(57)【要約】【課題】  比較的小さな力で車両姿勢を制御可能なサスペンション装置を提供する。【解決手段】  懸架バネ６の車両上下方向のバネ定数（バネ効率）を変更可能とした。そのため、任意のホイール位置でのバネ効率（前記ホイール位置での車両上下方向のバネ定数）を小さくし、自重や慣性力による沈み込み量（たわみ量）を増大させ、前記ホイールの方向に車両を傾かせることで、車両姿勢を制御することができる。  また、車両のバネ上重量を支持する懸架バネ６の軸方向と直交する方向に懸架バネ６の車体側端を移動することでバネ効率の変更を行うようにした。そのため、例えば、懸架バネ５を軸方向に圧縮することで車両姿勢を変化するものに比べ、任意のホイール位置の車高を容易に制御でき、小さな力で車両姿勢を制御することができる。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
車両姿勢を制御するサスペンション装置であって、
車両重量を支える各バネ要素のバネ効率を制御することで、車両姿勢を制御するバネ効率制御手段を備えたことを特徴とするサスペンション装置。
【請求項２】
前記バネ効率制御手段は、車両旋回時に、旋回内輪側のバネ要素のバネ効率を小さくすることを特徴とする請求項１に記載のサスペンション装置。
【請求項３】
前記バネ効率制御手段は、車両旋回時に、旋回外輪側のバネ要素のバネ効率を大きくすることを特徴とする請求項１又は２に記載のサスペンション装置。
【請求項４】
前記バネ効率制御手段は、前記バネ要素の軸方向と直交する方向に前記バネ要素の一端を移動することで前記バネ効率の制御を行うことを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載のサスペンション装置。
【請求項５】
前記バネ効率制御手段は、油圧パワーステアリングの油圧を用いて前記バネ効率の制御を行うことを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載のサスペンション装置。
【請求項６】
前記バネ効率制御手段は、各バネ要素それぞれに対応して設けられ、油圧パワーステアリングの左右の油圧室それぞれと連通する左右のシリンダを備え、
前記シリンダは、連通された油圧室の油圧が大きい場合に、対応するバネ要素のバネ効率を当該油圧を用いて小さくし、連通された油圧室の油圧が小さい場合に、対応するバネ要素のバネ効率を当該油圧を用いて大きくすることを特徴とする請求項５に記載のサスペンション装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両姿勢を制御するサスペンション装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、この種の技術としては、車体側からバネ機能を有する部材（サスペンション装置の懸架バネよりもバネ定数が一桁小さい部材）でサスペンション装置を引き上げて車高を低くすることで、車両姿勢を制御するものがある（例えば、特許文献１参照）。
【特許文献１】特開２００４−２６８９０２号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、上記従来の技術にあっては、懸架バネよりもバネ定数が一桁小さい部材で引き上げるようになっているため、例えば、車両旋回時に、ホイールストロークを０とするために、サスペンション装置を３０mm程度引き上げる場合には、前記部材は３００mm程度引き上げなければ（巻き取らなければ）ならなかった。そのため、十分な制御性能が得られるようにするためには、大出力で且つ高速な巻き取り装置を備える必要があり、その結果、重量、サイズが大きくなってしまうという問題があった。
本発明は、上記従来技術の問題点を解決することを目的とするものであって、比較的小さな力で車両姿勢を制御可能なサスペンション装置を提供することを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００４】
上記課題を解決するために、本発明のサスペンションは、車両姿勢を制御するサスペンション装置であって、車両重量を支える各バネ要素のバネ効率（前記バネ要素の固有のバネ定数に対する、ホイール位置での車両上下方向の見かけのバネ定数の割合）を制御することで、車両姿勢を制御するバネ効率制御手段を備えたことを特徴とする。
【発明の効果】
【０００５】
したがって、本発明のサスペンション装置によれば、任意のホイール位置での見かけのバネ定数を小さくし、自重や慣性力による沈み込み量を前記ホイール位置で増大させ、前記ホイールの方向に車両を傾かせることができ、車両姿勢を制御することができる。
また、バネ要素の軸方向と直交する方向にバネ要素の一端を移動し、バネ要素を傾けることでバネ効率を変更することにより、例えば、バネ要素を圧縮する圧縮力を発生して車両姿勢を変化するものに比べ、比較的小さな力で車両姿勢を制御することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００６】
以下、本発明のサスペンション装置の実施形態を図面に基づいて説明する。
＜サスペンション装置の構成＞
図１は、本発明のサスペンション装置の一実施形態であるダブルウィッシュボーン形式のサスペンション装置を示す概略構成図である。この図１に示すように、サスペンション装置は、車体１とホイール２との間に配され、アクスル３、ロアアーム４、アッパーアーム５、懸架バネ６及び効率可変機構７を含んで構成される（即ち、通常のサスペンション装置の構成要素群２〜６に加えて効率可変機構７を含んで構成される。）。
【０００７】
効率可変機構７は、車体側に設けられ、懸架バネ６の車体側端端が取り付けられる。
図２は、効率可変機構７を拡大して示す要部拡大図である。この図２に示すように、効率可変機構７は、動力源８、回転直線変換器９及び直動機構１０を含んで構成される。
動力源８は、各懸架バネ６のバネ効率を制御するためのバネ効率制御コントローラ（不図示）から入力される指令に応じて回転トルクを発生するモータ８ａと、モータ８ａで発生された回転トルクを増幅して回転直線変換器９に伝達する減速機８ｂとを備える。
【０００８】
回転直線変換器９は、減速機８ｂで増幅された回転トルクを直動機構１０のスライダ１０ａ（後述）を直線移動させる直線的な推進力に変換し、スライダ１０ａに付加する。
直動機構１０は、一端に懸架バネ６の車体側端が取り付けられ且つ他端に回転直線変換器９の推進力が付加されるスライダ１０ａと、スライダ１０ａの移動方向を懸架バネ６の軸方向と直交する方向（背面視で車両幅方向）に規制するガイド１０ｂとを備える。
【０００９】
そして、効率可変機構７は、バネ効率制御コントローラから回転トルクの発生指令が出力されると、その指令に応じてモータ８ａで回転トルクを発生し、その回転トルクを減速機８ｂで増幅し、その増幅された回転トルクを回転直線変換器９でスライダ１０ａの推進力に変換してスライダ１０ａに付加し、その推進力でスライダ１０ａを懸架バネ６の軸方向と直交する方向に移動して、懸架バネ６の車体側端を移動する。すると、懸架バネ６の車両上下方向に対する傾き度合いが変化し、ホイール位置での車両上下方向の見かけのバネ定数（バネ効率）が変化する。即ち、懸架バネ６の傾き度合いが大きくなるとバネ効率が小さくなり、懸架バネ６の傾き度合いが小さくなるとバネ効率が大きくなる。
【００１０】
このように、本実施形態のサスペンション装置にあっては、懸架バネ６のバネ効率を変更可能とした。そのため、任意のホイール位置でのバネ効率（前記ホイール位置での車両上下方向のバネ定数）を小さくし、自重や慣性力による沈み込み量（たわみ量）を増大させ、前記ホイールの方向に車両を傾かせることで、車両姿勢を制御することができる。
また、車両のバネ上重量を支持する懸架バネ６の軸方向と直交する方向に懸架バネ６の車体側端を移動することでバネ効率の変更を行うようにした。そのため、例えば、懸架バネ６を軸方向に圧縮する圧縮力を発生することで車両姿勢を変化するものに比べ、任意のホイール位置の車高を容易に制御でき、小さな力で車両姿勢を制御することができる。
【００１１】
＜サスペンション装置の動作検証の結果＞
次に、本実施形態のサスペンション装置の動作検証の結果を図面に基づいて説明する。
この動作検証では、バネ効率の制御を行う懸架バネ６及び当該懸架バネ５のバネ効率の制御方法をサスペンション毎に変えて、各サスペンション装置（比較例、実施例１、２）について０〜１Ｇの旋回中（０．０２５Ｇ刻みの各旋回中）に、旋回内輪側のホイールストローク量sti、旋回外輪側のホイールストローク量sto、重心高の変動量ΔＨ、旋回内輪側のレバー比γi、旋回外輪側のレバー比γo、ロール角rollangleを測定した。
【００１２】
なお、この動作検証では、レバー比を変更することでバネ効率を変更する装置を用いた。また、比較例として、いずれの懸架バネ６もバネ効率を変更しないサスペンション装置を用いた。また、実施例１として、旋回内輪側の懸架バネ６のバネ効率のみ変更するサスペンション装置を用いた。さらに、実施例２として、旋回内輪側の懸架バネ６のバネ効率及び旋回外輪側の懸架バネ６のバネ効率を変更するサスペンション装置を用いた。
【００１３】
また、図３に示すように、バネ上重量Ｗを８００kgfとし、トレッドＴrを１．５ｍとし、重心高Hを０．５ｍとし、懸架バネ６の固有のバネ定数ｋを２kgf/mmとし、懸架バネ５のプロロード（β×（Ｗ/２））算出に用いる変数βを０．５[-]とした。
図４は、比較例の測定結果を示すグラフである。この図４に示すように、比較例では、旋回Ｇが大きくなるほど、旋回内輪側のホイールストローク量stiが正方向（ストロークが伸びる方向）に増大し、旋回外輪側のホイールストローク量stoが負方向（ストロークが縮む方向）に増大することで、車体１のロール角rollangleが増大している。
【００１４】
また、図５は、実施例１、つまり、旋回内輪側のたわみ量（ホイールストローク量）を変化させないための下記（１）式に従って旋回内輪側の懸架バネ６のバネ効率を変化させた場合（車両の加減速度α（旋回Ｇ）が大きくなるほど、旋回内輪側のレバー比γiが小さくなるようにした場合）の測定結果を示すグラフである。この図５に示すように、実施例１では、旋回Ｇが大きくなるほど、旋回外輪側のホイールストローク量stoは負方向に増大するものの、旋回内輪側のレバー比γiが小さくなり、旋回内輪側のバネ効率が小さくなり、旋回内輪側の浮き上がり（リバウンド量）を低減することができ、旋回内輪側のホイールストローク量stiは０となるので、旋回内輪側のホイールストローク量stiが正方向に増大する比較例に比べ、ロール角rollangleを半減することができる。また、比較例の場合に比べ、重心高の変化量ΔＨが減少し、重心高Ｈが低くなっている。
γi＝（―β＋（β2＋４（１−β）（１−（H/Ｔr）α））1/2）/（２（１−β））・・・（１）
【００１５】
さらに、図６は、実施例２、つまり、旋回内輪側のたわみ量及び旋回外輪側のたわみ量を変化させないための前記（１）式及び下記（２）式に従って旋回内輪側及び旋回外輪側の懸架バネ６のバネ効率を変化させた場合（車両の加減速度α（旋回Ｇ）が大きくなるほど、旋回内輪側のレバー比γiが小さくなり、旋回外輪のレバー比γoが大きくなるようにした場合）の測定結果を示すグラフである。この図６に示すように、実施例２では、旋回Ｇが大きくなるほど、旋回外輪側のレバー比γoが大きくなり、旋回外輪側のバネ効率が大きくなり、旋回外輪側の沈み込み（バウンド量）を低減することができ、旋回外輪側のホイールストローク量stoは０となるので、旋回外輪側のホイールストローク量がstoが負方向に増大する比較例に比べ、ロール角rollangleを低減することができる。
【００１６】
また、旋回Ｇが大きくなっても、旋回内輪側及び旋回外輪側のホイールストローク量sti、stoがともに０となるので、ロール角rollangleも０となる。また、例えば、０．５Ｇ旋回の場合には、内輪側のレバー比γiが０．８８となり、外輪側のレバー比γoが１．１１となり、バネ効率の１０％程度の効率変換で実現できることがわかる。
γo＝（―β＋（β2＋４（１−β）（１＋（H/Ｔr）α））1/2）/（２（１−β））・・・（２）
【００１７】
＜前記（１）（２）式の算出方法＞
次に、旋回内輪側のたわみ量及び旋回外輪側のたわみ量を変化させないための前記（１）（２）式の算出方法を説明する。
まず、図３に示すように、旋回内輪側のたわみ量Δｚi、旋回外輪側のたわみ量をΔｚoは下記（３）式のように表される。
Δｚi＝W/（２γi2ｋ）×（１−αH/Ｔr−γiβ）
Δｚo＝W/（２γo2ｋ）×（１＋αH/Ｔr−γoβ）  ・・・（３）
但し、αＷは旋回による慣性力である。この（３）式より、レバー比γi、γoが小さくなるほど、たわみ量Δｚi、Δｚoが大きくなり、車高Ｈが低くなることがわかる。
【００１８】
また、旋回時に、旋回内輪側及び旋回外輪側のたわみ量Δｚi、Δｚoを変化させない場合には、たわみ量Δｚi、Δｚoは、α＝０、γi、γo＝１の場合のたわみ量と等しくなるため、前記（３）式より、下記（４）式（前記（１）、（２）式）が導出される。
γi＝（―β＋（β2＋４（１−β）（１−（H/Ｔr）α））1/2）/（２（１−β））
γo＝（―β＋（β2＋４（１−β）（１＋（H/Ｔr）α））1/2）/（２（１−β））・・・（４）
なお、本発明のサスペンション装置は、上記実施の形態の内容に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。
【００１９】
例えば、ダブルウィッシュボーン形式のサスペンションに適用する例を示したが、これに限られるものではない。例えば、図７に示すように、プッシュロッド形式のサスペンション装置に適用してもよい。具体的には、プッシュロッド１１の一端をロアアーム４に取り付けると共に他端をロッカー１２を介して懸架バネ６に取り付け、懸架バネ６の車体側端部を、車体側に設けられた効率可変機構７に取り付けるようにしてもよい。
また、効率可変機構７をホイール２の上下動とともに運動する部分を避けて車体側に取り付ける例を示したが、これに限られるものではない。例えば、ホイール２の上下動による機構の耐久性やレイアウトを確保することができれば車体側以外に設けてもよい。
【００２０】
さらに、バネ効率を変更するための動力源としてモータ８ａを用いる例を示したが、これに限られるものではない。例えば、図８に示すように、油圧パワーステアリング１３の油圧を用いるようにしてもよい。具体的には、スライダ１０ａとして、一端に懸架バネ６の車体側端が取り付けられ且つ他端にピストン１４が設けられ、前記一端側には前記他端側に向かうプリロードを与えるバネ１５が配されている。また、ガイド１０ｂとして、スライダ１０ａの移動方向が懸架バネ５の軸方向と直交する方向に伸びており且つピストン１４で内部が区切られたシリンダ１６で形成され、前記ピストン１４で区切られたシリンダ１６の空間のうちバネ１５がプリロードを与えている方向の空間１７が油圧パワーステアリング１３の油圧室１３Ｌ、１３Ｒと連通される（油圧パワーステアリング１３の車幅方向左側の油圧室１３Ｌが車幅方向左側の効率可変機構７の空間１７と連通され、車幅方向右側の油圧室１３Ｒが車幅方向右側の効率可変機構７の空間１７と連通される。）。
【００２１】
そして、ステアリングハンドル（不図示）が操舵され、操舵方向側の油圧室の油圧が上昇し、反対側の油圧室の油圧が減少すると、操舵方向側の効率可変機構７の空間１７の油圧が上昇し、反対側の効率可変機構７の空間１７の油圧が減少する。すると、操舵方向側の効率可変機構７のピストン１４にはスライダ１０ａの前記一端側に向かう推進力が付加され、反対側の効率可変機構７のピストン１４には前記他端側に向かう推進力が付加される。そのため、前記一端側に向かう推進力でスライダ１０ａが移動した場合にバネ効率が小さくなり、前記他端側に向かう推進力でスライダ１０ａが移動した場合にバネ効率が大きくなるようにすることで、車両姿勢制御のためだけの特別な動力源を追加せずに、車両の旋回状態に応じた車両姿勢制御を実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【００２２】
【図１】本発明のサスペンション装置の一実施形態を示す概略構成図である。
【図２】図１の効率可変機構を拡大して示す要部拡大図である。
【図３】動作検証に用いた諸元を説明するための説明図である。
【図４】比較例の動作を説明するためのグラフである。
【図５】実施例１の動作を説明するためのグラフである。
【図６】実施例２の動作を説明するためのグラフである。
【図７】本発明の変形例を説明するための説明図である。
【図８】本発明の変形例を説明するための説明図である。
【符号の説明】
【００２３】
１はサスペンション装置、２はホイール、３はアクスル、４はロアアーム、４はアッパーアーム、６は懸架バネ、７は効率可変機構、８は動力源、８ａはモータ、８ｂは９は回転直線変換器、１０は直動機構、１０ａはスライダ、１０ｂはガイド、１１はプッシュロッド、１はロッカー、１３は油圧パワーステアリング、１４はピストン、１５はバネ、１６はシリンダ、１７は空間
【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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