(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
車輪を支持するハブキャリアと車体とをストラット及びロアアームで連結した車両のストラット型サスペンション装置において、
前記ロアアームは、一端が前記ハブキャリアに回動自在に連結される一方、他端が前記車体に回動自在に連結されたラテラルアームと、
一端が前記ラテラルアームの前記ハブキャリア寄りの第１連結点にて回動自在に連結され、他端が前記ラテラルアームの他端とは車両前後方向で離間した第２連結点にて前記車体に連結されたコンプレッションアームとから構成され、
前記コンプレッションアームの他端は、弾性を有するとともに前記第１及び第２連結点間を結ぶラインに垂直にして前記車体に配設された支持軸に外嵌される第１のブッシュを介して前記車体に連結されるものであり、
前記第１のブッシュは、内部に、前記支持軸を挟んで前記ラインの方向に直列に形成され、それぞれに流体が密封された第１流体室と第２流体室と、これら第１及び第２流体室を互いに連通する絞り通路とを有し、さらに、状態量検出手段により検出される車両の状態量に応じて前記絞り通路の絞り量を調節して前記第１のブッシュの減衰力を調節する絞り調節手段を備え、
前記状態量検出手段は、パワーステアリングのパワーシリンダを作動させる作動油の油圧の上昇を検出するものであって、前記絞り調節手段は、前記作動油の油圧をパイロット圧として前記絞り通路の絞り量を調節するスプール弁であり、前記作動油の油路には、前記第１のブッシュの剛性が高い状態から低い状態への移行に対してのみ絞りとして機能するオリフィスが設けられていることを特徴とする車両のストラット型サスペンション装置。
【請求項２】
前記第１のブッシュは、弾性部に、前記支持軸を挟んで前記ラインの方向に直列に形成され、それぞれに流体が密封された第１流体室と第２流体室と、これら第１及び第２流体室を互いに連通する絞り通路とを有していることを特徴とする、請求項１記載の車両のストラット型サスペンション装置。
【請求項３】
前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、
前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアームが回動するとき、前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴とする、請求項１または２記載の車両のストラット型サスペンション装置。
【請求項４】
前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式に基づき設定されていることを特徴とする、請求項３記載の車両のストラット型サスペンション装置。
【請求項５】
前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、さらに、前記車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端が前記ハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が前記車体側に回動自在に保持され前記操舵輪を操舵可能なタイロッドが前記ラテラルアームと並列に設けられており、
前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアームとともに前記タイロッドが回動するとき、前記車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴とする、請求項１または２記載の車両のストラット型サスペンション装置。
【請求項６】
前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から前記車両前後方向の力の作用による前記タイロッドの回動に伴い変位する前記タイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式に基づき設定されていることを特徴とする、請求項５記載の車両のストラット型サスペンション装置。
【請求項７】
前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、さらに、前記車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端が前記ハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が前記車体側に回動自在に保持され前記操舵輪を操舵可能なタイロッドが前記ラテラルアームと並列に設けられており、
前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアーム及び前記タイロッドが回動するとき、前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するとともに前記車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴とする、請求項１または２記載の車両のストラット型サスペンション装置。
【請求項８】
前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式及び前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から前記車両前後方向の力の作用による前記タイロッドの回動に伴い変位する前記タイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式とに基づき算出された各値の中間値に設定されていることを特徴とする、請求項７記載の車両のストラット型サスペンション装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、車両のサスペンション装置に係り、より詳しくは分割型のロアアームを有し且つロアアームと車体間の剛性を最適に維持して常に車両の走行安定性を確保可能なストラット型サスペンション装置に関する。
【０００２】
【関連する背景技術】
今日、車両の懸架装置としてストラットとロアアームからなるストラット型サスペンションが多用されている。このストラット型サスペンションは、特にその構造的な優位性から車両の操舵を行う前輪に用いられることが一般化している。通常、このようなストラット型サスペンションのロアリンクには、図２３に示すような一体式のＡ型ロアアーム２００が使用されており、その先端に車輪２０１が支持されている。
【０００３】
同図に示すように、このＡ型ロアアーム２００の一端の連結部２０５は車体２０２に突設された一対のブラケット２０３，２０３に回動自在に連結されており、また、他端の車両の後方向に延びた連結部２０６はブッシュ２０７を介して車体２０２に軸支されている。これにより、Ａ型ロアアーム２００が車両の上下方向に揺動自在となっている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のような一体式のＡ型ロアアーム２００では、図２４に示すように、車輪２０１に車両前後方向の力ＦＷが入力すると、連結部２０５及び連結部２０６をそれぞれ支点として回転しようとする。このとき、実際には連結部２０５及び連結部２０６の双方を同時に回転中心とはできないことから、Ａ型ロアアーム２００は連結部２０５と連結部２０６との間に存在する仮想の回転中心Ｐ回りに回転することになる。
【０００５】
このように、Ａ型ロアアーム２００が回転中心Ｐ回りに回転しようとすると、回転中心Ｐ回りのモーメントが分解され、同図に示すように、連結部２０５には力ＦＡ１が、また連結部２０６には力ＦＢ１が、それぞれ図中矢印（ベクトル）の方向に作用することになる。
このとき、同図から明らかなように、車体に作用する力ＦＡ１と力ＦＢ１のベクトルの方向は必ずしもＡ型ロアアーム２００の各アームの軸方向とは一致していない。特に、力ＦＢ１に関していえば、力ＦＢ１は軸方向と略直角方向にしてアームがしなるように作用している。
【０００６】
また、同図から明らかなように、回転中心Ｐは、連結部２０５や連結部２０６よりも車体２０２側に位置しているため、回転半径、つまり腕の長さがＡ型ロアアーム２００の長さを越えて長くなっている。従って、力ＦＷによるモーメントは大きなものとなっており、これに応じて力ＦＡ１と力ＦＢ１もかなり大きなものとなっている。
【０００７】
これらのことから、このＡ型ロアアーム２００では、アームのしなりによる弾性を利用して力ＦＷの車体への伝達を緩和しているが、Ａ型ロアアーム２００にかかる負担は非常に大きなものとなっており、好ましいことではない。また、アームが柔らかすぎて弾性力があまり強くない場合には、例えば旋回走行中のように力ＦＷが大きくなるとアームのしなりが大きくなり、これにより車輪２０１がふらついたりトー角度等のアライメントが不本意に変化したりして走行安定性が損なわれる虞もある。
【０００８】
そこで、力ＦＷの車体への伝達を良好に緩和し且つ力ＦＡ１と力ＦＢ１とを好適な大きさと方向とすべく、図２５に示すように、ロアアーム２００の一端の連結部２０５を弾性を有するブッシュを介してブラケット２０３，２０３に取付けるとともに、他端の連結部２０６のブッシュ２０７に関しても弾性を有するブッシュとし、さらにロアアーム２００を前側アーム２１０と後側アーム２１２とに分割して後側アーム２１２を前側アーム２１０に回動自在に連結した構成のロアアームが特開平５−２７０２２１号公報等に開示されている。
【０００９】
当該公報に開示されたロアアームによれば、車輪２０１に力ＦＷが作用すると、この力ＦＷは連結部２０５及び連結部２０６に介装された弾性を有するブッシュにより良好に吸収され、前側アーム２１０には略軸方向にのみ力が作用することになる。これにより、ロアアーム２００に作用する力ＦＷを比較的良好に分解させることが可能である。
【００１０】
しかしながら、この場合であっても、後側アーム２１２の後端、即ち連結部２０６のブッシュ２０７に作用する力ＦＷの分力（図２４中の力ＦＢ１に対応）についてはそのベクトルは、やはり、Ａ型ロアアーム２００の後側アーム２１２の端末軸方向とは一致しておらず、つまり、力ＦＢ１は、やはり後側アーム２１２の軸方向と略直角方向にしてアームがしなるように作用している。従って、ロアアーム２００に掛かる負担はさほど軽減されているとはいえず、連結部２０６の適正な剛性の設定も容易ではない。
【００１１】
また、このように前側アーム２１０の軸線上に後側アーム２１２の関節を設けると、車輪２０１に前側アーム２１０の軸線方向、つまり車両横方向に大きな力が作用した場合には、この関節が容易に折れ曲がり車輪のアライメントが容易に変化してしまう虞もある。
さらに、図２５中には示していないが、当該公報には、一端が車輪２０１に接続され他端がステアリングに連結されたタイロッドが示されている。しかしながら、当該公報に開示されたタイロッドは、前側アーム２１０との関係において、旋回中や制動時のタックイン防止のため、車輪２０１に車両前方から力ＦＷが作用すると車輪２０１がトーアウト気味になるように配設されている。従って、この場合、通常走行中に力ＦＷが作用したときには車両の走行安定性が悪化するという問題もある。
【００１２】
本発明は、上述した事情に基づきなされたもので、その目的とするところは、サスペンションの機能を良好に維持しながら、車輪から車体への入力を小さく抑えるとともにロアアームの負担を少なくでき、車両の走行安定性を常に好適に保持可能な車両のストラット型サスペンション装置を提供することにある。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
上述の目的を達成するために、請求項１の発明は、車輪を支持するハブキャリアと車体とをストラット及びロアアームで連結した車両のストラット型サスペンション装置において、前記ロアアームは、一端が前記ハブキャリアに回動自在に連結される一方、他端が前記車体に回動自在に連結されたラテラルアームと、一端が前記ラテラルアームの前記ハブキャリア寄りの第１連結点にて回動自在に連結され、他端が前記ラテラルアームの他端とは車両前後方向で離間した第２連結点にて前記車体に連結されたコンプレッションアームとから構成され、前記コンプレッションアームの他端は、弾性を有するとともに前記第１及び第２連結点間を結ぶラインに垂直にして前記車体に配設された支持軸に外嵌される第１のブッシュを介して前記車体に連結されるものであり、前記第１のブッシュは、内部に、前記支持軸を挟んで前記ラインの方向に直列に形成され、それぞれに流体が密封された第１流体室と第２流体室と、これら第１及び第２流体室を互いに連通する絞り通路とを有し、さらに、状態量検出手段により検出される車両の状態量に応じて前記絞り通路の絞り量を調節して前記第１のブッシュの減衰力を調節する絞り調節手段を備え、前記状態量検出手段は、パワーステアリングのパワーシリンダを作動させる作動油の油圧の上昇を検出するものであって、前記絞り調節手段は、前記作動油の油圧をパイロット圧として前記絞り通路の絞り量を調節するスプール弁であり、前記作動油の油路には、前記第１のブッシュの剛性が高い状態から低い状態への移行に対してのみ絞りとして機能するオリフィスが設けられていることを特徴としている。
【００１４】
従って、車輪が路面から前後方向での入力を受けると、この入力によりラテラルアームが第２連結点回りに回動し、このとき、入力は大方第１連結点を経てコンプレッションアームに沿う方向でのみ車体に作用することになる。よって、従来のＡ型ロアアームの場合とは異なり、仮想の回転中心回りに発生するモーメントが車体に作用するようなことがなく、車体への入力が全体的に小さくなるとともに車輪のトー角度変化量が低減される。また、コンプレッションアームから車体側への入力は車体に配設された支持軸にコンプレッションアームに沿う方向で垂直に作用することになるため、第２連結点において当該入力に対して十分な強度を確保でき、さらには第１のブッシュ内の第１及び第２流体室の流体が絞り通路を通って一方から他方に移動して減衰力が発生することになるので、当該入力を第１のブッシュの作用により好適に吸収でき、車両の走行安定性が向上する。また、車両の状態量、即ちパワーステアリングのパワーシリンダを作動させる作動油の油圧の上昇に応じて第１のブッシュの減衰力が調節されるので、コンプレッションアームと車体間の剛性が車両の走行状態に応じて適正なものに調節される。さらに、減衰力は上記作動油の油圧をパイロット圧として絞り通路の絞り量を調節するスプール弁によって調節されるものであって、当該作動油の油路に第１のブッシュの剛性が高い状態から低い状態への移行に対してのみ絞りとして機能するオリフィスを設けることとしたので、スラローム走行等、ハンドルが頻繁に操作されて、操舵角がゼロを境に変動して施回走行状態が連続するような運転状態にあっては、一時的に操舵角が小となることがあっても、そのような走行状態に好適な高いブッシュ剛性を維持することが可能である。従って、いかなる走行状態においても好適なブッシュ剛性、減衰力が維持され、車両の走行安定性が向上する。
【００１６】
また、請求項２の発明では、前記第１のブッシュは、弾性部に、前記支持軸を挟んで前記ラインの方向に直列に形成され、それぞれに流体が密封された第１流体室と第２流体室と、これら第１及び第２流体室を互いに連通する絞り通路とを有していることを特徴としている。
【００１７】
従って、入力がコンプレッションアームに沿う方向で車体に作用すると、第１のブッシュの弾性部内の第１及び第２流体室の流体が絞り通路を通って一方から他方に移動して減衰力が発生し、これにより、車体に作用する入力が好適に吸収される。
【００２０】
また、請求項３の発明では、前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアームが回動するとき、前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴としている。
【００２１】
従って、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアームが回動することにより生じるラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するよう考慮して設定され、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常にラテラルアームの一端に接続された車輪の車両横方向の変位は小さく抑えられ、車両の走行安定性が向上する。
【００２２】
また、請求項４の発明では、前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式に基づき設定されていることを特徴としている。
従って、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、第１演算式に基づいて容易且つ適正に設定され、車輪の車両横方向の変位が良好に小さく抑えられる。
【００２３】
また、請求項５の発明では、前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、さらに、前記車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端が前記ハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が前記車体側に回動自在に保持され前記操舵輪を操舵可能なタイロッドが前記ラテラルアームと並列に設けられており、前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアームとともに前記タイロッドが回動するとき、前記車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴としている。
【００２４】
従って、車輪が操舵輪である場合には、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアーム及びタイロッドが回動することにより生じる車輪のトー角度の変化を最小化するよう考慮して設定され、これにより、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常に車輪のトー角度の変化は小さく抑えられ、車両の走行安定性が向上する。
【００２５】
また、請求項６の発明では、前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から前記車両前後方向の力の作用による前記タイロッドの回動に伴い変位する前記タイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式に基づき設定されていることを特徴としている。
【００２６】
従って、車輪が操舵輪であってタイロッドを有するような場合には、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、第２演算式に基づいて容易且つ適正に設定され、車輪のトー角度の変化が良好に小さく抑えられる。
また、請求項７の発明では、前記ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して前記車体に回動自在に連結されており、さらに、前記車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端が前記ハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が前記車体側に回動自在に保持され前記操舵輪を操舵可能なタイロッドが前記ラテラルアームと並列に設けられており、前記第２のブッシュは、前記車輪に車両前後方向の力が作用して前記ラテラルアーム及び前記タイロッドが回動するとき、前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するとともに前記車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも前記車両横方向のばね定数が設定されていることを特徴としている。
【００２７】
従って、車輪が操舵輪である場合には、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアーム及びタイロッドが回動することにより生じるラテラルアームの一端の車両横方向の変位及び車輪のトー角度の変化とを最小化するよう考慮して設定され、これにより、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常に車輪の車両横方向の変位と車輪のトー角度の変化とがバランスよく小さく抑えられ、車両の走行安定性がより向上する。
【００２８】
また、請求項８の発明では、前記ばね定数は、前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式及び前記車両前後方向の力の前記ラテラルアームの軸方向成分を前記ラテラルアームの回動にのみ伴い変位する前記ラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から前記車両前後方向の力の作用による前記タイロッドの回動に伴い変位する前記タイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式とに基づき算出された各値の中間値に設定されていることを特徴としている。
【００２９】
従って、車輪が操舵輪であってタイロッドを有するような場合には、弾性を有する第２のブッシュのばね定数は、第１演算式及び第２演算式とに基づいて算出される値の中間値に設定され、車輪の車両横方向の変位と車輪のトー角度の変化とが良好にバランスよく小さく抑えられる。
【００３０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態としての実施例を図面に基づき説明する。
先ず、第１実施例について説明する。
図１には、前２輪、後２輪を有する車両の前輪（操舵輪）に連結された本発明のサスペンション装置が適用されるストラット型サスペンション１０の斜視図を示してある。以下図１に基づきストラット型サスペンション１０の構成について説明する。
【００３１】
先ず、ストラット型サスペンション１０の上部に位置するストラット１１について説明すると、同図に示すように、ストラット１１の上部には、ストラットマウント１２が設けられており、このストラットマウント１２は、複数のボルト２４で車体の上部（図示せず）に固定されている。ストラットマウント１２の中心部には、ダンパラバー（図示せず）を介し、図中下方に臨んでボールベアリング（図示せず）が嵌入されている。そして、このボールベアリングのインナレースには、ショックアブソーバ１４のピストンロッド１５先端が圧入されている。
【００３２】
ショックアブソーバ１４のシリンダ１６には、外嵌するようにしてスプリングアッパシート１７とスプリングロアシート１８が互いに向き合うよう離間して固定されており、このスプリングシート１７，１８間にはコイルスプリング１９が縮設されている。
そして、シリンダ１６の下端部には外嵌するようにしてブラケット２０が固定されており、このブラケット２０には、ナックル（ハブキャリア）２２の上端が複数の締結具によって結合されている。このナックル２２の中央部にはホイールベアリング（図示せず）を介してハブ（図示せず）が回転自在に取り付けられており、このハブに図中二点鎖線で示すようにして車輪１が取り付けられている。
【００３３】
なお、図１中の符号Ｘはストラット１１の軸線、つまりキングピン軸を示している。
図２を参照すると、車両の右前輪側のロアアームユニット３０の詳細が示されており、また、図３を参照すると、図２中のＡ−Ａ線に沿う断面図が示されている。以下、図１及び図２、３に基づきロアアームユニット３０について説明する。
【００３４】
図３に示すように、上記ナックル２２の下端は、ラテラルアーム３１の端部のナックル接続部４０に設けられた自在継手、即ちボールジョイント４２の先端部に外嵌され、ナット４４によって締結されている。従って、このボールジョイント４２と上記ボールベアリングの存在により、ナックル２２がキングピン軸Ｘ回りに回転可能であり、車輪１が、後述のタイロッド２８、上記ナックル２２を介して図２中に二点鎖線で示すように操舵されることになる。
【００３５】
ナックル２２とナックル接続部４０間には、ボールジョイント４２を取り巻くようにしてカバー４６が設けられている。このカバー４６内部には潤滑剤が満たされており、これによりボールジョイント４２の回動部が、ダスト等から保護され且つ潤滑されて良好に回動可能である。
また、ラテラルアーム３１の他端には、筒状にして環状部３２が形成されている。この環状部３２の内部には、図２中に示すように、環状部３２と同一軸心を有するようにしてゴムブッシュ（第２のブッシュ）３４が固着されている。
【００３６】
一方、図２中に示すように、車体の一部であるメンバ２には、環状部３２と対峙するようにして、それぞれに貫通穴４，４の穿設された一対の板状の取付ブラケット３，３が互いに平行に突設されている。そして、ボルト３５がこれら貫通穴４，４と上記ゴムブッシュ３４とを貫通しており、これにより、ラテラルアーム３１がボルト３５回りで回動自在にして取付ブラケット３，３に連結されている。
【００３７】
そして、ボルト３５の先端部にはワッシャ３７を介してナット３６が螺合されている。よって、ボルト３５が抜け落ちることなく取付ブラケット３，３に保持され、ラテラルアーム３１が安定してメンバ２に支持されている。
なお、環状部３２の開口端よりも外側に突出したゴムブッシュ３４の芯３４ａの両端と取付ブラケット３，３との間には隙がないようにされており、ゴムブッシュ３４は取付ブラケット３，３間でがたつきなく保持されている。しかしながら、ラテラルアーム３１は、ゴムブッシュ３４が撓むことから、ボルト３５回りのみならずボルト３５中央の回動中心Ｏ回りに車両前後方向で回動自在とされている。
【００３８】
ラテラルアーム３１の中央よりもナックル接続部４０に近い位置では、ラテラルアーム３１が上下に分離されて開口し、これら上下の部分から一対のコンプレッションアーム接続部５０，５０が形成されている。これら一対のコンプレッションアーム接続部５０，５０には、図２中に示すように、コンプレッションアーム６０の先端、即ち環状部６２が連結されている。
【００３９】
図３中に示すように、環状部６２の内部には、環状部６２と同一軸心を有するようにしてゴムブッシュ６４が固着され、一方、コンプレッションアーム接続部５０，５０には、それぞれに貫通穴５２，５２が穿設されている。詳しくは、貫通穴５２，５２は、図２に示すように、それらの中心（回動中心Ｑ、即ち第１連結点）が後述する可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０の本体７４の軸線の支点Ｇ（第２連結点）における垂線Ｙの延長上、即ちコンプレッションアーム６０の軸線上に位置するように設けられている。そして、ボルト５４がこれら貫通穴５２，５２とゴムブッシュ６４とを貫通しており、これによりコンプレッションアーム６０が、ボルト５４、即ち回動中心Ｑ（第１連結点）回りで回動自在にしてコンプレッションアーム接続部５０，５０に連結されている。
【００４０】
同図に示すように、ボルト５４の先端部には、ワッシャ５７を介してナット５６が螺合されており、よって、ボルト５４は抜け落ちることなくコンプレッションアーム接続部５０，５０に保持され、コンプレッションアーム６０が安定してラテラルアーム３１に支持されている。
なお、環状部６２の開口端よりも外側に突出したゴムブッシュ６４の芯６４ａの両端とコンプレッションアーム接続部５０，５０との間には隙がないようにされており、ゴムブッシュ６４はコンプレッションアーム接続部５０，５０間でがたつきなく保持されている。しかしながら、コンプレッションアーム６０は、ゴムブッシュ６４が撓むことから、ボルト５４回りのみならずボルト５４中央回りに自由に回動自在とされている。
【００４１】
図２中に示すように、コンプレッションアーム６０の後端には、減衰力を変更可能な可変剛性減衰ブッシュＲＨ（第１のブッシュ）７０が接続されており、この接続点が支点Ｇ（第２連結点）を構成している。この可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は、ボルト等の締結具７１によってメンバ２に固定されている。そして、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０には、油圧制御ユニット１００が接続されている。
【００４２】
なお、図中には、キングピン軸Ｘと回動中心Ｏとを結ぶ線、即ちラテラルアーム３１の軸線を線Ｗで示してあり、回動中心Ｏと支点Ｇとを結んで線Ｕが示されているが、この線Ｕは、ロアアームユニット３０に一切負荷が掛かっていない状態においては線Ｗに対して略直角とされている。
ところで、ナックル２２のアーム終端には、タイロッド２８の一端が回動中心Ｓ回りに回動自在に接続されている。そして、このタイロッド２８の他端は、回動中心Ｔ回りに回動自在にしてステアリング機構２６に連結されている。これにより、上述したように、車輪１の操舵が可能とされている。
【００４３】
同図には、ラテラルアーム３１の軸線Ｗと上記タイロッド２８の回動中心Ｓ，Ｔとの距離をそれぞれ距離ｃ及び距離ｄで示してある。これら距離ｃ及び距離ｄは、例えば、距離ｄの方が距離ｃ以上となるように設定されている（ｄ≧ｃ）。距離ｄの方が距離ｃ以上であると、タイロッド２８とラルアーム３１とが略同一長さであると仮定した場合にあっては、車輪１に車両前後方向の力ＦＷが作用したとき、車輪１がトーイン気味とされ、車両の直進走行安定性が確保され都合がよい。但し、当該実施例においては、便宜上、主として距離ｄと距離ｃとが同じ（ｄ＝ｃ）であるとして説明を行う。
【００４４】
図４乃至図８を参照すると、上記可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０の断面及び油圧制御ユニット１００の構成が示されており、以下図４乃至図８に基づき可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０について説明する。
図４中に示すように、コンプレッションアーム６０の後端には、環状部６７が形成されており、この環状部６７に可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０が嵌入されている。詳しくは、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は、円筒状の本体７４とこの本体７４周りに固着して設けられたゴムブッシュ６８とから構成されており、このゴムブッシュ６８が環状部６７に圧入されてコンプレッションアーム６０に接続されている。
【００４５】
同図に示すように、ゴムブッシュ６８内には、液体室（第１流体室）６８ａと液体室（第２流体室）６８ｂの２つの液体室が形成されており、これら液体室６８ａ及び液体室６８ｂは、本体７４に沿って延びている。
図６には、図４中のＢ−Ｂ線に沿う断面を示してあるが、液体室６８ａ及び液体室６８ｂは、この図４中に示すように、コンプレッションアーム６０の軸線の延長上つまり上記垂線Ｙ上で本体７４を間に挟むようにして向かい合い、且つ本体７４の外周に沿うようにして設けられている。そして、これら液体室６８ａ及び液体室６８ｂ内には、作動油が充填されている。
【００４６】
本体７４の一端近傍の中心部には、円筒状のシリンダ孔７６が穿設されており、このシリンダ孔７６と上記液体室６８ａ及び液体室６８ｂとがそれぞれ細径の液体通路（絞り通路）７８，７９によって連通されている。つまり、液体室６８ａと液体室６８ｂとが液体通路７８，７９及びシリンダ孔７６を介して連通されている。
【００４７】
シリンダ孔７６には、シリンダ孔７６内を摺動自在にしてピストン８０が挿入されており、このピストン８０の外周には、溝８２が形成されている。つまり、これらシリンダ孔７６とピストン８０とからスプール弁（減衰力調節手段）が構成されている。なお、図中の符号８４，８５はピストン８０に外嵌されたピストンリングを示している。
【００４８】
ピストン８０の内部には、円筒状のスプリング孔８７が穿設されており、このスプリング孔８７には、コイルスプリング８６が挿入されている。コイルスプリング８６は、ピストン８０とシリンダ孔７６端部の底壁７７間で縮設されており、通常はピストン８０を底壁７７から離間する方向に付勢している（図４に示す状態）。
【００４９】
また、同図に示すように、シリンダ孔７６には、本体７４の一端側から高圧パイプ８８の一端が挿入されている。この高圧パイプ８８の他端は、詳しくは後述する油圧制御ユニット１００に接続されており、これにより、高圧パイプ８８の内部に充填された作動油を介し、パイロット圧がピストン８０に供給されるようになっている。
【００５０】
高圧パイプ８８の先端近傍の外周にはストッパ８９が形成されており、このストッパ８９は、シリンダ孔７６の段部７６ａと当接している。そして、この高圧パイプ８８は、高圧パイプ８８に外嵌されて本体７４と螺合する留め具９０により、その先端がストッパ８９の背部と当接するようにして固定されている。従って、留め具９０が本体７４に螺合された状態では、ストッパ８９は段部７６ａに密接しており、高圧パイプ８８との連通以外はシリンダ孔７６は密閉された状態に保持されている。
【００５１】
また、同図に示すように、高圧パイプ８８の先端はピストン８０に当接するようになっており、これにより、コイルスプリング８６によって付勢されるピストン８０の摺動が規制されている。そして、この図示の位置（原位置）においては、ピストン８０の溝８２と液体通路７８，７９の各開口位置とが一致するように設定されている。従って、図４中に示す状態にあっては、液体室６８ａ内の作動油と液体室６８ｂ内の作動油とが液体通路７８，７９及び溝８２を介して互いに行き来自在になっている（図６参照）。
【００５２】
本体７４には、フランジ７１及び一対のフランジ７２，７２が設けられており、フランジ７２には貫通孔７２ａが、またフランジ７３，７３には貫通孔７３ａ，７３ａがそれぞれ穿設されている。そして、貫通孔７２ａ、貫通孔７３ａ，７３ａには、前述の締結具７１がそれぞれ挿入され貫通しており、これら各締結具７１がメンバ２に締結されることで、前述したように、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０がメンバ２に固定されている。
【００５３】
図８を参照すると、高圧パイプ８８の他端に接続された油圧制御ユニット１００の構成が示されており、以下、同図に基づき説明する。
同図に示すように、油圧制御ユニット１００には、油圧を発生するためのポンプ１０２が設けられている。このポンプ１０２は、エンジン（図示せず）によって駆動されるものであり、エンジンの作動時には常時駆動されている。
【００５４】
ポンプ１０２の吸込口には管路１０４が接続され、この管路１０４は作動油の貯蔵されたドレンタンク１０６に延びている。一方、ポンプ１０２の吐出口には、管路１０８が接続されており、この管路１０８には、パワーステアリングバルブ１２０が接続されている。パワーステアリングバルブ１２０には、管路１２２，１２４及び管路１２６が接続されており、そして、管路１２２，１２４はパワーシリンダ１２８に接続され、また管路１２６は上述のドレンタンク１０６に延びている。パワーステアリングバルブ１２０は、ハンドル（図示せず）が操作され、操舵角θの絶対値｜θ｜が大きくなると、操舵角θの正負に応じて管路１２２または１２４を介してパワーシリンダ１２８に液圧を供給する一方、通常ハンドルが操作されない状態では、作動油をそのまま管路１２６を介してドレンタンク１０６に戻すような機能を有している。
【００５５】
管路１０８からは、分岐して管路１４０が延びており、その先端には、パイロット圧保持ユニット１５０が接続されている。そして、パイロット圧保持ユニット１５０には、上述した高圧パイプ８８が接続されている。
パイロット圧保持ユニット１５０は、同図に示すように、チェックバルブ１５２とオリフィス１５４とが互いに並列に設けられて構成されている。つまり、このパイロット圧保持ユニット１５０では、高圧パイプ８８内の油圧が低い場合に、管路１４０を経て流入する作動油を自由に高圧パイプ８８へ流通可能にする一方、逆に管路１４０内の油圧が低くなった場合に、高圧パイプ８８から管路１４０へ逆流しようとする作動油をチェックバルブ１５２で遮断してオリフィス１５４のみに導くようにしている。従って、このパイロット圧保持ユニット１５０は、一旦高圧パイプ８８側に流入した作動油を直ぐには管路１４０側に戻さないようにして、高圧パイプ８８内の油圧を暫時保持する働きをしている。
【００５６】
なお、高圧パイプ８８は、上述した右前輪側の可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に接続されるのみならず、分岐して左前輪側の可変剛性減衰ブッシュＬＨ（図示せず）にも接続されている。
ところで、ラテラルアーム３１の他端に設けられた上述のゴムブッシュ（第２のブッシュ）３４は、その撓のばね定数、即ち剛性Ｋａが予め適正な値に設定されている。詳しくは、車両前後方向の剛性ＫａＸ及び横方向の剛性ＫａＹがそれぞれ適正な値に設定されている。特に、横方向の剛性ＫａＹは車両の走行安定性に深く拘わることから、前後方向の剛性ＫａＸよりもより適正な値に設定されている。以下、この剛性ＫａＹの設定手順について説明する。
【００５７】
図９は、例えば、ゴムブッシュ３４の剛性Ｋａが非常に大きく、ゴムブッシュ３４が回動自在でありながら略剛体である場合において、車輪１に前後方向の力ＦＷが作用したときのロアアームユニット３０と車輪１の挙動を示した図である。
この場合、同図に示すように、力ＦＷが車輪１に作用すると、ラテラルアーム３１が回動中心Ｏ回りに破線位置まで回動する。このとき、ゴムブッシュ３４が略剛体に設定されていることから、ラテラルアーム３１は、回動中心Ｏとキングピン軸Ｘとの距離を一定に保持したまま回動する。そして、これに伴い、コンプレッションアーム６０が、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０内のゴムブッシュ６８を押し、且つ回動中心Ｑ回りに回動しながら破線位置まで変位する。さらに、ナックル２２の移動に伴って、タイロッド２８が回動中心Ｔ回りに破線位置まで回動する。
【００５８】
ところで、線Ｗと回動中心Ｔとの距離ｄは、上述したように、線Ｗと回動中心Ｓとの距離ｃと同一或いはそれ以上とされている。また、ラテラルアーム３１の回動中心Ｏとキングピン軸Ｘ間の距離は、タイロッド２８の回動中心Ｔと回動中心Ｓ間の距離と必ずしも一致していない。当該実施例では、回動中心Ｔと回動中心Ｓ間の距離の方が回動中心Ｏとキングピン軸Ｘ間の距離よりもやや長くされている。つまり、この場合、ラテラルアーム３１とタイロッド２８とは平行リンクとしての機能を有していない。
【００５９】
従って、このとき、車両の横方向の変位成分に注目すれば、キングピン軸Ｘは、ラテラルアーム３１の回動中心Ｏ回りの回動に伴い車体２側に変位量Δｙｂだけ変位しており、一方、回動中心Ｓは、タイロッド２８の回動中心Ｔ回りの回動に伴い、変位量Δｙｂと同一方向に変位量Δｙｂよりも少ない変位量Δｙｔだけ変位している。よって、キングピン軸Ｘと回動中心Ｓ間に設けられたナックル２２は、破線位置まで移動しながらキングピン軸Ｘ回りに僅かに回動している。このようにナックル２２がキングピン軸Ｘ回りに回動すると、これに伴い、車輪１もキングピン軸Ｘ回りに回動する。つまり、ここでは、破線で示すように、車輪１は、車体２側に変位量Δｙｂだけ変位させられると同時に、トー角度も変化量Δθｓだけステア角変化し、上述したようにトーイン気味とされている。
【００６０】
しかしながら、車輪１の横方向の位置やトー角度が変化してしまうことは、それがトーアウト側のみならずトーイン側であっても、走行安定性を充分に確保するには望ましいことではない。そこで、本実施例では、車輪１の横方向の変位とステア角変化とが共に良好に最小化されるようなゴムブッシュ３４の剛性ＫａＹを実験に基づき設定するようにしている。
【００６１】
図１０には、ロアアームユニット３０をモデル化して示してあり、同図に基づき、車輪１の横方向の位置変化（変位量Δｙ）を最小化することの可能な剛性ＫａＹの設定手順を説明する。
図１０中の白抜き矢印は、ロアアームユニット３０全体としての前後剛性ＫＸを示している。先ず、この前後剛性ＫＸが次式（１）から算出される。
ＫＸ＝ＫＧ・ｃｏｓ２ψ／Ｌ２  …（１）
ここに、ＫＧは支点Ｇにおける可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０のコンプレッションアーム６０軸方向のばね定数、即ち剛性であり、ψは車輪１に対するコンプレッションアーム６０の角度であり、また、Ｌは、車輪１に力ＦＷが作用していない場合の回動中心Ｏから回動中心Ｑまでの距離ａと回動中心Ｏからキングピン軸Ｘまでの距離ｂとの分割比（Ｌ＝ｂ／ａ）を示している。
【００６２】
ところで、力ＦＷが車両前後方向に作用し、ロアアームユニット３０が図１０中に破線で示す状態とされた場合に、ラテラルアーム３１の回動に拘わらず上記図９中の変位量Δｙｂを発生させないためには、この変位量Δｙｂとゴムブッシュ３４の弾性力による変位量Δｙｆ（Δｙｆ＝ＦＷ・Ｌ・ｔａｎψ／ＫａＹ）とを釣り合わせるようにすればよい（Δｙｆ＝Δｙｂ）。即ち、ΔｙｆとΔｙｂとの差である車輪１の実際の変位量Δｙが最小化されるようにすればよい。このことから、上式の変形によりゴムブッシュ３４の剛性ＫａＹは次式（第１演算式）（２）で示され、この式（２）から剛性ＫａＹが算出される。
【００６３】
ＫａＹ＝ＦＷ・Ｌ・ｔａｎψ／Δｙｂ
＝ＦＷ・Ｌ・ｔａｎψ／ｂ・（１／ｃｏｓφ−１）  …（２）
ここに、φは上記ＫＸを用いて次式（３）から容易に算出される。
φ＝ＦＷ／ＫＸ・ｂ  …（３）
以上のようにして、車輪１の横方向の位置変化、即ち変位量Δｙを最小化することの可能な剛性ＫａＹが求められる。しかしながら、変位量Δｙを最小化するだけでは、未だ、ナックル２２は、回動中心Ｓの変位量Δｙｔに基づき、キングピン軸Ｘ回りに回動した状態のままであり、車輪１は相変わらず図９中に破線で示したようにステア角変化してトーイン傾向にある。このステア角変化、つまりトー角度の変化を完全に防止するためには、さらに、キングピン軸Ｘをタイロッド２８の回動中心Ｓの変位量Δｙｔと方向、大きさともに一致するまで補正変位させる必要がある。
【００６４】
そこで、上記図９中のタイロッド２８の回動中心Ｓの変位量Δｙｔをも予め考慮して、次式（第２演算式）（４）に基づきより適正な剛性ＫａＹを求めるようにしている。
0003594394.tif 000002
ここに、Δｙｂ−Δｙｔの項が、ステア角変化を最小化すべく変位量Δｙｔを考慮した最終的なキングピン軸Ｘの変位量Δｙｂ’を示している。このΔｙｂ−Δｙｔ（＝Δｙｂ’）の項の値は、本実施例では変位量Δｙｂよりも小である（Δｙｂ’＜Δｙｂ）。つまり、変位量Δｙｔを考慮して上式（４）に基づき算出された、より適正な剛性ＫａＹの値は、単純に車輪１の横方向の変位量Δｙを最小化すべく式（２）から求めた値よりも大きくされており、従って、ゴムブッシュ３４の横方向の剛性は比較的大きく、やや堅く設定されている。
【００６５】
このようにして、ゴムブッシュ３４の横方向の剛性ＫａＹが、最終的に車輪１の横方向の位置変化とステア角変化とを考慮してバランスよく好適に設定されることになり、変位量Δｙが適度に最小化され、力ＦＷの作用時において車輪１の横方向の変位が防止されるとともに車輪１のトー角度の変化が防止され、車両の走行安定性が良好に確保される。
【００６６】
ところで、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０の剛性ＫＧは、減衰力調節に応じて変化する。従って、実際には、変化する剛性ＫＧに基づいて最適な剛性ＫａＹが選択され設定される。
図１１を参照すると、ロアアームユニット３０全体としての前後剛性ＫＸと剛性ＫａＹとの関係が示されている。この図は、即ち、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０の剛性ＫＧに対する剛性ＫａＹの変化を示している。図中の実線は、上記車輪１の横方向の変位（Δｙ）のみを防止すべく設定した剛性ＫａＹを示しており、一方、破線は、タイロッド２８の回動中心Ｓの変位量Δｙｔを考慮し、つまりステア角変化（Δθｓ）を防止すべく考慮して設定したより適正な剛性ＫａＹを示している。
【００６７】
同図に示すように、剛性ＫａＹは、全般的に前後剛性ＫＸの増大に伴い大きくなるような特性を有している。従って、例えば、剛性ＫａＹとして図中実線上の一つの剛性ＫａＹ０を選択して設定した場合には、その剛性ＫａＹ０を有したゴムブッシュ３４は、前後剛性ＫＸの増大に応じて良好な弾性力を発揮することができず、トー角度が意図せず大きく変化する等して車両の走行安定性が欠如する。
【００６８】
このことから、実際には、図中実線と破線とに挟まれた範囲（斜線で示す）、即ち、車輪１の横方向の位置変化（Δｙ）とステア角変化（Δθｓ）とが共に許容範囲内とされる剛性ＫａＹの範囲（中間値）において適切な剛性ＫａＹ（例えば、図中の剛性ＫａＹ１）を設定するようにしている。
なお、ゴムブッシュ３４の前後方向の剛性ＫａＸについては説明を省略したが、この剛性ＫａＸはロアアームユニット３０全体としての前後剛性ＫＸとの兼ね合いから適宜設定されればよい。
【００６９】
以下、このように構成されたストラット型サスペンション１０の作用について説明する。ここでは、ハンドルが操作されず、操舵角θの絶対値｜θ｜がゼロ値近傍の所定値θ１未満（０≦｜θ｜＜θ１）の場合と、ハンドルが操作され、操舵角θの絶対値｜θ｜が所定値θ１以上（｜θ｜≧θ１）の場合とに分けて説明する。なお、ここでは主に右前輪側について説明するが、左前輪側についても同様の作用となる。
【００７０】
｜θ｜がゼロ値近傍（０≦｜θ｜＜θ１）：
ハンドルが操作されず、操舵角θの絶対値｜θ｜がゼロ値近傍（０≦｜θ｜＜θ１）である場合には、油圧制御ユニット１００においてポンプ１０２から吐出される作動油は、管路１０８を通過した後、パワーステアリングバルブ１２０をそのまま通過し、管路１２６を介してドレンタンク１０６に環流する。また、作動油は、管路１４０、チェックバルブ１５２を介して可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に供給される。
【００７１】
このとき、管路１０８内では、作動油は単に通過しているにすぎず、管路１０８内の油圧はそれほど高いものとはなっていない。このことから、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に供給される油圧もこれに応じて低いものとなっている（状態量検出手段）。従って、この場合、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０内のピストン８０にパイロット圧が作用するものの、コイルスプリング８６の付勢力に抗するほどのものではないため、ピストン８０は、高圧パイプ８８の先端と当接する位置、つまり図４中に示す原位置に保持されることになる。
【００７２】
ピストン８０が原位置にある場合には、上述したように、ピストン８０の溝８２の位置と液体通路７８，７９の開口部の位置とが一致するため、液体室６８ａ及び液体室６８ｂ内の作動油が液体通路７８，７９を介して互いに行き来自在となる。従って、この場合には、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に対して図４中に白抜き矢印２５０で示すようなコンプレッションアーム６０の軸方向での入力があると、作動油が液体通路７８，７９及び溝８２を介して液体室６８ａ，６８ｂ間を行き来することになる。
【００７３】
ところで、作動油が液体通路７８，７９を介して液体室６８ａ，６８ｂ間を行き来するときには、入力に対し、液体通路７８，７９の摩擦力に応じた減衰力が発生する。この減衰力は、液体通路７８，７９の断面積に応じて決定されるものであるが、ここでは、この減衰力は、比較的低いものとされている。従って、この場合、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は、コンプレッションアーム６０を変位させながら緩やかに且つ充分にコンプレッションアーム６０からの入力を吸収することになる。
【００７４】
これにより、コンプレッションアーム６０の変位に応じて、車輪１が図２中に白抜き矢印２５２で示す方向に破線で示す位置まで変位量ΔＳ１だけ大きく変位することになるが、その反面、入力が良好に吸収されて車体側に伝達され難くなり、その結果、乗員が不快感を感じることがなくなり、乗り心地の悪化が防止される。
【００７５】
｜θ｜が所定値θ１以上（｜θ｜≧θ１）：
ハンドルが操作され、操舵角θの絶対値｜θ｜が所定値θ１以上（｜θ｜≧θ１）である場合には、油圧制御ユニット１００において、パワーステアリングバルブ１２０が切換えられて管路１２６への作動油の流通が遮断される一方、管路１２２或いは管路１２４への作動油の流通が許容される。これにより、ポンプ１０２から管路１０８に吐出される作動油は、操舵角θの正負に応じて管路１２２或いは管路１２４を経てパワーシリンダ１２８を作動させる。
【００７６】
このとき、作動油は、管路１４０及びチェックバルブ１５２を介して可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０にも供給されることになるが、この場合には、作動油の管路１２６への流通が遮断されていることから管路１０８内の油圧が上昇しており（状態量検出手段）、これにより、高圧の作動油が高圧パイプ８８を経て可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に供給されることになる。従って、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０内のピストン８０は高圧のパイロット圧によってコイルスプリング８６の付勢力に抗して底壁７７側に押されることになる。
【００７７】
図５には、ピストン８０が高圧のパイロット圧によって付勢された状態の可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０を示してあり、図７には、図５中のＢ−Ｂ線に沿う断面を示してあるが、これらの図に示すように、ピストン８０が高圧のパイロット圧によって付勢された状態では、ピストン８０はその先端８１が底壁７７と当接する位置まで移動している。このとき、ピストン８０の溝８２の位置は液体通路７８，７９の開口部の位置からずれており、液体通路７８，７９間、即ち液体室６８ａと液体室６８ｂ間での作動油の流通は遮断されている。
【００７８】
従って、この場合には、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０に対して図５中に白抜き矢印２５０で示すようなコンプレッションアーム６０の軸方向での入力が作用したとしても、作動油は一切液体室６８ａ，６８ｂ間を行き来することはなく、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は剛性の高いものとなる。
よって、この場合には、コンプレッションアーム６０の変位はゴムブッシュ６８の持つ弾性によるものだけとなり、車輪１は図２中に白抜き矢印２５２で示す方向に変位するものの、その変位はせいぜい一点鎖線で示す位置までとなり、変位量はΔＳ２程度と小さくなる。このように、車輪１の変位量が小さいと、車両には旋回力、即ちコーナリングフォースが確実に作用し、ハンドル操作に応じた適正な旋回走行が実現されることになる。
【００７９】
なお、ポンプ１０２の吐出圧が低い場合には、パイロット圧も比較的低いものとなっており、この場合には、ピストン８０の移動量は少なく、液体室６８ａと液体室６８ｂ間での作動油の流通が多少許容される。従って、車両が低μ路を走行中には通常ポンプ１０２の吐出圧が低いが、このような場合には、剛性と減衰性とが程良くバランスされ、車輪１のスリップが好適に防止される。
【００８０】
ところで、一旦ハンドルが操作されて操舵角θの絶対値｜θ｜が所定値θ１以上となった後、ハンドルが戻し側に操作され、操舵角θの絶対値｜θ｜が再び所定値θ１未満（０≦｜θ｜＜θ１）となると、再びパワーステアリングバルブ１２０が切換えられる。そして、作動油は管路１２６を経てドレンタンク１０６に環流することになり、管路１０８内の油圧が低下する。これにより、高圧パイプ８８内の油圧よりも管路１０８内の油圧の方が小さくなることから、パイロット圧保持ユニット１５０内のチェックバルブ１５２が閉じられ、高圧パイプ８８内の作動油はオリフィス１５４のみを介して管路１０８側に戻されることになる。
【００８１】
しかしながら、このオリフィス１５４は、上述したように流量を絞る働きをするため、高圧パイプ８８内の作動油は、オリフィス１５４を介して徐々にゆっくりと管路１０８側に戻されることになる。従って、ハンドルが戻し側に操作された場合であっても、高圧パイプ８８内の作動油は、暫時、高圧に保持され、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は剛性の高い状態のまま維持されることになる。つまり、スラローム走行等、ハンドルが頻繁に操作されて操舵角θがゼロ値を境に変動して旋回走行状態が連続するような運転状況にあっては、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０は高剛性に維持され、車両の旋回走行性が好適に維持されることになる。
【００８２】
ところで、図２２には、路面から車輪１に作用する力ＦＷをラテラルアーム３１の車体への連結点（回動中心Ｏ）に作用する力ＦＡ２とコンプレッションアーム６０の車体への連結点（支点Ｇ）に作用する力ＦＢ２とに分解してベクトル表示してある。同図から明らかなように、ロアアームをラテラルアーム３１とコンプレッションアーム６０とから構成すると、図２４に示した従来のＡ型ロアアームの場合と比較して、力ＦＡ２は方向は異なるがその大きさが小さくなっており、また、力ＦＢ２は方向がコンプレッションアーム６０の軸方向と完全に一致し、やはり大きさが小さくなっている。従って、このような、ラテラルアーム３１とコンプレッションアーム６０とを分割して回動自在に連結させた構造の本発明のサスペンション装置にあっては、ロアアームに無理な負担を掛けないようにでき、ロアアームユニット３０の耐久性を向上させることができる。
【００８３】
また、当該実施例では、上述したように、ラテラルアーム３１のゴムブッシュ３４の車両横方向の剛性ＫａＹを、車輪１の横方向の変位（Δｙ）とステア角変化（Δθｓ）とがバランスよく最小化されるような適正な剛性値に設定している。これにより、車両の走行中において車輪１に力ＦＷが作用した場合であっても、車輪１の横方向の位置とトー角度とは図２中に破線或いは一点鎖線で示すように殆ど変化することはない。従って、本発明のサスペンション装置は、車両の走行安定性をも好適に確保することが可能である。
【００８４】
次に、第２実施例について説明する。
この第２実施例においては、第１実施例で説明したストラット型サスペンション１０の構成のうち、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０及び可変剛性減衰ブッシュＬＨのみを他の可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０及び可変剛性減衰ブッシュＬＨに置き換えており、ここでは、第１実施例との共通部分については説明を省略し、右車輪側に適用される可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の構成及び作用を中心に図１２乃至図２１に基づき説明する。
【００８５】
図１２を参照すると、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の構成が示されている。同図に示すように、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０は、第１実施例の場合と同様に、コンプレッションアーム６０の後端に形成された環状部６７に嵌入されるようにして設けられている。
そして、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の本体１７４には、第１実施例の場合と同様に、内部に液体室（第１流体室）１６８ａと液体室（第２流体室）１６８ｂを有したゴムブッシュ１６８が、本体１７４周りに固着して設けられており、液体室１６８ａ、１６８ｂ内には作動油が充填されている。そして、液体室１６８ａからは液体通路（絞り通路）１７８が、液体室１６８ｂからは液体通路（絞り通路）１７９がそれぞれ円筒状に穿設されたシリンダ孔１７６に延びている。
【００８６】
シリンダ孔１７６には、ロータリスプールバルブ（減衰力調節手段）１８０が嵌入されている。より詳しくは、ロータリスプールバルブ１８０の筒状のアウタチューブ１８１の外周面がシリンダ孔１７６の内面と接するようにしてシリンダ孔１７６に挿入されている。そして、ロータリスプールバルブ１８０はその後端部１８２において本体１７４と略一体に固定されている。
【００８７】
アウタチューブ１８１には、上述の液体通路１７８の開口部に一致して液体通路１７８と略同一流路面積を有する一対の孔１８１ａ，１８１ｂが穿設されており、また、液体通路１７９の開口部に一致して液体通路１７９と略同一流路面積を有する一対の孔１８１ｃ，１８１ｄが穿設されている。
そして、このアウタチューブ１８１には、アウタチューブ１８１の内面と接し且つ軸回りに回転自在にして筒状のロータ１８６が嵌入されている。このロータ１８６には、上記一対の孔１８１ａ，１８１ｂ及び一対の孔１８１ｃ，１８１ｄと同一の位置関係を有する一対の孔１８６ａ，１８６ｂ及び一対の孔１８６ｃ，１８６ｄが穿設されている。
【００８８】
図１４には、図１２中のＣ−Ｃ線に沿う断面図を示してあるが、同図に示すように、アウタチューブ１８１の孔１８１ａの位置がロータ１８６の孔１８６ａと一致している場合にあっては、孔１８１ｄの位置も孔１８６ｄと一致している。従って、液体室１６８ａ，１６８ｂ内の作動油は液体通路１７８，１７９及びロータ１８６内の室１８７を介して互いに行き来自在となっており、この図１４に示す状態では、第１実施例の場合と同様に、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０は比較的小さな減衰力を有することになる。
【００８９】
一方、詳細は後述するが、ロータ１８６が回転すると、アウタチューブ１８１の孔１８１ａ及び孔１８１ｄの位置がロータ１８６の孔１８６ａ、孔１８６ｄからずれることになり、この場合には、液体室１６８ａ，１６８ｂ内の作動油の連通は遮断されることになり、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０は高い剛性を有することになる。
【００９０】
図１２に示すように、ロータ１８６は、アウタチューブ１８１内で回転する回転軸１９２を介してステッピングモータ１９０に接続されている。従って、ロータ１８６は、ステッピングモータ１９０の回転に応じてアウタチューブ１８１内で回転することになる。なお、ステッピングモータ１９０には、ステッピングモータ１９０に駆動信号を供給するハーネス線１９４が接続されており、ハーネス線１９４は後述する電子制御ユニット（ＥＣＵ）３００に接続されている。
【００９１】
図中符号１８３，１８４，１８５は、それぞれアウタチューブ１８１の外周面とシリンダ孔１７６の内面との間の隙間をなくすべくアウタチューブ１８１に外嵌されたオイルシールである。
図１６を参照すると、上記ハーネス線１９４に接続されたＥＣＵ３００とこのＥＣＵ３００の接続関係がブロック図で示されている。
【００９２】
同図に示すように、ＥＣＵ３００の入力側には、状態量検出手段として操舵角θを検出するハンドル角センサ３０２、車速Ｖを検出する車速センサ３０４、車両の横加速度ＧＹを検出する横Ｇセンサ３０６、車両の前部に設けられ、車両前方の路面の起伏を検出するプレビューセンサ３０８及び可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性可変制御モードをＨＡＲＤ、ＳＯＦＴまたはＡＵＴＯの各モードに切換えるセレクトＳＷ３０９が接続されている。一方、ＥＣＵ３００の出力側には、上記ステッピングモータ１９０の駆動制御を行うステッピングモータ駆動ユニット３１０が接続されており、ＥＣＵ３００は、セレクトＳＷ３０９やハンドル角センサ３０２、車速センサ３０４、横Ｇセンサ３０６、プレビューセンサ３０８の各センサからの入力信号に応じた出力信号をステッピングモータ駆動ユニット３１０に出力するようになっている。これにより、ステッピングモータ駆動ユニット３１０からの駆動信号に応じてステッピングモータ１９０が回転し、この結果、ロータ１８６がアウタチューブ１８１内で回転することになる。
【００９３】
図１７を参照すると、ＥＣＵ３００が実行する、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性可変制御ルーチンのフローチャートが示されており、以下、同図に基づき、上記のように構成される可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の作用について説明する。
先ず、ステップＳ１０では、制御を開始するためのイニシャルセット、つまり制御を行うための初期設定を行う。
【００９４】
次のステップＳ１２では、ステッピングモータ１９０の実際の回転量を目標値に一致させるためのステッピングモータ位置制御、つまりフィードバック制御を実施する。この制御は、当該ルーチンが繰り返し実行される毎に実施される通常のフィードバック制御であり、その詳細についてはここでは説明を省略する。
そして、ステップＳ１４において剛性可変制御モード、即ちセレクトＳＷ３０９の切換え内容を読み込み、ステップＳ１６において、セレクトＳＷ３０９がＡＵＴＯモードに切換えられているか否かを判別する。このステップＳ１６の判別結果が偽（Ｎｏ）の場合には、次にステップＳ１８に進む。
【００９５】
ステップＳ１８では、セレクトＳＷ３０９がＨＡＲＤモード、つまり可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０が高剛性を得る側に切換えられているか否かを判別する。判別結果が真（Ｙｅｓ）でセレクトＳＷ３０９がＨＡＲＤモードに設定されている場合には、次にステップＳ２０に進む。
ステップＳ２０では、ステッピングモータ駆動ユニット３１０からステッピングモータ１９０に出力される制御電流値に対応する制御値ｉを値０に設定する（ｉ＝０）。
【００９６】
図１９は、制御値ｉと可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性及び減衰力との関係を示したグラフであるが、同図に示すように、制御値ｉが小さいときには剛性が大きく、一方、制御値ｉが大きくなるにつれて剛性は徐々に小さくなっている。また、減衰力に関していえば、制御値ｉが小さいときには剛性が高いために減衰力は現れず、制御値ｉがある程度大きくなるにつれ減衰力が現れ、さらに制御値ｉが大きくなると減衰力は剛性とともに徐々に小さくなっている。
【００９７】
従って、制御値ｉが値０の場合とは、つまり、アウタチューブ１８１の孔１８１ａ及び孔１８１ｄの位置からロータ１８６の孔１８６ａ、孔１８６ｄが完全にずれるまでロータ１８６を回転させるようステッピングモータ１９０を制御し、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を高めることを意味している。
ここに、図１３及び図１３のＣ−Ｃ線に沿う断面を示す図１５を参照すると、制御値ｉが値０の場合の可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の状態が示されている。同図に示すように、この場合、ロータ１８６は上記図１２に示した状態に対して略９０°回転している（図１２参照）。そして、孔１８６ａ、孔１８６ｄの位置はアウタチューブ１８１の孔１８１ａ、孔１８１ｄから完全にずれたものとなっている。従って、制御値ｉが値０の場合には、液体室１６８ａ，１６８ｂ内の作動油の連通は完全に遮断され、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性は最大となる。なお、実際には、このロータ１８６の位置がロータ１８６の基準位置となっている。つまり、ステッピングモータ１９０への電流供給がなくなると、ロータ１８６はこの図１５中に示す位置となる。
【００９８】
ステップＳ１８の判別結果が偽の場合には、セレクトＳＷ３０９がＡＵＴＯやＨＡＲＤモードではなくＳＯＦＴモードに切換えられていると判定でき、次にステップＳ２２に進む。このステップＳ２２では、制御値ｉに値１．０（ｉ＝１．０）を設定する。制御値ｉが値１．０の場合とは、つまり、アウタチューブ１８１の孔１８１ａ及び孔１８１ｄの位置とロータ１８６の孔１８６ａ、孔１８６ｄとが完全に一致するようロータ１８６を回転させるべくステッピングモータ１９０を制御し（図１２に示す状態）、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を最低値まで低下させることを意味している（図１９参照）。
【００９９】
先のステップＳ１６の判別結果が真で、セレクトＳＷ３０９がＡＵＴＯモードに切換えられている場合には、次にステップＳ２４に進む。このステップＳ２４では、操舵角θが所定範囲、例えば−５ｄｅｇより大きく５ｄｅｇより小さいか否か、或いは横加速度ＧＹが所定範囲、例えば−０．１ｇより大きく０．１ｇより小さいか否かを判別する。操舵角θや横加速度ＧＹがこのような所定範囲にある場合とは、つまり車両が旋回走行をしておらず、直線走行状態であることを意味している。
【０１００】
そして、ステップＳ２４の判別結果が偽で、操舵角θや横加速度ＧＹが所定範囲から外れ、車両が旋回走行状態にある場合には、次にステップＳ３０に進む。ステップＳ３０では、好適な制御値ｉを設定すべく制御値ｉの演算を行う。つまり、このステップでは、状況に応じて最適な制御値ｉを求め、これにより、図１９に示したような最適な剛性及び減衰力を得るようにしている。制御値ｉの演算を行うにあたっては、図１８のフローチャートに示す制御値ｉ演算ルーチンが実行される。以下、図１８のフローチャートに基づき制御値ｉの演算手順について説明する。
【０１０１】
図１８のステップＳ３２では、車速Ｖに応じた制御値ｉｖを求める。図２０には、予め車速Ｖと制御値ｉｖとの関係が設定されたマップを示してあるが、このマップに基づき制御値ｉｖを求める。このマップでは、車速Ｖが大きくなるに従って制御値ｉｖが小さく、つまり剛性が高くなるように設定されている。
次のステップＳ３４では、ハンドル角センサ３０２によって検出される操舵角θに基づき算出された計算横加速度ＧＹｃに対応する制御値ｉｇを求める。図２１には、予め計算横加速度ＧＹｃと制御値ｉｇとの関係が設定されたマップを示してあり、制御値ｉｖと同様このマップから制御値ｉｇを求める。この制御値ｉｇは、上記制御値ｉｖに対する補正値であり、その最大値は例えば０．５に設定されている。
【０１０２】
ステップＳ３６では、上記のように求めた制御値ｉｖから制御値ｉｇを減算補正して制御値ｉｃを求める（ｉｃ＝ｉｖ−ｉｇ）。この制御値ｉｃは、制御値ｉｇが大きいほど、つまり、計算横加速度ＧＹｃが大きいほど小さな値となる。つまり、同じ車速Ｖであっても、旋回走行時には、制御値ｉｃを小さくして剛性をより高くするのである。
【０１０３】
ステップＳ３８では、横Ｇセンサ３０６によって検出される横加速度ＧＹが所定の周波数、例えば２．５Ｈｚ以上で変化しているか否かを判別する。つまり、蛇行運転等をしなければならないような悪路を走行しているか否かを判別する。判別結果が真の場合には、次のステップＳ４０で悪路フラグＦＲに値１を設定し、一方判別結果が偽の場合には、ステップＳ４２で悪路フラグＦＲに値０を設定する。
【０１０４】
ステップＳ５０では、上記悪路フラグＦＲが値１であるか否かを判別する。判別結果が真で車両が悪路を走行していると判定された場合には、次にステップＳ５２に進む。このステップＳ５２では、制御値ｉｃに悪路補正係数ＫＲ（０＜ＫＲ＜１）を積算し、さらに制御値ｉｃを小さくして可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性が高くなるように補正する。
【０１０５】
そして、ステップＳ５４に進んで制御値ｉに制御値ｉｃを設定する。なお、ステップＳ５０の判別結果が偽の場合には、補正を行わずにステップＳ５４に進み、制御値ｉとして補正しない制御値ｉｃを設定する。
このように制御値ｉが算出されると、ステッピングモータ１９０はこの制御値ｉの値に応じた量だけロータ１８６を回転させることになる。この場合、ロータ１８６の回転位置は、図１４に示す位置と図１５に示す位置との中間位置となる。これにより、アウタチューブ１８１の孔１８１ａ、孔１８１ｄとロータ１８６の孔１８６ａ、孔１８６ｄとのラップ代が変化して流路面積が調節され、よって、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性が図１９中に示すように好適に調整されることとなる。
【０１０６】
先の図１７のステップＳ２４の判別結果が真で車両が直線走行をしていると判定される場合には、ステップＳ２６に進む。ここではプレビューセンサ３０８から信号が出力されているか否かを検出する。このステップＳ２６の判別結果が真で車両の前方に起伏があると判定された場合には、車両が起伏を乗り越えたときに発生するショックを防止すべく、上述のステップＳ２２に進んで制御値ｉに値１．０を設定し、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を低下させる。
【０１０７】
一方、ステップＳ２６の判別結果が偽でプレビューセンサ３０８から信号が出力されていない場合には、上述したステップＳ３０に進み、やはり図１８のフローチャートに基づき制御値ｉの演算を実施する。つまり、ステップＳ１６の判別結果が真でセレクトＳＷ３０９がＡＵＴＯモードである場合にあっては、プレビューセンサ３０８からの出力信号が検出された場合を除き、ステップＳ３０において常に最適な制御値ｉの演算を実施し、好適な可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を得ることになる。
【０１０８】
以上のように、第２実施例のサスペンション装置によれば、制御値ｉをセレクトＳＷ３０９の切換えに応じて設定する他、車速Ｖ、横加速度ＧＹ、操舵角θ等に応じて最適値に設定することになるので、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性及び減衰力を好適に調節可能となる。従って、車速Ｖが小さく、また横加速度ＧＹ、操舵角θも小さいような場合には、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を好適に低下させて乗り心地を優先でき、一方、車速Ｖが大きく、また横加速度ＧＹ、操舵角θも大きいような場合には、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０の剛性を充分に高めてコンプレッションアーム６０の変位、即ち車輪１の変位を小さくし、これにより、高速直線走行時にあってはシミー振動等をなくして走行安定性を向上させ、また、旋回走行時にあってはコーナリングフォースを確実に車体に作用させて旋回性を向上させることができる。
【０１０９】
以上、第１及び第２実施例に基づき詳細に説明したように、本発明のサスペンション装置では、ロアアームをラテラルアーム３１とコンプレッションアーム６０とに分割したことにより、ロアアームを介して車体に作用する力を小さなものにしてロアアームに無理な負担を掛けないようにでき、ロアアームユニット３０の耐久性を向上させることができる。この場合、回動中心Ｏとキングピン軸Ｘ間の線Ｗ上に従来技術に見られるような関節がなく、ラテラルアーム３１が一本の剛体で形成されているため、車輪１に車両横方向の力が直接作用した場合にアライメント変化が生じることがない。
【０１１０】
また、小型の可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０，１７０をコンプレッションアーム６０と車体との間に設け、車両の走行状態に応じてその剛性及び減衰性を調節するようにしているので、直線走行時にあっては、車速Ｖ等に応じて良好な乗り心地と走行安定性を確保でき、一方、旋回走行時にあっては、ハンドル操作に応じた好適な旋回性を確保することが可能になる。
【０１１１】
また、ラテラルアーム３１のゴムブッシュ３４の車両横方向の剛性ＫａＹを、車輪１の横方向の変位（Δｙ）とステア角変化（Δθｓ）とがバランスよく最小化されるような適正な剛性値に設定しているので、車両の走行中において車輪１に力ＦＷが作用してラテラルアーム３１が回動中心Ｏ回りに車両前後方向に回動し、これに伴いタイロッド２８が回動中心Ｔ回りに回動しても、これらラテラルアーム３１とタイロッド２８の各先端に連結されたナックル２２に支持される車輪１の横方向の位置とトー角度とを極めて好適に変化させないよう保持でき、これにより、車両の走行安定性、特に直進走行中の制動、加速時における走行安定性を良好に確保することができる。
【０１１２】
また、ラテラルアーム３１及びコンプレッションアーム６０と車体との連結点の構造を従来のままにして、可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０を容易に適用可能となっている。従って、本発明のサスペンション装置に対して従来の車体構造を流用することができ、生産コストの低減も図れる。
【０１１３】
ところで、車輪１が車両の上下方向で変位すると、構造上、ラテラルアーム３１が取付ブラケット３，３を貫通するボルト３５を支点に、一方、コンプレッションアーム６０が可変剛性減衰ブッシュＲＨ７０、可変剛性減衰ブッシュＲＨ１７０を支点にして互いに異なる回動方向で回動し、ラテラルアーム３１とコンプレッションアーム６０との連結部（回動中心Ｑ）がねじられる。しかしながら、上記実施例では、この連結部にゴムブッシュ６４を用いているため、ラバーがそのねじれを良好に吸収し、車輪１の上下方向での変位を妨げることがない。従って、当該サスペンション装置を含むストラット型サスペンション１０にあっても、サスペンションとしての機能が損なわれることはない。
【０１１４】
なお、上記実施例では、ラテラルアーム３１とコンプレッションアーム６０との連結部（回動中心Ｑ）にゴムブッシュ６４を用いて回動自在としたが、ゴムブッシュ６４の代わりにボールジョイントを用いるようにしても同様の効果が得られる。
また、上記実施例では、右前輪と左前輪の双方に対し全く同内容の剛性可変制御を実施するようにしたが、右前輪側と左前輪側とをそれぞれ左右独立に制御するようにしてもよい。
【０１１５】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の車両のストラット型サスペンション装置によれば、車輪を支持するハブキャリアと車体とをストラット及びロアアームで連結した車両のストラット型サスペンション装置において、ロアアームは、一端がハブキャリアに回動自在に連結される一方、他端が車体に回動自在に連結されたラテラルアームと、一端がラテラルアームのハブキャリア寄りの第１連結点にて回動自在に連結され、他端がラテラルアームの他端とは車両前後方向で離間した第２連結点にて車体に連結されたコンプレッションアームとから構成され、コンプレッションアームの他端は、弾性を有するとともに第１及び第２連結点間を結ぶラインに垂直にして車体に配設された支持軸に外嵌される第１のブッシュを介して車体に連結されるようにしたので、従来のＡ型ロアアームに比べて車体への入力を全体的に小さくできるとともに車輪のトー角度変化量を低減させることができ、また、コンプレッションアームから車体側への入力は車体に配設された支持軸にコンプレッションアームに沿う方向で垂直に作用することになるため、第２連結点において当該入力に対して十分な強度を確保でき、さらに第１のブッシュ内の第１及び第２流体室の流体が絞り通路を通って一方から他方に移動して減衰力が発生することになるので、当該入力を第１のブッシュの作用により好適に吸収でき、車両の走行安定性を向上させることができる。また、車両の状態量、即ちパワーステアリングのパワーシリンダを作動させる作動油の油圧の上昇に応じて第１のブッシュの減衰力を調節するので、コンプレッションアームと車体間の剛性を車両の走行状態に応じて適正なものに調節することができる。さらに、減衰力については上記作動油の油圧をパイロット圧とするスプール弁によって調節し、当該作動油の油路に第１のブッシュの剛性が高い状態から低い状態への移行に対してのみ絞りとして機能するオリフィスを設けることとしたので、複雑な制御機構を必要とすることなく、スラローム走行等、ハンドルが頻繁に操作されて、操舵角がゼロを境に変動して施回走行状態が連続するような運転状態にあっては、一時的に操舵角が小となることがあっても、そのような走行状態に好適な高いブッシュ剛性を維持することができる。従って、いかなる走行状態においても好適なブッシュ剛性、減衰力が維持され、車両の走行安定性を向上できる。
【０１１７】
また、請求項２の車両のストラット型サスペンション装置によれば、第１のブッシュは、弾性部に、支持軸を挟んで前記ラインの方向に直列に形成され、それぞれに流体が密封された第１流体室と第２流体室と、これら第１及び第２流体室を互いに連通する絞り通路とを有しているので、第１のブッシュの弾性部内でコンパクトな構造にして減衰力を容易に発生させることができる。
【０１１９】
また、請求項３のストラット型サスペンション装置によれば、ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して車体に回動自在に連結されており、第２のブッシュは、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアームが回動するとき、ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するよう少なくとも車両横方向のばね定数が設定されているので、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアームが回動することにより生じるラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するよう考慮して第２のブッシュのばね定数を設定でき、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常にラテラルアームの一端に接続された車輪の車両横方向の変位を小さく維持することができ、車両の走行安定性を向上させることができる。
【０１２０】
また、請求項４のストラット型サスペンション装置によれば、ばね定数は、車両前後方向の力のラテラルアームの軸方向成分をラテラルアームの回動にのみ伴い変位するラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式に基づき設定されているので、第１演算式に基づいて容易且つ適正に第２のブッシュのばね定数を設定でき、車輪の車両横方向の変位を良好に小さく維持することができる。
【０１２１】
また、請求項５のストラット型サスペンション装置によれば、ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して車体に回動自在に連結されており、さらに、車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端がハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が車体側に回動自在に保持され操舵輪を操舵可能なタイロッドがラテラルアームと並列に設けられており、第２のブッシュは、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアームとともにタイロッドが回動するとき、車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも車両横方向のばね定数が設定されているので、車輪が操舵輪である場合には、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアーム及びタイロッドが回動することにより生じる車輪のトー角度の変化を最小化するよう考慮して第２のブッシュのばね定数を設定でき、これにより、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常に車輪のトー角度の変化を小さく維持でき、車両の走行安定性を向上させることができる。
【０１２２】
また、請求項６のストラット型サスペンション装置によれば、ばね定数は、車両前後方向の力のラテラルアームの軸方向成分をラテラルアームの回動にのみ伴い変位するラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から車両前後方向の力の作用によるタイロッドの回動に伴い変位するタイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式に基づき設定されているので、車輪が操舵輪であってタイロッドを有するような場合には、第２演算式に基づいて容易且つ適正に第２のブッシュのばね定数を設定でき、車輪のトー角度の変化を良好に小さく抑えることができる。
【０１２３】
また、請求項７のストラット型サスペンション装置によれば、ラテラルアームの他端は、弾性を有する第２のブッシュを介して車体に回動自在に連結されており、さらに、車輪は操舵輪であって、この操舵輪には、一端がハブキャリアに回動自在に接続される一方、他端が車体側に回動自在に保持され操舵輪を操舵可能なタイロッドがラテラルアームと並列に設けられており、第２のブッシュは、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアーム及びタイロッドが回動するとき、ラテラルアームの一端の車両横方向の変位を最小化するとともに車輪のトー角度の変化を最小化するよう少なくとも車両横方向のばね定数が設定されているので、車輪が操舵輪である場合には、車輪に車両前後方向の力が作用してラテラルアーム及びタイロッドが回動することにより生じるラテラルアームの一端の車両横方向の変位及び車輪のトー角度の変化とを最小化するよう考慮して第２のブッシュのばね定数を設定でき、これにより、車輪に車両前後方向の力が作用しても、常に車輪の車両横方向の変位と車輪のトー角度の変化とをバランスよく小さく維持でき、車両の走行安定性をより向上させることができる。
【０１２４】
また、請求項８のストラット型サスペンション装置によれば、ばね定数は、車両前後方向の力のラテラルアームの軸方向成分をラテラルアームの回動にのみ伴い変位するラテラルアームの一端の車両横方向の変位量で除する第１演算式及び車両前後方向の力のラテラルアームの軸方向成分をラテラルアームの回動にのみ伴い変位するラテラルアームの一端の車両横方向の変位量から車両前後方向の力の作用によるタイロッドの回動に伴い変位するタイロッドの他端の変位量を減算した値で除する第２演算式とに基づき算出された各値の中間値に設定されているので、車輪が操舵輪であってタイロッドを有するような場合には、第２のブッシュのばね定数を第１演算式及び第２演算式とに基づいて算出される値の中間値に設定でき、これにより、車輪の車両横方向の変位と車輪のトー角度の変化とを良好にバランスよく小さく維持することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例が適用されるストラット型サスペンションを示す斜視図である。
【図２】図１に示すストラット型サスペンションのロアアームユニットを示す上視図である。
【図３】図２中Ａ−Ａ線に沿うロアアームユニットの縦断面図である。
【図４】第１実施例の可変剛性減衰ブッシュを示す縦断面図である。
【図５】図４中の可変剛性減衰ブッシュのピストンが移動した状態を示す図である。
【図６】図４中の可変剛性減衰ブッシュの横断面図である。
【図７】図５中の可変剛性減衰ブッシュの横断面図である。
【図８】第１実施例の油圧制御ユニットの概略構成図である。
【図９】回動中心Ｏが回動可能にして略剛体である場合において、車輪に車両前後方向の力ＦＷが作用したときのロアアームユニット及び車輪の挙動を示す図である。
【図１０】ロアアームユニットの動きをモデル化して示した説明図である。
【図１１】回動中心Ｏの車両横方向のばね定数、即ち剛性ＫａＹの設定許容範囲を示す図である。
【図１２】第２実施例の可変剛性減衰ブッシュを示す縦断面図である。
【図１３】図１２中の可変剛性減衰ブッシュのロータが回転した状態を示す図である。
【図１４】図１２中の可変剛性減衰ブッシュの横断面図である。
【図１５】図１３中の可変剛性減衰ブッシュの横断面図である。
【図１６】図１２中の可変剛性減衰ブッシュに接続される電子制御ユニット（ＥＣＵ）の入出力関係を示すブロック図である。
【図１７】図１６中のＥＣＵが実行する可変剛性減衰ブッシュの剛性可変制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図１８】図１７中の制御値ｉ演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図１９】制御値ｉと可変剛性減衰ブッシュの剛性及び減衰力との関係を示すグラフである。
【図２０】車速Ｖと制御値ｉｖとの関係を示すグラフである。
【図２１】計算横加速度ＧＹｃと制御値ｉｇとの関係を示すグラフである。
【図２２】車輪への入力ＦＷにより車体に作用するラテラルアーム側の分力ＦＡ２とコンプレッションアーム側の分力ＦＢ２とを示す図である。
【図２３】従来の一体式のＡ型ロアアームを示す図である。
【図２４】車輪への入力ＦＷにより車体に作用する従来の一体式のＡ型ロアアームの各アームの分力ＦＡ１とＦＢ１とを示す図である。
【図２５】従来の分割式のロアアームを示す図である。
【符号の説明】
１  車輪
２  メンバ（車体）
１０  ストラット型サスペンション
１１  ストラット
２２  ナックル（ハブキャリア）
２８  タイロッド
３０  ロアアームユニット
３１  ラテラルアーム
３４  ゴムブッシュ（第２のブッシュ）
６０  コンプレッションアーム
６４  ゴムブッシュ
６８  ゴムブッシュ
６８ａ  液体室（第１流体室）
６８ｂ  液体室（第２流体室）
７０  可変剛性減衰ブッシュＲＨ（第１のブッシュ）
７４  本体
７６  シリンダ孔
７８  液体通路（絞り通路）
７９  液体通路（絞り通路）
８０  ピストン（減衰力調節手段）
１００    油圧制御ユニット（状態量検出手段）
１６８  ゴムブッシュ
１６８ａ  液体室（第１流体室）
１６８ｂ  液体室（第２流体室）
１７０  可変剛性減衰ブッシュＲＨ（第１のブッシュ）
１７４  本体
１７６  シリンダ孔
１７８  液体通路
１７９  液体通路
１８０  ロータリスプールバルブ（減衰力調節手段）
１８６  ロータ
１９０  ステッピングモータ
３００  電子制御ユニット（ＥＣＵ）
３０２  ハンドル角センサ（状態量検出手段）
３０４  車速センサ（状態量検出手段）
３０６  横Ｇセンサ（状態量検出手段）
３０８  プレビューセンサ（状態量検出手段）
３１０  ステッピングモータ駆動ユニット
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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