专利名称：车辆的撑杆式悬架装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及具有分割式下拉臂的撑杆式悬架装置，尤其涉及可使下拉臂与车体间的刚性、及车轮定位保持最佳状态、能始终保持车辆行驶稳定性的悬架装置。
背景技术：
现在车辆的悬架装置多使用由撑杆与下拉臂构成的撑杆式悬架装置。撑杆式悬架装置因其构造方面的优越性，一般用于操舵轮。通常，这种撑杆式悬架装置的下连杆使用互为一体的2个臂构成的A型下拉臂。下拉臂中的一个臂设于车体长度方向前侧，且从车体向车体宽度方向外方延伸。另一个臂设于车体长度方向后侧，且从前侧臂的车体宽度方向外端起向车体倾斜延伸。而且，前侧臂与后侧臂的结合部(下拉臂的外端)安装在车轮上。
如图26所示，在一体式A型下拉臂200的前侧及后侧臂各自的车体宽度方向内端，设有前侧及后侧连结部205、206。后侧连结部206沿车体长度方向轴线延伸。前侧连结部205转动自如地与在车体202上凸出设置的一对支架203、203连结，而且后侧连结部206经过衬套207而支撑于车体202上。由此而使下拉臂200在车辆的上下方向摆动自如。
由于不发生同时以连结部205及206双方为旋转中心的下拉臂200的旋转运动，故在图27中，一旦向车轮201输入在车辆长度方向起作用的外力FW，即对下拉臂200施加转矩，下拉臂200围绕存在于连结部205与连结部206之间的假想旋转中心P而旋转。而且因转矩而发生的力FA1及FB1在图27中按箭头(向量)所示方向分别对连结部205及206起作用。
这时，力FA1及FB1相对下拉臂200的前侧及后侧臂各自的轴线而在倾斜方向起作用。特别是力FB1，相对后侧连结部206的轴线在大致垂直方向起作用，从而，是在使后侧臂挠曲的方向起作用。而且下拉臂200的旋转中心P的位置比连结部205、206更靠车体宽度方向内侧。换言之，涉及转矩的臂的长度大于下拉臂200的长度。从而，外力FW产生的转矩很大，相应地，力FA1及FB1也相当大。即，下拉臂200承受的负载非常大，这是一个缺陷。
A型下拉臂200是利用臂的挠曲性来缓和外力FW向车体的传递。当臂过于柔软时，一旦在譬如车辆转弯时那样，当外力FW增大时，臂就会过度挠曲。结果是，导致车轮201摇晃、车轮前端角度等的定位不正常变化等，破坏车辆的行驶稳定性。而如果臂过于坚硬，又会因外力FW的输入导致车体振动。
因此，为了有效地缓和外力FW向车体的传递，并使力FA1和力FB1的大小和方向适当，日本发明专利公开1993-270221号公报等公开了如图28所示的分割式A型下拉臂200。在图28中，下拉臂200由前侧臂210及另外设置的后侧臂212构成，两臂210、212相互转动自如地连结。臂210、212在连结部205、206处与车体202连结。前侧连结部205经过有弹性的衬套(未图示)安装在车体202的支架203、203上。夹在后侧连结部206与车体202之间的衬套207采用富有弹性的构件。
采用这种分割式的下拉臂时，一旦外力FW作用于车轮201，该外力FW即被分别夹装于连结部205、206与车体202之间的弹性衬套有效地吸收。另外，当外力FW作用于车轮201时，大致沿前侧臂轴线方向起作用的力FA1施加给前侧臂201。即，作用于前侧臂210的力FA1的作用方向适当。
然而，即使是分割式A型下拉臂200，在外力FW输入时作用于后侧臂212的后端部(连结部206)的力(与图24中的力FB1对应)是在相对后侧臂后端部的臂轴线而大致垂直的方向、即在臂挠曲的方向起作用。因而，给下拉臂200施加的负载并未明显减轻。而且，要设定连结部206的适当刚性也十分不易。
还有，当如图28那样在前侧臂210的轴线上设置连结前侧臂210与后侧臂212的连结关节时，当有较大外力施加给车轮201时，特别是有外力作用于前侧臂210的轴线方向、即车辆宽度方向时，该关节容易弯折。而一旦该关节弯折，车轮的定位就会发生不正常变化。
另外日本发明专利公开1993-270221号公报中公开了图28未示出的一端与车轮201连接、另一端与转向机构连结的横拉杆。该横拉杆与前侧臂210的关系如下当外力FW从车辆前方作用于车轮201时车轮201具有反前束倾向，以此来防止车辆转弯时或制动时的卷入。因而也会出现正常行驶过程中当力FW起作用时车辆行驶稳定性恶化的问题。
由此可见，用日本发明专利公开1993-270221号公报所公开的技术仍不能解决一体式下拉臂的上述问题。
发明的公开本发明的目的在于提供一种可以将下拉臂与车体之间的刚性及车轮定位保持在最佳状态、可始终确保车辆行驶稳定性的、具有分割式下拉臂的撑杆式悬架装置。
本发明提供一种把支撑车轮的轮毂座经过撑杆及下拉臂而与车体连结的车辆的撑杆式悬架装置。本发明的悬架装置的特征在于具有横向臂和压缩臂，前述横向臂的一端转动自如地与前述轮毂座连结，另一端与前述车体连结且可在车体上下方向转动，前述压缩臂的一端在设于前述横向臂的靠轮毂座一侧端部的第1连结点上转动自如地与前述横向臂连结，另一端在沿车体前后方向而与前述横向臂的车体一侧连结点隔开的第2连结点上与前述车体连结，且用前述横向臂和前述压缩臂构成前述下拉臂。
在上述构造中，一旦车轮从路面受到车体前后方向的输入，该外部输入就使横向臂转动。这时，实质上是在进行外部输入，可使其经过第1连结点只在沿压缩臂的方向作用于车体。从而，与传统的A型下拉臂不同，没有围绕假想旋转中心而发生的转矩作用于车体，故可在整体上减小向车体的输入，并可减少车轮的车轮前端角度变化量。
这里，前述压缩臂的另一端最好经过第1衬套而与车体连结。第1衬套最好具有在前述第2连结点上相对连接前述第1连结点和前述第2连结点的直线而实质上垂直地配置的支撑轴、围住前述支撑轴而设的弹性体、设于前述弹性体内且在前述直线上隔着前述支撑轴而相对设置且充填了流体的第1流体室及第2流体室、使前述第1流体室与第2流体室连通的节流通路。这样可在整体上减小向车体施加的外部输入，不仅可减少车轮的车轮前端角度变化量，且第1衬套的第1及第2流体室内的流体通过节流通路而从两个流体室中的一个向另一个移动并发生衰减力，可使作用于车体的外部输入适当衰减，在沿压缩臂的方向适当吸收作用于车体的输入。
前述第1衬套还可以具备使前述节流通路的节流量变化以调节衰减力的衰减力调节装置。这样可将衰减力调节至最佳状态。
上述衰减力调节装置还可采用根据状态检测装置检测的车辆状态而变化节流通路节流量的构造。这样，可根据车辆的行驶状态调节衰减力，并根据情况适当调节压缩臂与车体间的刚性。
另外，最好把前述横向臂的另一端经过具有弹性的第2橡胶衬套而转动自如地与前述车体连结。为了把车辆前后方向的力作用于前述车轮且前述横向臂转动时发生的前述横向臂一端的车辆横向变位减少到最小，最好对前述第2衬套至少设定其车辆横向弹簧常数。这样，即使有车辆前后方向的力作用于车轮，与横向臂一端连接的车轮的车辆横向变位也可减到极小，可提高车辆的行驶稳定性。
这里，最好按照第1运算式设定前述弹簧常数，该第1运算式用前述车辆前后方向的力的横向臂轴线方向成分与在只有前述横向臂的转动发生的场合产生的前述横向臂一端的车辆横向变位量的倒数之间的函数来表示。这样，可设定适当的弹簧常数，有效地抑制车轮的车辆横向变位。
另外，前述车轮也可是操舵轮。在这种场合，与前述横向臂并列设置横拉杆，该横拉杆的一端摆动自如地与前述轮毂座连接，另一端与转向机构连结且通过转向机构的动作操纵前述操舵轮，前述横向臂的另一端经过具有弹性的第2橡胶衬套而转动自如地与前述车体连结。为了将车辆前后方向的力作用于前述车轮且前述横向臂转动时发生的前述车轮的车轮前端角度变化减少到最小，也可以对前述第2衬套至少设定其车辆横向弹簧常数。这样，在车轮为操舵轮时，可以减少车辆前后方向的力作用于车轮且横向臂及横拉杆转动时产生的车轮的车轮前端角度变化，提高车辆的行驶稳定性。
这里，最好按照第2运算式设定前述第2衬套的车辆横向弹簧常数，该第2运算式用在只有前述横向臂的转动发生的场合产生的前述横向臂一端的车辆横向变位量减去伴随前述车辆前后方向的力的作用引起的前述横拉杆的转动而产生的前述横拉杆另一端的变位量而得到的数值的倒数与前述车辆前后方向的力的横向臂轴线方向成分之间的函数来表示。这样，可设定适当的弹簧常数，有效地减少车轮的车轮前端角度的变化。
另外，前述车轮也可是操舵轮。在这种场合，与前述横向臂并列设置横拉杆，该横拉杆的一端摆动自如地与前述轮毂座连接，另一端与转向机构连结且通过转向机构的动作操纵前述操舵轮，前述横向臂的另一端经过具有弹性的第2橡胶衬套而转动自如地与前述车体连结。为了将车辆前后的力作用于前述车轮且前述横向臂及前述横拉杆转动时发生的前述横向臂一端的车辆横向变位减少到最小，同时将前述车轮的车轮前端角度变化减少到最小，可对前述第2衬套至少设定其车辆横向弹簧常数。这样，即使在车轮为操舵轮并且设有横拉杆时，也可以设定适当的弹簧常数，有效地减少车轮的车轮前端角度变化。
这里，也可以把前述第2衬套的车辆横向弹簧常数设定为第1弹簧常数与第2弹簧常数之间的中间值，该第1弹簧常数根据用前述车辆前后方向的力的横向臂轴线方向成分与在只有前述横向臂的转动发生的场合产生的前述横向臂一端的车辆横向变位量的倒数之间的函数来表示的第1运算式计算出，该第2弹簧常数根据用在只有前述横向臂的转动发生的场合产生的前述横向臂一端的车辆横向变位量减去伴随前述车辆前后方向的力的作用引起的前述横拉杆的转动而产生的前述横拉杆另一端的变位量而得到的数值的倒数与前述车辆前后方向的力的前述横向臂轴线方向成分之间的函数来表示的第2运算式计算出。这样，在车轮为操舵轮时，可以设定适当的弹簧常数，始终均衡地抑制车辆横向变位和车轮的前端角度变化。
另外，也可以经过作动机构把前述压缩臂的另一端与车体一侧连结，该作动机构可沿连接前述第1连结点与前述第2连结点的直线变位。这样，既可减少车轮前端角度变化又可积极地调节车轮的主销后倾角度。而且由于来自路面的输入是在沿作动机构驱动轴线的方向输入的，因此可减少施加给作动机构的负荷。
这里，前述作动机构最好由以下部分构成具有与前述第2连结点连结的连结支架的活塞、通过前述活塞分成2个流体室的气缸、以及通过对前述2个流体室给排流体而使前述活塞作往返运动的液压供给装置。这样，既可小型化，又可得到足够的驱动力。
前述作动机构最好做成根据状态检测装置检测的车辆状态而控制前述液压供给装置，使前述压缩臂的另一端沿着连接前述第1连结点和第2连结点的直线变位并调节车轮的主销后倾角。
最好前述状态检测装置至少包括以下检测装置中的一种，即检测车速的车速检测装置、检测操舵角的操舵角检测装置、检测作用于车辆的横向加速度的横加速度检测装置、检测作用于车辆的前后方向加速度的前后加速度检测装置。这样，可根据车辆的行驶状态适当调节主销后倾角。
附图的简单说明图1是适用于本发明所有实施例的撑杆式悬架装置的立体图。
图2是本发明第1实施例的撑杆式悬架装置下拉臂单元的局部剖视俯视图。
图3是沿图2及图24中III-III线的下拉臂单元的纵剖视图。
图4是第1实施例的悬架装置的可变刚性衰减衬套的纵剖视图。
图5表示图4中可变刚性衰减衬套的活塞移动的状态。
图6是沿图4中VI-VI线的可变刚性衰减衬套的横剖视图。
图7是沿图5中VII-VII线的可变刚性衰减衬套的横剖视图。
图8是第1实施例的悬架装置的油压控制单元的概略构成图。
图9表示在夹装于横向臂与车体之间的橡胶衬套为大略刚体的场合，当车辆前后方向的力FW作用于车轮时下拉臂单元及车轮的动作。
图10模型化地说明下拉臂单元的动作。
图11表示橡胶衬套的车辆横向弹簧常数、即刚性KaY的设定容许范围。
图12是以其转子位于液压油流通容许旋转位置的状态表示本发明第2实施例的悬架装置的可变刚性衰减衬套的纵剖视图。
图13是以其转子位于液压油流通阻断旋转位置的状态表示图12的可变刚性衰减衬套。
图14是沿图12中XIV-XIV线的可变刚性衰减衬套的横剖视图。
图15是沿图13中XV-XV线的可变刚性衰减衬套的横剖视图。
图16是表示与图12中的可变刚性衰减衬套连接的电子控制单元(ECU)的输入输出关系的方框图。
图17是表示图16中的ECU执行的可变刚性衰减衬套的刚性变化控制程序的流程图。
图18是表示图17中控制值i运算程序的流程图。
图19是表示控制值i与可变刚性衰减衬套的刚性及衰减力之间关系的曲线图。
图20是表示车速V与控制值iv之间关系的曲线图。
图21是表示计算横加速度GYc与控制值ig之间关系的曲线图。
图22表示向车轮施加的输入FW引起的作用于车体的横向臂一侧的分力FA2和压缩臂一侧的分力FB2。
图23是本发明第3实施例的撑杆式悬架装置的下拉臂的局部剖视俯视图。
图24是图23中作动机构的纵剖视图。
图25是使图23中作动机构工作的油压控制单元的概略图。
图26表示传统的一体式A型下拉臂。
图27表示向车轮施加的输入FW引起的作用于车体的传统一体式A型下拉臂各臂的分力FA1和FB1。
图28表示传统的分割式下拉臂。
实施发明的最佳形态以下结合
本发明的悬架装置。
图1表示本发明第1实施例的悬架装置、即撑杆式悬架装置10。该悬架装置10与前后各有2轮的车辆的前轮(操舵轮)连结，具有撑杆11与下拉臂单元30。图1中的符号X表示撑杆11的轴线、即转向节主销轴。
撑杆11具有用多个螺栓24固定在车体(未图示)上的撑杆安装架12。在撑杆安装架12的中心部，经过减震橡胶(未图示)嵌入球轴承(未图示)。在该球轴承的内圈中压入减震器14的活塞杆15的前端。
减震器14的活塞杆15及气缸16上分别固定着上弹簧座17及下弹簧座18。弹簧座17、18相互面对且相互隔开设置，在弹簧座17、18之间压缩设置着螺旋弹簧19。
在气缸16的下端部固定着支架20，在该支架20上通过多个紧固件固定着转向节(轮毂座)22的上端。在转向节22的中央部，经过车轮轴承(未图示)旋转自如地安装着轮毂(未图示)。在该轮毂上，如图1双点划线所示，安装着车轮1。
以下结合图2和图3说明车辆右前轮一侧的下拉臂单元30。左前轮一侧的下拉臂与右前轮一侧的构造相同。
如图3所示，在横向臂31的车辆宽度方向外端的转向节连接部40上设有万向节、即球形接头42。在该球形接头42的前端部，通过螺帽44而连接固定着转向节22的下端。由于该球形接头42和上述球轴承的存在，转向节22可围绕转向节主销轴X旋转，车轮1经过转向节22和后面将详述的横拉杆28而如图2的双点划线所示那样被操舵。
在转向节22与转向节连接部40之间，设有围住球形接头42中间部的罩子46。在该罩子46的内部充满润滑剂，可防止球形接头42的转动部沾染灰尘并可对其润滑而使之良好地转动。
在横向臂31的车体宽度方向内端设有环状部32。环状部32形成筒状，其内部设置与环状部32同轴的橡胶衬套(第2衬套)34。
如图2所示，在车体的一部分、即构件2上，与环状部32的两端面相对且相互平行地凸出设置着分别穿设贯通孔4、4的一对板状安装支架3、3。螺栓35穿过这些贯通孔4、4和橡胶衬套34，使横向臂31围绕螺栓35转动自如并与安装支架3、3连结。
在螺栓35的前端部，经过垫圈37而与螺帽36螺纹结合。从而使螺栓35可靠地保持在安装支架3、3上而不会脱落，且使横向臂31稳定地支撑于构件2上。
环状部32及其周边要素的关系如下比环状部32的两个开口端更向外侧凸出的橡胶衬套34的芯34a的两端面与安装支架3、3的相对面之间没有间隙，橡胶衬套34稳固地保持在安装支架3、3之间。然而，由于橡胶衬套34的挠曲性，横向臂31不仅围绕螺栓35且围绕螺栓35中央的转动中心O而在车辆前后方向转动自如。
横向臂31从车辆宽度方向看，在该臂31的中间部与转向节连接部40之间在上下一分为二，形成一对压缩臂连接部50、50。在被该压缩臂连接部50、50隔出的空间设有压缩臂60的外端、即环状部62。
在环状部62的内部固定设有与环状部62同轴的橡胶衬套64。在压缩臂连接部50、50上分别开设有贯通孔52、52。如图2所示，贯通孔52、52(图3)的中心(转动中心Q)位于后面将详述的可变刚性衰减衬套70的轴线Y的延长线上。螺栓54贯穿这些贯通孔52、52和橡胶衬套64，通过该螺栓54，压缩臂60围绕螺栓54、即转动中心Q(第1连结点)转动自如，且与压缩臂连接部50、50连结。
螺栓54的前端部经过垫圈57而与螺帽56螺纹结合，从而使螺栓54可靠地保持在压缩臂连接部50、50上而不会脱落，并使压缩臂60稳定地支撑于横向臂31上。
环状部62及其周边要素的关系如下比环状部62的两个开口端更向外侧凸出的橡胶衬套64的芯64a的两端面与压缩臂连接部50、50的相对面之间没有间隙，橡胶衬套64稳固地保持在压缩臂连接部50、50之间。然而，由于橡胶衬套64的挠曲性，压缩臂60不仅围绕螺栓54且围绕螺栓54中央转动自如。
如图2所示，在压缩臂60的后端(内端)连接着可变化衰减力的可变刚性衰减衬套(第1衬套)70。臂60与衬套70的连接点构成支点G。衬套70通过螺栓等紧固件71而固定于构件2上。在衬套70上连接着后面将详述的油压控制单元100。
另外，在图2中用符号W表示连接转向节主销轴X和转动中心O的线、即横向臂31的轴线，用符号U表示连接转动中心O和支点G的线。该线U在没有任何负荷施加于下拉臂单元30时与线W大致垂直。
如图2所示，转向节22具有臂，在该臂的终端连接着围绕转动中心S转动自如的横拉杆28的外端。横拉杆28的内端围绕转动中心T转动自如并与转向机构26连结。因此，如上所述，可实现车轮1的操舵。
在图2中，横向臂31的轴线W与横拉杆28的转动中心S之间的距离用符号c表示，横向臂轴线W与横拉杆28的转动中心T之间的距离用符号d表示。关于距离c、d，譬如设定距离d为大于或等于距离c(d≥c)。当假定横拉杆28和横向臂31为大致相同长度的场合，一旦距离d大于距离c，当车辆前后方向的力FW作用于车轮1时，车轮1具有前束倾向，可以确保车辆行驶稳定性，状况良好。不过为了方便起见，在本实施例中主要说明距离d与距离c相同(d＝c)时的情况。
以下结合图4到图8说明可变刚性衰减衬套70。
如图4所示，在压缩臂60的后端(车体宽度方向内端)形成环状部67，该环状部67中嵌入可变刚性衰减衬套70。具体地说，可变刚性衰减衬套70由圆筒状的本体74和固定于该衬套本体74周围的橡胶衬套68构成。该橡胶衬套68被压入压缩臂60的环状部67内，使该橡胶衬套68、进而使衬套70与压缩臂60连接。
在橡胶衬套68内，形成液体室(第1流体室)68a和液体室(第2流体室)68b，这2个液体室68a和68b沿衬套本体74的轴线延伸。具体地说，如图4和图6所示，液体室68a和68b是在压缩臂60的轴线Y的延长线上隔着衬套本体74互为相对且沿着衬套本体74的外周而设置。在这些液体室68a和68b内充填着液压油。
在衬套本体74靠油压控制单元100一侧的端部，沿衬套本体74的轴线穿设有圆筒状气缸孔76，该气缸孔76和液体室68a、以及气缸孔76和液体室68b可分别通过细口径的液体通路(节流通路)78、79而连通。即，液体室68a和液体室68b可经过液体通路78、79及气缸孔79而连通。
气缸孔76内插入滑动自如的活塞80，在活塞80的外周形成环状槽82。即，由气缸孔76和活塞80构成滑阀(衰减力调节装置)。图4中的符号84、85表示外嵌在活塞80上的活塞环。
活塞80上穿设有圆筒状弹簧孔87，在该弹簧孔87内插入螺旋弹簧86。螺旋弹簧86被压缩设置在活塞80与衬套本体74的底壁77之间，并向脱离底壁77的方向对活塞80加力。
衬套本体74的气缸孔76中插入高压管88的一端。高压管88的另一端与油压控制单元100连接，由此而使液压油(控制压力)经过高压管88而向气缸孔76内的活塞80供给。
在高压管88的前端部外周面上形成止动部89。把高压管88插入气缸孔76内，直至止动部89与气缸孔76的阶梯部76a相接，接着，把外嵌在高压管88上的止动件90旋入衬套本体74内，直至其前端面与止动部89的相对面相接，由此而把高压管88固定于衬套本体74中。这样，除了与高压管88连通外，气缸孔76保持密封状态。
高压管88的前端与活塞80相接，从而限制了被螺旋弹簧86加力的活塞80向高压管一侧滑动。当活塞80取图4所示的位置(原位置)时，活塞80的环状槽82在衬套长度方向的位置与液体通路78、79的开口在该方向的位置相一致。从而在图4所示的活塞位置上，液压油经过液体通路78、79及槽82而在液体室68a、68b间来回自如(见图6)。
在衬套本体74上设有凸缘72及一对凸缘73、73，在凸缘72上穿设有贯通孔72a，在凸缘73、73上分别穿设有贯通孔73a、73a。如图2所示，紧固件71分别贯通插入贯通孔72a、贯通孔73a、73a，通过这些紧固件71与构件2的连结，可变刚性衰减衬套70被固定于构件2上。
如图8所示，经过高压管88而向气缸孔76内的活塞80供给液压油的油压控制单元100具有产生油压用的泵102。该泵102受引擎(未图示)驱动，并在引擎工作时被持续驱动。
泵102的吸入口连接管路104，该管路104延伸至贮藏液压油的泄油罐106。另一方面，泵102的排出口连接管路108，该管路108连接动力转向阀120。动力转向阀120连接管路122、124及管路126。管路122、124连接动力气缸128，而且管路126延伸至泄油罐106。动力转向阀120具有如下功能当方向盘(未图示)受到操作，操舵角θ的绝对值|θ|增大时，根据操舵角θ的正负(操舵方向)经过管路122或124向动力气缸128供给液压，而在方向盘未被操作的状态下，液压油则原封不动地经过管路126而返回泄油罐106。
从管路108分出管路140，管路140经过控制压力保持单元150而连接高压管88。
控制压力保持单元150是由并列设置的单向阀152和节流孔154构成。即，该控制压力保持单元150在高压管88内的油压降低时，经过管路140流入的液压油可自由地流向高压管88，而当管路140内的油压降低时，用单向阀152阻止企图从高压管88向管路140反流的液压油，并把高压管88内的液压油仅引向节流孔154。从而，该控制压力保持单元150可以阻止流入高压管88一侧的液压油立即返回管路140一侧，暂时保持高压管88内的油压。
如图8所示，高压管88在与泵102相反的一侧一分为二。高压管88的一个分支管连接右前轮一侧的可变刚性衰减衬套70，另一个分支管连接左前轮一侧的可变刚性衰减衬套(未图示)。
然而，设于横向臂31靠车体一端的橡胶衬套(第2衬套)34的弹簧常数、即刚性Ka是预先设置为适当值。具体地说，车辆前后方向的刚性KaX与车体横向的刚性KaY分别设定为适当的值。由于横向刚性KaY尤其关系到车辆行驶稳定性，故比前后方向刚性KaX更受重视。以下说明设定橡胶衬套34横向刚性KaY的顺序。
现在来看在橡胶衬套34的刚性Ka非常大并成为大略刚体的场合，车体前后方向的力FW作用于车轮1时下拉臂单元30及车轮1各自的动作。
如图9所示，一旦力FW作用于车轮1，横向臂31即变位到虚线位置。在该变位过程中，因橡胶衬套34为大略刚体，故横向臂31在转动中心O与转向节主销轴X间的距离保持固定的状态下围绕转动中心O转动。与此同时，压缩臂60一边推压可变刚性衰减衬套70的橡胶衬套68，一边围绕转动中心Q转动并变位至虚线位置。另外，随着横向臂31变位，臂31上所装的转向节22亦变位。随着转向节22的变位，横拉杆28围绕转动中心T转动到虚线位置。
正如结合图2所说明的，线W与转动中心T之间的距离d被设定为大于或等于线W与转动中心S之间的距离c。而且横向臂31的转动中心O与转向节主销轴X之间的距离不一定等同于横拉杆28的转动中心T与转动中心S之间的距离。在本实施例中，转动中心T与转动中心S之间的距离设定为略大于转动中心O与转向节主销轴X之间的距离。即，横向臂31与横拉杆28不具有平行连杆的作用。
从而，从车体横向的变位成分看，转向节主销轴X随着横向臂31围绕转动中心O的转动而向车体2一侧变位，其变位量为Δyb，而转动中心S随着横拉杆28围绕转动中心T的转动向与转向节主销轴X相同的方向变位，其变位量为小于Δyb的Δyt。从而，设于转向节主销轴X与转动中心S之间的转向节22在变位至虚线位置的过程中，在图9中围绕转向节主销轴X而略作逆时针转动。与此同时，车轮1也围绕转向节主销轴X作逆时针转动。即，这里如虚线所示，在车轮1向车体2一侧作变位量为Δyt的变位的同时，其车轮前端角度也发生变化量为Δθs的变化。即，如上所述，一旦受到车体前后方向的力FW，车轮1具有前束倾向。
然而，如果不仅车轮1的横向位置发生变化，而且其车轮前端角度也发生变化，那么即使是向前束一侧的变化，也不利于充分确保车辆的行驶稳定性。因此本实施例在实验基础上设定了可使车轮1的横向变位与转向角变化都实现最小化的橡胶衬套34的横向刚性KaY。
图10模型化地表示下拉臂单元30，以下结合图10，说明可使车轮1的横向位置变化(变位量Δy)实现最小化的橡胶衬套刚性KaY的设定顺序。
图10中的空心箭头表示下拉臂单元30整体的前后刚性KX。首先从式(1)计算出该前后刚性KX。
KX＝KG·cos2φ/L2...(1)式中，KG是支点G上的可变刚性衰减衬套70在压缩臂60轴向的弹簧常数，即刚性，φ是压缩臂60相对车轮1的角度，L表示力FW不作用于车轮1时从转动中心O到转动中心Q的距离a与从转动中心O到转向节主销轴X的距离b之比(L＝b/a)。
在力FW作用于车辆前后方向且下拉臂30呈图10中虚线所示状态的场合，为了不使转向节主销轴X在横向臂31转动时发生横向变位，最好使橡胶衬套34在横向臂31转动时用与转向节主销轴X的变位量Δyb(图9)相等的变位量Δyf(Δyf＝FW·L·tanφ/KaY)作与转向节主销轴变位相反方向的变位，用橡胶衬套34的横向变形量Δyf抵销转向节主销轴X的变位量Δyb(Δyf＝Δyb)。这样，通过转向节主销轴变位量Δyb与橡胶衬套变形量Δyf之差表示的车轮1的横向变化量即为零。把车轮横向变化作为零的橡胶衬套刚性KaY用把式(1)变形得到的式(2)(第1运算式)表示，从该式(2)计算出刚性KaY。
KaY＝FW·L·tanφ/Δyb＝FW·L·tanφ/b·(1/cosφ-1)...(2)式中，φ可用上述KX容易地从式(3)计算出。
φ＝FW/KX·b...(3)如此即可求出可使车轮1的横向位置变化、即变位量Δy实现最小化的刚性KaY。然而，如果转向节22与横拉杆28之间的连结点S发生横向变位，则转向节22以相当于连结点S的变位量Δyt的角度围绕转向节主销轴X转动，从而，车轮1如图9虚线所示那样发生转向角变化并形成前束倾向。为了完全防止该转向角(车轮前端角度)变化，必须使转向节主销轴X以横拉杆28与转向节22之间的连结点S的横向变位量Δyt作横向变位。
因此，本实施例对横拉杆28与转向节22之间的连结点S的的横向变位量Δyt也作了预先考虑，并通过以下的式(4)(第2运算式)求出更加适当的刚性KaY。
KaY＝FW·L·tanφ/(Δyb-Δyt)＝FW·L·tanφ/(b·(1/cosφ-1)-Δyt)...(4)式中，Δyb-Δyt表示在横拉杆28与转向节22之间的连结点作使转向角变化实现最小化所必需的变位量为Δyt的车体横向变位的场合，使转向角变化实现最小化所必需的转向节主销轴X的横向变位量Δyb’。该变位量Δyb’(＝Δyb-Δyt)的值在本实施例中小于变位量Δyb(Δyb’＜Δyb)。即，为使转向角变化实现最小化而根据式(4)计算出的橡胶衬套刚性KaY的值大于单纯为使车轮1的横向变位量Δy实现最小化而从式(2)求出的值。故橡胶衬套34的横向刚性KaY设定得较大，较坚硬。
这样一来，即在兼顾车轮1的横向位置变化与转向角变化的前提下均衡适当地设定了橡胶衬套34的横向刚性KaY，在力FW作用时，既可防止车轮1的横向变位，又可防止车轮1的车轮前端角度变化，可有效地确保车辆的行驶稳定性。
不过，可变刚性衰减衬套70的刚性KG根据衰减力调节而变化。从而，实际上是根据变化的刚性KG而选择设定最佳的刚性KaY。
图11表示下拉臂单元30整体的前后刚性KX与橡胶衬套34的横向刚性KaY之间的关系。换言之，图11表示橡胶衬套刚性KaY相对可变刚性衰减衬套70的刚性KG的变化。图11中的实线表示只为防止车轮1的横向变位(Δy)而设定的刚性KaY，虚线则表示考虑到横拉杆28与转向节22之间的连结点S的变位量Δyt，为防止转向角变化(Δθs)而更加恰当地设定的刚性KaY。
如图11所示，在总体上，橡胶衬套34的横向刚性KaY具有随着下拉臂单元30的前后方向刚性KX增大而增大的特性。从而，当把刚性KaY设定为图11实线上的譬如值KaY0时，具有该刚性KaY0的橡胶衬套34在下拉臂单元34的前后刚性KX增大时不能发挥良好的弹力作用。结果是，车轮前端角度会发生意外的大变化，破坏车辆的行驶稳定性。
因此，为了使车轮1的横向位置变化(Δy)和转向角变化(Δθs)两者都在容许范围内，把橡胶衬套34的横向刚性KaY设定为图11中实线与虚线所夹的范围内(斜线部分)的值(譬如KaY1)。
另外，关于橡胶衬套34的前后方向刚性KaX，在此省略说明，该刚性KaX最好是兼顾下拉臂单元30整体的前后刚性KX而适当设定。
以下说明如此构成的撑杆式悬架装置10的作用。这里，分别就方向盘未被操作且操舵角θ的绝对值|θ|未达到零值附近的规定值θ1(0≤|θ|＜θ1)的场合、以及方向盘被操作且操舵角θ的绝对值|θ|达到规定值θ1以上(|θ|≥θ1)的场合进行说明。另外这里主要就右前轮一侧进行说明，而左前轮一侧也具有相同作用。
|θ|在零值附近(0≤|θ|＜θ1)时在方向盘未被操作且操舵角θ的绝对值|θ|在零值附近(0≤|θ|＜θ1)的场合，在图8所示的油压控制单元100中，从泵102排出的液压油经过管路108、动力转向阀120及管路126向泄油罐106环流。液压油经过管路140及单向阀152而向可变刚性衰减衬套70供给。
此时，通道108内的油压不那么高，因此，供给于可变刚性衰减衬套70的油压(车辆的状态量)也相应较低。在这种情况下，由于不能与在可变刚性衰减衬套70内的活塞80上作用先导压力的螺旋弹簧86的附加弹力相抗衡，故活塞保持在80与高压管88的顶端抵接的位置即如图4所示的原位。
当活塞80在原位时，如上所述，因活塞80的槽82的位置与液体通道78、79的开口部位置一致，液压油通过液体通道78、79而在液体室68a与液体室68b之间来回自如。因而在这种情况下，对于可变刚性衰减衬套70，一旦存在着作用在如图4中空心箭头250所示的压缩臂60轴向上的输入，则液压油就通过液体通道78、79及槽82而在液体室68a、68b之间来往。
不过，当液压油通过液体通道78、79而在液体室68a、68b之间来往时，随着当液压油在液体通道78、79内流动时所发生的摩擦力而发生对于输入的衰减力。这种衰减力，是由液体通道78、79的截面积来决定的，而这里，这种衰减力较低。因而在这种情况下，可变刚性衰减衬套70就一面容许压缩臂60变位，一面缓慢而充分地吸收来自压缩臂60的输入。
由此，随着压缩臂60的变位，车轮1就以变位量ΔS1较大地变位到图2中空心箭头252所示方向用虚线表示的位置，相反，输入被较好吸收，则难以传递到车体侧，其结果，乘客就不会感到不舒服，并可避免乘坐感觉的恶化。
|θ|为规定值θ1以上(|θ|≥θ1)当操作方向盘，操舵角θ的绝对值|θ|为规定值θ1以上(|θ|≥θ1)时，在油压控制单元100中，通过动力转向阀120的动作，一方面流到通道126的液压油被阻断，另一方面容许液压油流到通道122或通道124。由此，根据操舵角θ的正负，从泵102排到通道108的液压油，经通道122或通道124而使动力气缸128动作。
此时，液压油也通过管路140与单向阀152供给可变刚性衰减衬套70，但在这种情况下，因流到管路126的液压油被阻断，使管路108内的油压上升，故高压的液压油经高压管88而供给可变刚性衰减衬套70，从而可变刚性衰减衬套70内的活塞80用高压的先导压力抗衡螺旋弹簧86的附加弹力而被压到底壁77侧。
图5表示活塞80因高压的先导压力被加力状态下的可变刚性衰减衬套70，图7表示沿图5中的VII-VII线的剖视图。如图5及图7所示，在活塞80因高压的先导压力被加力状态下，活塞80的顶端81移动到与衬套本体74的底壁77抵接的位置。此时，活塞80的槽82的位置偏离液体通道78、79的开口部位置，液体通道78、79之间，即在液体室68a与液体室68b之间的液压油的流通被阻断。
因而，在这种情况下，即使通过压缩臂60将图5中用空心箭头250所示的输入作用于可变刚性衰减衬套70，液压油也不会在所有液体室68a、68b之间来往，则可变刚性衰减衬套70成为高刚性。
所以在这种情况下，压缩臂60的变位只是由橡胶衬套68具有的弹性带来的，车轮1是在图2中用空心箭头252所示的方向变位的，其变位最多在用单点划线所示的位置，且变位量小到ΔS2左右。如此，当车轮1的变位量变小，则车辆的转弯力，即拐弯力就可靠地发挥作用，从而就可实现与方向盘操作相应的合适的转弯行驶。
另外，当泵102的排出压力较低时，则先导压力也较低，此时，活塞80的移动量就小，稍微容许液压油在液体室68a与液体室68b之间的流通。因而，车辆在低μ路行驶中一般泵102的排出压力就低，而在这样的情况下，刚性与衰减性恰好平衡，适于防止车轮1的滑动。
不过，当操作方向盘而操舵角θ的绝对值|θ|超过规定值θ1后，在复位侧操作方向盘，一旦操舵角θ的绝对值|θ|再次不满规定值θ1(0≤|θ|＜θ1)时，再次将动力转向阀120切换到中间动作位置。并且，液压油经管路126而环流到泄油罐106，降低管路108内的油压。由此，管路108内的油压就比高压管88内的油压小，先导压力保持装置150内的单向阀152被关闭，高压管88内的液压油仅通过小孔154而回流到管路108侧。
但是，因所述小孔154如上所述对流量具有节流作用，故高压管88内的液压油，通过小孔154而非常缓慢地回流到通道108侧。因而，即使是在复位侧操作方向盘，高压管88内的液压油也暂时保持高压而可变刚性衰减衬套70仍维持高刚性的状态。即，在转弯行驶等、频繁操作方向盘而操舵角θ在0值交界处变动并连续进行转弯行驶状态的运转状况中，可变刚性衰减衬套70维持在高刚性，良好地维持了车辆的转弯行驶性。
图22表示矢量图，将由路面作用于车轮1的力FW分解成作用于横向臂31与车体的连结点(转动中心O)的FA2和作用于压缩臂60与车体的连结点(支点G)的FB2。从图22得知，当用横向臂31与压缩臂60构成下拉臂时，与图27所示的现有A型下拉臂相比，力FA2的方向不同，力的大小变小，而力FB2的方向与压缩臂60的轴向完全一致，力的大小仍然变小。因而，在这种分割横向臂31与压缩臂60且使其转动自如地互相连结的结构的本发明的悬架装置中，可使下拉臂不受到过分的负担，从而可提高下拉臂单元30的耐用性。
另外，在本实施例中，如上所述，将横向臂31的橡胶衬套34的车辆横向刚性KaY设定在车轮1的横向变位(Δy)与转向角变化(Δθs)均衡且最小化的适合的刚性值。因此，即使车辆行驶中在车轮1上作用了力FW，车轮1的横向位置与车轮前端角度基本上不会变化，如图2中用虚线或单点划线所示。因而，本发明的悬架装置也可适当地确保车辆的行驶安定性。
下面，就本发明第2实施例的悬架装置进行说明。
在本第2实施例中，仅将在第1实施例中说明的撑杆式悬架装置10的结构中、右前轮用的可变刚性衰减衬套70与左前轮用的可变刚性衰减衬套置换成与它们不同的可变刚性衰减衬套170与可变刚性衰减衬套，这里，关于和第1实施例的相同部分省略说明，以适用于右车轮侧的可变刚性衰减衬套170的结构与作用为中心，根据图12至图21来说明。
参照图12，可变刚性衰减衬套170嵌入在压缩臂60后端上所形成的环状部67而设置，这与第1实施例的情况相同。
并且，在可变刚性衰减衬套170的本体174上，与第1实施例的情况相同，与衬套本体174周围固定地设有内部具有液体室(第1液体室)168a与液体室(第2液体室)168b的橡胶衬套168，在液体室168a、168b内充入有液压油。并且，从液体室168a向在衬套本体174上穿设的气缸孔176延伸有液体通道(节流通道)178；从液体室168b向在衬套本体174上穿设的气缸孔176延伸有液体通道(节流通道)179。
在气缸孔176内，嵌入有旋转式滑阀(衰减力调节装置)180。进一步，旋转式滑阀180的筒状外管181插入气缸孔176，以使其外周面与气缸孔176的内面接触。并且，旋转式滑阀180在其后端部182大致与衬套本体174一体固定。
在外管181上穿设有与上述液体通道178的开口匹配且具有大致与液体通道178同样流道面积的一对孔181a、181b，并穿设有与液体通道179的开口匹配且具有大致与液体通道179同样流道面积的一对孔181c、181d。
而且，在所述外管181内，嵌入有与外管181内面接触且在其轴线旋转自如的筒状转子186。在该转子186上穿设有与上述一对孔181a、181b及181c、181d具有同样位置关系的一对孔186a、186b及一对孔186c、186d。
图14表示沿图12中XIV-XIV线的剖视图。转子186处于图14所示的旋转位置，在转子186的孔186a的位置与外管181孔181a的位置处于一致的情况下，孔181d也与孔186d一致。因而，通过液体通道178、179及转子186内的室187，液压油在液体室168a、168b之间来往自如。此时，可变刚性衰减衬套170具有较小的衰减力。
另一方面，详如后详述，当转子186从图14所示的旋转位置旋转到图15所示的旋转位置时，转子186的孔186a、186d的位置就偏离外管181的孔181a及181d，此时，在液体室168a与液体室168b之间的液压油的流通被阻断，可变刚性衰减衬套170就具有较高刚性。
如图12所示，转子186在外管181内通过旋转的旋转轴192而与步进电动机190连结。因而，转子186随着步进电动机190的旋转而在外管181内旋转。另外，在步进电动机190上连结有将驱动信号供给于步进电动机190的电线束194，而电线束194与后述的电子控制装置(ECU)300连结。
图12中，符号183、184、185分别是在外管181上外嵌的油封，而外管181的外周面与气缸孔176的内面之间应无间隙。
参照图16，与电线束194连结的ECU300和周边要素的连结关系用方框图来表示。
如图16所示，在ECU300的输入侧，连结有检测操舵角θ的方向盘角度传感器302；检测车速V的车速传感器304；检测车辆横向加速度GY的横向加速度传感器306；设在车辆前部、检测车辆前方路面高低的预检传感器308；将可变刚性衰减衬套170的刚性可变控制方式有选择地切换到硬、软或自动的各种方式的选择开关309。传感器302、304、306与308及开关309构成对车辆状态进行检测的状态量检测装置。另一方面，在ECU300的输出侧，连结有驱动控制步进电动机190的步进电动机驱动单元310。ECU300将与选择开关309或方向盘角度传感器302、车速传感器304、横向加速度传感器306及预检传感器308的输入信号相应的输出信号输出到步进电动机驱动单元310。由此，根据来自步进电动机驱动单元310的驱动信号而使步进电动机190旋转，结果，转子186在外管181内旋转。
图17表示ECU300执行的、可变刚性衰减衬套170的刚性可变控制程序的流程图，下面按图17说明如上述构成的可变刚性衰减衬套170的作用。
首先，在步骤S10中，进行开始控制用的起始定位，即进行执行控制用的初期设定。
在下个步骤S12中，执行使步进电动机190的实际旋转量与目标值一致用的步进电动机位置控制，即执行反馈控制。该控制是一般的反馈控制，关于其详细说明这里省略。
而在步骤S14中，读入刚性可变控制方式、即表示选择开关309切换位置的信号，在步骤S16中，选择开关309切换到自动方式位置并通过选择开关309判别是否选择自动方式。当在该步骤S16中的判别结果在假(否)的情况下，就进入到下一个步骤S18。
在步骤S18中，是否用选择开关309选择“硬”方式，即判别可变刚性衰减衬套170是否处于获得高刚性的动作状态。当所述判别结果在真(是)、即用选择开关309选择“硬”方式的情况下，就进入到下一个步骤S20。
在步骤S20中，将与从步进电动机驱动单元310输出到步进电动机190的控制电流值对应的控制值i设定在0值(i＝0)。
图19是表示控制值i与可变刚性衰减衬套170的刚性及衰减力的关系曲线。如图19所示，当控制值i小时，则刚性大，另一方面，随着控制值i变大，则刚性慢慢地变小。另外，对于衰减力而言，当控制值i小时，因刚性高，故元衰减力呈现，而随着控制值i一定程度地变大，就呈现衰减力，当控制值i进一步变大时，则衰减力与刚性一起慢慢变小。
因而，所谓控制值i为0值的情况，即指从外管181的孔181a及孔181d的位置到转子186的孔186a、孔186d完全错开并控制步进电动机190以使转子186旋转，从而提高可变刚性衰减衬套170的刚性。
这里，参照图13及图15，图15表示沿图13中XIV-XIV线剖视的，控制值i表示0值时的可变刚性衰减衬套170的动作状态。如图15所示，此时，转子186从图14所示的旋转位置大致转过90°。并且，孔186a、孔186d的位置完全偏离外管181的孔181a、孔181d。因而，当控制值i在0值的情况下，液体室168a与液体室168b的连通完全被阻断，且在两液体室之间的液压油流通被阻止，而可变刚性衰减衬套170的刚性为最大。此外，所述转子186的旋转位置实际上成为转子186的基准旋转位置。即，一旦传到步进电动机190的电流供给消失，则转子186成为图15中所示的旋转位置。
当在步骤S18中的判别结果为否的情况下，可判定选择开关309切换到不是“自动”或“硬”方式位置的“软”方式位置，接着进入到步骤S22。在该步骤S22中，控制值i设定1.0值(i＝1.0)。所谓控制值i为1.0值的情况，即指要使外管181的孔181a及孔181d的位置与转子186的孔186a、孔186d完全一致，则控制应使转子186在图12与图14所示的旋转位置上旋转的步进电动机190，从而使可变刚性衰减衬套170的刚性降到最低值(参照图19)。
当在先前的步骤S16中的判别结果为是的情况、即用选择开关309选择“自动”方式的情况下，就进入到下一个步骤S24。在该步骤S24中，判别操舵角θ或横向加速度GY是否进入规定范围内。具体地说，判别操舵角θ是否例如既大于-5度而小于5度；或判别横向加速度GY是否例如大于-0.1g而小于0.1g。当操舵角θ或横向加速度GY进入所述的规定范围内的情况下，就意味着车辆不进行转弯行驶，而是直线行驶的状态。
而在步骤S24中判别结果为否、操舵角θ或横向加速度GY超出规定范围、且车辆处于转弯行驶的状态下，则进入到下一个步骤S30。
在步骤S30中，欲设定适当的控制值i而进行控制值i的运算。即在该步骤S30中，根据车辆的运转状况而求得最合适的控制值i，由此，可获得最合适的刚性与衰减力(参照图19)。当运算控制值i时，执行图18所示的控制值i运算程序。下面，参照图18就控制值i的运算步骤进行说明。
在步骤S32中，从预先设定了车速V与控制值iv关系的图20所示的记录图中上，求得与车速V对应的控制值iv。在所述记录图中，随着车速V变大而控制值iv就小，即为了刚性高，设定控制值iv。
在下一个步骤S34中，从图21所示的记录图上，求得控制值ig，而所述控制值ig是与根据由方向盘角度传感器302检测的操舵角θ而算出的计算横向加速度GYc对应的。在所述记录图上，预先设定有计算横向加速度GYc与控制值ig的关系。而该控制值ig是相对于控制值iv的修正值，且其最大值设定在例如0.5。
在步骤S36中，从上述求得的控制值iv减去控制值ig而决定控制值ic(ic＝iv-ig)。控制值ig越大，即计算横向加速度GYc越大，该控制值ic越小值。也就是说，即使是同样车速V，在转弯行驶时将控制值ic缩小而进一步提高刚性。
在步骤S38中，判别用横向加速度传感器306检测的横向加速度GY是否在规定的频率例如2.5Hz以上变化。即，判别是否在必须进行S形行驶等的不良路面上行驶。当在步骤S38中的判别结果为是的情况下，则在下一个步骤S40中将不良路面特征FR设定值在1，另一方面，当判别结果为否的情况下，则在步骤S42中将不良路面特征FR设定值在0。
在步骤S50中，判别不良路面特征FR是否是值1。当判别结果为是、即车辆被判定为在不良路面上行驶时，就进入到下一个步骤S52。在该步骤S52中，将不良路面修正系数KR(0＜KR＜1)乘以控制值ic使控制值ic进一步减少，以使可变刚性衰减衬套170修正成为高刚性。
并且，进入到步骤S54，使控制值ic设定为控制值i。另外，当在步骤S50中的判别结果为否的情况下，则从步骤S50进入到步骤S54，将不修正不良路面的控制值ic设定为控制值i。
当如此算出控制值i时，步进电动机190仅以与所述控制值i相应的量使转子186旋转。此时转子186的旋转位置成为图14所示位置与图15所示位置的中间位置。由此，外管181的孔181a、孔181d与转子186的孔186a、孔186d的重叠范围变化而调节流道面积，从而可适当调节可变刚性衰减衬套170(参照图19)。
再参照图17，当在刚性可变控制程序的步骤S24中的判别结果为是、即车辆被判定为在直线行驶的情况下，就进入到步骤S26。这里，检测是否从预检传感器308的输出信号。当在该步骤S26中的判别结果为是、即判定在车辆前方道路上有起伏的情况下，欲防止在车辆越过起伏时所发生的振动，则进入到上述步骤S22以控制值i设定为1.0，降低可变刚性衰减衬套170的刚性。
另一方面，当步骤S26的判别结果为否，不从预检传感器308输出信号的情况下，则进入到上述的步骤S30，仍按图18的流程图进行控制值i的运算。即，在步骤S16的判别结果为是，通过选择开关309而选择自动方式的情况时，除了检测从预检传感器308的输出信号的情况外，在步骤S30中，对最适合的控制值i作经常性运算，从而获得合适的可变刚性衰减衬套170的刚性。
如上所述，若采用第2实施例的悬架装置，则可根据经选择开关309的方式切换而设定控制值i，又可根据车速V、横向加速度GY、操舵角θ等而将控制值i设定在最适当值。因此，可适当调节可变刚性衰减衬套170的刚性与衰减力。因而，当在车速V较小、或横向加速度GY、操舵角θ也小的那种情况下，适当地使可变刚性衰减衬套170的刚性降低并可将乘坐感觉放在第一位，另一方面，当在车速V较大、或横向加速度GY、操舵角θ也大的情况下，则可充分提高可变刚性衰减衬套170的刚性而使压缩臂60的变位、即车轮1的变位缩小，故在高速直线行驶时无摇摆振动等而提高行驶的稳定性，另外在转弯行驶时，可将拐弯力可靠地作用于车体而提高转弯。
以上，如根据第1与第2实施例详细说明，在本发明的悬架装置中，将下拉臂分成横向臂31与压缩臂60，通过下拉臂将作用于车体的力缩小，从而可使下拉臂不受到过分的负载，可提高下拉臂单元30的耐用性。此时，由于在转动中心O与转向节主销轴X之间的线W上无现有技术中存在的关节，横向臂31以一根的刚体形成，故即使车辆横向力直接作用于车轮1的情况下也不会发生定向变化。
此外，由于将小型的可变刚性衰减衬套70、170设在压缩臂60与车体之间，随着车辆的行驶状态而调节其刚性与衰减性，故在直线行驶时，根据车速V等可确保良好的乘坐感觉与行驶稳定性，另一方面，在转弯行驶时，也可确保方向盘操作相应的适当的转弯性能。
另外，由于将横向臂31的橡胶衬套34的车辆的横向刚性KaY设定在车轮1的横向变位(Δy)与转向角变化(Δθs)均衡且最小化的适合的刚性值，故在车辆的行驶中而使力FW作用于车轮1，横向臂31围绕转动中心O在车辆前后方向转动，相应的横拉杆28围绕转动中心T转动，也可使与这些横向臂31与横拉杆28的各自顶端连结的转向节22支承的车轮1的横向位置与车轮前端角度非常合适地保持不变，而车轮1的横向位置与车轮前端角度，由此可良好确保车辆的行驶稳定性，尤其可良好确保在直线行驶中的制动、加速时的行驶稳定性。
另外，横向臂31及压缩臂60与车体的连结点结构仍做成现有的结构，可容易地适用于可变刚性衰减衬套70、可变刚性衰减衬套170。因而，对于本发明的悬架装置可套用现有的车体结构，降低生产成本。
不过，一旦车轮1在车辆的上下方向变位，则横向臂31以贯通安装支架3、3的螺栓35作为支点，另一方面，压缩臂60以可变刚性衰减衬套70或170作为支点，相互以不同的转动方向转动。结果，横向臂31与压缩臂60的连结部(转动中心Q)被扭曲。但是，在上述实施例中，由于在所述连结部使用橡胶衬套64，故橡胶衬套64可良好地吸收其扭转，不会妨碍车轮1在上下方向的变位。因而，不会损坏撑杆式悬架装置10的悬架功能。
另外，在上述实施例中，在横向臂31与压缩臂60的连结部(转动中心Q)上使用橡胶衬套64且做成转动自如，但替代橡胶衬套64而使用球型接头也可获得相同的效果。
此外，在上述实施例中，对于右前轮与左前轮双方均进行内容完全相同的刚性可变控制，但也可对右前轮侧与左前轮侧左右单独地分别进行控制。
下面，就根据本发明第3实施例的悬架装置进行说明。
在本第3实施例中，仅将在第1实施例说明的撑杆式悬架装置10中、右前轮用的可变刚性衰减衬套70与左前轮用的可变刚性衰减衬套置换成作动机构470、470，这里，关于与第1实施例相同部分省略说明，以适用于右车轮的作动机构470的结构与作用为中心，根据图23至图25进行说明。
如图23所示，在压缩臂60的后端上，连结有作动机构(调整装置)470，所述作动机构470通过一对螺栓472、472而与构件2固定。
作为作动机构470，使用如图24所示的公知的机构。下面，就作动机构470的结构及压缩臂60的后端与作动机构470的连结关系进行说明。
如图24所示，在压缩臂60的后端，形成有环状部467。在所述环状部467的内部，与环状部467同轴地固定有橡胶衬套468。
另一方面，在作动机构470的本体474内部，配设有U字形的连结支架480，以使作动机构本体474的内面478在纸面左右方向滑动自如。在所述连结支架480的一对平行部481、481上分别穿设有贯通孔482、482，螺栓484贯通所述贯通孔482、482与上述橡胶衬套468。由此，压缩臂60的后端与连结支架480连结(第2连结点)。
在螺栓484的前端部上螺合有自锁螺母486，因而，螺栓484不会脱落，且与连结支架480固定，压缩臂60稳定地支承在作动机构470。
另外，由于在橡胶衬套468的两端与连结支架480的平行部481、481之间做成无间隙，故橡胶衬套468无晃动地被保持在平行部481、481之间。又，橡胶衬套468与螺栓484为紧密结合，和所述橡胶衬套64与螺栓54的关系相同，压缩臂60通过橡胶衬套468的挠曲可围绕螺栓484良好转动。
在作动机构本体474的内面478形成有一对槽479、479。在槽479、479的一个上放置有螺栓484的半球状的头部，而在另一个槽479上放置有锁紧螺母486，故螺栓484在纸面左右方向良好地移动自如。
此外，在连结支架480上一体地结合有活塞483。该活塞483沿作动机构本体474的气缸部490的内面491在纸面左右方向滑动自如。因而，当活塞483沿气缸部490内部滑动时，则连结支架480也沿作动机构本体内面478滑动，故压缩臂60可在纸面左右方向变位，如图24中空心箭头所示。
在所述气缸部490的末端部上，用嵌合、旋入气缸部490等方式结合有具有油封50 1的气缸盖500。由此在活塞483与气缸盖500之间形成有室506。
另外，在位于作动机构474的大致中央部的气缸部490末端，在活塞483上外嵌有环状的隔板502。该隔板502用止动部505定位，由此，在活塞483与隔板502之间形成有室507。
在气缸部490上，在室506一侧设有入口492，而在室507一侧设有入口494。所述入口492、494分别与后述的控制阀580、581连结(参照图25)，液压油通过所述入口492、494而供给室506和室507中的任何一个，并从另一个排出。如此，一旦液压油供给到室506或室507内，则在室506、507之间产生压力差，根据该压力差，活塞483就在纸面左或右滑动。
当活塞这样滑动时，通过连结支架480，压缩臂60就如空心箭头250所示地变位，并且，通过图3所示的橡胶衬套64、螺栓54，压缩臂60使压缩臂连结部50、50变位，使横向臂31以橡胶衬套34为支点摆动。这样，当横向臂31摆动时，转向节连结部40如图23中空心箭头252所示而变位，与此相应，车轮1的位置也在车辆的前后方向变化。即，增减前轮与后轮之间的轴距。
此时，转向节连结部40以撑杆安装架12内的阻尼器橡胶为支点作振子振动样摆动。由此而发生的车轮1的位置的变化，就是主销后倾摇杆Sc的变化。也就是说，通过活塞483的滑动，增减转向节主销轴X的倾斜、即主销后倾角。
另外，室506用上述的油封501密封，而室507由在隔板502上外嵌的油封503与在隔板502的内周嵌入的油封504来密封，故室506、507内的液压油不会漏到外部。
对于作动机构470在构件2上的安装使用支架471。在该支架471上穿设有贯通孔473、473，通过将贯通插入所述贯通孔的螺栓472、472与构件2连结将支架471且作动机构470固定在构件2上。符号476表示介于作动机构470与支架471之间的安装橡皮。
此外，在作动机构470的气缸部490的外面上，安装有冲程传感器(实际变位量检测装置)510。从该冲程传感器510的本体512延伸有标尺513，标尺513的前端部514贯通作动机构本体474而与在连结支架480上突设的销子516连结。因而，在所述冲程传感器510中，当连结支架480移动时，标尺513随着它的移动而移动，根据它的移动量而检测连结支架480的冲程量D，并输出冲程信号。
另外，图24中的符号520表示橡胶制的可伸缩的保护罩，其一端与压缩臂60外嵌，另一端与作动机构470的本体474外嵌。用该保护罩520，防止作动机构470内部、即防止连结支架480的滑动部进入异物。
图25表示使作动机构470动作的油压控制单元(液压供给装置)530。下面，说明油压控制单元530的结构。另外，所述油压控制单元530兼有动力转向装置的油压回路，关于动力转向装置的结构也一并说明。
如图25所示，油压控制单元530中设有产生油压用的泵532。该泵532是由发动机(未图示)驱动的，且在发动机动作时始终被驱动。
在泵532的吸入口上连结有管路534，该管路534延伸到储存液压油的泄油罐536。另一方面，在泵532的排出口上连结有管路538，在该管路538上连结有动力转向阀540。在该动力转向阀540上连结有管路542、544及管路545。管路542、544与动力气缸546连结，而管路545延伸到泄油罐536。另外，关于所述动力转向阀540及动力气缸546是公知技术，关于其详细结构这里省略说明。
在管路538上装入有顺序阀550。在该顺序阀550中，从管路538分支有管路552。所述顺序阀550的结构，一般优先容许在管路538中的液压油的流通，另一方面，当发动机转速提高而泵532的排出量变大时，液压油也流到管路552。
从管路538分支的管路552，再分支有管路553与管路554，管路553与右前轮用的控制阀580的供给入口580a连结，管路554与左前轮用的控制阀581的供给入口581a连结。
所述控制阀580与581都是常闭的四位电磁阀，如图25所示，根据供给各控制阀的螺线管部的信号而转换到用符号1、II、III、IV表示的各位置，即可进行液压油的流通切换。另外，在发动机停止时与电源关闭时没有供给到螺线管部的信号，此时的位置是常闭位置，即保持在用符号I表示的位置(图25)。此外，在发动机起动后(电源开时)的冲程保持时，各控制阀被保持在用符号III表示的位置。
对于管路552，容许液压油从顺序阀550流动到入口580a、581a，另一方面，装入有阻止液压油从入口580a、581a到顺序阀550逆方向流动的单向阀556。
又，在单向阀556与入口580a、581a之间在管路552上连结有储压器558。该储压器558储存从泵532排出的液压油，另一方面，以规定压力将储存的液压油排出，由此，规定压力的液压油就稳定地被供给到入口580a、581a。
在顺序阀550与单向阀556之间，从管路552分支管路560并延伸到泄油罐536。在所述管路560上装入有蓄压控制阀562。由于蓄压控制阀562，与在单向阀556的下游侧的油压(先导压力)相应动作，所述油压在处于上述规定压力以上时即为开阀状态。即，所述蓄压控制阀562起到如下作用在储压器558的储存量达到界限的情况下，将从泵532排出而流入到管路552的液压油放到泄油罐536。
从控制阀580、581的排出口580b、581b分别延伸管路563、564。这些管路563、564互相合流，并经管路560而到达泄油罐536。
在控制阀580、581的入口580c、581c上分别连结有管路590与管路591，管路590与上述的右前轮用的作动机构470的入口492连结，管路591与左前轮用的作动机构(未图示)相同地连结。
另外，在控制阀580、581的入口580d、581d上分别连结有管路592与管路593，管路592与右前轮用的作动机构470的入口494连结，管路593与左前轮用的作动机构(未图示)相同地连结。
又，从右前轮用的控制阀580延伸的管路590与管路592通过管路596而相互连结，另外，从左前轮用的控制阀581延伸的管路591与管路593通过管路597而相互连结。并且，在所述的管路596、597上，分别装有作为电磁开关阀的连通阀598、599。
在油压控制单元530中，装有作为控制装置的电子控制装置(ECU)600。作为状态量检测装置，在ECU600的输入侧连结有检测车速V的车速传感器610、检测方向盘角度θ的方向盘角度传感器612、检测作用于车辆的横向加速度GY的横向加速度传感器4、检测作用于车辆的前后加速度GX的前后加速度传感器616、前述的右前轮用的冲程传感器510及在左前轮用的作动机构上设置的冲程传感器511，并供给各种输入信号。
另一方面，在ECU600的输出侧连结有所述控制阀580、581、连通阀598、599的各螺线管部，在所述输出侧的各阀上供给与输入信号相应的输出信号。
关于控制阀580、581，更详细地说，作动机构470对于活塞483的要求冲程量，为按最大要求冲程量D1、标准要求冲程量D2、最小要求冲程量D3而预先设定3类(D1＞D2＞D3)。ECU600根据车速V、方向盘角度θ、横向加速度GY及前后加速度GX，选择关于各控制阀580、581的要求活塞冲程量D1、D2或D3。并且，ECU600算出选择后的要求冲程量D1、D2或D3与从冲程传感器510、511的对应的1个所检测的实际冲程量D之差ΔD(D1-D、D2-D、D3-D)。当所述差ΔD为正(ΔD＞0)的情况下，对于所述控制阀580或581，则供给将其位置从图2中的符号III转换到符号II位置的驱动信号SI。另一方面，当冲程偏差ΔD为负(ΔD＜0)的情况下，则供给以所述控制阀的位置作为符号IV位置的驱动信号S2。因此，流到作动机构470的室506、507的相应一个的液压油供给量被适当调节，实际活塞冲程量D始终良好地与要求冲程量D1、D2或D3一致，结果，压缩臂60的变位量被控制。
另外，由于实际冲程量D与要求冲程量D1、D2或D3一致，故驱动信号S1或S2的供给被停止，控制阀580、581的各位置被返回到符号III的位置。因此，液压油的流通被阻断，作动机构470的室506、507内的油压被保持，实际冲程量D仍维持要求冲程量D1、D1或D3。
此外，就连通阀598、599而言，当车速V、方向盘角度θ、横向加速度GY及前后加速度GX为分别预先设定的规定值以下时，将开阀信号供给连通阀598、599。另一方面，当车速V、方向盘角度θ、横向加速度GY及前后加速度GX中的任何一个在比规定值大的情况下，则将关阀信号供给连通阀598、599。
下面说明根据图23与图24、25就车辆的每个行驶状态这种结构的悬架装置的作用。另外，这里主要就右前轮侧进行说明，对左前轮侧作用同样。
中速行驶时(一般行驶时)根据来自车速传感器610的信号，当车速V处于规定值V1、V2之间(V1＜V＜V2)、车辆被判定为中速行驶时，图25中的EDU600，根据标准要求冲程量D2与实际冲程量D之差(ΔD＝D2-D)而将驱动信号S1或S2供给控制阀580、581。
当活塞冲程偏差ΔD为正(ΔD＞0)、驱动信号S1被供给到控制阀580、581时，各控制阀的位置被切换到符号II的位置。在所述位置II，使入口580a与入口580c连通，或使入口581a与入口581c连通。而且就右前轮而言，储压器558内的液压油被供给作动机构470的室506内，活塞483以储压器558内的规定压力压向图24中的纸面左方向。此时，由于入口580b与入口580d连通，故作动机构470的室507内的液压油经控制阀580而排向泄油罐536。因而，活塞483向图24中的纸面左方向移动，直到其实际冲程量D成为标准要求冲程量D2为止，并且压缩臂60通过连结支架480而压出，直到成为根据其标准要求冲程量D2的变位量为止。
另一方面，当活塞冲程偏差ΔD为负(ΔD＜0)、供给驱动信号S2时，控制阀580、581的位置被切换到符号IV的位置。在该位置上入口580a与入口580d连通，而入口581a与581d连通。并且，就右前轮而言，储压器558内的液压油供给作动机构470的室507内，活塞483以来自储压器558的规定压力压向图24中的纸面右方向。此时，由于入口580b与入口580c连通，故作动机构470的室506内的液压油排向泄油罐536。因而，活塞483向图24中的纸面右方向移动，直到其实际冲程量D成为标准要求冲程量D2为止，并且压缩臂60通过连结支架480而压回，直到成为与标准要求冲程量D2相应的变位量为止。
而且，若实际冲程量D与标准要求冲程量D2一致的话，如上所述，就停止驱动信号S1或S2的供给，控制阀580、581的位置就回到符号III的位置。因此，活塞483的实际冲程量D被保持在标准要求冲程量D2，且压缩臂60被维持在与标准要求冲程量D2相应的变位位置。
如上所述，当控制压缩臂60的变位量、即变位位置时，则横向臂31以橡胶衬套34为支点而摆动，车轮1处于用图23中的实线所示的位置(标准位置)。此时，车轮1的主销后倾角被保持在例如4°。所述4°的主销后倾角是车辆中通常采用的值，故在中速行驶时，实现对直线行驶稳定性与操舵性进行良好平衡的一般行驶状态。
高速行驶时当ECU600接受来自车速传感器610的信号判定车速V为规定值V1以上时，根据最大要求冲程量D1与实际冲程量D之差(ΔD＝D1-D)而将驱动信号S1供给控制阀580、581。因此，如上所述，对控制阀580、581的位置进行切换控制，并对压缩臂60进行压出，结果是横向臂31以橡胶衬套34为支点而向车辆的前方向摆动，且车轮1在图23中从实线所示标准位置到虚线所示位置的变位仅为变位量ΔSF。该变位量ΔSF是与要求冲程量D1对应的值，例如是40mm。
因此，在高速行驶中，轴距比中速行驶时加长，并且主销后倾角加大到例如7°，可提高车辆的直线行驶稳定性，确保行驶稳定性。
另外，虽然未图示，但车轮1具有外倾角且安装在转向节22上。因而，由于如上所述，主销后倾角加大到例如7°，故在转动方向盘而操舵时，车轮1是在外轮转弯的情况下，车轮1与地面大致垂直，从而也提高转弯性能。
低速行驶时当车速V比规定值V1小(V＜V1)、车辆被判定为低速行驶的情况下，ECU600根据最小要求冲程量D3与实际冲程量D之差(ΔD＝D3-D)而将驱动信号S2供给控制阀580、581。因此，如上所述，对控制阀580、581的位置进行切换控制，并将压缩臂60拉到作动机构470一侧，其结果是横向臂31以橡胶衬套34为支点而向车辆的后方向摆动，车轮1在图23中从标准位置(实线)到单点划线所示位置的变位仅为变位量ΔSR。该变位量ΔSR是与要求冲程量D3对应的值。
因此，在低速行驶中，轴距比中速行驶时缩短，并且主销后倾角缩小为例如2°。因而，车辆在以低速在弯曲道路上行驶的情况下，方向盘的操作轻便且可提高操舵性，可成为可靠而良好的转弯行驶。
另外，实际冲程量D在所述低速、中速、高速时均用冲程传感器510、511作常时检测，因此对实际冲程量D作始终与要求冲程量D1或D2或D3一致、且为使冲程偏差ΔD成为零的反馈控制。
直线行驶时而在车速V为例如中低速区域(V＜V2)、方向盘角度θ比规定值θ小(θ＜θ1)且横向加速度GY与前后加速度GX分别比规定值GY1、GX1小(GY＜GY1、GX＜GX1)的情况下，即在车辆中低速直线行驶的情况下，连通阀598、599被供给开阀信号而开阀。
当连通阀598、599开阀，控制阀580、581的位置处于符号III的位置，即使是不全部进行液压油的供给与排出的情况，但容许液压油通过管路596、597并在室506与室507之间流通。
如此，一旦在室506与507之间液压油来往，则作动机构470就具有作为低衰减力的阻尼器的功能，在前后方向力作用于车轮1的情况下，可良好地吸收由所述力而引起的车轮1的前后振动，从而提高车辆的行驶稳定性。
另外，当车速V处于高速区域的情况下，连通阀598、599作为关阀状态而提高了衰减力，可防止摆动振动。
转弯行驶时当方向盘角度θ处于规定值θ1以上(θ≥θ1)、或横向加速度GY处于规定值GY1以上(GY≥GY1)、或前后加速度GX处于规定值GX1以上(GX≥GX1)的情况下，即在车辆转弯行驶时，连通阀598、599被供给关阀信号而关阀。
因此，在室506与室507之间的液压油流通被阻断而提高了衰减力，作动机构470与刚体等同。因而，车轮1不会在前后方向变位而被良好地保持，车轮1不会摇晃地而使转弯力适当地作用于车辆并进行良好的转弯，并可确保转弯行驶时的车辆的行驶稳定性。
至此，如上详细说明，通过使用本发明的悬架装置，可不会使结构大型化，另外，不会使发动机室的空间无效，且不会使弹簧下负荷增大，结构紧凑，并可根据车辆的行驶状态适当地使前轮的主销后倾角变化，可定向控制。由此，当车辆以高速行驶时，主销后倾角控制性好且容易增大，并可使轴距加长从而提高车辆的直线行驶稳定性；另一方面在车辆以低速行驶时，则主销后倾角容易缩小，并可使轴距缩短从而使车辆的操舵性优先。
另外，本发明的悬架装置中横向臂31的安装点的结构仍按现有结构，仅将作动机构470的安装部的结构稍作更改而容易地构成。因而，对于本发明的悬架装置，可适当地套用现有的车体结构，以降低生产成本。
此外，由于使压缩臂60与横向臂31的转动中心放置在作动机构470的活塞483的轴线Y的延长线上，并且作动机构470与压缩臂60的连结部使用了橡胶衬套468，所以，也可利用橡胶所具有的弹性作用而可靠地排除作用于作动机构470的活塞483的滑动方向以外的力。因而，在作动机构470上不会受到过分的力，故作动机构470具有足够的耐久性。另外，万一作动机构470发生故障，但所述作动机构470是小型化，故其更换等的维修性非常好。
不过，当车轮1在车辆的上下方向变位时，结构上，横向臂31以贯通安装支架3、3的螺栓35为支点，另一方面，压缩臂60以设置在作动机构RH470的螺栓484为支点，互相以不同的转动方向转动。因此，横向臂31与压缩臂60的连结部被扭转。但是，在上述实施例中，由于在所述连结部使用了橡胶衬套64，故橡胶衬套64可良好吸收其扭转，不会妨碍车轮1在上下方向的变位。因而，即使是撑杆式悬架装置10，也不会损坏作为悬架的功能。
另外，在上述实施例中，在横向臂31与压缩臂60的连结部上使用橡胶衬套64且做成转动自如，但替代橡胶衬套64而使用球型接头也可获得相同的效果。
此外，在上述实施例中，对于右前轮与左前轮双方进行了内容完全相同的控制，但也可将油压控制单元分成右前轮用与左前轮用，从而对各前轮进行左右单独的控制。
工业上应用的可能性如上所述，采用本发明的撑杆式悬架装置，横向臂与压缩臂的各个臂可分别在适当的方向分担对于车体的输入力，可使车轮的前端角度的变化缩小。而且在下拉臂中，通过适当设定横向臂与压缩臂的支承构件的刚性而适当吸收对于车体的输入力，另外，通过用作动机构使压缩臂移动而适当调整车轮的主销后倾角度，从而可提高车辆的行驶稳定性。
权利要求
1.一种车辆的撑杆式悬架装置，是把支撑车轮(1)的轮毂座(22)经过撑杆(11)及下拉臂(30)而与车体连结，其特征在于，具有一端转动自如地与所述轮毂座(22)连结、另一端可在车体上下方向转动地与所述车体连结的横向臂(31)，一端在设于所述横向臂(31)的靠轮毂座一侧端部的第1连结点上转动自如地与所述横向臂(31)连结、另一端在沿车体前后方向而与所述横向臂(31)的车体一侧连结点隔开的第2连结点上与所述车体连结的压缩臂，所述下拉臂(30)由所述横向臂(31)和所述压缩臂(60)构成。
2.根据权利要求1所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，具有第1衬套(70、170)，所述第1衬套(70、170)包括在所述第2连结点上相对连接所述第1连结点和所述第2连结点的直线而实质上垂直地配置的支撑轴(74、174)、围住所述支撑轴(74、174)而设的弹性体(68、168)、设于所述弹性体(68、168)内且在所述直线上隔着所述支撑轴(74、174)而相对设置且充填了流体的第1流体室(68a、168a)及第2流体室(68b、168b)、使所述第1流体室与第2流体室连通的节流通路(78、79、178、179)，且使所述压缩臂(60)的另一端经过所述第1衬套(70、170)而与所述车体连结。
3.根据权利要求2所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，所述第1衬套(70、170)还具备使所述节流通路(78、79、178、179)的节流量变化并调节衰减力的衰减力调节装置(76、80、176、180、190)。
4.根据权利要求3所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，所述衰减力调节装置(76、80、176、180、190)根据用状态检测装置(100、302、304、306、308、309)检测的车辆状态而使所述节流通路的节流量变化。
5.根据权利要求2、3、或4中任一项所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，所述横向臂(31)的另一端经过具有弹性的第2橡胶衬套(34)而转动自如地与所述车体连结，且为了把车辆前后方向的力作用于所述车轮且所述横向臂(31)转动时发生的所述横向臂(31)一端在车辆横向的变位减少到最小，对所述第2衬套(34)至少设定其车辆横向弹簧常数。
6.根据权利要求5所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，按照第1运算式设定所述弹簧常数，该第1运算式用所述车辆前后方向的力的横向臂轴线方向成分与在只有所述横向臂(31)的转动发生的场合产生的所述横向臂(31)一端的车辆横向变位量的倒数之间的函数来表示。
7.根据权利要求2、3或4中任一项所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，所述车轮(1)是操舵轮，一端摆动自如地与所述轮毂(22)座连接、另一端与转向装置一侧连结且通过所述转向装置的动作操纵所述操舵轮的横拉杆(28)与所述横向臂(31)并列设置，所述横向臂(31)的另一端经过具有弹性的第2橡胶衬套(34)而转动自如地与所述车体连结，为了将车辆前后方向的力作用于所述车轮且所述横向臂(31)转动时发生的所述车轮(1)的车轮前端角度变化减少到最小，对所述第2衬套(34)至少设定其车辆横向弹簧常数。
8.根据权利要求7所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，按照第2运算式设定所述第2衬套(34)的所述车辆横向弹簧常数，该第2运算式用在只有所述横向臂(31)的转动发生的场合产生的所述横向臂(31)一端的车辆横向变位量减去伴随所述车辆前后方向的力的作用引起的所述横拉杆(28)的转动而产生的所述横拉杆(28)另一端的变位量而得到的数值的倒数与所述车辆前后方向的力的横向臂轴线方向成分之间的函数来表示。
9.根据权利要求2、3或4中任一项所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，所述车轮(1)是操舵轮，一端摆动自如地与所述轮毂座(22)连接、另一端与转向装置一侧连结且通过转向装置的动作操纵所述操舵轮的横拉杆(28)与所述横向臂(31)并列设置，所述横向臂(31)的另一端经过具有弹性的第2橡胶衬套(34)而转动自如地与所述车体连结，为了将车辆前后的力作用于所述车轮且所述横向臂(31)及所述横拉杆(28)转动时发生的所述横向臂(31)一端的车辆横向变位减少到最小，同时将所述车轮的车轮前端角度变化减少到最小，对所述第2衬套(34)至少设定其车辆横向弹簧常数。
10.根据权利要求9所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，把所述第2衬套(34)的所述车辆横向弹簧常数设定为第1弹簧常数与第2弹簧常数之间的中间值，该第1弹簧常数根据用所述车辆前后方向的力的横向臂轴线方向成分与在只有所述横向臂(31)的转动发生的场合产生的所述横向臂(31)一端的车辆横向变位量的倒数之间的函数来表示的第1运算式计算出，该第2弹簧常数根据用在只有所述横向臂(31)的转动发生的场合产生的所述横向臂(31)一端的车辆横向变位量减去伴随所述车辆前后方向的力的作用引起的所述横拉杆(28)的转动而产生的所述横拉杆(28)另一端的变位量而得到的数值的倒数与所述车辆前后方向的力的所述横向臂轴线方向成分之间的函数来表示的第2运算式计算出。
11.根据权利要求1所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，经过可沿连接所述第1连结点与所述第2连结点的直线而变位的作动机构(470)把所述压缩臂(60)的另一端与车体一侧连结。
12.根据权利要求11所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，所述作动机构(470)由以下部分构成具有与所述第2连结点连结的连结支架(480)的活塞(483)、通过所述活塞(483)划分成2个流体室(506、507)的气缸、以及通过对所述2个流体室(506、507)给排流体而使所述活塞(483)作往返运动的液压供给装置(530、580、581)。
13.根据权利要求12所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，所述作动机构(470)根据用状态检测装置(610、612、614、616)检测的所述车辆的状态而控制所述液压供给装置(530、580、581)，使所述压缩臂(60)的另一端沿着连接所述第1连结点和第2连结点的直线变位并调节所述车轮(1)的主销后倾角。
14.根据权利要求13所述的车辆的撑杆式悬架装置，其特征在于，所述状态检测装置至少包括检测车速的车速检测装置(610)、检测操舵角的操舵角检测装置(612)、检测作用于车辆的横向加速度的横加速度检测装置(614)、检测作用于车辆的前后方向加速度的前后加速度检测装置(616)中的1个。
全文摘要
一种车辆的撑杆式悬架装置，具有用横向臂和压缩臂构成的下拉臂。横向臂一端转动自如地与支撑车轮的轮毂座连结，另一端转动自如地与车体连结。压缩臂一端在横向臂的靠轮毂座一侧端部的第1连结点上转动自如地与横向臂连结，另一端在沿车体前后方向而与横向臂另一端隔开的第2连结点上转动自如地与车体连结。当外力施加于车轮时，压缩臂的另一端沿着连接第1连结点和第2连结点的直线而变位。本悬架装置体积小且寿命长。
文档编号B60G3/18GK1159169SQ96190778
公开日1997年9月10日 申请日期1996年7月22日 优先权日1995年7月21日
发明者原良光彦, 森田隆夫, 冈本英明, 松川勉, 竹内康朝, 铃木秀和 申请人:三菱自动车工业株式会社