
て車高調整装置３が車高を低くするように作動する。す
なわち、前輪および後輪サスペンション１，２の各スト
ラット体１３．２３の油圧至内の圧油が油圧回路３２を
介して油タンク３５に排出回収されることにより、該各
ストラット体１３゜２３が収縮動じてその分車高が低く
なる。

この場合、上記前輪および後輪サスペンション１．２に
おいては、それぞれストラット体１３．２３の収縮によ
り車輪のバンプ時と同じ状態になるため、サスペンショ
ン］、２のロールセンター高ＨＦ、ＨＲは、車輪のバン
プ・リバウンドに伴うロールセンター高１−ｂ、Ｈｐの
変化率の小さい前輪サスペンション１のロールセンター
高ＨＦの方か後輪サスペンション２のロールセンター高
ＨＲよりも高くなる。このため、旋回時の車体傾斜によ
る移動荷重が前輪サスペンション１側で大きくなり、こ
の移動荷重の大きざに応じて車輪に作用するコーナリン
グフォースか後輪側に比べて前輪側でより大きく減少す
るので、前輪が旋回方向と反対側に比較的大きく横すベ
リを起こしてアンダステアリング特性が強くなり、その
結果、走行安定性の向上を図ることかできる。

一方、低速走行時には、コントローラ６の制御の下にお
いて車高調整装置３が車高を高くするように作動する。

すなわら、車高調整装置３の油圧ポンプ３３からの圧油
が前輪および後輪サスペンション１．２の各ストラット
体１３．２３の油圧掌に供給されることにより、該各ス
トラット体１３．２３が伸張動じてその分車高が高くな
る。

この場合、上記前輪および後輪サスペンション１．２に
おいては、それぞれストラット体１３．２３の伸張によ
り車輪のリバウンド時と同じ状態になるため、サスペン
ション１，２のロールセンター高ＨＦ　、ＨＲは、車輪
のバンプ・リバウンドに伴うロールセンター高ＨＦ、Ｈ
＊の変化率の大きい後輪サスペンション２のロールセン
ター高ＨＲの方が前輪サスペンション１のロールセンタ
ー高ＨＦよりも高くなる。このため、旋回時の車体傾斜
による移動荷重が後輪サスペンション２側で大きくなり
、この移動荷重の大きざに応じてコーナリングフォース
が前輪側に比べて後輪側でより大きく減少するので、後
輪が旋回方向と反対側に比較的大きな横すべりを起こし
てアンダステアリング特性が弱くなり、オーバステアリ
ング特性気味となり、その結果、旋回操縦性の向上を図
ることができる。

しかも、上記車高調整装置３による車高調整は、高速時
に車高を低く、低速時に車高を高くするものであるので
、高速時での風力抵抗の低減化や悪路低速走行時での路
面干渉防止等をも図ることができる。

第９図はロアアーム２２の長さ免′Ｒを第６図に示す前
輪サスペンション１のロアアーム１２の長さ９、ｒ’　
Ｆよりも短くなるように設定した後輪サスペンション２
を示す図であり、第１０図は基準状態におけるストラッ
ト体２３の長さ９．＋７を第６図に示す前輪サスペンシ
ョン１の基準状態におけるストラット体１３の長さ９Ｊ
Ｆよりも長くなるように設定した後輪サスペンション２
を示す図である。

上記第６図および第７図に示す実施例においては、基準
状態におけるストラット体の車体内方への傾斜角θＦ、
θｐをθＦ〉６ｇとすることにより車輪のバンブ・リバ
ウンドに伴なうロールセンタ高の変化率が前輪サスペン
ション側よりも後輪サスペンション側の方が大ぎくなる
ように構成したものであるが、第６図と第９図との比較
から容易に理解されるように前輪サスペンションのロア
アーム１３の長さ９ｔ’　Ｆが後輪サスペンションのロ
アアーム２３の長さ９ｗ’　Ｒより大きくなる１２．’
Ｆ＞９．’　ｐ、　）ように設定することにより上記ロ
ールセンタ高の変化率が前輪サスペンション側よりも後
輪ナスペンション側の方か大きくなるように構成するこ
とができるし、同じく第６図と第１０図との比較から容
易に理解されるように、前輪サスペンションの基準状態
におけるストラット体の長さ！ｌｌ！、Ｆが後輪サスペ
ンションの基準状態におけるストラット体の長さＱＪＲ
より短くなる（！；！／Ｆ　＜！；！、Ｒ）ように設定
することによっても同様に上記ロールセンタ高の変化率
が前輪サスペンション側よりも後輪サスペンション側の
方が大きくなるように構成することができる。

従って、本発明に係るサスペンション装置においては、
上述の如きθＦ〉θにとする。構成のみでなく、適宜上
記９ａ’　Ｆ　＞ｆｌ’　Ｒとする構成および／または
９．Ｆ＜９．＊とする構成を一緒に採用してロールセン
タ高の変化率を前輪側と後輪側とでより大きく異ならし
めることも可能である。

尚、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、そ
の他種々の変形例を包含するものであり、例えば上記ス
トラット体と流体アクチュエータとを別個に設けるよう
に構成することも可能である。

【図面の簡単な説明】

第１図はコーナリングフォースと垂直荷重との関係を示
す図、第２図はサスペンションの旋回時におけるモーメ
ントのつり合いを説明するための説明図で必る。第３図
ないし第８図は本発明の実施例を示すもので、第３図は
全体構成図、第４図は後輪サスペンションの構成図、第
５図はストラット体の断面図、第６図および第７図はそ
れぞれ前輪および後輪サスペンションのロールセンター
高の決め方を説明するための説明図でおり、第８図はロ
ールセンター高の変化特性を示す図、第９図および第１
０図は第６図に示す前輪サスペンションに比べてロアア
ームの長さぁよびス１−ラット体の長さを異にした後輪
サスペンションを示す図でおる。 １・・・前輪サスペンション ？・・・後輪サスペンション ３・・・車高調整装置　　　　　５・・・車速検出手段
６・・・制御手段　　　７Ｌ、７Ｒ・・・車輪く後輪）
８・・・車　　体　　　９し・・・車輪（前輪）１３、
２３・・・ストラット体兼流体アクチュエータＨＦ　、
ＨＰ・・・ロールセンター高 第１図 垂直宥東 第２図 ￥−一−ｄ１ 第５＠１ 第６図 第７図 第１０図

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 前輪を懸架するストラット式前輪サスペンションおよび
   後輪を懸架するストラット式後輪サスペンションを備え
   、 上記後輪サスペンションのストラット体の基準状態にお
   ける車体内方への傾斜角を上記前輪サスペンションのス
   トラット体の基準状態における車体内方への傾斜角より
   も小さく設定して車輪のバンプ・リバウンドに伴なうロ
   ールセンタ高の変化率が前輪サスペンション側よりも後
   輪サスペンション側の方が大きくなるように構成され、 かつ、上記各サスペンションにおける車体と車輪との間
   には流体の給排制御に応じて車高を調整する流体アクチ
   ュエータが設けられると共に、車速を検出する車速検出
   手段からの信号を受け、高速時に車高を低く、低速時に
   車高を高くするように上記流体アクチュエータへの流体
   の給排制御を行なう制御手段が設けられていることを特
   徴とする自動車のサスペンション装置。