(57)【要約】【課題】  ハーシュネスが良くなり、操安性が悪化しないかまたは良くなるトレーリングアーム式サスペンションの提供。【解決手段】（１）水平方向から傾斜された傾斜トレーリングアーム１１を有する傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０。（２）傾斜トレーリングアーム１１の水平方向からの傾斜角νを３０〜７０度の範囲に設定した。（３）傾斜トレーリングアーム１１へのバネ１３・アブソーバー１４の取付け角ηを、    η＝−０．７×ν＋９７±１０度の範囲に設定した。（４）トレーリングアームヒンジ１５を縦方向およびねじり方向のコンプライアンスが可及的小となる設計とした。（５）傾斜トレーリングアーム１１の軸方向長さを３００ｍｍ以下に設定した。【選択図】        図１
2006168403.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
水平方向から傾斜された傾斜トレーリングアームを有する傾斜トレーリングアーム式サスペンション。
【請求項２】
前記傾斜トレーリングアームの水平方向からの傾斜角νを３０〜７０度の範囲に設定した請求項１記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション。
【請求項３】
前記傾斜トレーリングアームへのバネ・アブソーバーの取付け角ηを、
η＝−０．７×ν＋９７±１０度
の範囲に設定した請求項２記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション。
【請求項４】
トレーリングアームヒンジを縦方向およびねじり方向のコンプライアンスが可及的小となる設計とした請求項１〜３の何れか一項記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション。
【請求項５】
前記傾斜トレーリングアームをゴムブッシュを介して車体に取付け、前記傾斜トレーリングアームのゴムブッシュを水平トレーリングアーム式サスペンションのゴムブッシュに比べて、ゴム部の厚さを薄くし軸方向長さを増大させた請求項４記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション。
【請求項６】
前記傾斜トレーリングアームをゴムブッシュを介して車体に取付け、前記傾斜トレーリングアームのゴムブッシュを軸方向に２分割して水平トレーリングアーム式サスペンションのゴムブッシュに比べて軸方向長さを増大させた請求項４記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション。
【請求項７】
前記傾斜トレーリングアームをベアリングを介して車体に取付けた請求項４記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション。
【請求項８】
前記傾斜トレーリングアームの軸方向長さを３００ｍｍ以下に設定した請求項１〜７の何れか一項記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車用のトレーリングアーム式サスペンション（懸架装置）に関する。
【背景技術】
【０００２】
自動車の後輪用サスペンションは、独立懸架式の場合、
ＦＦ車では、（ｉ）トレーリングアーム式サスペンション
（ii）ストラット式サスペンション
（iii)トーションビーム式サスペンション
が用いられるが、コスト、スペース、軽量化の点から、（ii）、（iii)が主流である。
ＦＲ車では、（iv）（セミ）トレーリングアーム式サスペンション
（ｖ）ダブルウィッシュボンサスペンション
（vi）マルティリンク式サスペンション
が用いられるが、最近のＦＲ車は高性能追求型となり、（ｖ）、（vi）が主流となってきている。本発明は、トレーリングアームを有する、（ｉ）、（iii)、（iv）のサスペンションの改良に関するものである。
【特許文献１】特開２００４−３３０９２８号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
従来のトレーリングアームを有するサスペンションの課題（以下の（ａ）、（ｂ）を、（iii)、（iv）のサスペンションで説明すると以下の通りである。
（iii)トーションビーム式サスペンション
トーションビーム式サスペンションは図３８に示すような構造をしており、トレーリングアーム１は水平方向に延び、ブッシュ２まわりに回転する。
（iv）（セミ）トレーリングアーム式サスペンション
（セミ）トレーリングアーム式サスペンションは図３９に示すような構造をしており、トレーリングアーム１は水平方向に延び、ブッシュ２まわりに回転する。「セミ」はブッシュ回転軸が図４０に示すように車体直交方向から傾いている場合をいう。
【０００４】
課題は次の通りである。
（ａ）ハーシュネスが悪い
（iii)、（iv）のサスペンションのトレーリングアームはブッシュまわりに回転する構造をとる。アーム回転時の車輪の前後移動を嫌って、通常、トレーリングアームは長く（３００ｍｍを越える長さ）され、水平か水平に近い角度で配置される。
車が路面の段差を乗り越す際などに発生する、車体の前後上下揺れ（ショック）や打音を「ハーシュネス」と呼ぶ。ハーシュネス改善には、通常、サスペンションに「前後コンプライアンス」（前後方向の柔軟性、遊びなど）を設けることで対処する。トレーリングアーム式サスペンションの場合は、ブッシュ以外は一体物の剛体（水平配置）なので、ブッシュを柔らかくするしかコンプライアンスを設ける方法が無い。しかるに、このブッシュは左右力をも受け持ち、「トレーリングアームの左右の揺れを防ぎ車の操安性を保つ」、という重要な役割を担っているため、あまり柔らかくできない。結果、図４１に示すように、トレーリングアーム式サスペンションはコンプライアンスが少ないサスペンションとなり、路面段差３などから入るショックは、途中であまり緩和されることなく車体４に伝わって車体各部を振動させるので、ハーシュネスが悪い。
（ｂ）操安性が悪い
車が旋回している時、遠心力を支えるため車の４輪５には旋回内向き力ＣＦ（Cornering Force ）が働く（図４２）。
このＣＦによって、後輪サスペンションがトレーリングアームを有する場合、「アーム長×ＣＦ」の舵切りモーメントＭが発生し、ブッシュが柔らかいと、図４２に示すような方向に後輪の舵を切ってしまう（トー角変化が発生）。この後輪の操舵によって、後輪には外向き力ＳＦ（Side Force、左右合計で示す）が発生し、車両重心（Ｃ．Ｇ．Center of Gravity ）回りに車両を内側（巻き込み側）に向けるモーメントＹＭ（ヨーイングモーメント）をもたらすことになる。結果、車は予測以上に舵が切れてしまうことになり、操安性が悪い（オーバステア、通称、ＯＳ）。トレーリングアームブッシュが柔らかいと、「ハーシュネスは良くなるが操安性が悪くなる」という背反現象なので、対策が難しい。
本発明の目的は、ハーシュネスが良くなり、操安性が悪化しないかまたは良くなるトレーリングアーム式サスペンションを提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上記目的を達成する本発明はつぎの通りである（図１、図２、または図３、図４、ただし、図３、図４は図１、図２でアームを短縮した例を示す）。
（１）  水平方向から傾斜された傾斜トレーリングアーム１１を有する傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０。
（２）  傾斜トレーリングアーム１１の水平方向からの傾斜角νを３０〜７０度の範囲に設定した（１）記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０。
（３）  傾斜トレーリングアーム１１へのバネ１３・アブソーバー１４の取付け角ηを、
η＝−０．７×ν＋９７±１０度
の範囲に設定した（２）記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０。
（４）  トレーリングアームヒンジ１５を縦方向およびねじり方向のコンプライアンスが可及的小となる設計とした（１）〜（３）の何れかに記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０。
（５）  傾斜トレーリングアーム１１をゴムブッシュ１２を介して車体１７に取付け、傾斜トレーリングアーム１１のゴムブッシュを水平トレーリングアーム式サスペンションのゴムブッシュに比べて、ゴム部の厚さを薄くし軸方向長さを増大させた（４）記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０。
（６）  傾斜トレーリングアーム１１をゴムブッシュ１２を介して車体１７に取付け、傾斜トレーリングアームのゴムブッシュ１２を軸方向に２分割して水平トレーリングアーム式サスペンションのゴムブッシュに比べて軸方向長さを増大させた（４）記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０。
（７）  傾斜トレーリングアーム１１をベアリング１６を介して車体１７に取付けた（４）記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０。
（８）  傾斜トレーリングアーム１１の軸方向長さを３００ｍｍ以下に設定した（１）〜（７）の何れかに記載の傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０（図３、図４）。
上記において、トレーリングアーム１１は水平方向に対して後ろ下がりに傾斜しており、この傾斜したトレーリングアーム１１は前端でヒンジ１５にて車体に連結され、後端で車輪を支持する。ヒンジ１５はコンプライアンス有りのゴムブッシュ１２であってもよいし、コンプライアンス無しのベアリング１６であってもよい。傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０は車両の後輪用サスペンションであってもよいし、前輪用サスペンションであってもよい。
【発明の効果】
【０００６】
上記（１）の傾斜トレーリングアーム式サスペンションによれば、トレーリングアームを傾斜させて傾斜トレーリングアーム１１としたので、車輪１８が路面段差１９に乗り上げてトレーリングアームが傾斜角が小になる方向に回転すると車輪１８が後方に移動し、ブッシュによるコンプライアンスと同等の効果が得られ、ハーシュネスが良くなる。このハーシュネスの改善によって、乗り心地をあまり損なわずにヒンジ部１５のねじり剛性を上げることが許され、操安性を改善できる。
上記（２）の傾斜トレーリングアーム式サスペンションによれば、傾斜トレーリングアーム１１の水平方向からの傾斜角νを３０〜７０度の範囲に設定したので、ショック減少がはっきりと現れ、かつ、リバウンドストロークも上下方向に必要量（たとえば、６０ｍｍ以上）確保される。
上記（３）の傾斜トレーリングアーム式サスペンションによれば、傾斜トレーリングアームへのバネ・アブソーバーの取付け角ηを、
η＝−０．７×ν＋９７±１０度
の範囲に設定したので、サスペンションの上下バネを固くすることができ（車体重量を支える点から固い方がよい）、サスペンションの前後バネを柔らかくすることができる（ハーシュネス、乗り心地の観点から柔らかい方がよい）。
上記（４）の傾斜トレーリングアーム式サスペンションによれば、トレーリングアームヒンジ１５を縦方向およびねじり方向のコンプライアンスが可及的小となる設計としたので、従来のトレーリングアーム固有の操安性問題を改善することができる。
上記（５）〜（７）の何れかにより、トレーリングアームヒンジ１５の縦方向およびねじり方向のコンプライアンスを可及的小とすることができる。上記（７）のベアリング式では、コンプライアンスはゼロになる。
上記（８）の傾斜トレーリングアーム式サスペンションによれば、傾斜トレーリングアーム１１の軸方向長さを３００ｍｍ以下に設定したので、同一コーナリングフォースＣＦに対する舵切りモーメント（ＣＦ×アーム長）が減少し、トー角変化が減るので操安性を改善できる。傾斜トレーリングアーム１１の軸方向長さを３００ｍｍ以下に設定した場合は、トレーリングアームヒンジ１５が車体内側に入り込む設計になるが、車輪前上のスペースが拡大するため、車室容積としてはバランスがとれる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０を、図１〜図３７を参照して、説明する。
【０００８】
〔１〕ハーシュネスの低減
従来の（ｉ）、（iii)、（iv）のトレーリングアーム式サスペンションは、いずれもトレーリングアーム１をほとんど水平に配置しており、ゴムブッシュ２以外の部分は、前後に固くて動かないので、ハーシュネスの低減方法としては、ブッシュ２を柔らかくし、ブッシュ２の撓みによって図６に示すコンプライアンスｃを設けるしか方法がない。しかし、この方法は操安性を悪化させるので、使いにくい。
本発明では、ハーシュネスを改良するために、図５に示すように、トレーリングアーム１１を傾斜させてトレーリングアーム１１に取付け角ν（水平からの角度）をもたせ、この傾斜トレーリングアーム１１を具備するサスペンションを「傾斜トレーリングアーム式サスペンション」１０と名付けた。トレーリングアーム１１はその前端で回動可能に車体１７に取付けられ、その後端で車輪１８が連結される。
トレーリングアーム１１を傾斜させることにより、路面段差１９に車輪１８が乗り上げて車輪１８が路面段差１９の高さｈだけ上に持ち上げられると、アーム１１の回転作用で車輪１８が後方に距離ｃだけ移動し、コンプライアンスと同等の効果が得られる。
【０００９】
その効果の程度を試算すると、図７に示すようになる。図７では、「対策無し」の場合を基準にして、「水平アームでゴムブッシュのコンプライアンス５ｍｍ」の場合と、「コンプライアンスゼロ（たとえば、ベアリング）＋傾斜トレーリングアーム（アーム長３００ｍｍ、傾斜角ν４５度の場合）の場合」の、ショック値を比較してある。
図７より、以下のことがわかる。
イ）傾斜トレーリングアーム１１により前後ショックはかなり減少する（５ｍｍコンプライアンスを設けた場合より減少する）。
ロ）前後ショック減少効果は、路面段差１９の高さｈが高いほど大きい。
図７では、コンプライアンスの効果もかなりあるように見えるが、水平アームでゴムブッシュタイプのサスペンションで５ｍｍのコンプライアンスをとることは非常に難しく、ほとんど不可能である（ブッシュ径が１５０ｍｍ位となる。また、操安性の犠牲を伴う。）
【００１０】
つぎに、トレーリングアーム１１の車体への取付け角ν（水平からの角度）を変えて効果（前後ショック力積ｍ／ｓ）を試算してみると、図８に示す通りである。試算では、車輪速Ｖを１５ｍ／ｓとし、アーム長Ａが３００ｍｍで、かつ、路面段差１９の高さｈが１０、１５、２０ｍｍの各々で試算した。
図８から、ショック値は取付け角νが大きくなるほど減少し、その減少割合は、路面段差１９の高さｈが高いほど大きいことが分かる。このショック減少は、取付け角νが３０度以上で、はっきり現れる。したがって、ショック低減のためには、「取付け角νを３０度以上とする」ことが望ましい。
【００１１】
つぎに、いわゆる「ハーシュネス」の発生領域の段差（高さが２０ｍｍ以下）より高い段差（５０ｍｍ、１００ｍｍ）を通過する時のショックを試算してみた結果を図９に示す。
図９から、路面段差１９が高ければ高いほど取付け角νの影響が大きくなることが分かる。図９には、アーム長Ａが０．３ｍ、０．７ｍの、２水準のデータが示してあるが、図から分かるように、アーム長Ａの影響は、あまり大きくない。
路面段差１９が高い場合のショックは、「ハーシュネス」よりきつく、「乗り心地」の領域に入るが、「乗り心地」の領域のショックも勿論小さい方が良いので、ショック低減の観点から取付け角は大きいほど良い。
【００１２】
一方、サスペンションは、凹凸のある路面で車体を支えるという機能上、上下に動けるストロークが必要である。通常、バウンドストロークＢＳは７０〜８０ｍｍ、リバウンドストロークＲＳは６０〜７０ｍｍ程度必要とされる。
傾斜トレーニングアーム式サスペンション１０では、図１０に示すように、アーム動きの幾何学的関係から、バウンドストロークＢＳは余裕をもって取れるが、リバウンドストロークＲＳには限界がある。
目標のリバウンドストロークＲＳを得るためのアーム取付け限界角度を試算してみると、図１１に示したようになり、アーム長Ａの関数である。
図１１から、リバウンドストロークＲＳ６０ｍｍを確保するためには、取付け角νの上限を７０度位に抑える必要があることが分かる。
上記から、トレーリングアーム１１の車体１７への取付け角ν（水平からの角度）の適値は３０〜７０度である。
【００１３】
〔２〕操安性（ＯＳ）の改善
操安性悪化の原因は、図４２を用いて説明したように、後輪が車の遠心力を支えるために旋回内側に引っ張られ、その力に起因するトルクによってトレーリングアームの角度が代わり、車輪にステア角がつくことによる。その抑制の為には、つぎの２つの方法が考えられる。
（イ）変形対策
ヒンジ部１５のヨー方向剛性を上げる。
（ロ）入力の低減
トレーリングアーム１１の前後長を短縮する。
【００１４】
〔２−１〕ヒンジ剛性の向上
ヒンジ１５のねじり剛性を上げるためには、図１４〜図１７のような構造が有効である。
図１４で、ねじり剛性を強くするには、ブッシュ１２の両端間スパン（ブッシュ１２の軸方向長さ）Ｌの拡大、ゴムブッシュ１２の硬度アップ、ストッパークリアランスを詰める、等が有効である。
たとえば、図１５のように、ゴム部２０を薄くして、スパンＬを拡大し、ゴム２０の硬度を固めに設定する。
または、図１６のように、ゴム部２０を２カ所に分け、２カ所に分けたことによりスパンＬを自由に拡大できるようになるのでスパンＬを拡大し、ゴム２０の硬度を固めに設定する。
または、図１７のように、ベアリング１６（２カ所）を使って、コンプラインスをゼロとし、剛性アップする。
【００１５】
図１４〜図１７の何れの方法も、ヒンジ部１５のコンプライアンスを犠牲にすることにより成立する。とくにベアリング１６を使った方法はコンプライアンスがゼロになるが、ねじり剛性は格段に向上する。傾斜トレーニングアーム式サスペンション１０を使うと、コンプライアンスを取った場合より乗り心地が改善されるので（図７で説明した）、このようなコンプライアンスがゼロか小の構造が成立する。
その他の取付けスパン拡大方法として、図１８のようなダブルヒンジ２１を用いてもよい。図１８の構造は、図１４〜図１７の構造に比べて、コスト、質量が大となる。
上記から、つぎのことが結論づけられる。
結論１：傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０を用いると、乗り心地をあまり損なわずにヒンジ部１５のねじり剛性（軸芯まわりのモーメントに対する剛性）を上げることができ、操安性を改善できる。
【００１６】
〔２−２〕トレーリングアーム短縮                                              
トレーリングアーム１１を短縮すると、同一ＣＦ（Cornering Force ）に対する舵切りモーメント（ＣＦ×アーム長）が減少し、トー角変化が減るので操安性を改善できる。
トレーリングアーム１１を短縮すると、図１９に示すようにヒンジ部１５がタイヤ２２とタイヤ幅方向に重なってヒンジ部１５が車体内側に入り込み、車体内部スペースが減る。
しかし、傾斜トレーリングアーム１１の場合は、短縮アーム使用によって、車輪１８の前上側スペースが不要になり、車体１７の設計次第ではかえって有利になる（図３、図４参照）。
傾斜トレーリングアーム１１を短縮すると、図２１に示すように、ブッシュ１２の必要揺動角が大きくなり、ゴム２０が歪み限度を超えて、ブッシュ１２の設計が成り立たなくなる場合がある。したがって、アーム１１を短縮する場合は、ヒンジ１５にベアリング１６（ベアリング１６は回転角に限度がないため）を使うことが望ましい。
【００１７】
〔アーム傾斜による短縮効果〕
傾斜トレーリングアーム１１を使うと、図２２、図２３に示したように、アーム１１の傾斜によって横力モーメントアーム（前後長）が実質的に短縮する。結果、車輪１８の舵切りモーメントが減り、後輪の舵の切れ角（トー角）が少なくなって車両の操安性不良が改善される。
結論２：傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０は、トレーリングアーム１１を短縮して操安性を改善できる。
結論３：傾斜トレーリングアーム１１は、幾何学的関係から横力のモーメントアーム長を実質的に減らすので、操安性を改善できる。
【００１８】
〔２−３〕ロール時旋回外輪ホイールベース拡大
車両が旋回すると、遠心力によって車体１７が傾く「ロール」現象が発生する（図２４が直進時、図２５が旋回時を示す）。これによって旋回外輪はサスペンションが縮み、旋回内輪はサスペンションが伸びる（図２５）。サスペンションの伸縮により車輪１８は、図２６に示すように、前後に動くので、傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０では、左右のホイールベース（ホイールベースは前輪と後輪との距離）が異なる結果になる（図２７は普通のサスペンション、図２８は傾斜トレーリングアーム式サスペンション１０、ただし、たとえば、右旋回の場合で示す）。旋回時の横力はいわゆる「荷重移動」によって旋回外輪が旋回内輪より圧倒的に大きいので（図２７、図２８でＣＦｒｌ＞ＣＦｒｒ、ただし、ＣＦｒｌはrear left （左後輪）のＣＦで、ＣＦｒｒはrear right（右後輪）のＣＦ、ＣＦは前述のCornering Force ）、旋回外輪のホイールベースＷＢ増で、Ｌｒｌ（車重心ＣＧから左後輪までの距離）が増えることによる影響が、旋回内輪ホイールベースＷＢ減によるＬｒｒ（車重心ＣＧから右後輪までの距離）減少の影響を上回り、車両全体でのヨーモーメントが減るので（ＹＭ’＜ＹＭ）、車両はアンダーステア（安定側）になる。
結論４：傾斜トレーリングアーム式にすることで生じる旋回時ホイールベース変化は、車両ステアを安定側にするので、操安性を改善できる。
【００１９】
〔３〕ブレーキダイブ改善
自動車は、ブレーキをかけた際に車体重心ＣＧが慣性力で前に引っ張られるので、前のサスペンションが縮み、後ろのサスペンションが伸びて車体は前屈みとなる、いわゆる「ノーズダイブ現象」が起こる（図２９）。
傾斜トレーリングアームサスペンション１０は、付随効果として、ノーズダイブ現象を緩和する機能をもっている。
図３０で、後輪に制動力がかかると、これがトレーリングアーム１１のヒンジ１５まわりにモーメントＭを発生させ、後輪サスペンション（バネ・アブソーバ）を縮ませる方向の力が働く（通称、ジャッキダウンモーメント）。これによって、車体の前屈み姿勢を緩和できる。
結論５：傾斜トレーリングアームサスペンション１０は、ブレーキダイブを改善する働きを持っている。
【００２０】
〔４〕トレーリングアーム式サスペンションのバネ取付け角
トレーリングアーム１１は回転をするため、アームに取付けたバネ１３は直線的に伸縮せず、バネ特性が非線形となる。このバネ特性は、バネの取付け方法（取付け角度）によって決まる。
トレーリングアーム１１とバネ１３の関係諸元を、図３１、図３２のようにとってバネ取付け角の範囲を検討する。
車輪中心Ｏ点を原点としたｘ−ｙ座標系で検討する。
トレーリングアームが角度θ回転した時のＯ点の位置をＯ’とし、Ｏ’の座標を（ｘ’，ｙ’）とすると、幾何学的関係から、
ｘ’＝Ａ×ｃｏｓ（ν−θ）−Ａ×ｃｏｓ（ν）
ｙ’＝Ａ×ｓｉｎ（ν）−Ａ×ｓｉｎ（ν−θ）      
一方、バネ取付け点Ｐ（ｘｐ，ｙｐ）をＯ点から距離Ｂｏ、角度ξの位置であるとすると、
ξ＝１８０−η−ν
ｘｐ＝Ｂｏ×ｃｏｓ（ξ）
ｙｐ＝Ｂｏ×ｓｉｎ（ξ）
トレーリングアーム角θの時のバネ長さをＢとすると、
Ｂ＝｛（ｘ’−ｘｐ）2 ＋（ｙ’−ｙｐ）2 ｝1/2 
バネが縮む（圧縮する）ことによって得られる力Ｆは、
Ｆ＝ｋ×（Ｂｏ−Ｂ）
ただし、ｋはバネ定数
アームが角θ回転したときのバネの向き角ζは、                                        ζ＝ａｒｃｃｏｓ｛（ｘｐ−ｘ’）／Ｂ｝
Ｏ’点にかかるバネ力の、前後成分Ｆｘ、上下成分Ｆｙは、それぞれ、                    Ｆｘ＝Ｆ×ｃｏｓ（ζ）
Ｆｙ＝Ｆ×ｓｉｎ（ζ）
【００２１】
以上の計算式によって、つぎの条件でのバネ特性を計算してみると、図３３のようになった。
条件：Ａ＝５００ｍｍ、Ｂｏ＝５００ｍｍ、ｋ＝１、ν＝５０ｄｅｇ、η＝５０、７０、９０ｄｅｇ、θ＝０，１，２，・・・，１３ｄｅｇ（θはサスペンションの上下ストロークが８０ｍｍになる位置まで回転）。
図３３より、バネ特性はほぼ直線的になり、問題はない。
【００２２】
同じバネ定数計算をＡ＝２５０ｍｍの場合について実施した結果が図３４である。θは、
θ＝０，２，４，・・・・，２４ｄｅｇ
に対して計算した。
図３４より、つぎのことが分かる。
短いアームの場合もバネ特性は、ほぼ直線的であり、問題はない。
ただし、同じバネ固さに対するアーム回転角θが、アーム長に反比例して大きくなる。
【００２３】
車の要求条件から考えると、車体重量を支える必要から、サスペンションの上下バネは固い方が望ましい。
一方、乗り心地の観点からは、サスペンションの前後動きは規制しない方が良いので、前後バネＦｘは柔らかい方が望ましい。
ただし、Ｆｘが負の値になると、巻き込み力になるので望ましくない。
【００２４】
図３５は、サスペンションの上下撓み（圧縮）が８０ｍｍになる時のバネ力Ｆｘ、Ｆｙを、バネ取付け角ηを順次変えて計算した結果である。計算条件は図３３、図３４の場合と同じである。
上記のバネの要求条件から考えると、取付け角ηの最適値は、η＝５０−７０ｄｅｇとなる。この値は、アーム長Ａにはあまり影響されない。
【００２５】
図３６は、影響の少ないアーム長ＡをＡ＝５００ｍｍに固定し、アーム取付け角νを順次変えた場合の計算結果を示す。図３６より、νが増えると、ηの最適値は小さくなる傾向となる。
【００２６】
図３６を分かりやすく整理すると、図３７のようになる。νに対するηの最適ゾーンを数式で表すと、
η＝−０．７×ν＋９７±１０となる（図３７のハッチング領域）。
結論６：傾斜トレーリングアームサスペンションでアーム取付け角がνの時、アームへのバネの取付け角ηは
η＝−０．７×ν＋９７±１０
とすることが望ましい。
【図面の簡単な説明】
【００２７】
【図１】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの側面図である。
【図２】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、図１と直交する方向の断面図である。
【図３】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、短縮アームの場合の、側面図である。
【図４】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、図３と直交する方向の断面図である。
【図５】本発明の改良トレーリングアームの側面図である。
【図６】通常のトレーリングアームの側面図である。
【図７】コンプライアンス無し、有り、傾斜トレーリングアームの、種々の高さの段差における、前後ショック値を示す棒グラフである。
【図８】アーム長３００ｍｍでの、種々の高さ（ｈ＝１０、１５、２０ｍｍ）の段差における、取付け角νと前後ショック力積との関係を示すグラフである。
【図９】アーム長０．７ｍと０．３ｍでの、種々の高さ（ｈ＝２０、５０ｍｍ）の段差における、取付け角νと前後ショック力積との関係を示すグラフである。
【図１０】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、バウンドストロークＢＳ、リバウンドストロークＲＳを示す側面図である。
【図１１】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、リバウンドストロークＲＳが６０ｍｍ、７０ｍｍ、８０ｍｍの限界アーム角ｄｅｇとアーム長Ａとの関係を示すグラフである。
【図１２】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、直進時の平面図である。
【図１３】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、旋回時の平面図である。
【図１４】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、ヒンジ部の断面図である。
【図１５】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、スパンを拡大したヒンジ部の断面図である。
【図１６】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、ゴムブッシュを２カ所に分けたヒンジ部の断面図である。
【図１７】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、ベアリングを用いたヒンジ部の断面図である。
【図１８】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、ダブルヒンジからなるヒンジ部の断面図である。
【図１９】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、アーム長が４００〜５００ｍｍの場合の、平面図である。
【図２０】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、アーム長が３００ｍｍ以下（図示例は２５０ｍｍ）の場合（短縮アーム）の、平面図である。
【図２１】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、アームが短い時にブッシュの必要揺動角が大きくなることを示す、側面図である。
【図２２】アーム傾斜によるアーム短縮効果を示すトレーリングアーム式サスペンションの平面図である。
【図２３】アーム傾斜によるアーム短縮効果を示すトレーリングアーム式サスペンションの側面図である。
【図２４】直進時の車両背面図である。
【図２５】旋回時の車両背面図である。
【図２６】バウンド、リバウンドにおける車輪の移動を示す車輪および傾斜アームの側面図である。
【図２７】通常のサスペンションを装着した車両のヨーモーメントを示す車両の平面図である。
【図２８】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションを装着した車両のヨーモーメントを示す車両の平面図である。
【図２９】通常のサスペンションを装着した車両のブレーキによるノーズダイブを示す車両の側面図である。
【図３０】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションを装着した車両のブレーキによるノーズダイブを示す車両の側面図である。
【図３１】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションを装着した車両の解析のための諸元を示す傾斜トレーリングアーム式サスペンションの側面図である。
【図３２】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションを装着した車両の解析のための諸元を示すもう一つの傾斜トレーリングアーム式サスペンションの側面図である。
【図３３】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、アーム長Ａが５００ｍｍにおける、バネ力増加分Ｆとトレーリングアーム回転角θとの関係を示すグラフである。
【図３４】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、アーム長Ａが２５０ｍｍにおける、バネ力増加分Ｆとトレーリングアーム回転角θとの関係を示すグラフである。
【図３５】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、バネ力増加分Ｆとバネ取付け角（対アーム）ηとの関係を示すとともに、バネ取付け角（対アーム）ηの最適ゾーンを示すグラフである。
【図３６】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、アーム取付け角νを順次変えた場合の、バネ力増加分Ｆとバネ取付け角（対アーム）ηとの関係を示すグラフである。
【図３７】本発明の傾斜トレーリングアーム式サスペンションの、アーム取付け角νとバネ取付け角（対アーム）ηの最適ゾーンを示すグラフである。
【図３８】従来のトーションビーム式サスペンションの斜視図である。
【図３９】従来のセミトレーリングアーム式サスペンションの側面図である。
【図４０】従来のセミトレーリングアーム式サスペンションの平面図である。
【図４１】従来のセミトレーリングアーム式サスペンションの、ショック伝達を示す、側面図である。
【図４２】従来の水平トレーリングアーム式サスペンションの、車両旋回時の操安性悪化を示す、平面図である。
【符号の説明】
【００２８】
１０  傾斜トレーリングアーム式サスペンション
１１  傾斜トレーリングアーム
１２  ゴムブッシュ（ブッシュ）
１３  バネ
１４  アブソーバー
１５  ヒンジ（トレーリングアームヒンジ）
１６  ベアリング
１７  車体
１８  車輪
１９  路面段差
２０  ゴムブッシュのゴム部（ゴム）
２１  ダブルヒンジ
２２  タイヤ
【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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【図２６】
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【図２７】
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【図２８】
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【図２９】
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【図３０】
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【図３１】
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【図３２】
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【図３３】
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【図３４】
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【図３５】
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【図３６】
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【図３７】
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【図３８】
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【図３９】
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【図４０】
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【図４１】
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【図４２】
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