自動車のリヤサスペンション装置
【課題】 サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制して優れた操安性を得ると共に良好な乗り心地性能を得ることが出来る自動車のリヤサスペンション装置を提供する。
【解決手段】 本発明は、マルチリンク式の自動車のリヤサスペンション装置であって、サイドメンバ19,20及びクロスメンバ17,18により構成されたサスペンションクロスメンバBと、このサスペンションクロスメンバにより支持されたサスペンションリンク6-10と、サスペンションクロスメンバを車体Cに取り付ける複数の弾性マウント40,42,44と、を備え、弾性マウントにはすぐり部40d,44dが形成され、このすぐり部は、サスペンションクロスメンバの回転中心である複数の弾性マウントにより決定される仮想マウント中心点Pcと、すぐり部が設けられた弾性マウントの中心点40e,44eとを通る線L1,L3上の位置に形成されている。
【解決手段】 本発明は、マルチリンク式の自動車のリヤサスペンション装置であって、サイドメンバ19,20及びクロスメンバ17,18により構成されたサスペンションクロスメンバBと、このサスペンションクロスメンバにより支持されたサスペンションリンク6-10と、サスペンションクロスメンバを車体Cに取り付ける複数の弾性マウント40,42,44と、を備え、弾性マウントにはすぐり部40d,44dが形成され、このすぐり部は、サスペンションクロスメンバの回転中心である複数の弾性マウントにより決定される仮想マウント中心点Pcと、すぐり部が設けられた弾性マウントの中心点40e,44eとを通る線L1,L3上の位置に形成されている。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車のリヤサスペンション装置に関し、特に、マルチリンク式の自動車のリヤサスペンション装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
マルチリンク式サスペンションは、各リンクを車輪の上下ストロークを除く５つの運動の自由度に対して最適に配設することが可能であるので、高い運動性能を得ることが出来るサスペンション形式として知られている。そして、各リンクの相互の位置関係や路面に対する位置関係が変化しないように、各リンクを剛性の高いサスペンションクロスメンバに取り付け、さらに、乗り心地を損なわないようにサスペンションクロスメンバ自体を弾性マウントにより車体に取り付けることも知られている。
【０００３】
このような形式を有するサスペンション装置として、特許文献１には、車体側の端部に弾性ブッシュを備えた５本のリンクを備え、緩衝装置の上下反力を利用して各リンクの弾性ブッシュに付勢力（プリロード）を付与するようにしたマルチリンク式後輪サスペンション装置が開示されている。このサスペンション装置は、高い操縦安定性を確保しつつ十分な振動遮断性能をも得るようにしたものである。このサスペンション装置では、各リンクが連結されたサスペンションクロスメンバは、左右３点づつ合計６点の弾性マウントを介して車体に取り付けられており、それぞれのマウントの分担荷重が小さい分、相対的に柔らかな弾性マウントを採用することにより、乗り心地を向上させている。また、３点の弾性マウントを、仮想の平面を規定するように配置することにより、サスペンションクロスメンバ全体の揺動を効果的に抑制し、その揺動に起因する車輪のアライメント変化を解消するようにしている。
【０００４】
【特許文献１】特開２００３−３３５１１７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ここで、マルチリンク式のサスペンションでは、各リンクが独立したＩアームで構成されているので、旋回時や制動時に各リンクに加わる荷重はそれぞれ異なり、さらに、各リンクに加わる荷重は、例えばタイヤの変形等による接地点の変化により変動する。一般に、サスペンションクロスメンバが車体に弾性マウントされた形式のマルチリンク式サスペンション装置では、このような荷重がサスペンションクロスメンバに加わると、弾性マウントが変形すると共にサスペンションクロスメンバは少なからず変位する。そして、本発明者らは、各リンクの荷重の偏りにより、サスペンションクロスメンバがその内方の特定の一点を中心に回転変位（揺動）し、その回転変位によりサスペンション全体がトー方向に変位してしまう現象を見出した。特に、旋回時に旋回外輪のリアロアアームに加わる横力が大きくなった場合には、サスペンションクロスメンバの回転方向が、旋回外輪側のサスペンション全体をトーアウト側に向ける方向となり、操安性の低下につながってしまう。
【０００６】
また、上述した特許文献１のサスペンション装置において、乗り心地をさらに向上させるには、弾性マウントの車体前後方向の位置に所謂すぐり部を形成することが有効である。しかしながら、本発明者らは、そのようなすぐり部を設けることにより、サスペンションクロスメンバが回転し易くなり、乗り心地を確保することが出来ても、トー変化による操安性の悪化を招いてしまう懸念があることを見出した。特に、このサスペンション装置では、緩衝装置の上下反力により各リンクの弾性ブッシュが予め撓んだ状態になっているので、旋回時や制動時に、各サスペンションリンクに加わる荷重が、弾性ブッシュの撓みによる遅れなしに直接的にサスペンションクロスメンバに伝達され、或いは、緩衝装置の荷重がさらにサスペンションクロスメンバに付加されることになるので、そのような問題がより顕著となる。
【０００７】
そこで、本発明は、上述した従来技術の問題点を解決するためになされたものであり、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制して優れた操安性を得ると共に良好な乗り心地性能を得ることが出来る自動車のリヤサスペンション装置を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記の目的を達成するために本発明は、マルチリンク式の自動車のリヤサスペンション装置であって、車幅方向左右両側でそれぞれ車体前後方向に延びる一対のサイドメンバ、及び、この一対のサイドメンバを互いに連結するように車幅方向に延びるクロスメンバにより構成されたサスペンションクロスメンバと、このサスペンションクロスメンバにより支持されたサスペンションリンクと、サスペンションクロスメンバを車体に取り付けるために一対のサイドメンバにそれぞれ設けられた複数の弾性マウントと、を備え、複数の弾性マウントの少なくとも１つにはすぐり部が形成され、このすぐり部は、平面視で、サスペンションクロスメンバの回転中心である複数の弾性マウントにより決定される仮想マウント中心点と、すぐり部が設けられた弾性マウントの中心点とを通る線上の位置に形成されていることを特徴としている。
このように構成された本発明においては、弾性マウントに形成されたすぐり部が、仮想マウント中心点と、すぐり部が設けられた弾性マウントの中心点とを通る線上の位置に形成されているので、弾性マウントは、その線上の方向に変形し易く、一方、その線上の方向と直交する方向には変形しにくい。つまり、サスペンションクロスメンバに横力が入力された場合、弾性マウントは、その横力を受けて、サスペンションクロスメンバの回転中心である仮想マウント中心点と弾性マウントの中心点とを通る線上の方向に変形し、一方、サスペンションクロスメンバの回転中心である仮想マウント中心点を中心にした回転方向（仮想マウント中心点と弾性マウントの中心点とを通る線上の方向と直交する方向）には変形しにくくなる。従って、サイドメンバ及びクロスメンバの回転によるトー変化が抑制され、特に、旋回時に旋回外輪側のサスペンション全体がトーアウト方向に向くことを抑制することが出来る。その結果、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制して優れた操安性を得ると共に弾性マウント自体の性能及び弾性マウントに形成したすぐり部により良好な乗り心地性能を得ることが出来る。
【０００９】
本発明において、好ましくは、複数の弾性マウントは、一対のサイドメンバの前方部、中間部及び後方部にそれぞれ設けられた第１乃至第３の弾性マウントであり、すぐり部は、第１及び第３の弾性マウントに設けられている。
このように構成された本発明においては、すぐり部は、サイドメンバの前方部と後方部とにそれぞれ設けられた第１及び第３の弾性マウントに設けられているので、より確実に、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制することが出来る。
【００１０】
本発明において、好ましくは、すぐり部は、仮想マウント中心点と弾性マウントの中心点とを通る線上の位置から、弾性マウントの中心点を通り且つ車体前後方向に延びる線上の位置まで延びる。
このように構成された本発明においては、すぐり部が車体前後方向の位置にも形成されるので、乗り心地をより向上させることが出来る。
【００１１】
本発明において、好ましくは、すぐり部は、弾性マウントの中心点に対し対向して２つ設けられている。
このように構成された本発明においては、より確実に、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制すると共に乗り心地を向上させることが出来る。
【００１２】
本発明において、好ましくは、サスペンションリンクは、その少なくとも車体側の端部にそれぞれ弾性ブッシュが配設されると共に自動車の後輪の支持部材を車体に連結し、後輪支持部材の車体内方側にはコイルバネ及びダンパを備える緩衝装置の下端部が枢着され、弾性ブッシュには、緩衝装置の上下反力を利用してプリロードが付与され、弾性ブッシュには、緩衝装置の上下反力を利用してプリロードが付与されている。
本発明においては、このような構成を有するサスペンション、即ち、車体側の端部の弾性ブッシュが予め撓んでおり、旋回時や制動時に、各サスペンションリンクに加わる荷重が、弾性ブッシュの撓みによる遅れなしに直接的にサスペンションクロスメンバに伝達され、或いは、緩衝装置の荷重がさらにサスペンションクロスメンバに付加されるような構成のサスペンションであっても、確実に、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制すると共に乗り心地を向上させることが出来る。
【発明の効果】
【００１３】
本発明によれば、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制して優れた操安性を得ると共に良好な乗り心地性能を得ることが出来る。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
先ず、図１及び図２により、本発明の実施形態によるリヤサスペンション装置の全体構成を説明する。図１は、本発明の実施形態によるリヤサスペンション装置を車体前方の斜め右側から見た斜視図であり、図２は、本実施形態によるリヤサスペンション装置を車体上方から見た平面図である。本実施形態による自動車のリヤサスペンション装置は、主に、リヤサスペンションＡ及びサスペンションクロスメンバ（サブフレーム）Ｂで構成され、サスペンションクロスメンバＢが車体Ｃ（図４に一部のみ示す）に取り付けられている。
【００１５】
先ず、本実施形態が適用された自動車の概略構成を説明する。
本実施形態の自動車は、図示しないが、車体前部のエンジンルームにエンジンを搭載する一方、車体後部にリヤデファレンシャル１（図２にのみ示す）を配設して後輪２（図１に車体右側のもののみ示す）を駆動するようにした後輪駆動車である。エンジンの車体後方側にはトランスミッション（図示せず）が組み付けられ、そのトランスミッションからの回転出力を、プロペラシャフト４（図２にのみ示す）を介して、リヤデファレンシャル１に伝達するようになっている。リヤデファレンシャル１からの回転出力は、ドライブシャフト５を介して後輪２に伝達される。
また、この自動車では、エンジン及びトランスミッションで構成されるパワーユニットと、リヤデファレンシャル１とを、パワープラントフレーム３（図２にのみ示す）で一体的に連結している。このパワープラントフレームは、パワーユニットとリヤデファレンシャル１とを含むパワートレインを、全体として剛性のある構造体として構成させるためのものであり、このパワープラントフレーム３により、リヤデファレンシャル１のワインドアップ振動を抑制して、アクセル操作に対する後輪２の駆動力の応答性を向上させることができる。パワープラントフレーム３は、コの字状の断面形状を有し、そのコの字の内方側にプロペラシャフトが通るように、フロアトンネル（図示せず）内に配置されている。
【００１６】
次に、リヤサスペンションＡの概略構成を説明する。
リヤサスペンションＡは、独立した５本のＩリンク６〜１０によって後輪２のホイールサポート（支持部材）１１を車体に対しストローク可能に連結し、緩衝装置１４の上下反力を利用して各リンク６〜１０の弾性ブッシュ２６に付勢力（プリロード）を付与するようにしたプリロード式のマルチリンク式サスペンションである。各Ｉリンクは、仮想的にアッパアームを構成する車体前側及び後側の２本のアッパリンク６，７、仮想的にロワアームを構成する車体前側及び後側の２本のロワリンク８，９、及び、該仮想のアッパアーム及びロワアームの配置によって決まる仮想キングピン軸Ｋ周りの後輪２の回動変位を規制するトーコントロールリンク１０である。そして、アッパリンク６，７及びロワリンク８，９がそれぞれ車体側の端部を中心に上下に揺動することによって、ホイールサポート１１及び後輪２が所定の軌跡に沿って上下にストロークするようになっている。
また、そのような後輪２のストロークを許容しながら、同時に適度の付勢力及び減衰力を付与するように、コイルバネ１２及びダンパ１３を備えた緩衝装置１４が配設されている。この緩衝装置１４は、コイルバネ１２とダンパ１３とが略同軸に配置されて大略、上下方向に長い円筒状をなし、その上端側に配設された円筒状ブラケット１５が図示しない車体に取り付けられる一方、ダンパ１３の下端部（緩衝装置１４の下端部）がホイールサポート１１の車体内方側に枢着されている。従って、自動車の車体後部の分担荷重及び後輪２のストロークに対応するコイルバネ１２及びダンパ１３の反力（緩衝装置の上下反力）は直接、ホイールサポート１１に作用することになる。
【００１７】
次に、サスペンションクロスメンバＢの概略構成について説明する。
サスペンションクロスメンバＢは、大別して４つの鋼板製部材を平面視で概ね矩形枠状に組み合わせてなるもので、各々車幅方向に延びるフロントクロスメンバ１７及びリヤクロスメンバ１８と、それらの左右両側の端部同士を連結するように車体の左右両側において前後方向に延びる一対のサイドクロスメンバ１９，２０を備えている。
図２に示すように、フロントクロスメンバ１７は、車体上方から見ると略真っ直ぐに車幅方向に延びていて、車幅方向の両端部がそれぞれ左右のサイドクロスメンバ１９，２０の各前端側に接合されている。また、図１に示すように、このフロントクロスメンバ１７は、車体前後方向に見ると、長手方向の中央部分が左右両端部よりも上方に位置するように全体に亘って大きく湾曲するアーチ形状とされている。このような上方への湾曲した形状により、フロントクロスメンバ１７の下方に、リヤデファレンシャル１及びパワープラントフレーム３を配置することが出来るようになっている。
【００１８】
一方、図２に示すように、リヤクロスメンバ１８は、車体上方から見ると略真っ直ぐに車幅方向に延びていて、車幅方向の両端部がそれぞれ左右のサイドクロスメンバ１９，２０の各後端側に接合されている。また、車体前後方向に見ると、上縁部の長さが下縁部よりも大きい逆台形状に形成されている（図５参照）。
このリヤクロスメンバ１８の上縁部には、後側ロワリンク９の後述する取付部１８ａに対応する位置にそれぞれ取付部１８ｂが配設されており、これらの取付部１８ｂに弾性マウント２１を介して取り付けられたブラケット２２（図２及び図３参照）によりリヤデファレンシャル１が吊設されている。
また、図２に示すように、左右のサイドクロスメンバ１９，２０は、それぞれ、長手方向の中央部分が両端側に比べて車体内方に位置するよう緩やかに湾曲している。また、図１に示す斜視図から分かるように、左右のサイドクロスメンバ１９，２０は、車体側方視では、後端部から略中央部までが略水平に延びる一方、それよりも前側の部分が車体前方に向かって斜め下方に延びていて、中央よりも前側の部分が後側の部分よりも低くなるように配置されている。
【００１９】
さらに、各サイドクロスメンバ１９，２０には、サスペンションクロスメンバＢ全体を車体に対して弾性支持するためのラバーマウント（弾性マウント）４０、４２、４４が、それぞれ、各サイドクロスメンバ１９，２０の前端部、略中央部及び後端部の３点に配設されている。その略中央部のラバーマウント（第２ラバーマウント）４２は、サイドクロスメンバ１９，２０の略中央部分から車体内方に延出するマウント取付部の上面に配置されていて、車体上方から見て該中央部のラバーマウント４２と後端部のラバーマウント（第３ラバーマウント）４４とを結ぶ直線が車体の前後方向の中心線Ｌ（図２にのみ示す）と略平行になるように位置付けられている。一方、前端部のラバーマウント（第１ラバーマウント）４０は前記中央部のラバーマウント４２及び後端部のラバーマウント４４と比較して車体外方に位置している。
【００２０】
つまり、前記サブフレーム３は、車体の左右両側で各々３点ずつ、合計６個のラバーマウント４０、４２、４４により車体に連結されていて、それぞれ、サイドクロスメンバ１９，２０の前端、略中央及び後端に配置された３つのラバーマウント４０、４２、４４が平面視で一直線上に並ばないように配置されている。このようにサブフレーム３を合計６個のラバーマウント４０、４２、４４によって車体に取り付けると、一般的な４個のマウントの場合と比較して個々のラバーマウント４０、４２、４４の分担荷重が小さくなり、相対的に柔らかな特性とすることができるので、乗り心地の改善が図られる。しかも、左右両側でそれぞれ３個のラバーマウント４０、４２、４４により仮想の平面を規定するようにしているので、後車輪２へ横力が入力したときにサブフレーム３全体の揺動が効果的に抑制され、その揺動に起因する後車輪２のアライメント変化が実質的に解消される。
また、フロントクロスメンバ１７の左右両端側からサイドクロスメンバ１９，２０の各前側部分に跨って補強部材２４が架設され、また、その補強部材２４の下端部からリヤクロスメンバ１８の下縁部に亘って補強部材２５が筋交い状に架設されており、これらの補強部材２４、２５により、サスペンションクロスメンバＢの剛性が高められている。
【００２１】
次に、図３乃至図５により、サスペンションリンク６〜１０の取付構造及び配置を説明する。図３は、本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体上方側から見た上面図であり、図４は、本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体内方側から見た一部破断側面図であり、図５は、本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体後方側から見た後面図である。なお、本実施形態のリヤサスペンション装置は、車幅方向に対称に構成されているので、以下では、主に、その車体右側部分のみを説明し、車体左側部分については説明を省略する。
先ず、図３及び図５に示すように、フロントクロスメンバ１７の左右両端側には、各々サイドクロスメンバ１９，２０との接合部に近接して下方に突出する取付部１７ａが配設されており、この各取付部１７ａには、ゴムブッシュ２６を介してトーコントロールリンク１０の車体側の端部が連結されている。図３に示すように、トーコントロールリンク１０は、車体上方から見て、取付部１７ａから車体外方に向かって略真横（車幅方向）に延びており、その車輪側の端部がボールジョイント２７によりホイールサポート１１に連結されている。
【００２２】
次に、図４及び図５に示すように、リヤクロスメンバ１８には、その下縁部の左右両端側から下方に延出する取付部１８ａが形成されており、この取付部１８ａには、ゴムブッシュ２６を介して後側ロワリンク９の車体側の端部が取り付けられている。図３に示すように、後側ロワリンク９は、取付部１８ａから車体外方に向かって僅かに前傾して延び、その車輪側の端部がボールジョイント２７によりホイールサポート１１に連結されている。この後側ロワリンク９は、前側ロワリンク８よりも長い。
次に、図３に示すように、サイドクロスメンバ１９，２０の前側の部分には、フロントクロスメンバ１７との接合部の前側に近接して下方に突出するように第１取付部１９ａ、２０ａ（図１及び図２参照）が配設されており、これらの第１取付部１９ａ，２０ａには、それぞれ、ゴムブッシュ２６を介して前側ロワリンク（ロワトレーリングリンク）８の車体側の端部が取り付けられている。図３に示すように、この前側ロワリンク８は、第１取付部１９ａ（２０ａ（図１及び図２参照））から、車体上方から見て、前側アッパリンク６よりも大きく後傾して車幅方向に延び、その車輪側の端部がボールジョイント２７によりホイールサポート１１に連結されている。この前側ロワリンク８は、アッパリンク６，７よりも長い。
【００２３】
また、サイドクロスメンバ１９，２０の前側の部分には、フロントクロスメンバ１７との接合部の後側に近接して上方に突出するように第２取付部１９ｂ，２０ｂ（図１及び図２参照）が配設されており、これらの第２取付部１９ｂ、２０ｂには、それぞれ前側アッパリンク（アッパトレーリングリンク）６の車体側の端部が取り付けられている。図３に示すように、車体上方から見て、前側アッパリンク６は、第２取付部１９ｂ、２０ｂから車体外方に向かうほど徐々に後方に位置するように後傾して延びており、その車輪側の端部がボールジョイント２７によりホイールサポート１１に連結されている。
次に、図３及び図５に示すように、各サイドクロスメンバ１９，２０の後側部分には、第３取付部１９ｃ，２０ｃが配設されており、これらの第３取付部１９ｃ、２０ｃには、ゴムブッシュ２６を介して後側アッパリンク７の車体側の端部が取り付けられている。この後側アッパリンク７は、第３取付部１９ｃ、２０ｃから車体外方に向かうほど徐々に前方に位置するように前傾して延び、車輪側の端部がボールジョイント２７によりホイールサポート１１に連結されている。後側アッパリンク７は、前側アッパリンク６と略同じ長さである。
次に、図５に示すように、車体後方から見ると、アッパリンク６，７は、サイドクロスメンバ１９から車体外方のホイールサポート１１に向かって僅かに上向きに傾斜しており、これとは反対に前側ロワリンク８は車体外方に向かって僅かに下向きに傾斜しており、さらに、後側ロワリンク９及びトーコントロールリンク１０はいずれも略水平に延びている。
【００２４】
次に、各リンク６〜１０の配置による、サスペンションＡの作用を説明する。
先ず、図３に示すように、２本のロワリンク８，９は、車体上方から見て、車体外方側に向かって互いに接近するように配置されており、この配置によって後輪２にはその車体後方への変位に伴い幾何学的にトーインが付与されるようになる（前後力コンプライアンスステア）。すなわち、例えば自動車の制動時等に路面からの制動力が後輪２に対し車体後方向きに作用すると、２本のロワリンク８，９がそれぞれゴムブッシュ２６の撓みによって車体側の端部の周りに僅かに回動変位し、これにより車輪側の端部が車体後方に変位するようになる。このとき、前側ロワリンク８が車体外方に向かって後傾し、且つ後側ロワリンク９が車体外方に向かって前傾していると、それらの各リンクの回動変位に伴い、前側ロワリンク８の車輪側端部が車体内方に変位するとともに、後側ロワリンク９の車輪側端部は車体外方に変位することになるから、後輪２のアライメントはトーインの向きに変化するのである。
【００２５】
次に、仮想キングピン軸Ｋは、後輪２の操向方向（トー方向）への回動の瞬間回転中心であり、図３のように車体上方から見ると、同図に仮想線で示すように、２つのアッパリンク６，７の軸心の交点と２つのロワリンク８，９の軸心の交点とを通る仮想の軸となる。この実施形態では、後輪２の仮想キングピン軸Ｋは、図４に示すように車体側方から見て上端側ほど車体後方に位置するように僅かに後傾するとともに、車体前後方向に見て上端側ほど車体外方に位置するように僅かに傾斜している（図５参照）。
また、車体側方から見た仮想キングピン軸Ｋの路面との交点ｋ１（図４参照）は後輪２の接地点Ｇよりも車体後方に離間していて、後輪２のキャスタトレールが負値となっている。このことで、自動車の旋回時に後輪２の路面との接地点Ｇに作用する横力は仮想キングピン軸Ｋの車体前方を横切ることになり、この横力によって後輪２には直接にトーインの向きのモーメント力が作用する。
これにより、主に２本のロワリンク６，７のゴムブッシュ２６が撓んで、車輪２のトーイン量が増大する（横力コンプライアンスステア）。
つまり、この実施形態のリヤサスペンションＡの場合、自動車の制動時には前後力コンプライアンスステアによって左右の後輪２のトーイン量が増大し、また、自動車の旋回時には旋回外方の後輪２のトーイン量が横力コンプライアンスステアによって増大するようになっている。尚、詳しい説明は省略するが、このリヤサスペンションＡでは各リンク６〜１０の配置構成により、バンプ時のロールステアによっても後輪２のトーイン量が増大するようになっている。
【００２６】
次に、図３乃至図５により、緩衝装置１４の構成及び配置を説明する。
緩衝装置１４は、図３に示すように車体上方から見て、前側のリンク６，８と後側のリンク７，９の中間を上下方向に貫通するように配置され、その軸心Ｘは、車体側方から見て略鉛直に延びるとともに（図４参照）、車体後方から見ると上端側ほど車体内方に位置するように傾斜している（図５参照）。この緩衝装置１４の上端部では、図４にのみ破線で示すが、ダンパ１３のロッド１３ａの上端部が円筒状ブラケット１５内でその上端部にゴムブッシュ等を介して固定されており、さらに、そこから下方に向かって延びるように円筒状の樹脂製バンプストッパ２８がロッド１３ａと同心状に配設されている。このバンプストッパ２８は、サスペンションＡのバンプ時にコイルバネ１２が所定量以上、縮んだときにダンパ１３の外筒の上端部に当接するものであり、その当接後は緩衝装置１４全体としてバネ定数が一段、高くなるので、後輪２の車体側への近接変位が規制されることになる。
【００２７】
また、緩衝装置１４のブラケット１５の下端部には特に車体前後方向に長い異形の鍔部２９が設けられていて、その上面が車体の下部フレームに接合されて締結されるようになっている。一方、鍔部２９の下面にはコイルバネ１２の上端部を保持するアッパシートが形成されており、ダンパ１３の外筒を囲むように配置されたコイルバネ１２の下端部は該ダンパ１３外筒の下端側に設けられたロワシート部１３ｂによって保持されている。さらに、ダンパ１３の下端部には円環状の取付部１３ｃが突設されていて、これが後輪２のホイールサポート１１から車体内方に延びる連結部３０の端部に枢着されている。
詳しくは、ホイールサポート１１の連結部３０は、後輪２の車軸が貫通するホイールサポート１１本体の内側に一体に形成されたものであり、図５に示すように車体前後方向に見て、ホイールサポート１１本体の上下両端側から車体内方に向かって延びて先端部で一体となった上腕部３１及び下腕部３２と、該上腕部３１及び下腕部３２をそれぞれの車幅方向中間部にて連結するように上下方向に延びる中間腕部３３とを有し、全体として横向きの略Ａ字形状をなす。そして、そのＡ字の横棒である中間腕部３３から、Ａ字の上端である上腕部３１及び下腕部３２の先端部（連結部３０の車体内方の先端部）に亘って鋼製の支軸３４が配設され、その支軸３４の端部が連結部３０の端部よりも車体内方に突出していて、これがダンパ１３の下端取付部１３ｃに挿通された状態でゴムブッシュ等を介して固定されている。このように連結部３０を略Ａ字形状としたことで、上下方向の荷重に対して十分な剛性を確保しながら、連結部３０、ひいてはホイールサポート１１全体の軽量化が図られ、連結部３０を設けたことによるバネ下重量の増大を抑えて、運動性能の悪化を防止することができる。
【００２８】
上述した構成により、車体後部の分担荷重や緩衝装置１４の上下反力はホイールサポート１１の連結部３０を介して直接、後輪２に作用することになる。このように、緩衝装置１４から作用する反力を積極的に利用してホイールサポート１１を予め所定の向きに付勢することにより、後輪２のアライメントを最適化し且つ各リンク６〜１０のゴムブッシュ２６にそれぞれ最適な向きの付勢力を付与するようにしている。即ち、各ゴムブッシュ２６を緩衝装置１４の上下反力によって最適な向きに予圧縮して、マルチリンク式サスペンションにおいてもスポーツカーに適用可能なシャープな運転感覚を得られるようにしている。
具体的には緩衝装置１４の上下反力により、（１）後輪２に対して旋回時の横力にも打ち勝つように負キャンバの向きのモーメント力を作用させ、且つ、（２）旋回時の横力等が作用する以前からトーインの向きのモーメント力を付与するとともに、（３）特に乗り心地への影響が大きいロワリンク８，９のゴムブッシュ２６に対して車体前方への付勢力を付与するようにしている。
【００２９】
次に、図６乃至図８により、これらの３つの作用効果を説明する。
図６は、緩衝装置の上下反力による負キャンバの向きのモーメント力の説明図であり、図７は、緩衝装置の上下反力によるトーインの向きのモーメント力の説明図であり、図８は、緩衝装置の上下反力による車軸周りのモーメント力の説明図である。
まず第１に、図６に模式的に示すように、車体右側のリヤサスペンションＡを後方から見て、緩衝装置１４は、その軸心Ｘ方向の反力Ｆｃがホイールサポート１１を介して後輪２に十分に大きな負キャンバの向きのモーメント力Ｍｎを発生させるように、言い換えると、緩衝装置１４の上下反力によるモーメント力Ｍｎの腕の長さが十分に大きくなるように、車体内方に比較的大きく離間して配置されている。具体的には、例えば、後輪２の中心Ｃから当該緩衝装置１４の軸心Ｘに下ろした垂線の長さｄ（緩衝装置１４反力による負キャンバのモーメント力Ｍｎの腕の長さ）を、後輪２の半径Ｄ（横力による正キャンバのモーメント力Ｍｐの腕の長さ）に対して予め設定した所定比率以上とするのが好ましい。
【００３０】
ここで、その所定比率の設定について説明すると、まず、緩衝装置１４の上下反力Ｆｃによって後輪２に作用する負キャンバの向きのモーメント力Ｍｎの大きさは、当該緩衝装置１４の軸心Ｘから後輪中心Ｃまでの距離（モーメントの腕の長さ）と緩衝装置反力Ｆｃとの積として表される。しかし、一般的に、自動車のリヤサスペンションＡにおいては、自動車の目標とする旋回性能、例えば旋回時に目標とする最大横加速度が得られるように、旋回外方の後輪２への分担荷重、緩衝装置１４のコイルバネ１２の硬さ、後輪２の最大グリップ力等を設定しており、これにより緩衝装置反力Ｆｃそのものは概ね決定されてしまう。
それ故、負キャンバの向きのモーメント力Ｍｎを十分に大きくしようとすると、実質的にはモーメントの腕の長さを長くする必要がある。例えば、自動車の旋回時に後輪に最大の横加速度が発生している限界領域を想定し、そのときに限界の横力Ｆｓによって後輪２に作用する正キャンバのモーメント力Ｍｐよりも緩衝装置反力Ｆｃによる負キャンバのモーメント力Ｍｎが大きくなるように、上述したモーメントの腕の長さを設定すればよい。換言すれば、横力Ｆｓの限界領域において後輪２に作用する負キャンバのモーメント力Ｍｎが正キャンバのモーメント力Ｍｐよりも大きくなるように、該モーメント力Ｍｎの腕の長さｄとモーメントＭｐの腕の長さＤとの比率を実験等により設定してもよい。
【００３１】
より詳しくは、一般に、自動車の旋回時には横力Ｆｓにより旋回外方の後輪２に対し直接に正キャンバの向きのモーメント力Ｍｐが作用し、このモーメント力Ｍｐは横力Ｆｓとともに増大する。一方、上述した如く緩衝装置１４の上下反力Ｆｃによって後輪２に負キャンバ方向のモーメント力Ｍｎを作用させるようにした場合、自動車の旋回時に横加速度が増大して車体のロールが大きくなると、緩衝装置１４のコイルバネ１２が圧縮されてその反力Ｆｃが増大し、この反力Ｆｃによる負キャンバのモーメント力Ｍｎも増大することになる。
従って、この実施形態のように緩衝装置１４を配置して、該緩衝装置１４の上下反力Ｆｃによる負キャンバのモーメント力Ｍｎの初期値（停車時、或いは一定の速度で直進走行しているときの値）をある程度、大きくすれば、旋回時に横力Ｆｓによる正キャンバのモーメント力Ｍｐが増大しても、これに打ち勝つだけの負キャンバのモーメント力Ｍｎを後輪２の横力の限界領域まで発生させることができるのである。このことで、旋回外方の後輪２においてはそのキャンバ変化の方向について、即ち各リンク６〜１０のゴムブッシュ２６においてそれぞれ車体の横方向について、後輪２を負キャンバの向きに付勢するような一定の向きの付勢力が付与されることになり（予圧縮）、これにより、微視的な後輪２のふらつきをなくしてシャープな運転感覚を得ることができる。
【００３２】
第２に、この実施形態のリヤサスペンションＡでは、図４に示すように車体側方から見て僅かに後傾する後輪２の仮想キングピン軸Ｋに対して、緩衝装置１４の軸心Ｘを略鉛直方向に延びるように位置付けるともに、この緩衝装置軸心Ｘを仮想キングピン軸Ｋよりも車体内方において（図５参照）当該仮想キングピン軸Ｋと非平行であり且つ交わらないように位置付けている。このことで、図７に模式的に示すように車体右側の後輪２を車体上方から見ると、緩衝装置１４の上下反力Ｆｃは仮想キングピン軸Ｋの周りに反時計回りのモーメント力、即ちトーインの向きのモーメント力Ｍｔを発生させることになる。つまり、緩衝装置１４の上下反力を利用して、自動車に横方向の加速度や姿勢変化が生じる以前（初期状態）からその後輪２をトーインの向きに付勢するようにしているので、旋回初期に後輪２に横力が作用してトーインが付与されるときに、各リンク６〜１０のゴムブッシュ２６の撓みに因る遅れが発生しなくなり、このことによっても、剛性感や応答性の高いシャープな運転感覚が得られるものである。
【００３３】
第３に、この実施形態のリヤサスペンションＡでは、図８に模式的に示すように、緩衝装置１４をその軸心Ｘが後輪２の車体内方において後輪２の中心Ｃよりも車体後方に位置付け、且つ略鉛直方向に延びるように配置している。このことで、図示の如く車体左側から見て、緩衝装置１４の上下反力Ｆｃが後輪２の中心Ｃよりも車体後方（図の右側）でホイールサポート１１に対し略鉛直上方から作用して、時計回りのモーメント力Ｍｗを発生させることになる。これにより、アッパリンク６，７がそれぞれ車体後方に付勢されて、その各リンク６，７のゴムブッシュ２６に車体後方への付勢力が作用するとともに、ロワリンク８，９はそれぞれ車体前方に付勢されて、その各リンク８，９のゴムブッシュ２６に車体前方への付勢力が作用するようになる。
【００３４】
そうして、アッパリンク６，７のゴムブッシュ２６がいずれも極めて硬いものとされ、一方、ロワリンク８，９のゴムブッシュ２６は、それが比較的柔らかなものとされている。すなわち、相対的に乗り心地への影響が大きいロワリンク８，９についてそれぞれゴムブッシュ２６を比較的柔らかなものにするとともに、このゴムブッシュ２６を緩衝装置１４の上下反力によって予め車体前方へ予圧縮しているのである。この状態では、ゴムブッシュ２６には車体前方への撓み代が殆ど残されていないので、後輪２へ車体前方への力（例えば駆動力）が作用したときにはゴムブッシュ２６が殆ど撓むことなく、車体への力の伝達が行われる。
一方、上述したようにゴムブッシュ２６を予め車体前方へ予圧縮した状態で、後輪２へ車体後方への力（例えば不整路面からのショック）が入力した場合、この入力によってゴムブッシュ２６に作用する力が上述した付勢力よりも大きくなって合力の向きが反転すると、当該ゴムブッシュ２６が初期の状態とは反対に後ろ向きに撓んで、後輪２が車体後方へ変位することになる。つまり、後ろ向きの入力は後輪２から車体への伝達が遅れるか、或いは吸収されることになる。
【００３５】
次に、図９により、仮想マウント中心点、サスペンションクロスメンバＢに作用する力及びその力により生じうる回転変位について説明する。図９は、仮想マウント中心点、サスペンションクロスメンバＢに作用する力及びその力により生じうる回転変位を説明するための図２と同様に示す上面図である。
サスペンションクロスメンバＢには、旋回時や制動時に、後輪２（図１参照）から各リンク６〜１０を介して、横荷重が加わる。各リンク６〜１０から加えられるこのような荷重の大きさは、走行状況により異なるが、主に、後側ロワリンク９からの車幅方向内方に向く力が大きい。このことを考慮すると、各リンクの力の合力として、サスペンションクロスメンバＢには、一例として図９中Ｆで示すような位置及び向きの荷重がおよそ加わると考えられる。
【００３６】
ここで、複数個の弾性マウントで車体に連結されたサスペンションクロスメンバは、平面視で、車幅方向や車体前後方向の力を受けると、車幅方向や車体前後方向へ変位するだけでなく、複数個のマウントの内方のある特定の１点を中心に回転しようとする特性を有し、このような特定の１点が仮想マウント中心点である。この仮想マウント中心点は、各弾性マウントの弾性率（ばね定数）及び各弾性マウント間の相対距離等をパラメータとして、車幅方向、前後方向及び回転方向における力の釣り合いを考慮して定めることが出来る。本実施形態では、図９に示す点Ｐｃが仮想マウント中心点となっている。
なお、この仮想マウント中心点Ｐｃは、実在する複数の弾性マウントを、或る１つの弾性マウント（仮想の弾性マウント）で置き換え、その仮想の弾性マウントをある特定の位置におけば、実在する複数の弾性マウントと等価（或る荷重に対し同じ変位方向及び同じ変位量）となる作用を得ることが出来る場合に、その特定の位置を、仮想マウント中心点として規定することも可能である。
【００３７】
本実施形態では、サスペンションクロスメンバＢは、ラバーマウント４０、４２、４４を介して車体に連結されているので、その全体が車体に対してラバーマウントの変形量に応じて変位することになる。この変位には、仮想マウント中心点Ｐｃを中心にしてサスペンションクロスメンバＢ全体が回転するような回転変位成分も含まれうる。即ち、例えば、このような仮想マウント中心点Ｐｃを有するサスペンションクロスメンバＢに対し、図９中Ｆで示すような荷重が加わると、サスペンションクロスメンバＢには、仮想マウント中心点Ｐｃを中心に、図９中Ｔで示す方向に回転変位しようとするのである。
このような回転変位成分は、サスペンションＡのトー変化を招くことから問題となるため、本実施形態では、第１及び第３のラバーマウント４０、４４に、このような回転変位を抑制すると共に乗り心地を向上させるようにすぐり部４０ｄ、４４ｄを設け、第２のラバーマウント４２には、乗り心地を向上させることを主目的としてすぐり部４２ｄを設けている。
【００３８】
次に、図３、図９及び図１０により、各ラバーマウント４０、４２、４４の構造を説明する。図１０は、サイドクロスメンバに設けられた第１ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ａ）及び第３ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ｂ）である。
先ず、図１０（ａ）に示すように、第１ラバーマウント（前端部のラバーマウント）４０は、車体側に固定される金属製の内筒４０ａ及びサイドクロスメンバ２０に固定される金属製の外筒４０ｂを備え、それらの内筒４０ａ及び外筒４０ｂは、車体上下方向に中心軸線４０ｅ（図１０では、車体上方から見ているため、一点である）を有するように上下方向に延びている。これらの内筒４０ａ及び外筒４０ｂの間には、その全周にわたって、荷重を受けて弾性変形するラバーブッシュ４０ｃが設けられ、このラバーブッシュ４０ｃは、その内周面が内筒４０ａに、その外周面が外筒４０ｂに、それぞれ接着されている。
【００３９】
ここで、図９及び図１０（ａ）に示す仮想線Ｌ１は、上述した仮想マウント中心点Ｐｃと、第１ラバーマウント４０の取付中心点（中心軸線）４０ｅとを通る線であり、図１０（ａ）に示す仮想線Ｌ５は、仮想線Ｌ１に直交する線であり、仮想線Ｌ９は、第１ラバーマウント４０の車体前後方向の軸線を示す線である。
図１０（ａ）に示すように、ラバーブッシュ４０ｃには、第１ラバーマウント４０の中心点４０ｅに対し対称な位置に互いに対向するように２つのすぐり部４０ｄが形成されている。これらのすぐり部４０ｄは、ラバーブッシュ４０ｃの仮想線Ｌ５上の部分以外の部分に設けられており、本実施形態では、２つのすぐり部４０ｄは、それぞれ、仮想線Ｌ１上の位置から仮想線Ｌ９上の位置まで円周方向に延びている。
次に、図３に示すように、第２ラバーマウント（中央部のラバーマウント）４２は、第１ラバーマウントと同様に、内筒４２ａ、外筒４２ｂ及びそれらの間に設けられたラバーブッシュ４２ｃを備え、車体上下方向に中心軸線を有するように上下方向に延びている。この第２ラバーマウント４２には、車体前後方向の位置（その第２ラバーマウントの車体前後方向に延びる軸線上）に対向して２つのすぐり部４２ｄが形成されている。
【００４０】
次に、図１０（ｂ）に示すように、第３ラバーマウント（後端部のラバーマウント）４４は、第１ラバーマウントと同様に、内筒４４ａ、外筒４４ｂ及びそれらの間に設けられたラバーブッシュ４４ｃを備え、車体上下方向に中心軸線を有するように上下方向に延びている。
ここで、図９及び図１０（ｂ）に示す仮想線Ｌ３は、上述した仮想マウント中心点Ｐｃと、第３ラバーマウント４４の取付中心点（中心軸線）４４ｅとを通る線であり、図１０（ｂ）に示す仮想線Ｌ７は、仮想線Ｌ３に直交する線であり、仮想線Ｌ１１は、第３ラバーマウント４４の車体前後方向の軸線を示す線である。
図１０（ｂ）に示すように、ラバーブッシュ４４ｃには、第３ラバーマウント４４の中心点４４ｅに対し対称な位置に互いに対向するように２つのすぐり部４４ｄが形成されている。これらのすぐり部４４ｄは、ラバーブッシュ４４ｃの仮想線Ｌ７上の部分以外の部分に設けられており、本実施形態では、２つのすぐり部４４ｄが、それぞれ、仮想線Ｌ３上の位置から仮想線Ｌ１１上の位置まで円周方向に延びている。
本実施形態では、各すぐり部４０ｄ、４２ｄ、４４ｄは、各ラバーブッシュ４０ｃ、４２ｃ、４４ｃの車体上方側の面から所定深さまで延びる孔部として構成されており、平面視で、それぞれ、円弧状に延びている。なお、すぐり部４０ｄ、４２ｄ、４４ｄは、車体上下方向に貫通する貫通孔でも良い。
【００４１】
次に、すぐり部４０ｄ及び４４ｄの作用効果を説明する。
先ず、第１ラバーマウント４０には、仮想線Ｌ１上の位置から軸線Ｌ９上の位置まで延びるすぐり部４０ｄが形成されているので、仮想線Ｌ１の方向（仮想線Ｌ１に沿って仮想マウント中心点Ｐｃに向かう方向或いは仮想マウント中心点Ｐｃから離れる方向）及び車体前後方向に変形し易く、特に、中心点４０ｅに対し仮想線Ｌ１、Ｌ９に挟まれた鋭角な領域の方向に変形し易くなっている。さらに、仮想線Ｌ１と直交する方向の仮想線Ｌ５上には、すぐり部４０ｄが形成されていないので、その仮想線Ｌ５の方向には、変形しにくくなっている。ここで、この仮想線Ｌ５の方向は、仮想マウント中心点Ｐｃを中心としたサスペンションクロスメンバＢの回転方向である。従って、図９中Ｔで示すような方向の回転変位は生じにくくなる。
【００４２】
ここで、サスペンションクロスメンバＢには、回転変位の原因となる上述したような荷重（図９中Ｆ）が加わる場合であっても、同時に、各リンクからサスペンションクロスメンバＢを車幅方向或いは車体前後方向に変位させる荷重も加わる。従って、ラバーブッシュ４０ｃは、そのような荷重を受ければ、仮想線Ｌ１、Ｌ９に挟まれた鋭角な領域の方向に変形することになる。このとき、ラバーブッシュ４０ｃが撓むことにより、その変形方向に圧縮応力或いは引張応力が生じる。一方、ラバーブッシュ４０ｃは、そのような変形方向と直交する方向（仮想線Ｌ５の方向を含む方向）に広がり或いは縮もうとするが、ラバーブッシュ４０ｃの全周が内筒４０ａ或いは外筒４０ｂに拘束されているので、仮想線Ｌ５を含む方向にも圧縮応力或いは引張応力が生じる。つまり、サスペンションクロスメンバＢを回転変位させるような力（例えば図９中Ｆ）が加わり、その結果ラバーブッシュ４０ｃに仮想線Ｌ５の方向の力が加わったとしても、ラバーブッシュ４０ｃの仮想線Ｌ５を含む方向の圧縮応力或いは引張応力に打ち勝たなければならない。従って、サスペンションクロスメンバＢの回転変位が抑制されると考えることも出来る。
【００４３】
次に、第３ラバーマウント４４には、仮想線Ｌ３上の位置から軸線Ｌ１１上の位置まで延びるすぐり部４４ｄが形成され、このすぐり部４４ｄは、仮想線Ｌ３と直交する方向の仮想線Ｌ７上には形成されていないので、上述した第１ラバーマウント４０の作用と同様に、図９中Ｔで示すような方向の回転変位は生じにくくなる。また、上述した第１ラバーマウント４０の作用と同様に、すぐり部４４ｄにより、ラバーブッシュ４４ｃを、特に、仮想線Ｌ３、Ｌ１１に挟まれた鋭角な領域の方向に変形させて、サスペンションクロスメンバＢの回転変位を抑制することが出来ると考えられる。
これらの結果、第１及び第３ラバーマウント４０、４４に設けたすぐり部４０ｄ、４４ｄ及びにより、サスペンションクロスメンバＢの回転変位を抑制することが出来、その結果、後輪２の制動時或いは旋回時のトーアウトを抑制することが出来る。また、すぐり部４０ｄ、４４ｄは、車体前後方向の位置まで延びるように形成されているので、乗り心地を向上させることが出来る。なお、このように配置されたすぐり部４０ｄ、４４ｄを、第１ラバーマウント４０或いは第３ラバーマウント４４のいずれか一方のみに形成しても良く、また、第２ラバーマウント４２にも形成しても良い。
次に、第２ラバーマウント４２には、車体前後方向の位置にすぐり部４２ｄが設けられているので、乗り心地を向上させることが出来る。
【００４４】
次に、図１１（ａ）及び（ｂ）に変形例を示すように、第１及び第３ラバーマウント４０、４４のすぐり部４０ｆ、４４ｆを、それぞれ、仮想線Ｌ１上の位置に設けるようにしても良い。この変形例では、その他の構成は上述した実施形態と同様である。
この変形例によっても、上述した実施形態による作用効果と同様の作用効果が得られる。特に、上述した実施形態よりも乗り心地は若干劣ると考えられるが、サスペンションクロスメンバＢの回転をより確実に抑制することが出来る。
【図面の簡単な説明】
【００４５】
【図１】本発明の実施形態によるリヤサスペンション装置を車体前方の斜め右側から見た斜視図である。
【図２】本実施形態によるリヤサスペンション装置を車体上方から見た平面図である。
【図３】本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体上方側から見た上面図である。
【図４】本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体内方側から見た一部破断側面図である。
【図５】本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体後方側から見た後面図である。
【図６】緩衝装置の上下反力による負キャンバの向きのモーメント力の説明図である。
【図７】緩衝装置の上下反力によるトーインの向きのモーメント力の説明図である。
【図８】緩衝装置の上下反力による車軸周りのモーメント力の説明図である。
【図９】仮想マウント中心点、サスペンションクロスメンバに作用する力及びその力により生じうる回転変位を説明するための図２と同様に示す上面図である。
【図１０】本実施形態のサスペンションクロスメンバ構造の第１ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ａ）及び第３ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ｂ）である。
【図１１】本実施形態の変形例によるサスペンションクロスメンバ構造の第１ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ａ）及び第３ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ｂ）である。
【符号の説明】
【００４６】
Ａ リヤサスペンション
Ｂ サスペンションクロスメンバ
Ｃ 車体
２ 後輪
６ 前側アッパリンク
７ 後側アッパリンク
８ 前側ロワリンク
９ 後側ロワリンク
１０ トーコントロールリンク
１１ ホイールサポート（支持部材）
１４ 緩衝装置
１７ フロントクロスメンバ
１８ リヤクロスメンバ
１９、２０ サイドクロスメンバ
３０ ホイールサポートの連結部
４０、４２、４４ 第１、第２及び第３のラバーマウント
４０ｃ、４２ｃ、４４ｃ ラバーブッシュ
４０ｄ、４２ｄ、４４ｄ すぐり部
４０ｆ、４４ｆ 変形例によるすぐり部
４０ｅ、４４ｅ 中心軸線（取付中心点）
Ｋ 仮想キングピン軸
Ｘ 緩衝装置の軸心
Ｐｃ 仮想マウント中心点
Ｌ１ 仮想中心点Ｐｃと、第１ラバーマウント４０の中心点とを通る仮想線
Ｌ３ 仮想中心点Ｐｃと、第３ラバーマウント４４の中心点とを通る仮想線
Ｌ５ 仮想線Ｌ１に直交する仮想線
Ｌ７ 仮想線Ｌ３に直交する仮想線
Ｌ９ 第１ラバーマウント４０の車体前後方向の軸線を示す仮想線
Ｌ１１ 第３ラバーマウント４４の車体前後方向の軸線を示す仮想線
Ｆ リヤスペンションからサスペンションクロスメンバに加わる荷重の位置及び方向の一例
Ｔ 荷重Ｆにより従来生じていたサスペンションクロスメンバＢの回転の方向
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車のリヤサスペンション装置に関し、特に、マルチリンク式の自動車のリヤサスペンション装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
マルチリンク式サスペンションは、各リンクを車輪の上下ストロークを除く５つの運動の自由度に対して最適に配設することが可能であるので、高い運動性能を得ることが出来るサスペンション形式として知られている。そして、各リンクの相互の位置関係や路面に対する位置関係が変化しないように、各リンクを剛性の高いサスペンションクロスメンバに取り付け、さらに、乗り心地を損なわないようにサスペンションクロスメンバ自体を弾性マウントにより車体に取り付けることも知られている。
【０００３】
このような形式を有するサスペンション装置として、特許文献１には、車体側の端部に弾性ブッシュを備えた５本のリンクを備え、緩衝装置の上下反力を利用して各リンクの弾性ブッシュに付勢力（プリロード）を付与するようにしたマルチリンク式後輪サスペンション装置が開示されている。このサスペンション装置は、高い操縦安定性を確保しつつ十分な振動遮断性能をも得るようにしたものである。このサスペンション装置では、各リンクが連結されたサスペンションクロスメンバは、左右３点づつ合計６点の弾性マウントを介して車体に取り付けられており、それぞれのマウントの分担荷重が小さい分、相対的に柔らかな弾性マウントを採用することにより、乗り心地を向上させている。また、３点の弾性マウントを、仮想の平面を規定するように配置することにより、サスペンションクロスメンバ全体の揺動を効果的に抑制し、その揺動に起因する車輪のアライメント変化を解消するようにしている。
【０００４】
【特許文献１】特開２００３−３３５１１７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ここで、マルチリンク式のサスペンションでは、各リンクが独立したＩアームで構成されているので、旋回時や制動時に各リンクに加わる荷重はそれぞれ異なり、さらに、各リンクに加わる荷重は、例えばタイヤの変形等による接地点の変化により変動する。一般に、サスペンションクロスメンバが車体に弾性マウントされた形式のマルチリンク式サスペンション装置では、このような荷重がサスペンションクロスメンバに加わると、弾性マウントが変形すると共にサスペンションクロスメンバは少なからず変位する。そして、本発明者らは、各リンクの荷重の偏りにより、サスペンションクロスメンバがその内方の特定の一点を中心に回転変位（揺動）し、その回転変位によりサスペンション全体がトー方向に変位してしまう現象を見出した。特に、旋回時に旋回外輪のリアロアアームに加わる横力が大きくなった場合には、サスペンションクロスメンバの回転方向が、旋回外輪側のサスペンション全体をトーアウト側に向ける方向となり、操安性の低下につながってしまう。
【０００６】
また、上述した特許文献１のサスペンション装置において、乗り心地をさらに向上させるには、弾性マウントの車体前後方向の位置に所謂すぐり部を形成することが有効である。しかしながら、本発明者らは、そのようなすぐり部を設けることにより、サスペンションクロスメンバが回転し易くなり、乗り心地を確保することが出来ても、トー変化による操安性の悪化を招いてしまう懸念があることを見出した。特に、このサスペンション装置では、緩衝装置の上下反力により各リンクの弾性ブッシュが予め撓んだ状態になっているので、旋回時や制動時に、各サスペンションリンクに加わる荷重が、弾性ブッシュの撓みによる遅れなしに直接的にサスペンションクロスメンバに伝達され、或いは、緩衝装置の荷重がさらにサスペンションクロスメンバに付加されることになるので、そのような問題がより顕著となる。
【０００７】
そこで、本発明は、上述した従来技術の問題点を解決するためになされたものであり、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制して優れた操安性を得ると共に良好な乗り心地性能を得ることが出来る自動車のリヤサスペンション装置を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記の目的を達成するために本発明は、マルチリンク式の自動車のリヤサスペンション装置であって、車幅方向左右両側でそれぞれ車体前後方向に延びる一対のサイドメンバ、及び、この一対のサイドメンバを互いに連結するように車幅方向に延びるクロスメンバにより構成されたサスペンションクロスメンバと、このサスペンションクロスメンバにより支持されたサスペンションリンクと、サスペンションクロスメンバを車体に取り付けるために一対のサイドメンバにそれぞれ設けられた複数の弾性マウントと、を備え、複数の弾性マウントの少なくとも１つにはすぐり部が形成され、このすぐり部は、平面視で、サスペンションクロスメンバの回転中心である複数の弾性マウントにより決定される仮想マウント中心点と、すぐり部が設けられた弾性マウントの中心点とを通る線上の位置に形成されていることを特徴としている。
このように構成された本発明においては、弾性マウントに形成されたすぐり部が、仮想マウント中心点と、すぐり部が設けられた弾性マウントの中心点とを通る線上の位置に形成されているので、弾性マウントは、その線上の方向に変形し易く、一方、その線上の方向と直交する方向には変形しにくい。つまり、サスペンションクロスメンバに横力が入力された場合、弾性マウントは、その横力を受けて、サスペンションクロスメンバの回転中心である仮想マウント中心点と弾性マウントの中心点とを通る線上の方向に変形し、一方、サスペンションクロスメンバの回転中心である仮想マウント中心点を中心にした回転方向（仮想マウント中心点と弾性マウントの中心点とを通る線上の方向と直交する方向）には変形しにくくなる。従って、サイドメンバ及びクロスメンバの回転によるトー変化が抑制され、特に、旋回時に旋回外輪側のサスペンション全体がトーアウト方向に向くことを抑制することが出来る。その結果、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制して優れた操安性を得ると共に弾性マウント自体の性能及び弾性マウントに形成したすぐり部により良好な乗り心地性能を得ることが出来る。
【０００９】
本発明において、好ましくは、複数の弾性マウントは、一対のサイドメンバの前方部、中間部及び後方部にそれぞれ設けられた第１乃至第３の弾性マウントであり、すぐり部は、第１及び第３の弾性マウントに設けられている。
このように構成された本発明においては、すぐり部は、サイドメンバの前方部と後方部とにそれぞれ設けられた第１及び第３の弾性マウントに設けられているので、より確実に、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制することが出来る。
【００１０】
本発明において、好ましくは、すぐり部は、仮想マウント中心点と弾性マウントの中心点とを通る線上の位置から、弾性マウントの中心点を通り且つ車体前後方向に延びる線上の位置まで延びる。
このように構成された本発明においては、すぐり部が車体前後方向の位置にも形成されるので、乗り心地をより向上させることが出来る。
【００１１】
本発明において、好ましくは、すぐり部は、弾性マウントの中心点に対し対向して２つ設けられている。
このように構成された本発明においては、より確実に、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制すると共に乗り心地を向上させることが出来る。
【００１２】
本発明において、好ましくは、サスペンションリンクは、その少なくとも車体側の端部にそれぞれ弾性ブッシュが配設されると共に自動車の後輪の支持部材を車体に連結し、後輪支持部材の車体内方側にはコイルバネ及びダンパを備える緩衝装置の下端部が枢着され、弾性ブッシュには、緩衝装置の上下反力を利用してプリロードが付与され、弾性ブッシュには、緩衝装置の上下反力を利用してプリロードが付与されている。
本発明においては、このような構成を有するサスペンション、即ち、車体側の端部の弾性ブッシュが予め撓んでおり、旋回時や制動時に、各サスペンションリンクに加わる荷重が、弾性ブッシュの撓みによる遅れなしに直接的にサスペンションクロスメンバに伝達され、或いは、緩衝装置の荷重がさらにサスペンションクロスメンバに付加されるような構成のサスペンションであっても、確実に、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制すると共に乗り心地を向上させることが出来る。
【発明の効果】
【００１３】
本発明によれば、サスペンションクロスメンバの回転変位を抑制して優れた操安性を得ると共に良好な乗り心地性能を得ることが出来る。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
先ず、図１及び図２により、本発明の実施形態によるリヤサスペンション装置の全体構成を説明する。図１は、本発明の実施形態によるリヤサスペンション装置を車体前方の斜め右側から見た斜視図であり、図２は、本実施形態によるリヤサスペンション装置を車体上方から見た平面図である。本実施形態による自動車のリヤサスペンション装置は、主に、リヤサスペンションＡ及びサスペンションクロスメンバ（サブフレーム）Ｂで構成され、サスペンションクロスメンバＢが車体Ｃ（図４に一部のみ示す）に取り付けられている。
【００１５】
先ず、本実施形態が適用された自動車の概略構成を説明する。
本実施形態の自動車は、図示しないが、車体前部のエンジンルームにエンジンを搭載する一方、車体後部にリヤデファレンシャル１（図２にのみ示す）を配設して後輪２（図１に車体右側のもののみ示す）を駆動するようにした後輪駆動車である。エンジンの車体後方側にはトランスミッション（図示せず）が組み付けられ、そのトランスミッションからの回転出力を、プロペラシャフト４（図２にのみ示す）を介して、リヤデファレンシャル１に伝達するようになっている。リヤデファレンシャル１からの回転出力は、ドライブシャフト５を介して後輪２に伝達される。
また、この自動車では、エンジン及びトランスミッションで構成されるパワーユニットと、リヤデファレンシャル１とを、パワープラントフレーム３（図２にのみ示す）で一体的に連結している。このパワープラントフレームは、パワーユニットとリヤデファレンシャル１とを含むパワートレインを、全体として剛性のある構造体として構成させるためのものであり、このパワープラントフレーム３により、リヤデファレンシャル１のワインドアップ振動を抑制して、アクセル操作に対する後輪２の駆動力の応答性を向上させることができる。パワープラントフレーム３は、コの字状の断面形状を有し、そのコの字の内方側にプロペラシャフトが通るように、フロアトンネル（図示せず）内に配置されている。
【００１６】
次に、リヤサスペンションＡの概略構成を説明する。
リヤサスペンションＡは、独立した５本のＩリンク６〜１０によって後輪２のホイールサポート（支持部材）１１を車体に対しストローク可能に連結し、緩衝装置１４の上下反力を利用して各リンク６〜１０の弾性ブッシュ２６に付勢力（プリロード）を付与するようにしたプリロード式のマルチリンク式サスペンションである。各Ｉリンクは、仮想的にアッパアームを構成する車体前側及び後側の２本のアッパリンク６，７、仮想的にロワアームを構成する車体前側及び後側の２本のロワリンク８，９、及び、該仮想のアッパアーム及びロワアームの配置によって決まる仮想キングピン軸Ｋ周りの後輪２の回動変位を規制するトーコントロールリンク１０である。そして、アッパリンク６，７及びロワリンク８，９がそれぞれ車体側の端部を中心に上下に揺動することによって、ホイールサポート１１及び後輪２が所定の軌跡に沿って上下にストロークするようになっている。
また、そのような後輪２のストロークを許容しながら、同時に適度の付勢力及び減衰力を付与するように、コイルバネ１２及びダンパ１３を備えた緩衝装置１４が配設されている。この緩衝装置１４は、コイルバネ１２とダンパ１３とが略同軸に配置されて大略、上下方向に長い円筒状をなし、その上端側に配設された円筒状ブラケット１５が図示しない車体に取り付けられる一方、ダンパ１３の下端部（緩衝装置１４の下端部）がホイールサポート１１の車体内方側に枢着されている。従って、自動車の車体後部の分担荷重及び後輪２のストロークに対応するコイルバネ１２及びダンパ１３の反力（緩衝装置の上下反力）は直接、ホイールサポート１１に作用することになる。
【００１７】
次に、サスペンションクロスメンバＢの概略構成について説明する。
サスペンションクロスメンバＢは、大別して４つの鋼板製部材を平面視で概ね矩形枠状に組み合わせてなるもので、各々車幅方向に延びるフロントクロスメンバ１７及びリヤクロスメンバ１８と、それらの左右両側の端部同士を連結するように車体の左右両側において前後方向に延びる一対のサイドクロスメンバ１９，２０を備えている。
図２に示すように、フロントクロスメンバ１７は、車体上方から見ると略真っ直ぐに車幅方向に延びていて、車幅方向の両端部がそれぞれ左右のサイドクロスメンバ１９，２０の各前端側に接合されている。また、図１に示すように、このフロントクロスメンバ１７は、車体前後方向に見ると、長手方向の中央部分が左右両端部よりも上方に位置するように全体に亘って大きく湾曲するアーチ形状とされている。このような上方への湾曲した形状により、フロントクロスメンバ１７の下方に、リヤデファレンシャル１及びパワープラントフレーム３を配置することが出来るようになっている。
【００１８】
一方、図２に示すように、リヤクロスメンバ１８は、車体上方から見ると略真っ直ぐに車幅方向に延びていて、車幅方向の両端部がそれぞれ左右のサイドクロスメンバ１９，２０の各後端側に接合されている。また、車体前後方向に見ると、上縁部の長さが下縁部よりも大きい逆台形状に形成されている（図５参照）。
このリヤクロスメンバ１８の上縁部には、後側ロワリンク９の後述する取付部１８ａに対応する位置にそれぞれ取付部１８ｂが配設されており、これらの取付部１８ｂに弾性マウント２１を介して取り付けられたブラケット２２（図２及び図３参照）によりリヤデファレンシャル１が吊設されている。
また、図２に示すように、左右のサイドクロスメンバ１９，２０は、それぞれ、長手方向の中央部分が両端側に比べて車体内方に位置するよう緩やかに湾曲している。また、図１に示す斜視図から分かるように、左右のサイドクロスメンバ１９，２０は、車体側方視では、後端部から略中央部までが略水平に延びる一方、それよりも前側の部分が車体前方に向かって斜め下方に延びていて、中央よりも前側の部分が後側の部分よりも低くなるように配置されている。
【００１９】
さらに、各サイドクロスメンバ１９，２０には、サスペンションクロスメンバＢ全体を車体に対して弾性支持するためのラバーマウント（弾性マウント）４０、４２、４４が、それぞれ、各サイドクロスメンバ１９，２０の前端部、略中央部及び後端部の３点に配設されている。その略中央部のラバーマウント（第２ラバーマウント）４２は、サイドクロスメンバ１９，２０の略中央部分から車体内方に延出するマウント取付部の上面に配置されていて、車体上方から見て該中央部のラバーマウント４２と後端部のラバーマウント（第３ラバーマウント）４４とを結ぶ直線が車体の前後方向の中心線Ｌ（図２にのみ示す）と略平行になるように位置付けられている。一方、前端部のラバーマウント（第１ラバーマウント）４０は前記中央部のラバーマウント４２及び後端部のラバーマウント４４と比較して車体外方に位置している。
【００２０】
つまり、前記サブフレーム３は、車体の左右両側で各々３点ずつ、合計６個のラバーマウント４０、４２、４４により車体に連結されていて、それぞれ、サイドクロスメンバ１９，２０の前端、略中央及び後端に配置された３つのラバーマウント４０、４２、４４が平面視で一直線上に並ばないように配置されている。このようにサブフレーム３を合計６個のラバーマウント４０、４２、４４によって車体に取り付けると、一般的な４個のマウントの場合と比較して個々のラバーマウント４０、４２、４４の分担荷重が小さくなり、相対的に柔らかな特性とすることができるので、乗り心地の改善が図られる。しかも、左右両側でそれぞれ３個のラバーマウント４０、４２、４４により仮想の平面を規定するようにしているので、後車輪２へ横力が入力したときにサブフレーム３全体の揺動が効果的に抑制され、その揺動に起因する後車輪２のアライメント変化が実質的に解消される。
また、フロントクロスメンバ１７の左右両端側からサイドクロスメンバ１９，２０の各前側部分に跨って補強部材２４が架設され、また、その補強部材２４の下端部からリヤクロスメンバ１８の下縁部に亘って補強部材２５が筋交い状に架設されており、これらの補強部材２４、２５により、サスペンションクロスメンバＢの剛性が高められている。
【００２１】
次に、図３乃至図５により、サスペンションリンク６〜１０の取付構造及び配置を説明する。図３は、本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体上方側から見た上面図であり、図４は、本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体内方側から見た一部破断側面図であり、図５は、本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体後方側から見た後面図である。なお、本実施形態のリヤサスペンション装置は、車幅方向に対称に構成されているので、以下では、主に、その車体右側部分のみを説明し、車体左側部分については説明を省略する。
先ず、図３及び図５に示すように、フロントクロスメンバ１７の左右両端側には、各々サイドクロスメンバ１９，２０との接合部に近接して下方に突出する取付部１７ａが配設されており、この各取付部１７ａには、ゴムブッシュ２６を介してトーコントロールリンク１０の車体側の端部が連結されている。図３に示すように、トーコントロールリンク１０は、車体上方から見て、取付部１７ａから車体外方に向かって略真横（車幅方向）に延びており、その車輪側の端部がボールジョイント２７によりホイールサポート１１に連結されている。
【００２２】
次に、図４及び図５に示すように、リヤクロスメンバ１８には、その下縁部の左右両端側から下方に延出する取付部１８ａが形成されており、この取付部１８ａには、ゴムブッシュ２６を介して後側ロワリンク９の車体側の端部が取り付けられている。図３に示すように、後側ロワリンク９は、取付部１８ａから車体外方に向かって僅かに前傾して延び、その車輪側の端部がボールジョイント２７によりホイールサポート１１に連結されている。この後側ロワリンク９は、前側ロワリンク８よりも長い。
次に、図３に示すように、サイドクロスメンバ１９，２０の前側の部分には、フロントクロスメンバ１７との接合部の前側に近接して下方に突出するように第１取付部１９ａ、２０ａ（図１及び図２参照）が配設されており、これらの第１取付部１９ａ，２０ａには、それぞれ、ゴムブッシュ２６を介して前側ロワリンク（ロワトレーリングリンク）８の車体側の端部が取り付けられている。図３に示すように、この前側ロワリンク８は、第１取付部１９ａ（２０ａ（図１及び図２参照））から、車体上方から見て、前側アッパリンク６よりも大きく後傾して車幅方向に延び、その車輪側の端部がボールジョイント２７によりホイールサポート１１に連結されている。この前側ロワリンク８は、アッパリンク６，７よりも長い。
【００２３】
また、サイドクロスメンバ１９，２０の前側の部分には、フロントクロスメンバ１７との接合部の後側に近接して上方に突出するように第２取付部１９ｂ，２０ｂ（図１及び図２参照）が配設されており、これらの第２取付部１９ｂ、２０ｂには、それぞれ前側アッパリンク（アッパトレーリングリンク）６の車体側の端部が取り付けられている。図３に示すように、車体上方から見て、前側アッパリンク６は、第２取付部１９ｂ、２０ｂから車体外方に向かうほど徐々に後方に位置するように後傾して延びており、その車輪側の端部がボールジョイント２７によりホイールサポート１１に連結されている。
次に、図３及び図５に示すように、各サイドクロスメンバ１９，２０の後側部分には、第３取付部１９ｃ，２０ｃが配設されており、これらの第３取付部１９ｃ、２０ｃには、ゴムブッシュ２６を介して後側アッパリンク７の車体側の端部が取り付けられている。この後側アッパリンク７は、第３取付部１９ｃ、２０ｃから車体外方に向かうほど徐々に前方に位置するように前傾して延び、車輪側の端部がボールジョイント２７によりホイールサポート１１に連結されている。後側アッパリンク７は、前側アッパリンク６と略同じ長さである。
次に、図５に示すように、車体後方から見ると、アッパリンク６，７は、サイドクロスメンバ１９から車体外方のホイールサポート１１に向かって僅かに上向きに傾斜しており、これとは反対に前側ロワリンク８は車体外方に向かって僅かに下向きに傾斜しており、さらに、後側ロワリンク９及びトーコントロールリンク１０はいずれも略水平に延びている。
【００２４】
次に、各リンク６〜１０の配置による、サスペンションＡの作用を説明する。
先ず、図３に示すように、２本のロワリンク８，９は、車体上方から見て、車体外方側に向かって互いに接近するように配置されており、この配置によって後輪２にはその車体後方への変位に伴い幾何学的にトーインが付与されるようになる（前後力コンプライアンスステア）。すなわち、例えば自動車の制動時等に路面からの制動力が後輪２に対し車体後方向きに作用すると、２本のロワリンク８，９がそれぞれゴムブッシュ２６の撓みによって車体側の端部の周りに僅かに回動変位し、これにより車輪側の端部が車体後方に変位するようになる。このとき、前側ロワリンク８が車体外方に向かって後傾し、且つ後側ロワリンク９が車体外方に向かって前傾していると、それらの各リンクの回動変位に伴い、前側ロワリンク８の車輪側端部が車体内方に変位するとともに、後側ロワリンク９の車輪側端部は車体外方に変位することになるから、後輪２のアライメントはトーインの向きに変化するのである。
【００２５】
次に、仮想キングピン軸Ｋは、後輪２の操向方向（トー方向）への回動の瞬間回転中心であり、図３のように車体上方から見ると、同図に仮想線で示すように、２つのアッパリンク６，７の軸心の交点と２つのロワリンク８，９の軸心の交点とを通る仮想の軸となる。この実施形態では、後輪２の仮想キングピン軸Ｋは、図４に示すように車体側方から見て上端側ほど車体後方に位置するように僅かに後傾するとともに、車体前後方向に見て上端側ほど車体外方に位置するように僅かに傾斜している（図５参照）。
また、車体側方から見た仮想キングピン軸Ｋの路面との交点ｋ１（図４参照）は後輪２の接地点Ｇよりも車体後方に離間していて、後輪２のキャスタトレールが負値となっている。このことで、自動車の旋回時に後輪２の路面との接地点Ｇに作用する横力は仮想キングピン軸Ｋの車体前方を横切ることになり、この横力によって後輪２には直接にトーインの向きのモーメント力が作用する。
これにより、主に２本のロワリンク６，７のゴムブッシュ２６が撓んで、車輪２のトーイン量が増大する（横力コンプライアンスステア）。
つまり、この実施形態のリヤサスペンションＡの場合、自動車の制動時には前後力コンプライアンスステアによって左右の後輪２のトーイン量が増大し、また、自動車の旋回時には旋回外方の後輪２のトーイン量が横力コンプライアンスステアによって増大するようになっている。尚、詳しい説明は省略するが、このリヤサスペンションＡでは各リンク６〜１０の配置構成により、バンプ時のロールステアによっても後輪２のトーイン量が増大するようになっている。
【００２６】
次に、図３乃至図５により、緩衝装置１４の構成及び配置を説明する。
緩衝装置１４は、図３に示すように車体上方から見て、前側のリンク６，８と後側のリンク７，９の中間を上下方向に貫通するように配置され、その軸心Ｘは、車体側方から見て略鉛直に延びるとともに（図４参照）、車体後方から見ると上端側ほど車体内方に位置するように傾斜している（図５参照）。この緩衝装置１４の上端部では、図４にのみ破線で示すが、ダンパ１３のロッド１３ａの上端部が円筒状ブラケット１５内でその上端部にゴムブッシュ等を介して固定されており、さらに、そこから下方に向かって延びるように円筒状の樹脂製バンプストッパ２８がロッド１３ａと同心状に配設されている。このバンプストッパ２８は、サスペンションＡのバンプ時にコイルバネ１２が所定量以上、縮んだときにダンパ１３の外筒の上端部に当接するものであり、その当接後は緩衝装置１４全体としてバネ定数が一段、高くなるので、後輪２の車体側への近接変位が規制されることになる。
【００２７】
また、緩衝装置１４のブラケット１５の下端部には特に車体前後方向に長い異形の鍔部２９が設けられていて、その上面が車体の下部フレームに接合されて締結されるようになっている。一方、鍔部２９の下面にはコイルバネ１２の上端部を保持するアッパシートが形成されており、ダンパ１３の外筒を囲むように配置されたコイルバネ１２の下端部は該ダンパ１３外筒の下端側に設けられたロワシート部１３ｂによって保持されている。さらに、ダンパ１３の下端部には円環状の取付部１３ｃが突設されていて、これが後輪２のホイールサポート１１から車体内方に延びる連結部３０の端部に枢着されている。
詳しくは、ホイールサポート１１の連結部３０は、後輪２の車軸が貫通するホイールサポート１１本体の内側に一体に形成されたものであり、図５に示すように車体前後方向に見て、ホイールサポート１１本体の上下両端側から車体内方に向かって延びて先端部で一体となった上腕部３１及び下腕部３２と、該上腕部３１及び下腕部３２をそれぞれの車幅方向中間部にて連結するように上下方向に延びる中間腕部３３とを有し、全体として横向きの略Ａ字形状をなす。そして、そのＡ字の横棒である中間腕部３３から、Ａ字の上端である上腕部３１及び下腕部３２の先端部（連結部３０の車体内方の先端部）に亘って鋼製の支軸３４が配設され、その支軸３４の端部が連結部３０の端部よりも車体内方に突出していて、これがダンパ１３の下端取付部１３ｃに挿通された状態でゴムブッシュ等を介して固定されている。このように連結部３０を略Ａ字形状としたことで、上下方向の荷重に対して十分な剛性を確保しながら、連結部３０、ひいてはホイールサポート１１全体の軽量化が図られ、連結部３０を設けたことによるバネ下重量の増大を抑えて、運動性能の悪化を防止することができる。
【００２８】
上述した構成により、車体後部の分担荷重や緩衝装置１４の上下反力はホイールサポート１１の連結部３０を介して直接、後輪２に作用することになる。このように、緩衝装置１４から作用する反力を積極的に利用してホイールサポート１１を予め所定の向きに付勢することにより、後輪２のアライメントを最適化し且つ各リンク６〜１０のゴムブッシュ２６にそれぞれ最適な向きの付勢力を付与するようにしている。即ち、各ゴムブッシュ２６を緩衝装置１４の上下反力によって最適な向きに予圧縮して、マルチリンク式サスペンションにおいてもスポーツカーに適用可能なシャープな運転感覚を得られるようにしている。
具体的には緩衝装置１４の上下反力により、（１）後輪２に対して旋回時の横力にも打ち勝つように負キャンバの向きのモーメント力を作用させ、且つ、（２）旋回時の横力等が作用する以前からトーインの向きのモーメント力を付与するとともに、（３）特に乗り心地への影響が大きいロワリンク８，９のゴムブッシュ２６に対して車体前方への付勢力を付与するようにしている。
【００２９】
次に、図６乃至図８により、これらの３つの作用効果を説明する。
図６は、緩衝装置の上下反力による負キャンバの向きのモーメント力の説明図であり、図７は、緩衝装置の上下反力によるトーインの向きのモーメント力の説明図であり、図８は、緩衝装置の上下反力による車軸周りのモーメント力の説明図である。
まず第１に、図６に模式的に示すように、車体右側のリヤサスペンションＡを後方から見て、緩衝装置１４は、その軸心Ｘ方向の反力Ｆｃがホイールサポート１１を介して後輪２に十分に大きな負キャンバの向きのモーメント力Ｍｎを発生させるように、言い換えると、緩衝装置１４の上下反力によるモーメント力Ｍｎの腕の長さが十分に大きくなるように、車体内方に比較的大きく離間して配置されている。具体的には、例えば、後輪２の中心Ｃから当該緩衝装置１４の軸心Ｘに下ろした垂線の長さｄ（緩衝装置１４反力による負キャンバのモーメント力Ｍｎの腕の長さ）を、後輪２の半径Ｄ（横力による正キャンバのモーメント力Ｍｐの腕の長さ）に対して予め設定した所定比率以上とするのが好ましい。
【００３０】
ここで、その所定比率の設定について説明すると、まず、緩衝装置１４の上下反力Ｆｃによって後輪２に作用する負キャンバの向きのモーメント力Ｍｎの大きさは、当該緩衝装置１４の軸心Ｘから後輪中心Ｃまでの距離（モーメントの腕の長さ）と緩衝装置反力Ｆｃとの積として表される。しかし、一般的に、自動車のリヤサスペンションＡにおいては、自動車の目標とする旋回性能、例えば旋回時に目標とする最大横加速度が得られるように、旋回外方の後輪２への分担荷重、緩衝装置１４のコイルバネ１２の硬さ、後輪２の最大グリップ力等を設定しており、これにより緩衝装置反力Ｆｃそのものは概ね決定されてしまう。
それ故、負キャンバの向きのモーメント力Ｍｎを十分に大きくしようとすると、実質的にはモーメントの腕の長さを長くする必要がある。例えば、自動車の旋回時に後輪に最大の横加速度が発生している限界領域を想定し、そのときに限界の横力Ｆｓによって後輪２に作用する正キャンバのモーメント力Ｍｐよりも緩衝装置反力Ｆｃによる負キャンバのモーメント力Ｍｎが大きくなるように、上述したモーメントの腕の長さを設定すればよい。換言すれば、横力Ｆｓの限界領域において後輪２に作用する負キャンバのモーメント力Ｍｎが正キャンバのモーメント力Ｍｐよりも大きくなるように、該モーメント力Ｍｎの腕の長さｄとモーメントＭｐの腕の長さＤとの比率を実験等により設定してもよい。
【００３１】
より詳しくは、一般に、自動車の旋回時には横力Ｆｓにより旋回外方の後輪２に対し直接に正キャンバの向きのモーメント力Ｍｐが作用し、このモーメント力Ｍｐは横力Ｆｓとともに増大する。一方、上述した如く緩衝装置１４の上下反力Ｆｃによって後輪２に負キャンバ方向のモーメント力Ｍｎを作用させるようにした場合、自動車の旋回時に横加速度が増大して車体のロールが大きくなると、緩衝装置１４のコイルバネ１２が圧縮されてその反力Ｆｃが増大し、この反力Ｆｃによる負キャンバのモーメント力Ｍｎも増大することになる。
従って、この実施形態のように緩衝装置１４を配置して、該緩衝装置１４の上下反力Ｆｃによる負キャンバのモーメント力Ｍｎの初期値（停車時、或いは一定の速度で直進走行しているときの値）をある程度、大きくすれば、旋回時に横力Ｆｓによる正キャンバのモーメント力Ｍｐが増大しても、これに打ち勝つだけの負キャンバのモーメント力Ｍｎを後輪２の横力の限界領域まで発生させることができるのである。このことで、旋回外方の後輪２においてはそのキャンバ変化の方向について、即ち各リンク６〜１０のゴムブッシュ２６においてそれぞれ車体の横方向について、後輪２を負キャンバの向きに付勢するような一定の向きの付勢力が付与されることになり（予圧縮）、これにより、微視的な後輪２のふらつきをなくしてシャープな運転感覚を得ることができる。
【００３２】
第２に、この実施形態のリヤサスペンションＡでは、図４に示すように車体側方から見て僅かに後傾する後輪２の仮想キングピン軸Ｋに対して、緩衝装置１４の軸心Ｘを略鉛直方向に延びるように位置付けるともに、この緩衝装置軸心Ｘを仮想キングピン軸Ｋよりも車体内方において（図５参照）当該仮想キングピン軸Ｋと非平行であり且つ交わらないように位置付けている。このことで、図７に模式的に示すように車体右側の後輪２を車体上方から見ると、緩衝装置１４の上下反力Ｆｃは仮想キングピン軸Ｋの周りに反時計回りのモーメント力、即ちトーインの向きのモーメント力Ｍｔを発生させることになる。つまり、緩衝装置１４の上下反力を利用して、自動車に横方向の加速度や姿勢変化が生じる以前（初期状態）からその後輪２をトーインの向きに付勢するようにしているので、旋回初期に後輪２に横力が作用してトーインが付与されるときに、各リンク６〜１０のゴムブッシュ２６の撓みに因る遅れが発生しなくなり、このことによっても、剛性感や応答性の高いシャープな運転感覚が得られるものである。
【００３３】
第３に、この実施形態のリヤサスペンションＡでは、図８に模式的に示すように、緩衝装置１４をその軸心Ｘが後輪２の車体内方において後輪２の中心Ｃよりも車体後方に位置付け、且つ略鉛直方向に延びるように配置している。このことで、図示の如く車体左側から見て、緩衝装置１４の上下反力Ｆｃが後輪２の中心Ｃよりも車体後方（図の右側）でホイールサポート１１に対し略鉛直上方から作用して、時計回りのモーメント力Ｍｗを発生させることになる。これにより、アッパリンク６，７がそれぞれ車体後方に付勢されて、その各リンク６，７のゴムブッシュ２６に車体後方への付勢力が作用するとともに、ロワリンク８，９はそれぞれ車体前方に付勢されて、その各リンク８，９のゴムブッシュ２６に車体前方への付勢力が作用するようになる。
【００３４】
そうして、アッパリンク６，７のゴムブッシュ２６がいずれも極めて硬いものとされ、一方、ロワリンク８，９のゴムブッシュ２６は、それが比較的柔らかなものとされている。すなわち、相対的に乗り心地への影響が大きいロワリンク８，９についてそれぞれゴムブッシュ２６を比較的柔らかなものにするとともに、このゴムブッシュ２６を緩衝装置１４の上下反力によって予め車体前方へ予圧縮しているのである。この状態では、ゴムブッシュ２６には車体前方への撓み代が殆ど残されていないので、後輪２へ車体前方への力（例えば駆動力）が作用したときにはゴムブッシュ２６が殆ど撓むことなく、車体への力の伝達が行われる。
一方、上述したようにゴムブッシュ２６を予め車体前方へ予圧縮した状態で、後輪２へ車体後方への力（例えば不整路面からのショック）が入力した場合、この入力によってゴムブッシュ２６に作用する力が上述した付勢力よりも大きくなって合力の向きが反転すると、当該ゴムブッシュ２６が初期の状態とは反対に後ろ向きに撓んで、後輪２が車体後方へ変位することになる。つまり、後ろ向きの入力は後輪２から車体への伝達が遅れるか、或いは吸収されることになる。
【００３５】
次に、図９により、仮想マウント中心点、サスペンションクロスメンバＢに作用する力及びその力により生じうる回転変位について説明する。図９は、仮想マウント中心点、サスペンションクロスメンバＢに作用する力及びその力により生じうる回転変位を説明するための図２と同様に示す上面図である。
サスペンションクロスメンバＢには、旋回時や制動時に、後輪２（図１参照）から各リンク６〜１０を介して、横荷重が加わる。各リンク６〜１０から加えられるこのような荷重の大きさは、走行状況により異なるが、主に、後側ロワリンク９からの車幅方向内方に向く力が大きい。このことを考慮すると、各リンクの力の合力として、サスペンションクロスメンバＢには、一例として図９中Ｆで示すような位置及び向きの荷重がおよそ加わると考えられる。
【００３６】
ここで、複数個の弾性マウントで車体に連結されたサスペンションクロスメンバは、平面視で、車幅方向や車体前後方向の力を受けると、車幅方向や車体前後方向へ変位するだけでなく、複数個のマウントの内方のある特定の１点を中心に回転しようとする特性を有し、このような特定の１点が仮想マウント中心点である。この仮想マウント中心点は、各弾性マウントの弾性率（ばね定数）及び各弾性マウント間の相対距離等をパラメータとして、車幅方向、前後方向及び回転方向における力の釣り合いを考慮して定めることが出来る。本実施形態では、図９に示す点Ｐｃが仮想マウント中心点となっている。
なお、この仮想マウント中心点Ｐｃは、実在する複数の弾性マウントを、或る１つの弾性マウント（仮想の弾性マウント）で置き換え、その仮想の弾性マウントをある特定の位置におけば、実在する複数の弾性マウントと等価（或る荷重に対し同じ変位方向及び同じ変位量）となる作用を得ることが出来る場合に、その特定の位置を、仮想マウント中心点として規定することも可能である。
【００３７】
本実施形態では、サスペンションクロスメンバＢは、ラバーマウント４０、４２、４４を介して車体に連結されているので、その全体が車体に対してラバーマウントの変形量に応じて変位することになる。この変位には、仮想マウント中心点Ｐｃを中心にしてサスペンションクロスメンバＢ全体が回転するような回転変位成分も含まれうる。即ち、例えば、このような仮想マウント中心点Ｐｃを有するサスペンションクロスメンバＢに対し、図９中Ｆで示すような荷重が加わると、サスペンションクロスメンバＢには、仮想マウント中心点Ｐｃを中心に、図９中Ｔで示す方向に回転変位しようとするのである。
このような回転変位成分は、サスペンションＡのトー変化を招くことから問題となるため、本実施形態では、第１及び第３のラバーマウント４０、４４に、このような回転変位を抑制すると共に乗り心地を向上させるようにすぐり部４０ｄ、４４ｄを設け、第２のラバーマウント４２には、乗り心地を向上させることを主目的としてすぐり部４２ｄを設けている。
【００３８】
次に、図３、図９及び図１０により、各ラバーマウント４０、４２、４４の構造を説明する。図１０は、サイドクロスメンバに設けられた第１ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ａ）及び第３ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ｂ）である。
先ず、図１０（ａ）に示すように、第１ラバーマウント（前端部のラバーマウント）４０は、車体側に固定される金属製の内筒４０ａ及びサイドクロスメンバ２０に固定される金属製の外筒４０ｂを備え、それらの内筒４０ａ及び外筒４０ｂは、車体上下方向に中心軸線４０ｅ（図１０では、車体上方から見ているため、一点である）を有するように上下方向に延びている。これらの内筒４０ａ及び外筒４０ｂの間には、その全周にわたって、荷重を受けて弾性変形するラバーブッシュ４０ｃが設けられ、このラバーブッシュ４０ｃは、その内周面が内筒４０ａに、その外周面が外筒４０ｂに、それぞれ接着されている。
【００３９】
ここで、図９及び図１０（ａ）に示す仮想線Ｌ１は、上述した仮想マウント中心点Ｐｃと、第１ラバーマウント４０の取付中心点（中心軸線）４０ｅとを通る線であり、図１０（ａ）に示す仮想線Ｌ５は、仮想線Ｌ１に直交する線であり、仮想線Ｌ９は、第１ラバーマウント４０の車体前後方向の軸線を示す線である。
図１０（ａ）に示すように、ラバーブッシュ４０ｃには、第１ラバーマウント４０の中心点４０ｅに対し対称な位置に互いに対向するように２つのすぐり部４０ｄが形成されている。これらのすぐり部４０ｄは、ラバーブッシュ４０ｃの仮想線Ｌ５上の部分以外の部分に設けられており、本実施形態では、２つのすぐり部４０ｄは、それぞれ、仮想線Ｌ１上の位置から仮想線Ｌ９上の位置まで円周方向に延びている。
次に、図３に示すように、第２ラバーマウント（中央部のラバーマウント）４２は、第１ラバーマウントと同様に、内筒４２ａ、外筒４２ｂ及びそれらの間に設けられたラバーブッシュ４２ｃを備え、車体上下方向に中心軸線を有するように上下方向に延びている。この第２ラバーマウント４２には、車体前後方向の位置（その第２ラバーマウントの車体前後方向に延びる軸線上）に対向して２つのすぐり部４２ｄが形成されている。
【００４０】
次に、図１０（ｂ）に示すように、第３ラバーマウント（後端部のラバーマウント）４４は、第１ラバーマウントと同様に、内筒４４ａ、外筒４４ｂ及びそれらの間に設けられたラバーブッシュ４４ｃを備え、車体上下方向に中心軸線を有するように上下方向に延びている。
ここで、図９及び図１０（ｂ）に示す仮想線Ｌ３は、上述した仮想マウント中心点Ｐｃと、第３ラバーマウント４４の取付中心点（中心軸線）４４ｅとを通る線であり、図１０（ｂ）に示す仮想線Ｌ７は、仮想線Ｌ３に直交する線であり、仮想線Ｌ１１は、第３ラバーマウント４４の車体前後方向の軸線を示す線である。
図１０（ｂ）に示すように、ラバーブッシュ４４ｃには、第３ラバーマウント４４の中心点４４ｅに対し対称な位置に互いに対向するように２つのすぐり部４４ｄが形成されている。これらのすぐり部４４ｄは、ラバーブッシュ４４ｃの仮想線Ｌ７上の部分以外の部分に設けられており、本実施形態では、２つのすぐり部４４ｄが、それぞれ、仮想線Ｌ３上の位置から仮想線Ｌ１１上の位置まで円周方向に延びている。
本実施形態では、各すぐり部４０ｄ、４２ｄ、４４ｄは、各ラバーブッシュ４０ｃ、４２ｃ、４４ｃの車体上方側の面から所定深さまで延びる孔部として構成されており、平面視で、それぞれ、円弧状に延びている。なお、すぐり部４０ｄ、４２ｄ、４４ｄは、車体上下方向に貫通する貫通孔でも良い。
【００４１】
次に、すぐり部４０ｄ及び４４ｄの作用効果を説明する。
先ず、第１ラバーマウント４０には、仮想線Ｌ１上の位置から軸線Ｌ９上の位置まで延びるすぐり部４０ｄが形成されているので、仮想線Ｌ１の方向（仮想線Ｌ１に沿って仮想マウント中心点Ｐｃに向かう方向或いは仮想マウント中心点Ｐｃから離れる方向）及び車体前後方向に変形し易く、特に、中心点４０ｅに対し仮想線Ｌ１、Ｌ９に挟まれた鋭角な領域の方向に変形し易くなっている。さらに、仮想線Ｌ１と直交する方向の仮想線Ｌ５上には、すぐり部４０ｄが形成されていないので、その仮想線Ｌ５の方向には、変形しにくくなっている。ここで、この仮想線Ｌ５の方向は、仮想マウント中心点Ｐｃを中心としたサスペンションクロスメンバＢの回転方向である。従って、図９中Ｔで示すような方向の回転変位は生じにくくなる。
【００４２】
ここで、サスペンションクロスメンバＢには、回転変位の原因となる上述したような荷重（図９中Ｆ）が加わる場合であっても、同時に、各リンクからサスペンションクロスメンバＢを車幅方向或いは車体前後方向に変位させる荷重も加わる。従って、ラバーブッシュ４０ｃは、そのような荷重を受ければ、仮想線Ｌ１、Ｌ９に挟まれた鋭角な領域の方向に変形することになる。このとき、ラバーブッシュ４０ｃが撓むことにより、その変形方向に圧縮応力或いは引張応力が生じる。一方、ラバーブッシュ４０ｃは、そのような変形方向と直交する方向（仮想線Ｌ５の方向を含む方向）に広がり或いは縮もうとするが、ラバーブッシュ４０ｃの全周が内筒４０ａ或いは外筒４０ｂに拘束されているので、仮想線Ｌ５を含む方向にも圧縮応力或いは引張応力が生じる。つまり、サスペンションクロスメンバＢを回転変位させるような力（例えば図９中Ｆ）が加わり、その結果ラバーブッシュ４０ｃに仮想線Ｌ５の方向の力が加わったとしても、ラバーブッシュ４０ｃの仮想線Ｌ５を含む方向の圧縮応力或いは引張応力に打ち勝たなければならない。従って、サスペンションクロスメンバＢの回転変位が抑制されると考えることも出来る。
【００４３】
次に、第３ラバーマウント４４には、仮想線Ｌ３上の位置から軸線Ｌ１１上の位置まで延びるすぐり部４４ｄが形成され、このすぐり部４４ｄは、仮想線Ｌ３と直交する方向の仮想線Ｌ７上には形成されていないので、上述した第１ラバーマウント４０の作用と同様に、図９中Ｔで示すような方向の回転変位は生じにくくなる。また、上述した第１ラバーマウント４０の作用と同様に、すぐり部４４ｄにより、ラバーブッシュ４４ｃを、特に、仮想線Ｌ３、Ｌ１１に挟まれた鋭角な領域の方向に変形させて、サスペンションクロスメンバＢの回転変位を抑制することが出来ると考えられる。
これらの結果、第１及び第３ラバーマウント４０、４４に設けたすぐり部４０ｄ、４４ｄ及びにより、サスペンションクロスメンバＢの回転変位を抑制することが出来、その結果、後輪２の制動時或いは旋回時のトーアウトを抑制することが出来る。また、すぐり部４０ｄ、４４ｄは、車体前後方向の位置まで延びるように形成されているので、乗り心地を向上させることが出来る。なお、このように配置されたすぐり部４０ｄ、４４ｄを、第１ラバーマウント４０或いは第３ラバーマウント４４のいずれか一方のみに形成しても良く、また、第２ラバーマウント４２にも形成しても良い。
次に、第２ラバーマウント４２には、車体前後方向の位置にすぐり部４２ｄが設けられているので、乗り心地を向上させることが出来る。
【００４４】
次に、図１１（ａ）及び（ｂ）に変形例を示すように、第１及び第３ラバーマウント４０、４４のすぐり部４０ｆ、４４ｆを、それぞれ、仮想線Ｌ１上の位置に設けるようにしても良い。この変形例では、その他の構成は上述した実施形態と同様である。
この変形例によっても、上述した実施形態による作用効果と同様の作用効果が得られる。特に、上述した実施形態よりも乗り心地は若干劣ると考えられるが、サスペンションクロスメンバＢの回転をより確実に抑制することが出来る。
【図面の簡単な説明】
【００４５】
【図１】本発明の実施形態によるリヤサスペンション装置を車体前方の斜め右側から見た斜視図である。
【図２】本実施形態によるリヤサスペンション装置を車体上方から見た平面図である。
【図３】本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体上方側から見た上面図である。
【図４】本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体内方側から見た一部破断側面図である。
【図５】本実施形態によるリヤサスペンション装置の車体右側部分を車体後方側から見た後面図である。
【図６】緩衝装置の上下反力による負キャンバの向きのモーメント力の説明図である。
【図７】緩衝装置の上下反力によるトーインの向きのモーメント力の説明図である。
【図８】緩衝装置の上下反力による車軸周りのモーメント力の説明図である。
【図９】仮想マウント中心点、サスペンションクロスメンバに作用する力及びその力により生じうる回転変位を説明するための図２と同様に示す上面図である。
【図１０】本実施形態のサスペンションクロスメンバ構造の第１ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ａ）及び第３ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ｂ）である。
【図１１】本実施形態の変形例によるサスペンションクロスメンバ構造の第１ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ａ）及び第３ラバーマウントを示す部分拡大上面図（ｂ）である。
【符号の説明】
【００４６】
Ａ リヤサスペンション
Ｂ サスペンションクロスメンバ
Ｃ 車体
２ 後輪
６ 前側アッパリンク
７ 後側アッパリンク
８ 前側ロワリンク
９ 後側ロワリンク
１０ トーコントロールリンク
１１ ホイールサポート（支持部材）
１４ 緩衝装置
１７ フロントクロスメンバ
１８ リヤクロスメンバ
１９、２０ サイドクロスメンバ
３０ ホイールサポートの連結部
４０、４２、４４ 第１、第２及び第３のラバーマウント
４０ｃ、４２ｃ、４４ｃ ラバーブッシュ
４０ｄ、４２ｄ、４４ｄ すぐり部
４０ｆ、４４ｆ 変形例によるすぐり部
４０ｅ、４４ｅ 中心軸線（取付中心点）
Ｋ 仮想キングピン軸
Ｘ 緩衝装置の軸心
Ｐｃ 仮想マウント中心点
Ｌ１ 仮想中心点Ｐｃと、第１ラバーマウント４０の中心点とを通る仮想線
Ｌ３ 仮想中心点Ｐｃと、第３ラバーマウント４４の中心点とを通る仮想線
Ｌ５ 仮想線Ｌ１に直交する仮想線
Ｌ７ 仮想線Ｌ３に直交する仮想線
Ｌ９ 第１ラバーマウント４０の車体前後方向の軸線を示す仮想線
Ｌ１１ 第３ラバーマウント４４の車体前後方向の軸線を示す仮想線
Ｆ リヤスペンションからサスペンションクロスメンバに加わる荷重の位置及び方向の一例
Ｔ 荷重Ｆにより従来生じていたサスペンションクロスメンバＢの回転の方向
【特許請求の範囲】
【請求項１】
マルチリンク式の自動車のリヤサスペンション装置であって、
車幅方向左右両側でそれぞれ車体前後方向に延びる一対のサイドメンバ、及び、この一対のサイドメンバを互いに連結するように車幅方向に延びるクロスメンバにより構成されたサスペンションクロスメンバと、
このサスペンションクロスメンバにより支持されたサスペンションリンクと、
上記サスペンションクロスメンバを車体に取り付けるために上記一対のサイドメンバにそれぞれ設けられた複数の弾性マウントと、を備え、
上記複数の弾性マウントの少なくとも１つにはすぐり部が形成され、このすぐり部は、平面視で、上記サスペンションクロスメンバの回転中心である上記複数の弾性マウントにより決定される仮想マウント中心点と、上記すぐり部が設けられた弾性マウントの中心点とを通る線上の位置に形成されていることを特徴とする自動車のリヤサスペンション装置。
【請求項２】
上記複数の弾性マウントは、上記一対のサイドメンバの前方部、中間部及び後方部にそれぞれ設けられた第１乃至第３の弾性マウントであり、
上記すぐり部は、上記第１及び第３の弾性マウントに設けられている請求項１記載の自動車のリヤサスペンション装置。
【請求項３】
上記すぐり部は、上記仮想マウント中心点と上記弾性マウントの中心点とを通る線上の位置から、上記弾性マウントの中心点を通り且つ車体前後方向に延びる線上の位置まで延びる請求項１又は請求項２記載の自動車のリヤサスペンション装置。
【請求項４】
上記すぐり部は、上記弾性マウントの中心点に対し対向して２つ設けられている請求項１乃至３のいずれか１項記載の自動車のリヤサスペンション装置。
【請求項５】
上記サスペンションリンクは、その少なくとも車体側の端部にそれぞれ弾性ブッシュが配設されると共に上記自動車の後輪の支持部材を上記車体に連結し、上記後輪支持部材の車体内方側にはコイルバネ及びダンパを備える緩衝装置の下端部が枢着され、上記弾性ブッシュには、上記緩衝装置の上下反力を利用してプリロードが付与されている請求項１乃至４のいずれか１項記載の自動車のリヤサスペンション装置。
【請求項１】
マルチリンク式の自動車のリヤサスペンション装置であって、
車幅方向左右両側でそれぞれ車体前後方向に延びる一対のサイドメンバ、及び、この一対のサイドメンバを互いに連結するように車幅方向に延びるクロスメンバにより構成されたサスペンションクロスメンバと、
このサスペンションクロスメンバにより支持されたサスペンションリンクと、
上記サスペンションクロスメンバを車体に取り付けるために上記一対のサイドメンバにそれぞれ設けられた複数の弾性マウントと、を備え、
上記複数の弾性マウントの少なくとも１つにはすぐり部が形成され、このすぐり部は、平面視で、上記サスペンションクロスメンバの回転中心である上記複数の弾性マウントにより決定される仮想マウント中心点と、上記すぐり部が設けられた弾性マウントの中心点とを通る線上の位置に形成されていることを特徴とする自動車のリヤサスペンション装置。
【請求項２】
上記複数の弾性マウントは、上記一対のサイドメンバの前方部、中間部及び後方部にそれぞれ設けられた第１乃至第３の弾性マウントであり、
上記すぐり部は、上記第１及び第３の弾性マウントに設けられている請求項１記載の自動車のリヤサスペンション装置。
【請求項３】
上記すぐり部は、上記仮想マウント中心点と上記弾性マウントの中心点とを通る線上の位置から、上記弾性マウントの中心点を通り且つ車体前後方向に延びる線上の位置まで延びる請求項１又は請求項２記載の自動車のリヤサスペンション装置。
【請求項４】
上記すぐり部は、上記弾性マウントの中心点に対し対向して２つ設けられている請求項１乃至３のいずれか１項記載の自動車のリヤサスペンション装置。
【請求項５】
上記サスペンションリンクは、その少なくとも車体側の端部にそれぞれ弾性ブッシュが配設されると共に上記自動車の後輪の支持部材を上記車体に連結し、上記後輪支持部材の車体内方側にはコイルバネ及びダンパを備える緩衝装置の下端部が枢着され、上記弾性ブッシュには、上記緩衝装置の上下反力を利用してプリロードが付与されている請求項１乃至４のいずれか１項記載の自動車のリヤサスペンション装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【公開番号】特開２００６−３４７３３８（Ｐ２００６−３４７３３８Ａ）
【公開日】平成１８年１２月２８日（２００６．１２．２８）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００５−１７５３８６（Ｐ２００５−１７５３８６）
【出願日】平成１７年６月１５日（２００５．６．１５）
【出願人】（０００００３１３７）マツダ株式会社 (6,115)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成１８年１２月２８日（２００６．１２．２８）
【国際特許分類】
【出願日】平成１７年６月１５日（２００５．６．１５）
【出願人】（０００００３１３７）マツダ株式会社 (6,115)
【Ｆターム（参考）】
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