CN202080083U - 车辆用悬架装置 - Google Patents

Abstract

本实用新型提供一种车辆用悬架装置，其在从路面向车轮的输入发生变化时，进一步减少方向盘的摇晃。车辆用悬架装置构成为，其转向主销内倾偏移量δk、转向主销倾角θk、主销后倾偏移量δc、主销后倾角θc满足δc·tan(θk)+δk·tan(θc)≤α(其中，α为与悬架构造对应而设定的0附近的值)的关系。

Description

车辆用悬架装置

技术领域

本实用新型涉及一种对车体进行悬挂的车辆用悬架装置。

背景技术

在车辆用悬架装置中，在希望提高车辆的直线前进性的情况下，驾驶员要追踪目标车线的意图、和与其对应的转向操纵响应及车辆运动之间的关系，成为重要的要素。

具体地说，重要的是同时具有以下两点，即，相对于驾驶员的转向操作而车辆灵敏地反应，且相对于来自路面的外扰输入而方向盘不摇晃。

这种悬架装置的特性，关系到与来自车轮侧的输入对应的围绕转向主销轴的力矩变化。

在专利文献1中公开了下述稳定器的连杆构造，即，可以利用稳定器使转向方向的力矩所作用的方向变化。

通过这种构造，在专利文献1记载的技术中，在转弯开始时(转向操纵开始时)，相对于悬架而产生转动增加侧的力矩，提高转向操纵感觉。另外，在转弯稳定时(保持不动时)，相对于悬架而产生转动减少侧的力矩，成为不足转向倾向，使车辆稳定。

专利文献1：日本特开2006-082790号公报

实用新型内容

但是，在专利文献1所记载的技术中，在转向时使车轮向车轮前束方向转向，实现车辆行驶稳定性的提高。

因此，在由于路面不平整等而来自车轮侧的输入变化的情况下，围绕转向主销轴的力矩变化，可能使方向盘产生摇晃。

如上述所示，在现有技术中，在从路面向车轮的输入发生变化时，难以充分地减少方向盘的摇晃。

本实用新型的课题是，在从路面向车轮的输入发生变化时，进一步减少方向盘的摇晃。

为了解决上述课题，本实用新型所涉及的车辆用悬架装置构成为，转向主销内倾偏移量δk、转向主销倾角θk、主销后倾偏移量δc、主销后倾角θc满足下式的关系。

δc·tan(θk)+δk·tan(θc)≤α(其中，α为与悬架构造对应地设定的0附近的值)

实用新型的效果

根据本实用新型，由于在从路面向车轮的输入发生变化时，可以抑制围绕转向主销轴的力矩，所以可以进一步减少方向盘的摇晃。

附图说明

图1是具有第1实施方式所涉及的悬架装置1的汽车1A的概略结构图。

图2是表示悬架装置1的结构例的图。

图3是说明用于定义转向主销轴的参数的图。

图4是表示处于转弯状态的车轮的轮胎接地面的偏离角β与横向力Fy及回正扭矩Mz之间的关系的图。

图5是表示车轮的横向力Fy以及回正扭矩Mz在车轮中心产生的情况的图。

图6是表示车轮中心位置的横向力Fy以及回正扭矩Mz与围绕转向主销轴的力矩Mk之间的关系的图。

图7是表示车轮的上下方向负载和围绕转向主销轴的力矩之间的关系的图。

图8是表示悬架装置1中的悬架臂的例子的图。

图9是表示主销后倾偏移量δc和围绕转向主销轴的力矩变化量之间的关系的图。

图10是表示转向主销内倾偏移量δk和围绕转向主销轴的力矩变化量之间的关系的图。

图11是表示车轮的转向角和对地外倾变化之间的关系的图。

图12是表示悬架装置1的具体的结构例的图。

图13是表示设置有悬架臂的状态的一个例子的图。

图14是表示图13所示的悬架构造位于转弯内轮侧的状态的图。

图15是表示设置有悬架臂的状态的其他例子的图。

图16是表示图15所示的悬架构造位于转弯内轮侧的状态的图。

图17是表示将式(2)的右边作为x轴、将左边作为y轴时的等式所代表的直线的图。

图18是表示利用在转向节14上的安装位置为1个点的悬架臂，转向主销内倾偏移量δk为零的状态的图。

图19是表示利用在转向节14上的安装位置为2个点的悬架臂，转向主销内倾偏移量δk为零的状态的图。

图20是表示第1实施方式所涉及的悬架装置1的其他结构例的图。

图21是表示第1实施方式所涉及的悬架装置1的其他结构例的图。

图22是表示偏离角和向车轮作用的力之间的关系的图。

具体实施方式

下面，参照附图，说明应用了本实用新型的汽车的实施方式。

(第1实施方式)

(整体结构)

图1是具有本实用新型的第1实施方式所涉及的悬架装置1的汽车1A的概略结构图。

另外，图2是表示悬架装置1的结构例的图，图2(a)是前悬架的具体的构造例，图2(b)是设置在汽车1A上的状态的示意图。在图1及图2中，汽车1A具有：悬架装置1；转向装置2；以及车轮3FL、3FR、3RL、3RR。

悬架装置1具有：车体安装部件11；悬架臂12、13；转向节14；减振器15；以及轮毂16。

车体安装部件11是将悬架臂12、13安装在车体上的部件，可向车体上下方向自由摆动地支撑悬架臂12、13。

悬架臂12、13是例如A字型的悬架臂，利用车体安装部件11与车体连结。此外，在本实施方式中，悬架臂12为上臂，悬架臂13为下臂。

转向节14的两端被悬架臂12、13可自由旋转地支撑。将转向节14的上下支撑点连结而成的线，构成假想的旋转轴即转向主销轴。另外，转向节14具有轮毂16，其可自由旋转地保持车轮。另外，转向节14具有转向臂，其经由未图示的横拉杆，传递来自转向装置2的转向操纵输入。并且，转向节14通过使转向臂接受来自转向装置2的转向操纵输入，从而以悬架臂12、13的支撑点为中心进行摆动。

减振器15是油减振器等减振装置，上端固定在车体上，下端固定在下臂上。此外，悬架装置1与减振器15并列地具有弹簧(未图示)。

轮毂16是设置在转向节14上的车轮的保持部件，以旋转轴为中心可自由旋转地保持车轮。

转向装置2具有：方向盘21；转向柱22；小齿轮23；以及齿条24。

方向盘21与转向柱22连结，将驾驶员的转向操纵操作传递为围绕转向柱22的轴的旋转运动。

转向柱22在方向盘21的另一端侧具有小齿轮23。另外，转向柱22通过从方向盘21传递的围绕轴的旋转运动，使小齿轮23旋转。

小齿轮23与齿条24啮合，通过转向柱22的旋转运动，使齿条24向车辆左右方向进退。

齿条24与小齿轮23啮合，其两端经由横拉杆与各转向臂连结。另外，齿条24通过小齿轮23的旋转，向车辆左右方向进退，向转向臂传递力。由此，驾驶员的转向操纵输入向转向臂传递，使转向节14进行摆动，由此车轮3FL、3FR进行转向。

(围绕转向主销轴的结构)

(主销后倾偏移量的条件)

图3是说明用于定义转向主销轴的参数的图，图3(a)是从车辆侧方观察车轮的图(侧视图)，图3(b)是从车辆前方观察车轮的图(正视图)。

在图3中，车轮的转向主销轴由下述参数确定，即：在侧视图中观察的转向主销轴的倾斜角(以下称为“主销后倾角”)θc，在侧视图中观察的转向主销轴的车轮中心高度R处的前后方向偏移量(以下称为“主销后倾偏移量”)δc，在正视图中观察的转向主销轴的倾斜角(以下称为“转向主销倾角”)θk，以及在正视图中观察的转向主销轴的车轮中心高度R处的左右方向偏移量(以下称为“转向主销内倾偏移量”)δk。

图4是表示处于转弯状态的车轮的轮胎接地面的偏离角β与横向力Fy及回正扭矩Mz之间的关系的图。

在图4中，如果车轮的前进方向(速度矢量的朝向)与车轮的朝向产生偏移，使车轮具有偏离角β，则在车轮上产生横向力Fy。由于该横向力Fy在与车轮的轮胎接地面中心相比的后方侧着力，所以相对于接地中心，产生使偏离角β减小的方向的回正扭矩Mz。

图5是表示车轮的横向力Fy以及回正扭矩Mz在车轮中心产生的情况的图，是为了与图4所示的情况进行比较而示出的图。

在车轮带有偏离角β的情况下产生的横向力Fy，如图4所示，其着力点与轮胎接地面的中心相比位于后方。因此，围绕接地中心，如上述所示产生使偏离角β减小的方向的回正扭矩Mz。与此相对，如图5所示，在车轮中心产生车轮的横向力Fy以及回正扭矩Mz的情况下，上述横向力Fy以及回正扭矩Mz不会产生前后方向的偏移，而是作为向同一位置(车轮中心)作用的力而被检测出。

图6是表示车轮中心位置的横向力Fy以及回正扭矩Mz与围绕转向主销轴的力矩Mk之间的关系的图，图6(a)表示主销后倾偏移量δc为正的情况，图6(b)表示主销后倾偏移量δc为零的情况，图6(c)表示主销后倾偏移量δc为负的情况。此外，在图6所示的各图中示出俯视观察车轮的状态，将相对于车轮中心在车辆前方存在转向主销轴的情况，作为主销后倾偏移量δc为正的情况。

在图6中，对于向车轮中心位置作用的横向力Fy，将主销后倾偏移量δc作为力矩臂，变换为围绕转向主销轴的力矩Mk。另一方面，向车轮中心作用的回正扭矩Mz，直接变换为围绕转向主销轴的力矩Mk。这时，根据车轮中心和转向主销轴的前后位置关系，可以将围绕转向主销轴的力矩如图6(a)～(c)所示，分类为以下3种情况。

(1)主销后倾偏移量δc为正的情况

如图6(a)所示，在主销后倾偏移量δc为正，即，在侧视图中观察，转向主销轴与车轮中心相比位于前方的情况下，由横向力Fy引起的围绕转向主销轴的力矩，与由回正扭矩Mz引起的围绕转向主销轴的力矩为相同方向，各自分别促进围绕转向主销轴的车轮旋转。

(2)主销后倾偏移量δc为零的情况

如图6(b)所示，在主销后倾偏移量δc为零，即，在侧视图中观察，转向主销轴与车轮中心位置一致的情况下，不产生由横向力Fy引起的围绕转向主销轴的力矩，仅产生由回正扭矩Mz引起的围绕转向主销轴的力矩。在此情况下，通过回正扭矩Mz产生围绕转向主销轴的车轮旋转。

(3)主销后倾偏移量δc为负的情况

如图6(c)所示，在主销后倾偏移量δc为负，即，在侧视图中观察，转向主销轴与车轮中心相比位于后方的情况下，由横向力Fy引起的围绕转向主销轴的力矩，与由回正扭矩Mz引起的围绕转向主销轴的力矩成为相反方向，彼此抵消。

在本实用新型中，利用上述情况(3)中的性质。即，在由于路面不平整等而使车轮产生偏离角β的变化的情况下，对于车轮，在横向力Fy变化的同时，也产生回正扭矩Mz的变化。车轮的横向力Fy及回正扭矩Mz，始终与路面不平整的形状及大小，或者行驶速度及横向加速度的大小等对应地变化。

因此，即使由于上述因素使车轮的偏离角β发生变化，也使得围绕转向主销轴的力矩Mk不发生变化，因此，通过与横向力Fy及回正扭矩Mz的变化对应地，使相对于车轮中心的主销后倾偏移量δc，与利用回正扭矩Mz和横向力Fy之间的比Mz/Fy求出的值大致相等，从而可以防止方向盘21的不必要的摇晃。

(转向主销内倾偏移量的条件)

图7是表示车轮的上下方向负载与围绕转向主销轴的力矩之间的关系的图。此外，图7(a)示出主销后倾角成分(与式(1)的第2项对应)，图7(b)示出转向主销倾角成分(与式(1)的第1项对应)。

由车轮的上下力引起的围绕转向主销轴的力矩Mk，可以分解为主销后倾角成分和转向主销倾角成分。此外，在图7中，将转向主销轴位于车体内侧的情况，作为转向主销内倾偏移量δk为正的情况。

如图7所示，主销后倾角成分表示在转向主销倾角θk为零的状态下，位于以转向主销内倾偏移量δk偏移的位置处的围绕转向主销的力矩。通常，由于在正视图中观察的车轮中心高度处的转向主销轴，与车轮中心相比位于车体内侧，所以转向主销内倾偏移量δk仅取正值。因此，如果转向主销内倾偏移量δk变大，则围绕转向主销轴的力矩也变大。

另一方面，转向主销倾角成分表示在主销后倾角为零的状态下，位于以主销后倾偏移量δc偏移的位置处的围绕转向主销的力矩。在侧视图中观察的车轮中心高度处的转向主销轴，与车轮中心相比配置在车体前方或者后方均可。这时，对于向车轮输入的上下方向的力的转向主销倾角成分，在主销后倾偏移量δc为正即车轮中心高度处的转向主销轴与车轮中心相比位于前方的情况下，以及在与车轮中心相比位于后方的情况下，围绕转向主销轴的力矩的朝向不同。

在本实用新型中，利用随着车轮中心高度处的转向主销轴的位置的不同而不同的上述围绕转向主销轴的力矩。即，使转向主销内倾偏移量δk取正值时的主销后倾角成分，与主销后倾偏移量δc为负时的转向主销倾角成分抵消。如果采用这种结构，则即使向车轮输入的上下方向的力发生变化，也可以抑制围绕转向主销轴的力矩变化，防止方向盘21的不必要的摇晃。

(综合的条件)

图8是表示悬架装置1中的悬架臂12、13的例子的图。此外，图8(a)示出大致A字型的悬架臂在转向节14上的安装位置为1个点的情况，图8(b)示出大致A字型的悬架臂在转向节14上的安装位置被分为2个点的情况。

根据上述结果，在本实施方式的悬架装置1中，将图8(a)或图8(b)中任一个所例示的悬架臂，作为上臂及下臂而配置在转向节14的上下。并且，将在侧视图中观察的车轮中心高度处的转向主销轴的位置，与车轮中心相比配置在后方，并且配置为使得转向主销内倾偏移量δk、转向主销倾角θk、主销后倾偏移量δc、主销后倾角θc满足下式(1)的关系。

δc·tan(θk)+δk·tan(θc)≤0    (1)

其中，

通过采用这种结构，可以在从路面向车轮的输入发生变化时，进一步减少方向盘21的摇晃。

在这里，即使主销后倾偏移量δc相对于利用回正扭矩Mz和横向力Fy之间的比Mz/Fy求出的值，包含大致20％左右的误差，也可以起到其效果。

图9是表示主销后倾偏移量δc和围绕转向主销轴的力矩变化量之间的关系的图。

在图9中，示出与主销后倾偏移量δc＝0mm的情况相比较，在使主销后倾偏移量δc大致等于回正扭矩Mz和横向力Fy之间的比Mz/Fy的情况下，以及使该值变化容许范围α1即±20％的情况下，围绕转向主销轴的力矩的变化量减少效果。可知在图9所示的任意情况下，如果作为与主销后倾偏移量δc对应的容许范围α1，相对于Mz/Fy在±20％以内，则起到至少大于或等于30％的减少效果。

此外，该α1的值可以与悬架构造对应而设定。

另外，即使转向主销内倾偏移量δk相对于将上述式(1)作为等式而确定的值，包含大致20％左右的误差，也可以起到其效果。

图10是表示转向主销内倾偏移量δk与围绕转向主销轴的力矩变化量之间的关系的图。

在图10中，示出与转向主销内倾偏移量δk＝60mm的情况相比较，在大致等于将式(1)作为等式而确定的值的情况下，以及在使该值变化容许范围α2即±20％的情况下，围绕转向主销轴的力矩的变化减少效果。可知在图10所示的任意情况下，如果与以式(1)为等式的情况对应的容许范围α2为±20％，则起到至少大于或等于48％的减少效果。

此外，该α2的值可以与悬架构造对应而设定。

在这里，式(1)中的基本条件为左边＝0的情况，在此情况下，利用单独的车轮悬架构造，能够始终抵消向车轮输入的负载变化。

与此相对，通过在左边＜0的区域中，使左右车轮的悬架构造彼此相互作用，从而具有抵消外扰的效果。

即，在车辙路、修补路、有起伏的路面等，可能从路面受到对于左右车轮不同的外扰。

这时，在左边＜0的区域中，具有从左右的其他车轮输入的外扰的影响也被抵消的效果。

(转向角-对地外倾特性)

下面，说明如上述所示设定转向主销轴的情况下的转向角-对地外倾特性。

图11是表示车轮的转向角和对地外倾变化之间的关系的图。此外，在图11(a)中，分别示出在转向主销倾角为6度时，将主销后倾角设为3度、6度、9度的情况下的特性。另外，在图11(b)中，分别示出在主销后倾角为6度的情况下，将转向主销倾角设为3度、6度、9度的情况下的特性。

如图11(a)所示，如果在相同的转向主销倾角的状态下，使主销后倾角增大，则可以增大外轮的对车体负外倾，可以增大内轮的对车体正外倾。

即，内轮、外轮均可以向转弯内朝向产生外倾横向推力，可以使内外轮的轮胎横向力增大。

另外，如图11(b)所示，如果在相同的主销后倾角的状态下，使转向主销倾角减小，则可以使外轮的对车体负外倾增大。另一方面，如果使转向主销倾角增大，则可以使内轮的对车体正外倾增大。

即，内轮、外轮均可以向转弯内朝向产生外倾横向推力，可以使内外轮的轮胎横向力增大。

如上述所示，通过选择使轮胎横向力进一步增大的主销后倾角θc以及转向主销倾角θk，从而可以抑制由路面不平整等导致的与意图相反的方向盘21摇晃，同时在驾驶员按照意图操作方向盘21时，可以提高车辆的响应性。

(作用)

下面，说明作用。

图12是表示本实施方式所涉及的悬架装置1的具体的结构例的图。

下面，针对图12所示的结构例的悬架构造，说明本实用新型的作用。

图12示出下述结构例，即，利用大致A字型且在转向节14上的安装位置被分为2个点的悬架臂(参照图8(b))，可自由旋转和摆动地支撑转向节14的上下支撑点。在此情况下，转向主销轴由直线14a定义，该直线14a是将使上臂的连杆分别延长而得到的交点和使下臂的连杆分别延长而得到的交点连结而成的。

图13是表示在图12所示的悬架构造中，悬架臂的状态设置为，车体前方侧的连杆X和向车体前方的延长线L所成的角A1为大致90°，车体后方侧的连杆Y和向车体前方的延长线L所成的角为大致60°的图。此外，在图13中，示出转向时的外轮侧。

在图13所示的例子的情况下，车体前方侧的连杆X的转向节安装位置x，伴随着车轮的转向而在圆弧L1上移动。另外，车体后方侧的连杆Y的转向节安装位置y，伴随着车轮的转向而在圆弧L2上移动。其结果，将连杆X、Y分别延长而得到的交点P，从位置P1向位置P2移动。

这时，可以使车轮中心和转向主销轴通过点之间的车辆前后方向距离从X1向X2变化，车辆左右方向距离从Y1向Y2变化，使从车轮中心观察的转向主销轴的通过点P向车体后方、且向车体外侧移动。

另外，图14是表示图13所示的悬架构造位于转弯内轮侧的状态的图。

在图14所示的例子的情况下，车体前方侧的连杆X的转向节安装位置x，伴随着车轮的转向而在圆弧L1上移动。另外，车体后方侧的连杆Y的转向节安装位置y，伴随着车轮的转向而在圆弧L2上移动。其结果，将连杆X、Y分别延长而得到的交点P，从P1向P2移动。

这时，可以使车轮中心和转向主销轴通过点之间的车辆前后方向距离从X1向X2变化，车辆左右方向距离从Y1向Y2变化，使从车轮中心观察的转向主销轴的通过点P向车体前方、且向车体外侧移动。

在本实施方式中，将在侧视图中观察的车轮中心高度处的转向主销轴的位置，与车轮中心相比配置在后方，并且构成为使得转向主销内倾偏移量δk、转向主销倾角θk、主销后倾偏移量δc、主销后倾角θc满足式(1)的关系。

因此，在上述图13、图14所示的任意情况下，通过转向而向车轮作用车辆左右方向的力的情况下，根据主销后倾偏移量的条件，由横向力Fy引起的围绕转向主销轴的力矩，与由回正扭矩Mz引起的围绕转向主销轴的力矩成为相反方向，彼此抵消。

另外，根据转向主销内倾偏移量的条件，对于向车轮输入的车辆上下方向的力，也使主销后倾角成分与转向主销倾角成分抵消。

因此，即使向车轮输入的上下方向的力变化，也可以抑制围绕转向主销轴的力矩变化。

因此，根据本实施方式所涉及的悬架装置1，即使在向车轮输入的左右方向以及上下方向的力发生变化的情况下，也可以进一步减少方向盘21的摇晃。

此外，在本实施方式中，转向节14与转向节对应，悬架臂12、13与支撑部件对应。另外，作为式(1)的容许范围而示出的α2与权利要求书中的α对应。

(第1实施方式的效果)

(1)转向主销内倾偏移量δk、转向主销倾角θk、主销后倾偏移量δc、主销后倾角θc满足下式的关系。

δc·tan(θk)+δk·tan(θc)≤α(其中，α为与悬架构造对应而设定的0附近的值)

因此，在从路面向车轮的输入发生变化时，由于可以抑制围绕转向主销轴的力矩，所以可以进一步减少方向盘的摇晃。

(2)转向主销内倾偏移量δk、转向主销倾角θk、主销后倾偏移量δc、主销后倾角θc满足下式的关系。

δc·tan(θk)+δk·tan(θc)＝0

由此，可以利用单独的车轮悬架构造，始终抵消向车轮输入的负载变化。

(应用例1)

在第1实施方式所说明的图12的结构例中，可以如下述所示设置悬架装置1的悬架臂。

图15示出在图12所示的悬架构造中，将悬架臂的状态设置为，使得车体前方侧的连杆X和向车体前方的延长线L所成的角A1为大致120°，车体后方侧的连杆Y和向车体前方的延长线L所成的角为大致90°。此外，在图15中，示出转向时的外轮侧。

在图15所示的例子的情况下，车体前方侧的连杆X的转向节安装位置x，伴随着车轮的转向而在圆弧L1上移动。另外，车体后方侧的连杆Y的转向节安装位置y，伴随着车轮的转向而在圆弧L2上移动。其结果，将连杆X、Y分别延长而得到的交点P，从P1向P2移动。

这时，可以使车轮中心和转向主销轴通过点之间的车辆前后方向距离从X1向X2变化，车辆左右方向距离从Y1向Y2变化，使从车轮中心观察的转向主销的通过点P向车体后方、且车体内侧移动。

另外，图16是表示图15所示的悬架构造位于转弯内轮侧的状态的图。

图16所示的例子的情况下，车体前方侧的连杆X的转向节安装位置x，伴随着车轮的转向而在圆弧L1上移动。另外，车体后方侧的连杆Y的转向节安装位置y，伴随着车轮的转向而在圆弧L2上移动。其结果，将连杆X、Y分别延长而得到的交点P，从P1向P2移动。

这时，可以使车轮中心和转向主销轴通过点之间的车辆前后方向距离从X1向X2变化，使车辆左右方向距离从Y1向Y2变化，使从车轮中心观察的转向主销的通过点P向车体前方、且向车体外侧移动。

在本应用例中，与第1实施方式相同地，将在侧视图中观察的车轮中心高度处的转向主销轴的位置，与车轮中心相比配置在后方，并且构成为使得转向主销内倾偏移量δk、转向主销倾角θk、主销后倾偏移量δc、主销后倾角θc满足式(1)的关系。

因此，在上述图15、图16所示的任意情况下，通过转向而向车轮作用车辆左右方向的力的情况下，根据主销后倾偏移量的条件，由横向力Fy引起的围绕转向主销轴的力矩，与由回正扭矩Mz引起的围绕转向主销轴的力矩成为相反方向，彼此抵消。

另外，根据转向主销内倾偏移量的条件，对于向车轮输入的车辆上下方向的力，也使主销后倾角成分与转向主销倾角成分抵消。

因此，即使向车轮输入的上下方向的力变化，也可以抑制围绕转向主销轴的力矩变化。

因此，根据本应用例所涉及的悬架装置1，即使在向车轮输入的左右方向以及上下方向的力发生变化的情况下，也可以进一步减少方向盘21的摇晃。

(应用例2)

在第1实施方式中，说明了悬架装置1通过满足式(1)的条件，从而在从路面向车轮的输入发生变化时，进一步减少方向盘21的摇晃。

在本应用例中，进一步研究悬架的结构，在式(1)中设定附加条件。

下面，说明本应用例中的附加条件。

式(1)的左边可以如下式(2)所示进行改写。

δc·tan(θk)≤-δk·tan(θc)    (2)

如果将式(2)的右边作为x轴，将左边作为y轴，则式(2)的等式表示1条直线。

图17是表示将式(2)的右边作为x轴、将左边作为y轴时的等式所代表的直线的图。

在图17中，原点附近的区域是，主销后倾角θc以及转向主销倾角θk均为零，或者主销后倾偏移量δc以及转向主销内倾偏移量δk均为零的区域。

在该区域中，作为悬架的特性，存在下述特征。

(1)主销后倾角θc以及转向主销倾角θk均为零的情况

如果进行这种转向主销轴的设定，则与转向相伴的车轮的外倾变化为零，无法利用转弯时的轮胎横向力的增大效果。此外，在此情况下，无法期待车辆响应性的提高。

(2)主销后倾偏移量δc以及转向主销内倾偏移量δk均为零的情况

如果进行这种转向主销轴的设定，则可能使悬架臂发生干涉，或者使围绕车轮旋转轴的扭转刚性降低。

图18是表示在转向节14上的安装位置为1个点的悬架臂(参照图8(a))且将转向主销内倾偏移量δk设为零的状态(图中的实线)的图。

如图18所示，在连结悬架臂的转向节14的上下支撑点具有1个球形接头的情况下，为了将转向主销内倾偏移量δk设为零，必须使球形接头与车轮中心位置一致。

在此情况下，由于会与配置在车轮内部的制动器等部件干涉，所以难以将转向主销内倾偏移量δk设为零。

另外，图19是表示在转向节14上的安装位置为2个点的悬架臂(参照图8(b))、且将转向主销内倾偏移量δk设为零的状态(图中的实线)的图。

如图19所示，在连结悬架臂的转向节14的上下支撑点具有2个球形接头的情况下，为了将转向主销内倾偏移量设为零，而使得在球形接头之间确保的间隔进一步变宽。

在此情况下，利用在加速时向车轮作用的螺旋力矩，使悬架臂的前后连杆容易向车辆上下方向扭转。

因此，优选将转向主销内倾偏移量δk设定为至少20mm，优选主销后倾角θc大于或等于3度。即，δk·tan(θc)＞1.05(图19的实线部分)为可以期待更高效果的区域。

(应用例3)

相对于第1实施方式中说明的图12的结构例，可以如下述所示构成悬架装置1。

图20是表示第1实施方式所涉及的悬架装置1的其他结构例的图。

在图20所示的结构例中，示出了构成为利用大致A字型的悬架臂(参照图8(a))，可自由旋转和摆动地支撑转向节14的上下支撑点的例子。在此情况下，转向主销轴由将转向节14的上下支撑点连结而成的直线14a进行定义。

对于这种悬架构造，也可以应用本实用新型，即使在向车轮输入的力发生变化的情况下，也可以进一步减少方向盘21的摇晃。

(应用例4)

相对于第1实施方式中说明的图12的结构例，可以如下述所示构成悬架装置1。

图21是表示第1实施方式所涉及的悬架装置1的其他结构例的图。

在图21所示的结构例中，示出了构成为利用大致A字型的悬架臂(参照图8(a))以及大致A字型且在转向节14上的安装位置被分为2个点的悬架臂(参照图8(b))，可自由旋转和摆动地支撑转向节14的上下支撑点的例子。此外，在图21中，示出了上臂为大致A字型的悬架臂，下臂为大致A字型且在转向节14上的安装位置被分为2个点的悬架臂的情况。但是，也可以采用将上臂和下臂交换的结构。

在图21所示的结构例的情况下，转向主销轴由直线14a定义，该直线14a是转向节14上侧的支撑点和使下臂的连杆分别延长而得到的交点连结而成的。

对于这种悬架构造，也可以应用本实用新型，即使在向车轮输入的力发生变化的情况下，也可以进一步减少方向盘21的摇晃。

(第2实施方式)

下面，说明本实用新型的第2实施方式。

在本实施方式中，相对于第1实施方式中的悬架装置1的条件，附加考虑了车轮转向时的条件。

下面，具体说明车轮转向时的悬架装置1的条件。

轮胎的横向力Fy及围绕垂直轴的力矩(回正扭矩)Mz，按照向车轮输入的上下负载、偏离角、外倾角等，进行各种变化。

图22是表示偏离角和向车轮作用的力之间的关系的图。此外，图22(a)是表示轮胎横向力Fy相对于偏离角的变化的图，图22(b)是表示绕垂直轴的力矩Mz相对于偏离角的变化的图。另外，图22(c)表示Mz/Fy相对于偏离角的变化。

如图22(c)所示，随着偏离角变大，Mz/Fy的值逐渐变小。即，在第1实施方式的悬架构造中，如果成为车轮的中立状态，即偏离角与零附近的Mz/Fy的值大致相等，则可以进一步减少方向盘21的摇晃。

另一方面，在本实施方式的悬架构造中，悬架臂配置为，与车轮转向对应地，使主销后倾偏移量变小。

具体地说，在转向节14的上下支撑点上，以图13、图14所示的方式设置悬架臂。

在此情况下，对于转弯外轮或者转弯内轮，从车轮中心观察的转向主销轴通过点，伴随着转向角的增加向前方移动，可以减小主销后倾偏移量。

如上述所示，在本实施方式中，由于悬架臂配置为，与车轮转向对应地，使主销后倾偏移量变小，所以在车辆转向时，可以进一步减少方向盘的摇晃。

由于围绕转向主销轴的力矩变化经由转向齿条及转向柱向方向盘传递，所以通过抑制围绕转向主销轴的力矩变化，可以减小方向盘的摇晃。

(第2实施方式的效果)

(1)在使车轮转向时，构成转向主销轴的第一支撑点和构成转向主销轴的第二支撑点中的至少一个移动，使得主销后倾偏移量成为车轮的围绕垂直轴的力矩和车轮的横向力之间的比。

因此，即使偏离角变大，车轮的围绕垂直轴的力矩和车轮的横向力之间的比变小，也可以使主销后倾偏移量与车轮的围绕垂直轴的力矩和车轮的横向力之间的比一致。

(第3实施方式)

下面，说明本实用新型的第3实施方式。

在本实施方式中，相对于第1实施方式中的悬架装置1的条件，附加考虑了车轮转向时的条件。

下面，具体说明车轮转向时的悬架装置1的条件。

在本实施方式的悬架装置1中，悬架臂配置为，与车轮转向对应地，使主销后倾角增大。

具体地说，在转向节14的下侧(下臂)，以图13、图14所示的方式配置悬架臂，并且，在转向节14的上侧(上臂)，以图15、图16所示的方式配置悬架臂。

在此情况下，与转向对应地，转向节14下部向前方的移动量，与转向节14上部移动量相比变大，可以逐渐地使主销后倾角变大。

如上述所示，在本实施方式中，可以将相对于内外轮转向的对地外倾角，设定为车辆的转弯内朝向，可以使轮胎横向力增大。

即，可以抑制由路面不平整等导致的与意图相反的方向盘摇晃，同时在驾驶员按照意图操作方向盘时，可以提高车辆的响应性。

(第3实施方式的效果)

(1)车轮的转向角越大，内外轮的主销后倾角与车轮位于中立位置时相比越变大。

因此，可以将相对于内外轮转向的对地外倾角，设定为车辆的转弯内朝向，可以使轮胎横向力增大。

(第4实施方式)

下面，说明本实用新型的第4实施方式。

在本实施方式中，相对于第1实施方式中的悬架装置1的条件，附加考虑了车轮转向时的条件。

下面，具体说明车轮转向时的悬架装置1的条件。

在本实施方式的悬架装置1中，悬架臂配置为，与车轮转向对应地，使外轮的转向主销倾角与内轮的转向主销倾角相比变小。

具体地说，在转向节14的下侧(下臂)，以图15、图16所示的方式配置悬架臂，并且，在转向节14的上侧(上臂)，以图13、图14所示的方式配置悬架臂。

在此情况下，与转向对应地，转向节14下部向左右方向的移动量，与转向节14上部向左右方向的移动量相比变大，可以逐渐地使转向主销倾角变小。

如上述所示，在本实施方式中，可以将相对于内外轮转向的对地外倾角，设定为车辆的转弯内朝向，可以使轮胎横向力增大。

即，可以抑制由路面不平整等导致的与意图相反的方向盘摇晃，同时在驾驶员按照意图操作方向盘时，可以提高车辆的响应性。

(第4实施方式的效果)

(1)车轮的转向角越大，外轮的主销后倾角与内轮的主销后倾角相比越变小。

因此，可以将相对于内外轮转向的对地外倾角，设定为车辆的转向内朝向，可以使轮胎横向力增大。

Claims (4)

1.一种车辆用悬架装置，其特征在于，具有：

转向节，其在转向时与车轮一起摆动；以及

支撑部件，其可摆动地支撑所述转向节，

正视图中的车轮中心高度处的转向主销轴和车轮中心之间的距离即转向主销内倾偏移量δk、正视图中的转向主销轴和铅垂线所成的角度即转向主销倾角θk、侧视图中的车轮中心高度处的转向主销轴和车轮中心之间的距离即主销后倾偏移量δc、侧视图中的转向主销轴和铅垂线所成的角度即主销后倾角θc，满足下式(1)的关系，

δc·tan(θk)+δk·tan(θc)≤α    (1)

其中，α为与悬架构造对应而设定的0附近的值。

2.根据权利要求1所述的车辆用悬架装置，其特征在于，

所述转向主销内倾偏移量δk、所述转向主销倾角θk、所述主销后倾偏移量δc、所述主销后倾角θc满足下式(2)的关系，

δc·tan(θk)+δk·tan(θc)＝0    (2)。

3.根据权利要求1或2所述的车辆用悬架装置，其特征在于，

车轮的转向角越大，内外轮的主销后倾角与转向角位于中立位置时相比越变大。

4.根据权利要求1或2所述的车辆用悬架装置，其特征在于，

车轮的转向角越大，外轮的转向主销倾角与内轮的转向主销倾角相比越变小。

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