WO2019027042A1 - 車両のサスペンション装置 - Google Patents

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WO2019027042A1
WO2019027042A1 PCT/JP2018/029232 JP2018029232W WO2019027042A1 WO 2019027042 A1 WO2019027042 A1 WO 2019027042A1 JP 2018029232 W JP2018029232 W JP 2018029232W WO 2019027042 A1 WO2019027042 A1 WO 2019027042A1
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wheel
suspension
vehicle
time constant
tire
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Inventor
晴明 井芹
哲哉 城阪
Original Assignee
マツダ株式会社
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G3/00—Resilient suspensions for a single wheel
    • B60G3/18—Resilient suspensions for a single wheel with two or more pivoted arms, e.g. parallelogram
    • B60G3/20—Resilient suspensions for a single wheel with two or more pivoted arms, e.g. parallelogram all arms being rigid
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G7/00—Pivoted suspension arms; Accessories thereof

Definitions

  • the present invention relates to a suspension system of a vehicle, and more particularly to a suspension system of a vehicle that causes a scuff change by a stroke.
  • the deformation of the annular portion of the tread portion While suppressing, it is desirable to promote the increase in the contact area by the expansion of the contact width of the tire in response to the increase in the vertical load.
  • the annular rigidity of the tread portion by improving the annular rigidity of the tread portion and reducing the side structural rigidity, it is possible to suppress the deformation of the annular portion of the tread portion at the time of coasting and reduce the rolling resistance.
  • the ring rigidity of the tread portion is improved by reducing the bending rigidity in the out-of-plane direction of the tread portion and making it easy to increase the contact width of the tire according to the increase of the vertical load during braking and driving or turning. Also in the tire, the contact area can be increased linearly with the increase of the vertical load.
  • the rigidity (lateral rigidity) in the width direction of the tire is also reduced, so the tire is deformed in the width direction at the time of steering, generating lateral force according to the steering angle. There is a delay. That is, the initial responsiveness at the time of steering decreases.
  • a tire adapted to the characteristics of the vehicle body or the suspension device is selected, or that the characteristics of the tire are determined in accordance with the characteristics of the vehicle body or the suspension device.
  • the present invention has been made to solve the above-mentioned problems of the prior art, and provides a vehicle suspension device capable of obtaining excellent steering stability in accordance with the longitudinal spring constant or lateral rigidity of the tire. Intended to be provided.
  • a vehicle suspension device of the present invention is a vehicle suspension device that causes a scuff change by a stroke, and includes a plurality of connecting members that are vertically and pivotally connected to a vehicle body A wheel support member connected to a plurality of connecting members and rotatably supporting the wheel, and a shock absorber extending in the vertical direction of the vehicle body, the upper end thereof being attached to the vehicle body and the lower end being attached to the connecting member or the wheel support member A shock absorber, and the time constant related to the time delay of the lateral force calculated based on each characteristic of the suspension related to the lateral force generated on the wheel, and the lateral direction calculated based on the lateral stiffness of the wheel
  • a plurality of connecting members are arranged such that the sum of the force and the time constant corresponding to the time delay is less than a predetermined target value, and the suspension related to the lateral force Characteristics of ® emission is characterized by including the scuff change due to stroke of the wheel.
  • the present invention configured as described above, it is calculated based on the time constant related to the time delay of the lateral force, calculated based on each characteristic of the suspension related to the lateral force generated on the wheel, and the lateral stiffness of the wheel.
  • a plurality of connecting members are arranged such that the sum of the lateral force and the time constant corresponding to the time delay is less than a predetermined target value, and the characteristics of the suspension related to the lateral force include wheels Includes the scuff change associated with the stroke. Therefore, even if the time constant corresponding to the lateral stiffness of the tire increases with the reduction of the longitudinal spring constant of the tire, the arrangement of the connecting members is adjusted in the direction of decreasing the time constant corresponding to the scuff change accompanying the stroke of the wheel. As a result, it is possible to suppress an increase in the time constant of the total wheel and make it equal to or less than the target value. As a result, excellent steering stability can be obtained in accordance with the longitudinal spring constant or lateral rigidity of the tire.
  • the time constant T kscf calculated based on the scuff change accompanying the stroke of the wheel is the sum of the respective wheel loads W, the roll center height h R , the roll arm length h, cornering compliance of the wheel D t, the roll stiffness K [Phi, if the vehicle speed has is V, is represented by the following equation.
  • the time constant corresponding to the scuff change amount accompanying the stroke of the wheel based on the roll center height, the roll arm length, and the like.
  • FIG. 1 is a schematic front view of a suspension device of a vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • 1 is a plan view showing a two-wheel model of a vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a front view showing a model of roll motion of a vehicle according to an embodiment of the present invention. It is a bar graph which showed the value of complex CC about each characteristic of a front wheel and a front suspension. It is a bar graph which showed the value of complex CC about each characteristic of a rear wheel and a rear suspension.
  • FIG. 1 is a schematic front view of a suspension device of a vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • symbol 1 shows the suspension apparatus (only henceforth a suspension) of the vehicle by this embodiment.
  • the suspension of the present embodiment is a double wishbone type suspension in which the wheel support 8 (wheel support member) of the wheel 6 is vertically movably connected to the vehicle body B by the upper arm 2 and the lower arm 4.
  • the wheel support 8 and the wheel 6 stroke up and down along a predetermined trajectory.
  • a shock absorber 12 including a coil spring 10 and a damper (not shown) is disposed to simultaneously apply appropriate biasing force and damping force while allowing such a stroke of the wheel 6.
  • the shock absorber 12 is disposed substantially coaxially with the coil spring 10, and the shock absorber 12 has a cylindrical shape which is elongated in the vertical direction as a whole.
  • the upper end of the shock absorber 12 is attached to the vehicle body B, while the lower end of the shock absorber 12 is pivotally connected to the lower arm or wheel support 8 (the lower arm 4 in FIG. 1).
  • FIG. 2 is a plan view showing a two-wheel model of a vehicle according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 3 is a front view showing a model of roll motion of the vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • the two-wheel model defines the equivalent cornering power (CP) of the vehicle.
  • the equivalent CP is equivalent to the effect of each of the characteristics of the tire and the suspension 1 on the lateral force generated by the tire of the wheel 6 replaced with the cornering power, and in this embodiment, a first-order lag system including a time constant.
  • a slip angle corresponding to the equivalent CP is defined as an apparent slip angle ( ⁇ i *).
  • the subscripts 1, 2,... are numbers assigned to the respective characteristics, which will be hereinafter referred to as k.
  • the two-wheel model is an equation of motion in which roll balance is added to a two-wheel model of yaw / lateral motion (general two-degree-of-freedom linear vehicle model), and is a model reflecting the concept of equivalent CP (Fig. 2 , 3).
  • the following is the Laplace-transformed form of the equation of motion.
  • mV ( ⁇ (s) s + r (s)) F f (s) + F r (s) (2)
  • Ir (s) s L f F f (s) -L r F r (s) (3)
  • I ⁇ s 2 + C ⁇ s + K ⁇ ) ⁇ (s) mVh ( ⁇ (s) s + r (s)) ...
  • I yaw moment of inertia
  • m vehicle mass
  • W vehicle weight
  • W i shaft weight
  • L i distance between center of gravity of front and rear axles
  • L wheel base
  • t tread
  • h R center of gravity Of roll center height
  • I ⁇ roll inertia moment
  • K ⁇ roll stiffness
  • C ⁇ roll damper coefficient
  • ⁇ steering gear ratio
  • K i tire CP
  • ⁇ center of gravity slip angle
  • ⁇ i vehicle body slip angle
  • V Vehicle speed
  • r yaw rate
  • F i cornering force
  • ⁇ H steering wheel angle
  • ⁇ ⁇ H / : wheel steering angle
  • ⁇ roll angle
  • y ⁇ i center of gravity lateral movement during rolling.
  • the complex CC represents the characteristics of the tire and the suspension related to the lateral force generated in the tire, by the slip angle for generating a predetermined lateral force (1 G in the present embodiment) and the generation timing thereof.
  • it is cornering compliance in which the system elements of the suspension convert the influence on the tire lateral force and its generation timing into the complex form as “slip angle per unit lateral force and time constant”, and the slip of the front and rear wheels by simple addition.
  • the corner and the time constant can be obtained, and the equivalent cornering power in consideration of time can be grasped.
  • the complex CC makes it possible to quantitatively grasp the influence of each system element of the suspension on the lateral force generation timing of the front and rear wheels. For example, if the lateral stiffness of the tire is also significantly reduced by mounting the tire having a significantly reduced longitudinal spring constant as compared with the conventional tire, the tire can be changed by changing the characteristic value of any system element of the suspension It is possible to predict from the time constant included in the complex CC of each system element whether it is possible to offset the increase of the time constant corresponding to the reduction of the lateral rigidity of.
  • the characteristics of the tire related to the lateral force generated in the tire include the tire lateral stiffness, the tire cornering power, and the camber thrust coefficient.
  • the characteristics of the suspension related to the lateral force generated in the tire include suspension lateral stiffness, lateral force compliance steer, aligning torque steer, lateral force camber stiffness, roll center height, roll stiffness, vertical force steer, roll steer , Roll camber, initial toe, initial camber, steering stiffness, scuff change.
  • the complex CC is specifically expressed as follows.
  • D i real part
  • T i time constant
  • E i imaginary part
  • E i D i T i .
  • the complex CC of the front and rear wheel totals can be obtained by simply adding the complex CC of each of the characteristics of the tire and the other characteristics.
  • the complex CC of each of the tire and suspension characteristics can be determined based on the above equations.
  • the following are preconditions. Although some elements have terms whose order of s is 2 or more, they are approximated by terms up to the first order of s. By doing this, the model of each system element can be simplified.
  • the sign of the equivalent slip angle ⁇ i of the element is the turning outer ring in ( ⁇ ) out (+).
  • the vehicle state quantities ( ⁇ i, y, ⁇ , ⁇ Wki, ⁇ Kki) indicate per lateral acceleration 1G.
  • An example of the complex CC obtained under this precondition is shown in the following table.
  • FIG. 4 is a bar graph showing the time constant of the complex CC for each front wheel and front suspension characteristic
  • FIG. 5 is a bar graph showing the time constant of the complex CC for each rear wheel and rear suspension characteristic.
  • the longitudinal spring constant of the tire of the vehicle shown by a solid bar is 230 N / mm
  • the lateral spring constant is 142 N / mm
  • the vertical spring constant of the vehicle tire indicated by the dot bar is 245 N / mm
  • the horizontal spring constant is 130 N / mm
  • the vertical spring constant of the tire of the vehicle indicated by the hatched bar is 213 N / mm
  • the horizontal spring constant is 89 N / mm, which is significantly lower. Therefore, the time constant in the tire lateral rigidity is larger in comparison with the other two vehicle types in both the front wheel and the rear wheel, and the increase is reflected as it is in the total time constant.
  • the roll arm length h is shortened and the relative displacement between the center of gravity by the roll and the tire is reduced, so the amount of lateral center of gravity movement by the roll is reduced. . That is, as shown by the dotted lines and arrows in FIGS. 4 and 5, the positive time constant in the lateral movement of the center of gravity due to the roll decreases.
  • the double wishbone type suspension has been described as an example, but other types of suspension (for example, multilink type, semi trailing arm type, strut type, etc.) which scuff change according to the stroke
  • the present invention can also be applied.
  • the time constant related to the time delay of the lateral force calculated based on each characteristic of the suspension 1 related to the lateral force generated on the wheel 6 The upper arm 2 and the lower arm 4 are arranged such that the sum with the time constant corresponding to the time delay of the lateral force calculated based on the lateral rigidity of the tire of the wheel 6 is less than a predetermined target value.
  • the characteristics of the suspension 1 related to the lateral force include the amount of scuff change accompanying the stroke of the wheel 6.

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Abstract

タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を得ることができる、車両のサスペンション装置を提供する。本発明のサスペンション装置(1)は、上下方向に揺動可能に車体(B)に連結されたアッパアーム(2)及びロワアーム(4)と、アッパアーム及びロワアームに連結され車輪(6)を回転可能に支持するホイールサポート(8)と、上端が車体に取り付けられると共に下端がホイールサポートに取り付けられた緩衝装置(12)とを備え、車輪に発生する横力に関連するサスペンションの各特性に基づき算出された、横力の時間遅れに関連する時定数と、車輪の横剛性に基づき算出された横力の時間遅れに対応する時定数との和が、予め定められた目標値以下となるように、アッパアーム及びロワアームが配置されており、横力に関連するサスペンションの特性には、車輪のストロークに伴うスカッフ変化量が含まれる。

Description

車両のサスペンション装置
　本発明は、車両のサスペンション装置に係わり、特に、ストロークによりスカッフ変化を生じさせる車両のサスペンション装置に関する。
　従来、優れた操安性と良好な乗り心地を得るために、様々なサスペンション装置が検討されている。例えば、特許文献１に記載のサスペンション装置では、一端を車体に連結したダンパの他端を、サスペンションアームに揺動可能に連結したロッカーリンクに連結し、そのロッカーリンクをキャンバーコントロールアームを介してナックルに連結するとともにロッカーアームを介して車体に連結することにより、ホイールストロークに対するダンパストロークの関係を非線形としている。これにより、ホイールストロークが小さい領域では乗り心地を高め、ホイールストロークが大きい領域では、旋回時における車体のロールを抑制して操縦安定性を高めている。
特開２００７－２３０５１７号公報
　ところで、タイヤの転がり抵抗低減による燃費性能の向上と、制駆動時や旋回時におけるタイヤの摩擦力増大による制駆動・旋回性能の向上とを両立させるためには、トレッド部の円環の変形を抑制しつつ、垂直荷重の増大に応じたタイヤの接地幅の拡大による接地面積の増加を促進するのが望ましい。
　具体的には、トレッド部の円環剛性の向上やサイド構造剛性の低減により、惰行時におけるトレッド部の円環の変形を抑制して転がり抵抗を低減することができる。しかしながら、トレッド部の円環剛性の向上やサイド構造剛性の低減を行うだけでは制駆動時や旋回時の垂直荷重の増大に応じたタイヤの接地面積の増加が抑制されるので、制駆動・旋回性能が低下してしまう。そこで、トレッド部の面外方向の曲げ剛性を低減し、制駆動時や旋回時の垂直荷重の増大に応じてタイヤの接地幅が増大し易くすることにより、トレッド部の円環剛性を向上させたタイヤにおいても垂直荷重の増大に対して接地面積をリニアに増加させることができる。即ち、トレッド部の円環剛性を向上させると共に、タイヤの上下方向のばね定数（縦ばね定数）を低減することにより、タイヤの転がり抵抗低減による燃費性能の向上と、制駆動時や旋回時におけるタイヤの摩擦力増大による制駆動・旋回性能の向上とを両立することが可能になる。
　一方で、タイヤの縦ばね定数を低減した場合、タイヤの幅方向の剛性（横剛性）も低下するので、操舵時にタイヤが幅方向に変形することにより、舵角に応じた横力の発生に遅れが生じる。即ち、操舵時の初期応答性が低下する。
　しかしながら、上述したような従来技術では、車体やサスペンション装置の特性に適合するタイヤが選択され、あるいは車体やサスペンション装置の特性に合わせてタイヤの特性が決定されることを前提としている。したがって、縦ばね定数の低減と共に横剛性が低下した結果、車体及びサスペンション装置の特性に適合しないものとなったタイヤを使用した場合、タイヤの横剛性の低下に対応できず、従来技術において期待されている乗り心地や操安性の向上等の効果を十分に得ることができない。
　つまり、燃費性能と制駆動・旋回性能との大幅向上を両立させるにはタイヤの上下方向のばね定数を大きく低減することが望ましいが、操安性能・乗心地性能の悪化が大きく従来の車体構造やサスペンション装置では採用することができなかった。
　本発明は、上述した従来技術の問題点を解決するためになされたものであり、タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を得ることができる、車両のサスペンション装置を提供することを目的とする。
　上記の目的を達成するために、本発明の車両のサスペンション装置は、ストロークによりスカッフ変化を生じさせる車両のサスペンション装置であって、上下方向に揺動可能に車体に連結された複数の連結部材と、複数の連結部材に連結され車輪を回転可能に支持する車輪支持部材と、車体上下方向に延びる緩衝装置であって、その上端が車体に取り付けられると共にその下端が連結部材又は車輪支持部材に取り付けられた緩衝装置と、を備え、車輪に発生する横力に関連するサスペンションの各特性に基づき算出された、横力の時間遅れに関連する時定数と、車輪の横剛性に基づき算出された横力の時間遅れに対応する時定数との和が、予め定められた目標値以下となるように、複数の連結部材が配置されており、横力に関連するサスペンションの特性には、車輪のストロークに伴うスカッフ変化量が含まれることを特徴としている。
　このように構成された本発明においては、車輪に発生する横力に関連するサスペンションの各特性に基づき算出された、横力の時間遅れに関連する時定数と、車輪の横剛性に基づき算出された横力の時間遅れに対応する時定数との和が、予め定められた目標値以下となるように、複数の連結部材が配置されており、横力に関連するサスペンションの特性には、車輪のストロークに伴うスカッフ変化量が含まれる。したがって、タイヤの縦ばね定数低減に伴いタイヤの横剛性に対応する時定数が増加した場合でも、車輪のストロークに伴うスカッフ変化量に対応する時定数が減少する方向に連結部材の配置を調整することにより、車輪トータルの時定数増加を抑制して目標値以下とすることができる。これにより、タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を得ることができる。
　また、本発明において、好ましくは、車輪のストロークに伴うスカッフ変化量に基づき算出される時定数Tkscfは、各車輪荷重の合計をＷ、ロールセンター高さをｈR、ロールアーム長をｈ、車輪のコーナリングコンプライアンスをＤt、ロール剛性をＫΦ、車速をＶとした場合、以下の式で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000002
　このように構成された本発明においては、ロールセンター高さやロールアーム長等に基づき、車輪のストロークに伴うスカッフ変化量に対応する時定数を算出することができる。したがって、車輪のストロークに伴うスカッフ変化量に対応する時定数を減少させて車輪トータルの時定数を目標値以下とする際に、必要な時定数の減少量に相当する連結部材の配置の調整値を、定量的に把握することができる。これにより、タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を確実に得ることができる。
　本発明による車両のサスペンション装置によれば、タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を得ることができる。
本発明の実施形態による車両のサスペンション装置の概略正面図である。 本発明の実施形態による車両の２輪モデルを示す平面図である。 本発明の実施形態による車両のロール運動のモデルを示す正面図である。 前輪及びフロントサスペンションの各特性について複素ＣＣの値を示した棒グラフである。 後輪及びリアサスペンションの各特性について複素ＣＣの値を示した棒グラフである。
　以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態による車両のサスペンション装置を説明する。
　まず、図１により、本発明の実施形態による車両のサスペンション装置の全体構成を説明する。図１は、本発明の実施形態による車両のサスペンション装置の概略正面図である。
　図１において、符号１は、本実施形態による車両のサスペンション装置（以下、単にサスペンションという）を示す。本実施形態のサスペンションは、アッパアーム２及びロワアーム４によって車輪６のホイールサポート８（車輪支持部材）を車体Ｂに対して上下にストローク可能に連結したダブルウィッシュボーン式のサスペンションである。アッパアーム２及びロワアーム４がそれぞれ車体Ｂ側の端部を中心に上下に揺動することによって、ホイールサポート８及び車輪６が所定の軌跡に沿って上下にストロークするようになっている。
　また、そのような車輪６のストロークを許容しながら、同時に適度の付勢力及び減衰力を付与するように、コイルばね１０及び図示しないダンパを備えた緩衝装置１２が配設されている。この緩衝装置１２は、コイルばね１０とダンパとがほぼ同軸に配置されたものであり、そのような緩衝装置１２は、全体として上下方向に長い円筒形状を有している。この緩衝装置１２の上端部が車体Ｂに取り付けられる一方、緩衝装置１２の下端部がロアアーム又はホイールサポート８（図１ではロワアーム４）に枢着されている。
　図１に示したサスペンションにおいては、アッパアーム２及びロワアーム４のホイールサポート８側の節点と車体Ｂ側の節点とを結んだ直線が交差する点が、車体Ｂに対する車輪６及びホイールサポート８の瞬間的な回転中心（瞬間回転中心Ｏｉ）となる。そして、左右のサスペンションの瞬間回転中心Ｏｉと車輪６の接地点とを結ぶ直線が交差する点が、車体Ｂの瞬間的なロールセンターＯになる。
　次に、図２及び図３により、本発明の実施形態によるサスペンション装置を適用した車両の運動モデルを説明する。図２は本発明の実施形態による車両の２輪モデルを示す平面図であり、図３は本発明の実施形態による車両のロール運動のモデルを示す正面図である。
　本実施形態では、２輪モデルにより車両の等価コーナリングパワー（ＣＰ）を規定する。等価ＣＰとは、車輪６のタイヤが発生させる横力に対するタイヤ及びサスペンション１の各特性の影響を、等価的にコーナリングパワーに置き換えたものであり、本実施形態では、時定数を含む一次遅れ系等価ＣＰを用いる。この一次遅れ系等価ＣＰは以下の式（１）により表すことができる。
　Ｋi*(s)＝Ｋi*／（１＋Ｔiｓ）　　　　　　　　　　・・・（１）
　ここで、添字ｉ：ｆ＝フロント，ｒ＝リア、Ｋi*：等価ＣＰ、Ｔi：時定数、ｓ：ラプラス演算子である。
　ここで、等価ＣＰに対応するスリップ角を、見かけのスリップ角（αi*）と定義する。
この見かけのスリップ角は、実際のタイヤスリップ角（αi）に、各特性の影響によるスリップ角ξi（ξ1i＋ξ2i＋…）を加えたものといえる（αi*＝αi＋ξ1i＋ξ2i＋…）。
添字１，２，…は特性毎に割り当てられた番号であり、以下これをｋとする。
　２輪モデルは、ヨー／横運動の２輪モデル（一般的な２自由度線形車両モデル）に、ロールの釣り合いを加えた運動方程式であり、等価ＣＰの概念を反映したモデルとしている（図２、３参照）。以下に、運動方程式のラプラス変換した形を示す。
　ｍＶ（β(s)s＋ｒ(s)）＝Ｆf(s)＋Ｆr(s)　　　　　　 ・・・（２）
　Ｉｒ(s)ｓ＝ＬfＦf(s)－ＬrＦr(s)　　　　　　　　　　・・・（３）
　（Ｉφｓ2＋Ｃφｓ＋Ｋφ）φ(s)＝ｍＶｈ（β(s)ｓ＋ｒ(s)）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 ・・・（４）
　αf *(s)＝δ(s)－βf(s)＝δ(s)－β(s)－Ｌfｒ(s)／Ｖ
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 ・・・（５）
　αr *(s)＝－βr(s)＝－β(s)＋Ｌrｒ(s)／Ｖ　　　　　 ・・・（６）
　αi *(s)＝αi(s)＋ξi(s)　　　　　　　　　　　　　　・・・（７）
　ξi(s)＝Σξki(s)＝ξ1i(s)＋ξ2i(s)＋… 　　　　　　・・・（８）
　Ｆi(s)＝２Ｋi(s)αi(s)　　　　　　　　　　　　　 ・・・（９）
　　　　＝２Ｋi *(s)αi *(s)　　　　　　　　　　　　 ・・・（１０）
　ここで、Ｉ：ヨー慣性モーメント、ｍ：車両質量、Ｗ：車両重量、Ｗi：軸重、Ｌi：前後車軸重心点間距離、Ｌ：ホイールベース、ｔ：トレッド、ｈR：重心点でのロールセンター高さ、Ｉφ：ロール慣性モーメント、Ｋφ：ロール剛性、Ｃφ：ロールダンパ係数、κ：ステアリングギヤレシオ、Ｋi：タイヤＣＰ、β：重心点のスリップ角、βi：車体スリップ角、Ｖ：車速、ｒ：ヨーレート、Ｆi：コーナリングフォース、θH：ハンドル舵角、δ＝θH／κ：車輪舵角、φ：ロール角、ｙφi：ロール時の重心横移動である。
　次に、タイヤ及びサスペンションの各特性の複素コーナリングコンプライアンス（複素ＣＣ）について説明する。
　複素ＣＣとは、タイヤに発生する横力に関連するタイヤ及びサスペンションの特性を、所定横力（本実施形態では１Ｇ）を発生させるスリップ角と、その発生タイミングとで表したものである。つまり、サスペンションのシステム要素がタイヤ横力とその発生タイミングへ与える影響を「単位横力当たりのスリップ角と時定数」として複素形式に変換したコーナリングコンプライアンスであり、単純加算することで前後輪のスリップ角と時定数を得ることができ、時間を考慮した等価コーナリングパワーを把握することができる。この複素ＣＣにより、サスペンションの各システム要素が前後輪の横力発生タイミングへ与える影響を定量的に把握することができる。例えば、従来のタイヤと比較して縦ばね定数を大幅に低減したタイヤを装着することによりタイヤの横剛性も大幅に低下した場合、サスペンションの何れのシステム要素の特性値をどの程度変更すればタイヤの横剛性低下に相当する時定数の増加を相殺できるのかを、各システム要素の複素ＣＣに含まれる時定数から予測することが可能となる。
　タイヤに発生する横力に関連するタイヤの特性には、タイヤ横剛性及びタイヤコーナリングパワー、キャンバースラスト係数が含まれる。また、タイヤに発生する横力に関連するサスペンションの特性には、サスペンション横剛性、横力コンプライアンスステア、アライニングトルクステア、横力キャンバ剛性、ロールセンター高さ、ロール剛性、上下力ステア、ロールステア、ロールキャンバ、イニシャルトー、イニシャルキャンバ、ステアリング剛性、スカッフ変化が含まれる。
　複素ＣＣは、具体的には以下のように表される。
　Ｄi(s)＝Ｄi（１＋Ｔiｓ）＝Ｄi＋Ｅiｓ　　　　　　　・・・（１１）
　　　　＝Ｗiαi *(s)／Ｆi(s)　　　　　　　　　　　　・・・（１２）
　ここで、Ｄi：実部、Ｔi：時定数、Ｅi：虚部であり、Ｅi＝ＤiＴiである。
　上記式（１２）に式（１０）を代入すると、以下の式が導かれる。
　Ｄi(s)＝Ｗi／（２Ｋi *(s)）　　　　　　　　　　　　・・・（１３）
　つまり、複素ＣＣは、一次遅れ系等価ＣＰを軸重で割り逆数をとったものである。
　タイヤの複素ＣＣは、以下で表される。
　Ｄti(s)＝Ｗiαi(s)／Ｆi(s)＝Ｄti＋Ｅtiｓ　　　　　　 ・・・（１４）
　タイヤ以外の各特性の複素ＣＣは以下で表される。
　Ｄki(s)＝Ｗiξki(s)／Ｆi(s)＝Ｄki＋Ｅkiｓ　　　　　　・・・（１５）
　式（１２）の見かけのスリップ角αi *に式（７）を代入し、実際のスリップ角αi及び各特性の影響によるスリップ角ξkiに置き換えると、以下の式が得られる。
　Ｄi(s)＝Ｗiαi *(s)／Ｆi(s)
　　　　＝Ｗi（αi(s)＋Σξki(s)）／Ｆ(s)
　　　　＝Ｄti(s)＋ΣＤki(s)
　　　　＝Ｄti(s)＋Ｅtiｓ＋Σ（Ｄki＋Ｅkiｓ）　　　　・・・（１６）
　すなわち、タイヤの特性及びそれ以外の特性のそれぞれの複素ＣＣを単純加算することにより、フロント及びリアの車輪トータルの複素ＣＣを得ることができる。
　各システム要素と、車輪トータルの時定数は、式（１１）及び式（１５）から以下のように求まる。
　車輪トータルの時定数は、
　Ｔi＝（Ｅti＋ΣＥki）／Ｄi＝Ｔti＋ΣＴki　　　　　・・・（１７）
　で表され、
　タイヤの時定数は、
　Ｔti＝Ｅti／Ｄi 　　　　　　　　　　　　　　　　・・・（１８）
　で表され、
　各特性の時定数は、
　Ｔki＝Ｅki／Ｄi 　　　　　　　　　　　　　　　　・・・（１９）
　で表される。
　以上の各式に基づき、タイヤ及びサスペンションの各特性の複素ＣＣを求めることができる。本実施形態では、以下を前提条件としている。
・ｓの次数が２次以上の項を持つ要素もあるが、ｓの１次までの項で近似する。こうすることで、各システム要素のモデルを単純化することができる。
・要素の等価スリップ角ξｉの符号は、旋回外輪イン（－）アウト（＋）とする。
・車両状態量（ξi，ｙ，φ，ΔＷki，ΔＫki）は、横加速度１Ｇ当たりを示している。
　この前提条件の下で求めた複素ＣＣの一例を以下の表に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000003
　次に、図４及び図５により、タイヤ及びサスペンションの各特性について求めた複素ＣＣの時定数について説明する。図４は前輪及びフロントサスペンションの各特性について複素ＣＣの時定数を示した棒グラフであり、図５は後輪及びリアサスペンションの各特性について複素ＣＣの時定数を示した棒グラフである。
　図４及び図５は、車重、サスペンションジオメトリ、タイヤの縦ばね定数等が異なる３種類の車両の各特性について算出した時定数を示している。具体的には、無地のバーで示した車両のタイヤの縦ばね定数は２３０Ｎ／ｍｍ、横ばね定数は１４２Ｎ／ｍｍである。また、ドットのバーで示した車両のタイヤの縦ばね定数は２４５Ｎ／ｍｍ、横ばね定数は１３０Ｎ／ｍｍである。これらに対し、斜線のバーで示した車両のタイヤの縦ばね定数は２１３Ｎ／ｍｍ、横ばね定数は８９Ｎ／ｍｍと大幅に低くなっている。したがって、前輪及び後輪共に、タイヤ横剛性における時定数が他の２車種と比較して大きくなっており、その増加分がそのままトータルの時定数に反映されてしまっている。
　タイヤの縦ばね定数を低減したことに伴うタイヤ横剛性における時定数増加を許容しつつ、車輪トータルの時定数増加を抑制して所定の目標値以下とするためには、サスペンションの特性のうち、時定数を減少させる働きをするものを選択し、その特性値を調整して時定数を減少させればよい。
　具体的には、ロールセンター高さｈRを高くすることにより、ロールアーム長ｈが短くなり、ロールによる重心とタイヤとの間の相対変位が減少するので、ロールによる重心横移動量が小さくなる。即ち、図４、図５に点線及び矢印で示すようにロールによる重心横移動における正の時定数が減少する。
　また、ロールセンター高さｈRを高くすることにより、ロールに伴いサスペンションがストロークしたときのタイヤの横方向変位（スカッフ変化量）が大きくなり、疑似的なスリップ角が増大する。この疑似的なスリップ角により、実際のタイヤのスリップ角による横力が増大するよりも早く横力が発生する。即ち、図４、図５に点線及び矢印で示すようにロールによるスカッフ変化における負の時定数が増大する。
　このように、ロールセンター高さｈRが高くなるようにサスペンション１のアッパアーム２やロワアーム４を配置することにより、ロールによる重心横移動及びスカッフ変化の２つの特性が時定数の合計値を減少させる方向に働き、図４、図５に点線及び矢印で示すように、タイヤの縦ばね定数低減による車輪トータルの時定数増加を相殺し、所定の目標値以下とすることができる。
　次に、本発明の実施形態のさらなる変形例を説明する。
　まず、上述した実施形態においては、ダブルウィッシュボーン式のサスペンションを例として説明したが、ストロークに応じてスカッフ変化する他の形式（例えばマルチリンク式、セミトレーリングアーム式、ストラット式等）のサスペンションにも本発明を適用することができる。
　次に、上述した本発明の実施形態及び本発明の実施形態の変形例による車両のサスペンション装置１の効果を説明する。
　まず、本発明の実施形態及び本発明の実施形態の変形例では、車輪６に発生する横力に関連するサスペンション１の各特性に基づき算出された、横力の時間遅れに関連する時定数と、車輪６のタイヤの横剛性に基づき算出された横力の時間遅れに対応する時定数との和が、予め定められた目標値以下となるように、アッパアーム２やロワアーム４が配置されており、横力に関連するサスペンション１の特性には、車輪６のストロークに伴うスカッフ変化量が含まれる。したがって、タイヤの縦ばね定数低減に伴いタイヤの横剛性に対応する時定数が増加した場合でも、車輪６のストロークに伴うスカッフ変化量に対応する時定数が減少する方向にアッパアーム２やロワアーム４の配置を調整することにより、車輪トータルの時定数増加を抑制して目標値以下とすることができる。これにより、タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を得ることができる。
　また、ロールセンター高さｈRやロールアーム長ｈ等に基づき、車輪６のストロークに伴うスカッフ変化量に対応する時定数を算出することができる。したがって、車輪６のストロークに伴うスカッフ変化量に対応する時定数を減少させて車輪トータルの時定数を目標値以下とする際に、必要な時定数の減少量に相当するアッパアーム２やロワアーム４の配置の調整値を、定量的に把握することができる。これにより、タイヤの縦ばね定数あるいは横剛性に合わせて、優れた操安性を確実に得ることができる。
　１　サスペンション装置
　２　アッパアーム
　４　ロワアーム
　６　車輪
　８　ホイールサポート
　１０　コイルばね
　１２　緩衝装置
　Ｂ　車体
　Ｏｉ　瞬間回転中心
　Ｏ　ロールセンター

Claims (2)

  1. 　ストロークによりスカッフ変化を生じさせる車両のサスペンション装置であって、
    　上下方向に揺動可能に車体に連結された複数の連結部材と、
    　前記複数の連結部材に連結され車輪を回転可能に支持する車輪支持部材と、
    　車体上下方向に延びる緩衝装置であって、その上端が車体に取り付けられると共にその下端が前記連結部材又は前記車輪支持部材に取り付けられた緩衝装置と、を備え、
    　前記車輪に発生する横力に関連する前記サスペンションの各特性に基づき算出された、前記横力の時間遅れに関連する時定数と、前記車輪の横剛性に基づき算出された前記横力の時間遅れに対応する時定数との和が、予め定められた目標値以下となるように、前記複数の連結部材が配置されており、
    　前記横力に関連する前記サスペンションの特性には、前記車輪のストロークに伴うスカッフ変化量が含まれることを特徴とする車両のサスペンション装置。
  2. 　前記車輪のストロークに伴うスカッフ変化量に基づき算出される時定数Tkscfは、各車輪荷重の合計をＷ、ロールセンター高さをｈR、ロールアーム長をｈ、車輪のコーナリングコンプライアンスをＤt、ロール剛性をＫΦ、車速をＶとした場合、以下の式で表される、請求項１に記載の車両のサスペンション装置。
    Figure JPOXMLDOC01-appb-I000001
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