JP2649857B2 - パワー・ステアリング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファレンシャル・システム - Google Patents

パワー・ステアリング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファレンシャル・システム

Info

Publication number
JP2649857B2
JP2649857B2 JP2117403A JP11740390A JP2649857B2 JP 2649857 B2 JP2649857 B2 JP 2649857B2 JP 2117403 A JP2117403 A JP 2117403A JP 11740390 A JP11740390 A JP 11740390A JP 2649857 B2 JP2649857 B2 JP 2649857B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
steering
pressure
control valve
differential
pressure oil
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP2117403A
Other languages
English (en)
Other versions
JPH0415169A (ja
Inventor
冨士男 籾山
憲暁 徳田
謙一 大森
浩二 原田
慎一 奥
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Hino Motors Ltd
Original Assignee
Hino Jidosha Kogyo KK
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Hino Jidosha Kogyo KK filed Critical Hino Jidosha Kogyo KK
Priority to JP2117403A priority Critical patent/JP2649857B2/ja
Priority to US07/694,359 priority patent/US5301766A/en
Priority to DE69121764T priority patent/DE69121764T2/de
Priority to EP91401174A priority patent/EP0456564B1/en
Publication of JPH0415169A publication Critical patent/JPH0415169A/ja
Application granted granted Critical
Publication of JP2649857B2 publication Critical patent/JP2649857B2/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K23/00—Arrangement or mounting of control devices for vehicle transmissions, or parts thereof, not otherwise provided for
    • B60K23/04—Arrangement or mounting of control devices for vehicle transmissions, or parts thereof, not otherwise provided for for differential gearing
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D6/00—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits
    • B62D6/04—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits responsive only to forces disturbing the intended course of the vehicle, e.g. forces acting transversely to the direction of vehicle travel
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D7/00—Steering linkage; Stub axles or their mountings
    • B62D7/06—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins
    • B62D7/14—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins the pivotal axes being situated in more than one plane transverse to the longitudinal centre line of the vehicle, e.g. all-wheel steering
    • B62D7/15—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins the pivotal axes being situated in more than one plane transverse to the longitudinal centre line of the vehicle, e.g. all-wheel steering characterised by means varying the ratio between the steering angles of the steered wheels
    • B62D7/159—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins the pivotal axes being situated in more than one plane transverse to the longitudinal centre line of the vehicle, e.g. all-wheel steering characterised by means varying the ratio between the steering angles of the steered wheels characterised by computing methods or stabilisation processes or systems, e.g. responding to yaw rate, lateral wind, load, road condition

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 この発明は、自動車、特に、トラック・バスに適する
ところのパワー・ステアリング・アンド・リミッテッド
・スリップ・ディファレンシャル・システムに関する。
背景技術 一般に、自動車の操舵応答のフェーズ・ラグとゲイン
とは、高速になる程、大きくなってしまう。そして、そ
のフェーズ・ラグが大きいとドライバーの狙ったコース
への到達が遅れるので、ハンドルの切り過ぎが生じ、一
方、そのゲインが大きすぎると、その切り過ぎが増幅さ
れて車両がふらつく。
さらに、そのフェース・ラグが大きいと、路面不整な
どの外乱が、ハンドルの手応えとして顕われて来るのに
も時間がかかるので、修正操舵の開始が遅れ、このこと
によってもハンドルがふらつく。トラックおよびバスの
場合、特に、そのフェーズ・ラグは、乗用車のそれの４
ないし５倍にもなっている。
また、深夜の高速道路は、トラックの群れによって埋
めつくされた巨大なベルト・コンベアの様である。それ
らトラックは、首都東京に向かって高速で流れ、そし
て、早朝に卸売市場などに入る。そのトラック群の車間
距離は概して狭く、そして、車速は高い。また、都市間
高速バスが、脚光を浴びている。それは、安い料金と気
軽さ、ハイセンス・ハイクオリティな居住空間、行き届
いたサービスなどの魅力から当初の鉄道の補完的位置付
けの夜行便のみではなく、昼間の運行便も増加してい
る。この様に、そのトラックおよびバスの高速長距離運
行が活況を呈する一方、特に、そのトラックに関して
は、ドライバ不足が深刻化し、また、ドライバの年令が
上昇している。
そのような理由で、女性ドライバの進出の兆しが出て
きている。
さらに、高速になる程、車両の応答性能は低下する。
そして、高令ドライバおよび女性ドライバの運転に関す
る生理的機能は、青年男子のそれに比べて相対的に低い
（第１図参照）。
従って、その高速域での応答性能の低下とドライバの
生理的機能差とを車両側で補償するシステムの実現が望
まれる。加えて、乗用車に比べて相対的に広い走行道路
スペースを必要とする大型車は、むしろ乗用車よりも優
れた応答性能を備える必要がある。
また、望ましい車両応答特性について、車両の操縦性
・安定性の向上は、ドライバの操舵に対する車両応答性
能と、路面不整などによる外乱に対する車両応答性能と
の両面から検討される必要がある。
先ず、操舵応答性について、時定数とヨー・ゲインと
の積に相当するＴβファクタを定義し、これが小さくな
る程、ドライバの主観的評価が高くなるとの報告があ
り、また、時定数が小さくヨー加速度ゲインのある値の
範囲に進路保持性の最適域があるとする報告もある。
これらは、乗用車のデータであるが、その傾向は、ト
ラックおよびバスについても同様である。
第２図には、トラックおよびバスの応答性能の例が示
された。
そのトラックは、フロント・エンジンのリーフ・サス
ペンション車、そのバスは、リア・エンジンのエア・サ
スペンション車であるが、そのトラックのゲインおよび
フェーズ・ラグが、そのバスのそれらよりも小さい。ま
た、そのトラックの方が、その主観的評価に関してその
バスよりも優れている。
そのゲインおよびフェーズ・ラグは、車速の上昇に伴
い共に大きくなり、それに伴ってドライバの負担が増加
する。
その結果から、そのゲインおよびフェーズ・ラグの両
方を現状よりも小さくする方向に望ましい操舵応答域が
ある。
この傾向は、フェーズ・ラグを時定数に属するものと
みなせば、先の乗用車のデータの傾向に合致する。フェ
ーズ・ラグが大きいと、ドライバの狙ったコースへの到
達が遅れるので、ハンドルの切り過ぎが生じ、また、ゲ
インが大きすぎると、その切り過ぎが増加されて車両が
ふらつく。また、生理的機能差については、ステアリン
グ系の時定数を小さくすることによって吸収できる。
次いで、外乱応答性能について、外乱による影響は、
小さい方が望ましい。例えば、路面不整によってアクス
ルおよび車体が順次変位され、それが、ドライバに体感
として感じられて修正操舵が行なわれる。その間の遅れ
が小さく、そして、減衰することが望まれるが、それ以
前に外乱の侵入を許さず、その入口で抑制することが出
来れば、それはベストである。
また、その操舵応答性について、トラックおよびバス
の操舵応答性を乗用車のそれに比較してみると、フェー
ズ・ラグに関しては大きな違いがあり、そして、そのト
ラックおよびバスのそれは非常に大きい（第３図参
照）。何が原因でこの様に大きくなってしまっているの
か。その分析のために、操舵を加えてから車両に進路変
化が生じるまでの時間の遅れをその伝達経路に沿って計
測した（第４および７図参照）。
その結果は、ステアリング系の時間遅れが全体の50％
を占めている。そして、車体系に関しては、そのバスの
時間遅れがそのトラックのそれよりも大きくなってお
り、これは、サスペンション構造および前後軸荷重配分
などの影響であると思われる。
そして、そのトラックおよびバスは、共通のステアリ
ングを使用しているので、ステアリング系の時間遅れに
ついては両者に差がない。
さらに、その60％を占めるステアリング系の遅れを縮
める研究が、幾つか行なわれた。それらの研究の中に
は、具体的システム構造にまで言及しているが実用化に
至っていない。
その理由には、２つあると推定する。１つは、フェー
ズ・ラグの縮小は出来たが、同時に、ゲインが大きくな
ってしまっており、そのためにハンドルが過敏になり、
そして、操舵フィーリングを悪化させたところにある。
もう１つは、ステアリング・ホイールと前輪との間の機
械的結合が断たれてしまっており、安全上の問題が未解
決であったところにある。
上述の観点から、それは、ゲインを大きくせずにフェ
ーズ・ラグを小さくし、そして、機械的結合を断つこと
なく適用できる技術である必要がある。
一方、その外乱応答性について、前述されたように、
外乱は入口で断つことである。換言すれば、その外乱が
侵入して来るタイヤでそれの侵入が抑制されるのが望ま
しい。そして、それの方策は、後輪のコンプライアンス
・ステア・コントロールおよび後輪左右のトルク・スプ
リット・コントロールで、特に、大型商業車の多くが採
用しているリーフ・スプリング付きリジッド・リア・ア
クスル構造の場合には、そのトルク・スプリット・コン
トロールが望ましい。
発明の課題 この発明の課題は、操舵応答性能および外乱応答性能
を向上させて自動車の操舵安定性を向上するところのパ
ワー・ステアリング・アンド・リミッテッド・スリップ
・ディファレンシャル・システムの提供にある。
課題に相応する発明の概要・請求する発明の内容 上述の課題に関連して、この発明のパワー・ステアリ
ング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファレン
シャル・システムは、後輪の操舵力を発生する主ブース
タと、その前輪の補正操舵力を発生する補助ブースタ
と、一対の反力室を有し、そして、油圧ポンプからその
主ブースタに供給され、同時的に、その主ブースタから
オイル・リザーバに排出される作業圧油を方向制御する
方向制御弁と、その主ブースタに供給されるその作業圧
油の圧力、および、その補助ブースタおよび方向制御弁
の反力室に供給される補正圧油の圧力をセットする圧油
設定弁と、操舵の切り始めおよび切り戻しの際、車速お
よび操舵力に応じてその操舵方向にあるその補助ブース
タのシリンダ室および方向制御弁の反力室にその補正圧
油を注入し、同時に、その注入される補正圧油の圧力を
制御する注入圧制御弁と、差動歯車機構のディファレン
シャル・ケースおよび後輪のための駆動輪車軸の間に配
置されるフリクション・クラッチと、そのフリクション
・クラッチを断続させるクラッチ・コントロール・エア
・シリンダと、車速および前輪舵角に応じて、および低
車速で後輪の片側および両側スリップに応じて、作業圧
縮空気をそのクラッチ・コントロール・エア・シリンダ
に給排し、そのクラッチ・コントロール・エア・シリン
ダの空気圧を制御する空気圧制御弁とを含む。
そして、この発明のパワー・ステアリング・アンド・
リミッテッド・スリップ・ディファレンシャル・システ
ムでは、その方向制御弁の反力室および補助ブースタに
注入されるその補正圧油の圧力が、車速の上昇と操舵力
の微分値の増大とに応じて、その注入圧制御弁で高めら
れ、ゲインを大きくせずにフェーズ・ラグを小さくする
ところの操舵の切遅れ補正が行なわれ、同時に、そのク
ラッチ・コントロール・エア・シリンダの空気圧が、そ
の空気圧制御弁によって低速域で車速の増加および前輪
舵角の増大に応じて低められ、高速域で車速の増加およ
び前輪舵角の減少に応じて高められ、低車速で後輪の片
側スリップに応じて高められ、そして、低車速で後輪の
両側スリップに応じて低められ、車両の進路の乱れを抑
制し、路面摩擦係数μの小さい路面から車両を脱出さ
せ、そして、横すべりを少なくするところの差動作用の
制限および駆動力の増減が行なわれる。
具体例の説明 以下、この発明のパワー・ステアリング・アンド・リ
ミッテッド・スリップ・ディファレンシャル・システム
の特定された具体例について、図面を参照して説明す
る。
第６、13、14、15、16、および、17図は、リア・エン
ジン・バスに適用されたこの発明のパワー・ステアリン
グ・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファレンシ
ャル・システムの具体例10を示している。
そのシステム10は、パワー・ステアリング11およびリ
ミッテッド・スリップ・ディファレンシャル12から成り
立ち、そのパワー・ステアリング11は、主ブースタ14、
補助ブースタ15、方向制御弁16、圧油設定弁17、注入圧
制御弁18,19、反力調整弁20、オイル・リザーバ22を備
えた油圧ポンプ21、および、その方向制御弁16に操舵入
力を与えるステアリング・ホイール23などを含み、一
方、そのリミッテッド・スリップ・ディファレンシャル
12は、減速歯車機構91に組み合わせられた差動歯車機構
25、フリクション・クラッチ26、クラッチ・コントロー
ル・エア・シリンダ27、空気圧制御弁28、エア・タンク
29、および、安全弁30などを含み、そして、そのパワー
・ステアリング11およびリミッテッド・スリップ・ディ
ファレンシャル12が、マイクロコンピュータ13で電子的
に制御されるところに組み立てられた。そして、そのマ
イクロコンピュータ13は、車速センサ31、操舵力センサ
32、車輪回転センサ33,34,35,36、圧力センサ37、手動
スイッチ38、および、ブレーキ・スイッチ39に入力側
を、その注入圧制御弁18,19のソレノイド・コイル（図
示せず）、反力調整弁20の電気アクチュエータ（図示せ
ず）、および、空気圧制御弁28のソレノイド・コイル
（図示せず）に出力側をそれぞれ電気的に接続し、その
パワー・ステアリング11には、ゲインを大きくさせずに
フェーズ・ラグを小さくする切遅れ補正が加えられた操
舵を行なわせ、同時に、そのリミッテッド・スリップ・
ディファレンシャル12には、差動作用を制限して駆動力
（伝達トルク）の増減を行なわせ、さらに、同時的に、
そのパワー・ステアリング11には、据え切り時や低速走
行時、ハンドル操舵力を軽くし、また、高速走行時、ハ
ンドル操舵力を重目にするところにハンドルの手応えを
変えさせる。
その主ブースタ14は、その方向制御弁16を組み込み、
前輪121,122の操舵力を発生し、そして、マニュアル・
ステアリングを可能にするところのインテグラル型に製
作された。
その主ブースタ14は、内部にシリンダ・ボア41を形成
したシリンダ・ボディ40と、そのシリンダ・ボア41内に
往復摺動可能に嵌め合わせられて一対のシリンダ室43,4
4をそのシリンダ・ボア41内に形成したラック・ピスト
ン42と、そのラック・ピストン42のラックに噛み合わせ
られたセクタ・ギア（図示せず）とを含み、そして、そ
のセクタ・ギアのシャフト（図示せず）に固定的に結合
されたピットマン・アーム45およびリンク機構46を介し
てその前輪121,122にリンク結合された。勿論、オイル
・ポート47,48が、その対応するシリンダ室43,44に開口
されてそのシリンダ・ボディ40に形成された。
その補助ブースタ15は、その前輪121,122の補正操舵
力を発生するところの複動型シリンダに製作された。
その補助ブースタ15は、内部にシリンダ・ボア（図示
せず）を形成したシリンダ・ボディ49と、そのシリンダ
・ボア内に往復摺動可能に嵌め合わせられて一対のシリ
ンダ室（図示せず）をそのシリンダ・ボア内に形成した
ピストン（図示せず）と、一端をそのピストンに固定的
に連結させて他端側をそのシリンダ・ボディ49の外側に
出し入れ可能に伸長させたピストン・ロッド50とを含
み、リンク機構46aを介してそのピストン・ロッド50の
他端をその前輪121,122にリンク結合させた。勿論、オ
イル・ポート51,52が、その一対のシリンダ室に対応し
て開口されてそのシリンダ・ボディ49に形成された。
その方向制御弁16は、一対の反力室56,57を備えてそ
の主ブースタ14のシリンダ・ボディ40に組み込まれ、ス
プール55がステアリング・シャフト24に連結されたとこ
ろの入力軸（図示せず）に固定されたシフト・シャフト
（図示せず）でシフトされ、そして、供給側油圧配管74
を経てその油圧ポンプ21からその主ブースタ14に供給さ
れ、同時的に、戻り側油圧配管75を経てその主ブースタ
14からそのオイル・リザーバ22に排出される作業圧油を
方向制御するところの油圧反力型スプール・パイプに製
作された。
その方向制御弁16は、内部にバルブ・ボア54を備えて
その主ブースタ14のシリンダ・ボディ40に組み込まれた
バルブ・ボディ53と、そのバルブ・ボア54内に往復摺動
可能に嵌め合わせられてその一対の反力室56,57をその
バルブ・ボア54内に形成したそのスプール55とを含み、
そして、そのスプール55が、そのステアリング・シャフ
ト24、入力軸、およびシフト・シャフトを介してそのス
テアリング・ホイール23でそのバルブ・ボア54内に摺動
され、その供給側油圧配管74を経てその油圧ポンプ21か
らその主ブースタ14のシリンダ室43,44の何れか一方
に、同時的に、その戻り側油圧配管75を経てその主ブー
スタ14のシリンダ室43,44の何れか他方からそのオイル
・リザーバ22にそれぞれ流れる作業圧油を方向制御し、
その際、その主ブースタ14の操舵量がフィード・バック
される。
また、その方向制御弁16は、所定の位置において、そ
のバルブ・ボア54に開口されたポンプ・ポート58、タン
ク・ポート59,60、シリンダ・ポート61,62、リアクショ
ン・ポート63,64、および、注入ポート65,66をそのバル
ブ・ボディ53に形成し、そのポンプ・ポート58をその供
給側油圧配管74に、そのタンク・ポート59,60をその戻
り側油圧配管75にそれぞれ接続させ、そして、そのシリ
ンダ・ポート61,62をその対応するオイル・ポート47,48
に連通路67,68で接続させてある。
さらに、その方向制御弁16は、そのスプール55がその
バルブ・ボア54内にシフトされる際、そのスプール55の
シフト方向に応じてその油圧ポンプ21からその反力室5
6,57の何れか一方に作業圧油を供給し、同時的に、その
反力室56,57の何れか他方からそのオイル・リザーバ22
に作業圧油を戻すところの反力連通ポート69,70をその
スプール55に形成させてある。
その圧油設定弁17は、その方向制御弁16の上流側にお
いて、その供給側油圧配管74に配置され、その主ブース
タ14に供給される作業圧油の圧力、および、その補助ブ
ースタ15および方向制御弁16の反力室56,57に供給され
る補正圧油の圧力をセットする。
その注入圧制御弁18,19は、リニア・ソレノイド・バ
ルブで、その補助ブースタ15の一対のシリンダ室および
方向制御弁16の一対の反力室56,57をその油圧ポンプ21
およびオイル・リザーバ22に接続させた補正油圧配管7
6,77,78,79,80,81,82,83に配置され、そして、ソレノイ
ド・コイル（図示せず）をそのマイクロコンピュータ13
の出力側に電気的に接続させてある。
そして、その注入圧制御弁18,19は、操舵の切り始め
および切り戻しの際、そのバスの走行速度とそのステア
リング・ホイール23に加えられる操舵力に応じてそのマ
イクロコンピュータ13で与えられる電流でバルブ動作さ
れ、その操舵の切り始めでは、その方向、すなわち、そ
の操舵方向にあるその補助ブースタ15のシリンダ室およ
び方向制御弁16の反力室56,57にその補正圧油を注入
し、また、その操舵の切り戻しでは、その方向、すなわ
ち、その操舵方向にあるその補助ブースタ15のシリンダ
室および方向制御弁16の反力室56,57にその補正圧油を
注入し、同時に、その注入される補正圧油の圧力を制御
する。勿論、常態では、その注入圧制御弁18,19は、そ
の補助ブースタ15のシリンダ室をそのオイル・リザーバ
22に接続され、同時に、その方向制御弁16の反力室56,5
7をその油圧ポンプ21およびオイル・リザーバ22から遮
断させている。
さらに、その注入圧制御弁18,19は、その補正圧油を
その補助ブースタ15のシリンダ室および方向制御弁16の
反力室56,57に注入する構造であるので、その補助ブー
スタ15のシリンダ室とその方向制御弁16の反力室56,57
との関係でその補助油圧配管80,81に絞り71,72が配置さ
れた。
その反力調整弁20は、その方向制御弁16の一対の反力
室56,57を互いに連絡させた側路73に配置され、その電
気アクチュエータをそのマイクロコンピュータ13に電気
的に接続されてある。
そして、この反力調整弁20は、そのマイクロコンピュ
ータ13で与えられる電流でその電気アクチュエータが駆
動されてその電気アクチュエータで絞り調整され、据え
切り時や低速走行時には、ハンドル操舵力を軽くするよ
うに、また、高速走行時には、ハンドル操舵力を重目に
するように、ハンドルの手応えを変える。
その差動歯車機構25は、ディファレンシャル・キャリ
ア84内に互いに噛み合わせられたドライブ・ピニオン92
およびリング・ギア93を含むところのその減速歯車機構
91に組み合わせられ、そして、その減速歯車機構91に関
連してディファレンシャル・ケース86内に配置された４
個のディファレンシャル・ピニオン88,88および一対の
ディファレンシャル・サイド・ギア89,89を含んでい
る。勿論、そのディファレンシャル・ピニオン88,88
は、スパイダ90の両端に回転可能に嵌め合わせられ、一
方、そのディファレンシャル・サイド・ギア89,89は、
後輪123,124のための駆動輪車軸119,120にスプライン結
合されてそのディファレンシャル・ピニオン88,88に噛
み合わせられた。
そのフリクション・クラッチ26は、そのディファレン
シャル・ケース86とその駆動輪車軸119との間に配置さ
れ、そして、そのディファレンシャル・ケース86に形成
されたボア94と、その駆動輪車軸119にスプライン結合
されてそのディファレンシャル・ケース86のボア94をリ
ング・チャンバ95に形成したクラッチ・リング96と、そ
のリング・チャンバ95内に交互に並べられた多数の外歯
クラッチ・プレート97および内歯クラッチ・プレート98
と、それら外歯および内歯クラッチ・プレート97,98を
押すプレッシャ・リング99とを含んで組み立てられた。
勿論、このフリクション・クラッチ26は、その外歯クラ
ッチ・プレート97がそのディファレンシャル・ケース86
に、その内歯クラッチ・プレート98がそのクラッチ・リ
ング96にそれぞれスプライン結合され、その差動歯車機
構25の差動作用を制限し、その駆動輪車軸119,120の伝
達トルクを増減制御するところに組み立てられてある。
そのクラッチ・コントロール・エア・シリンダ27は、
そのディファレンシャル・ケース86に組み込まれ、空気
圧配管111でそのエア・タンク29に接続され、そして、
そのエア・タンク29から供給される作業圧縮空気を給排
することによってそのフリクション・クラッチ26を断続
させる。
このクラッチ・コントロール・エア・シリンダ27は、
そのリング・チャンバ95に開口されてそのディファレン
シャル・ケース86に形成されてそのリング・シリンダ10
0と、そのフリクション・クラッチ26のプレッシャ・リ
ング99に向かい合わせられてそのリング・シリンダ100
に往復摺動可能に嵌め合わせられ、そして、そのリング
・シリンダ100内にシリンダ室101を形成したリング・ピ
ストン102とを含んだ内径案内型構造に具体化され、そ
して、そのシリンダ室101に開口されたエア・ポート103
がその空気圧配管111に空気圧カップリング104で接続さ
れ、その作業圧縮空気がそのエア・タンク29からそのシ
リンダ室101に、また、そのシリンダ室101から大気中に
給排され、そのプレッシャ・リング99を介してその外歯
および内歯クラッチ・プレート97,98を互いに押し付け
および引き離し、そのフリクション・クラッチ26にクラ
ッチ断続動作を行なわせるところに組み立てられた。
勿論、その空気圧カップリング104は、そのディファ
レンシャル・ケース86のボス87に相対的に回転可能に嵌
め合わせられ、そして、そのディファレンシャル・キャ
リア84のリング・ギア・ボス85に回り止めされたシール
ド・スリップ・リング105と、そのディファレンシャル
・キャリア84の外側でそのシールド・スリップ・リング
105をその空気圧配管111に接続されたエア・リード・パ
イプ106とより組み立てられ、そして、そのエア・リー
ド・パイプ106はパイプ・コネクタ107を備え、そのパイ
プ・コネクタ107でその空気圧配管111に接続された。
その空気圧制御弁28は、そのクラッチ・コントロール
・エア・シリンダ27をそのエア・タンク29に接続させた
その空気圧配管111に配置され、車速および前輪舵角に
応じて、および、低車速でその後輪123,124の片側およ
び両側スリップに応じて、そのマイクロコンピュータ13
で与えられる電流で駆動され、その作業圧縮空気をその
クラッチ・コントロール・エア・シリンダ27に給排し、
そのクラッチ・コントロール・エア・シリンダ27の空気
圧を制御する。
この空気圧制御弁28は、常閉型２方向ソレノイド・バ
ルブ109および常開型２方向ソレノイド・バルブ110の組
み合わせで、特に、その常開型２方向ソレノイド・バル
ブ110がその常閉型２方向ソレノイド・バルブ109の下流
に位置されて互いに組み合わせられ、そして、その常閉
型および常開型２方向ソレノイド・バルブ109,110のソ
レノイド・コイル（図示せず）をそのマイクロコンピュ
ータ13の出力側に電気的に接続させてある。
そして、この空気圧制御弁28では、その常閉型２方向
ソレノイド・バルブ109は、そのエア・タンク29からそ
のクラッチ・コントロール・エア・シリンダ27にその作
業圧縮空気供給するために使用され、一方、その常開型
２方向ソレノイド・バルブ110は、そのクラッチ・コン
トロール・エア・シリンダ27から大気中にその作業圧縮
空気を排出するために使用される。
その車速センサ31は、そのバスに搭載されたディーゼ
ル・エンジン（図示せず）に配置された。
その操舵力センサ32は、そのステアリング・ホイール
23に加えられた操舵力を検出するものであって、そのス
テアリング・ホイール23に組み込まれた。
そして、その操舵力センサ32は、第15図に示されたよ
うに、そのステアリング・ホイール23が、ハブ112と、
そのハブ112にスポーク114を介して一体化されたリム・
コア113と、そのリム・コア113にローラ116を介在させ
て操舵角方向に微少量を自由にスライド可能に被せられ
たリム外殻115とを含んで組み立てられたので、そのリ
ム・コア113側に根元を固定させ、そして、先端をその
リム外殻115側の溝118に嵌め合わせてその微少スライド
量を撓みに顕わすところのベンディング・ビーム117
と、そのベンディング・ビーム117の撓みを検出する電
磁誘導型センサ（図示せず）とを含み、その電磁誘導型
センサがそのマイクロコンピュータ13の入力側に電気的
に接続された。
その車輪回転センサ33,34,35,36は、その前輪121,122
および後輪123,124に対応されて配置され、そして、そ
のマイクロコンピュータ13に電気的に接続された。
その圧力センサ37は、そのクラッチ・コントロール・
エア・シリンダ27の空気圧を感知できる箇所において、
その空気圧制御弁28に組み合わせられ、そして、そのマ
イクロコンピュータ13に電気的に接続された。
上述のように、そのパワー・ステアリング・アンド・
リミッテッド・スリップ・ディファレンシャル・システ
ム10が組み立てられたので、次には、最適制御を決定す
るために、そのシステム10をシミュレートできる計算プ
ログラムを作成し、そして、それを実車のデータと照合
検証した後、何時、どのような制御を加えれば、ゲイン
を大きくせずにフェーズ・ラグを小さくすることができ
るかを調べた。
このシミュレーションには、第５図に示された車両の
モデルが使用され、また、第６図に示されたステアリン
グ系のモデルが使用された。
そして、運動方程式および油圧計算式を作成し、それ
をCSSL（Continuous System Simulation Language）を
用いて計算した。その計算結果は、実測値とほぼ同一の
傾向を示しているので、これを用いて最適制御の検討を
行なった。
その最適制御の検討について述べる。
先ず、ステアリング系の制御について述べるに、第７
図によると、パワー・ステアリングの油圧の発生は、ス
テアリング・ホイールに加えられた操舵力に対し0.1秒
から0.2秒遅れている。その操舵信号をとらえ、即、油
圧を発生すれば、少なくとも0.1秒の遅れを縮小可能に
なる。また、この縮小分の0.1秒は、第７図から、バス
が、トラックのレベルに、あるいは、車速100km/hにお
ける遅れが、車速60km/h以下のレベルに向上させること
に相当する。そのような期待から、第６図に示されたモ
デルにおいて、色々な制御法を計算によりサーベイの結
果、そのステアリング・ホイールのリムに加えられた力
を検出し、機械系を介しての操舵に先廻りしてパワー・
シリンダに油圧を供給し、前輪実舵を開始させると同時
に、その圧油を方向制御弁の油圧反力室にも供給して操
舵反力を発生させるように制御すれば良いことが判った
（第８図参照）。
また、そのパワー・シリンダに圧油、所謂、補正油圧
の供給は、操舵の切り始め時と切り戻し時とに、パルス
油圧で加えるのが肝要であり、切り始めだけに加えたの
では、ゲインの悪化、所謂、増大を招いてしまった（第
９図参照）。
さらに、そのパルス油圧の幅には最適値があり、パル
ス圧0.5MPaの場合、切り始めのパルス幅は、0.075波長
パルス、切り戻しのパルス幅は、0.25波長パルスが良い
ことも判った（第10図参照）。そして、その圧油を同時
にその油圧反力室にも供給するのは、そのパワー・シリ
ンダに圧油を供給することによってハンドルが引っ張ら
れ操舵反力が無くなることを防止するところにある。
また、そのパルス油圧のパルス幅およびパルス圧は、
そのステアリング・ホイールに加えられた操舵力の微分
値に比例させて決定するのが望ましく、操舵の違和感
は、そのように、その方向制御弁の反力室にそのパルス
油圧を加えることによって回避される。
一方、ディファレンシャル系の制御について述べる
に、車両が、平坦路を直進する場合、ディファレンシャ
ルの動作は必要とされない筈であるが、実際には、その
ディファレンシャルは動作しているのである（第11図参
照）。そのディファレンシャルの動作に抵抗するトルク
TDを加えると、そのトルクTDをタイヤ半径で除し、リア
・アクスル・トレッドを乗じた値のトルクTS（第12図参
照）は、車両の進路の乱れを抑制する機能を発揮する。
したがって、前輪回転速度から車速が、前輪左右の回
転速度差から舵角が、そして、前輪との回転速度差から
後輪のスリップ率が検出され、それら検出値に基づい
て、そのトルクTDは、直進安定性向上のため小舵角域に
て高速走行時に大きくなるように、かつ、スピン限界で
は零になり、タイヤの横力グリップが確保されるように
制御され、また、路面摩擦係数μの小さい道路での発進
性を向上させ、かつ、横すべりを少なくするため後輪が
片側スリップした時には、増加するように、また、その
後輪が両側スリップした時には、減少するように制御さ
れる。
そのようにして得られた最適制御の検討結果に基づい
て、このシステム10は、操舵応答性能の向上のためのス
テアリング系の制御と外乱応答性能の向上のためのディ
ファレンシャル系の制御とを統合し、具体化した（第13
図参照）。
そのステアリング系の構造は、第14図に示され、その
圧油設定弁17によって回路圧に対し上流圧が、常に、5k
g/cm2（圧油）高くなるようにセットされてある。
そのステアリング・ホイール23のリム外殻115に加え
られる操舵力は、そのベンディング・ビーム117の撓み
とばね定数とからそのマイクロコンピュータ13で把握さ
れる。そして、その操舵力がそのステアリング・ホイー
ルに作用すると、そのステアリング・ホイール23に内蔵
したその電磁誘導型センサがそれを検出し、そのマイク
ロコンピュータ13で選択的に与えられる電流でその注入
圧制御弁18,19が、選択的に開かれ、その補助ブースタ1
5の一対のシリンダ室に補正圧油が選択的に注入され、
機械系に先廻りしてその前輪121,122に実舵を開始させ
る。
それとほぼ同時に、その方向制御弁16の反力室56,57
にも補正圧油が注入され、その補助ブースタ15に補正圧
油を供給することによってそのステアリング・ホイール
23が引っ張られ、操舵違和感が生じることを防止する。
その操舵力センサ32は、そのステアリング・ホイール
23の慣性マスであるリム・コア113よりもドライバ寄り
に位置させてあるので、この慣性によって影響されない
ところの真の操舵力が検出可能になると同時に、そのリ
ム・コア113によるマス・ダンパ効果と、そのマイクロ
コンピュータ13側に備えた高応答のアクティブ・ローパ
ス・フィルタとによってキック・バックなどの高周波外
乱の影響を受けにくいようになし、専ら、ドライバの操
舵力のみに反応するようになっている（第16図参照）。
一方、そのディファレンシャル系の構造は、第17図に
示され、このディファレンシャル系では、そのフリクシ
ョン・クラッチ26が、そのディファレンシャル・ケース
86内に組み込まれ、そのクラッチ・コントロール・エア
・シリンダ27が、また、そのフリクション・クラッチ26
に関連してそのディファレンシャル・ケース86内に配置
され、そして、そのクラッチ・コントロール・エア・シ
リンダ27に供給された作業圧縮空気でそのリング・ピス
トン102をそのフリクション・クラッチ26の多数の外歯
および内歯クラッチ・プレート97,98にそのプレッシャ
・リング99を介して押し付けてディファレンシャルの差
動を制限するトルクを発生させる。
次には、上述のように設計されたそのパワー・ステア
リング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファレ
ンシャル・システム10の動作について説明する。
このパワー・ステアリング・アンド・リミッテッド・
スリップ・ディファレンシャル・システム10では、操舵
応答性制御、外乱応答性制御、および、速度感応制御
が、互いに関連して同時的に行なわれる。
その操舵応答性制御は、操舵力がそのステアリング・
ホイール23に加えられると、その操舵力センサ32がその
操舵力を検出し、電気信号でその操舵力をそのマイクロ
コンピュータ13に与え、同時に、車速がその車速センサ
31からそのマイクロコンピュータ13に電気信号で与えら
れるので、そのマイクロコンピュータ13は、その操舵力
センサ32および車速センサ31から入力された信号に応じ
て、その注入圧制御弁18,19のソレノイド・コイルに流
れる電流を制御してその注入圧制御弁18,19を選択的に
開閉する。
その注入圧制御弁18,19が選択的に開閉されるので、
機械系を介してその方向制御弁16がバルブ切り換えされ
て作業圧油がその主ブースタ14のシリンダ室43,44に選
択的に供給されるのに先廻りして、補正圧油がその供給
側油圧配管74のその圧油設定弁17の上流側からその補助
ブースタ15の一対のシリンダ室に選択的に供給され、前
輪実舵を開始させ、同時に、その補正圧油がその方向制
御弁16の反力室56,57に選択的に注入されて操舵反力を
発生させ、操舵に対しゲインを大きくせずにヨー・レー
トおよびフェーズ・ラグの増大を制御する。勿論、この
操舵応答性制御では、そのステアリング・ホイール23が
切り込まれる際、その補正圧油が、そのステアリング・
ホイール23の切り込み始めから0.075波長のパルス油圧
でその補助ブースタ15の一対のシリンダ室および方向制
御弁16の一対の反力室56,57の切込み方向に供給され、
また、そのステアリング・ホイール23が戻される際、そ
の補正圧油が、そのステアリング・ホイール23の戻し始
めから0.25波長のパルス油圧でその補助ブースタ15の一
対のシリンダ室および方向制御弁16の一対の反力室56,5
7の戻し方向に供給された。
一方、その外乱応答性制御は、そのマイクロコンピュ
ータ13で決定される車速、舵角、および後輪スリップ率
に基づいて行なわれる。そして、それらについては、そ
の車輪回転センサ33,34,35,36がその前輪121,122および
後輪123,124の回転速度を検出し、電気信号でそれらを
そのマイクロコンピュータ13に与えるので、そのマイク
ロコンピュータ13は、その前輪121,122の回転速度から
その車速、その左右の前輪121,122の回転速度差からそ
の舵角を、そして、その前輪121,122とその後輪123,124
との回転速度差からその後輪123,124のスリップ率をそ
れぞれ演算して決定する。
今、そのバスが低速域で走行されると、車速の増加、
前輪舵角の増大、および、そのクラッチ・コントロール
・エア・シリンダ27の空気圧に応じて、その空気圧制御
弁28において、その常閉型および常開型２方向ソレノイ
ド・バルブ109,110がそのマイクロコンピュータ13で開
閉制御され、その作業圧縮空気が、そのエア・タンク29
からそのクラッチ・コントロール・エア・シリンダ27
に、また、そのクラッチ・コントロール・エア・シリン
ダ27から大気中に給排されてそのクラッチ・コントロー
ル・エア・シリンダ27内の空気圧が低められ、そのフリ
クション・クラッチ26を押すそのクラッチ・コントロー
ル・エア・シリンダ27の力が弱められ、そして、その差
動歯車機構25の差動を制限するためにそのフリクション
・クラッチ26に発生される摩擦トルクが減少される。
そのようにして、その差動歯車機構25の差動制限トル
クが制御されて、そのバスのレーン・チェンジが円滑に
行なわれた。
また、そのバスが高速域で走行されると、車速の増
加、前輪舵角の減少、および、そのクラッチ・コントロ
ール・エア・シリンダ27の空気圧に応じて、その空気圧
制御弁28が前述のように、そのマイクロコンピュータ13
で開閉制御されてそのクラッチ・コントロール・エア・
シリンダ27内の空気圧が高められ、そのフリクション・
クラッチ26を押すそのクラッチ・コントロール・エア・
シリンダ27の力が強められ、そして、その差動歯車機構
25の差動を制限するためにそのフリクション・クラッチ
26に発生させる摩擦トルクが増大される。
そのようにして、その差動歯車機構25の差動制限トル
クが制御されて、そのバスの直進走行が安定され、そし
て、タイヤの横力グリップが確保された。
さらに、そのバスが路面摩擦係数μの低い路面で、そ
の後輪123,124の片側がスリップされると、その空気圧
制御弁28がそのマイクロコンピュータ13で開閉制御され
てそのクラッチ・コントロール・エア・シリンダ27内の
空気圧が高められ、そのフリクション・クラッチ26を押
すそのクラッチ・コントロール・エア・シリンダ27の力
が強められ、そして、その差動歯車機構25の差動を制限
するためにそのフリクション・クラッチ26に発生される
トルクが増大される。
そして、そのように、そのバスが、その後輪123,124
の片側スリップから両側スリップに変わると、その空気
圧制御弁28がそのマイクロコンピュータ13で開閉制御さ
れてそのクラッチ・コントロール・エア・シリンダ27内
の空気圧が低められ、そのフリクション・クラッチ26を
押すそのクラッチ・コントロール・エア・シリンダ27の
力が弱められ、そして、その差動歯車機構25の差動を制
限するためにそのフリクション・クラッチ26に発生され
るトルクが減少される。
そのようにして、そのバスは、その路面摩擦係数μの
低い路面において、発進および走破が円滑に行なわれ
た。
また、その速度感応制御は、そのマイクロコンピュー
タ13がその車速センサ31からの信号に応じてその反力調
整弁200の電気アクチュエータに流れる電流を制御し、
車速の上昇に応じてその反力調整弁20を絞り調整するこ
とによって、その方向制御弁16の反力室56,57間に流れ
圧油に抵抗を変化させて据え切り時や低速走行時には、
ハンドル操舵力を軽くし、また高速走行時には、ハンド
ル操舵力を重目にしてハンドルの手応えが十分に得られ
た。
上述のように行なわれたそれら制御の結果は、第18な
いし20図に示した。
第18図には、このシステム10のレーン・チェンジ・デ
ータの一例と従来型システムのそれとの比較が示され、
その比較から操舵力に対する実舵の発生が早く、かつ、
小さ目になり、加えて、横加速度、ヨー、および、ロー
ルの発生も早く、そして、少な目になった。
第19図には、車速と横加速度とを軸にゲインとフェー
ズ・ラグが示された。
車速100km/hでのこのシステム10のデータは、従来型
システムの60km/hのそれ以下に改善された。
第20図には、ハイウェーにおける操舵角波形と頻度と
が示された。
このシステム10の操舵角頻度は、従来型システムのそ
れに対し標準偏差で約50％小さくなった。
先に図面を参照して説明されたところのこの発明の特
定された具体例から明らかであるように、この発明の属
する技術の分野における通常の知識を有する者にとっ
て、この発明の内容は、その発明の性質（nature）およ
び本質（substance）に由来し、そして、それらを内在
させると客観的に認められる別の態様に容易に具体化さ
れる。勿論、この発明の内容は、その発明の課題に相応
し（be commensurate with）、そして、その発明の成
立に必須である。
発明の便益 上述から理解されるように、この発明のパワー・ステ
アリング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファ
レンシャル・システムは、前輪の操舵力を発生する主ブ
ースタと、その前輪の補正操舵力を発生する補助ブース
タと、一対の反力室を有し、そして、油圧ポンプからそ
の主ブースタに供給され、同時的に、その主ブースタか
らオイル・リザーバに排出される作業圧油を方向制御す
る方向制御弁と、その主ブースタに供給されるその作業
圧油の圧力、および、その補助ブースタおよび方向制御
弁の反力室に供給される補正圧油の圧力をセットする圧
油設定弁と、操舵の切り始めおよび切り戻しの際、車速
および操舵力に応じてその操舵方向にあるその補助ブー
スタのシリンダ室および方向制御弁の反力室にその補正
圧油を注入し、同時に、その注入される補正圧油の圧力
を制御する注入圧制御弁と、差動歯車機構のディファレ
ンシャル・ケースおよび後輪のための駆動輪車軸の間に
配置されるフリクション・クラッチと、そのフリクショ
ン・クラッチを断続させるクラッチ・コントロール・エ
ア・シリンダと、車速および前輪舵角に応じて、および
低車速で後輪の片側および両側スリップに応じて、作業
圧縮空気をそのクラッチ・コントロール・エア・シリン
ダに給排し、そのクラッチ・コントロール・エア・シリ
ンダの空気圧を制御する空気圧制御弁とを含むので、こ
の発明のパワー・ステアリング・アンド・リミッテッド
・スリップ・ディファレンシャル・システムでは、ゲイ
ンの増加を抑えながらフェーズ・ラグが小さくされ、ま
た、外乱の進入が抑止され、それに伴ってそのフェーズ
・ラグおよびゲインが減少され、路面摩擦係数μの低い
道路や不整地における自動車の発進および走破が円滑に
なり、さらに高速域においてヨー、ロール、横加速度、
およびハンドルのふらつきの発生が、その時の車速より
も約40km/h低い車速で走行した場合のレベルにまで抑制
され、そして、そのようにして操舵応答性能および外乱
応答性能が向上されて自動車の操舵安定性が向上され、
そのようなことから、種々の自動車への適用性があり、
特に、大型商業車にとって非常に有用で、実用的であ
る。
【図面の簡単な説明】
第１図は、性別および年令について、光および音の刺激
に対する応答時間差を示す図、第２図は、トラックおよ
びバスのヨー・レート応答差を示す図、第３図は、トラ
ック、バス、および、乗用車のヨー・レート応答の時間
遅れ差を示す図、第４図は、ステアリング系およびシャ
シの時間遅れの配分を示す図、第５図は、車両シミュレ
ーション・モデルを示す図、第６図は、この発明のパワ
ー・ステアリング・アンド・リミッテッド・スリップ・
ディファレンシャル・システムのステアリング系を示す
概説図、第７図は、実車のデータとシミュレーション結
果との照合検証を示す図、第８図は、シミュレーション
による圧油注入タイミングの考察を示す図、第９図は、
シミュレーションによる圧油注入幅の考察を示す図、第
10図は、圧油の注入タイミングおよび注入幅の最終シミ
ュレーション結果を示す図、第11図は、実路におけるデ
ィファレンシャルの動作状況を示す図、第12図は、リミ
ッテッド・スリップ・ディファレンシャルのトルクによ
る外乱抑制トルクを示す図、第13図は、制御システム・
ダイアグラム、第14図は、この発明のパワー・ステアリ
ング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファレン
シャル・システムの全体概説図、第15図は、ステアリン
グ・ホイールの構造を一部断面して示した平面図、第16
図は、マス・ダンパ効果およびアクティブ・ローパス・
フィルタを示す図、第17図は、この発明のパワー・ステ
アリング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファ
レンシャル・システムのディファレンシャル系を示す断
面図、第18図は、レーン・チェンジ・データを示す図、
第19図は、ゲインおよび時間遅れ効果を示す図、およ
び、第20図は、操舵修正頻度を示す図である。 11……パワー・ステアリング、12……リミッテッド・ス
リップ・ディファレンシャル、14……主ブースタ、15…
…補助ブースタ、16……方向制御弁、17……圧油設定
弁、18,19……注入圧制御弁、25……差動歯車機構、26
……フリクション・クラッチ、27……クラッチ・コント
ロール・エア・シリンダ、28……空気圧制御弁。
フロントページの続き (51)Int.Cl.6 識別記号 庁内整理番号 ＦＩ 技術表示箇所 Ｂ６２Ｄ 105:00 113:00 (72)発明者 原田 浩二 東京都日野市日野台３丁目１番地１ 日 野自動車工業株式会社日野工場内 (72)発明者 奥 慎一 東京都日野市日野台３丁目１番地１ 日 野自動車工業株式会社日野工場内 (56)参考文献 特開 昭62−191226（ＪＰ，Ａ) 特開 平２−102873（ＪＰ，Ａ) 特開 昭58−93626（ＪＰ，Ａ)

Claims (1)

    (57)【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】前輪の操舵力を発生する主ブースタと、 その前輪の補正操舵力を発生する補助ブースタと、 一対の反力室を有し、そして、油圧ポンプからその主ブ
    ースタに供給され、同時的に、その主ブースタからオイ
    ル・リザーバに排出される作業圧油を方向制御する方向
    制御弁と、 その主ブースタに供給されるその作業圧油の圧力、およ
    び、その補助ブースタおよび方向制御弁の反力室に供給
    される補正圧油の圧力をセットする圧油設定弁と、 操舵の切り始めおよび切り戻しの際、車速および操舵力
    に応じてその操舵方向にあるその補助ブースタのシリン
    ダ室および方向制御弁の反力室にその補正圧油を注入
    し、同時に、その注入される補正圧油の圧力を制御する
    注入圧制御弁と、 差動歯車機構のディファレンシャル・ケースおよび後輪
    のための駆動輪車軸の間に配置されるフリクション・ク
    ラッチと、 そのフリクション・クラッチを断続させるクラッチ・コ
    ントロール・エア・シリンダと、 車速および前輪舵角に応じて、および低車速で後輪の片
    側および両側スリップに応じて、作業圧縮空気をそのク
    ラッチ・コントロール・エア・シリンダに給排し、その
    クラッチ・コントロール・エア・シリンダの空気圧を制
    御する空気圧制御弁 とを含むパワー・ステアリング・アンド・リミッテッド
    ・スリップ・ディファレンシャル・システム。
JP2117403A 1990-05-07 1990-05-07 パワー・ステアリング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファレンシャル・システム Expired - Fee Related JP2649857B2 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2117403A JP2649857B2 (ja) 1990-05-07 1990-05-07 パワー・ステアリング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファレンシャル・システム
US07/694,359 US5301766A (en) 1990-05-07 1991-05-01 Power steering and limited slip differential system
DE69121764T DE69121764T2 (de) 1990-05-07 1991-05-03 Servolenkung und System zur Schlupfregelung des Differentials
EP91401174A EP0456564B1 (en) 1990-05-07 1991-05-03 Power steering and limited slip differential system

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2117403A JP2649857B2 (ja) 1990-05-07 1990-05-07 パワー・ステアリング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファレンシャル・システム

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPH0415169A JPH0415169A (ja) 1992-01-20
JP2649857B2 true JP2649857B2 (ja) 1997-09-03

Family

ID=14710788

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2117403A Expired - Fee Related JP2649857B2 (ja) 1990-05-07 1990-05-07 パワー・ステアリング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファレンシャル・システム

Country Status (4)

Country Link
US (1) US5301766A (ja)
EP (1) EP0456564B1 (ja)
JP (1) JP2649857B2 (ja)
DE (1) DE69121764T2 (ja)

Families Citing this family (25)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5530648A (en) * 1993-05-03 1996-06-25 Ford Motor Company Apparatus and method for adjusting suspension height to reduce vehicles steering effort
US5991675A (en) * 1993-06-02 1999-11-23 Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha Vehicle control system based on estimation of the driving skill of a vehicle operator
US5694321A (en) 1994-11-25 1997-12-02 Itt Automotive Europe Gmbh System for integrated driving stability control
US5732377A (en) 1994-11-25 1998-03-24 Itt Automotive Europe Gmbh Process for controlling driving stability with a yaw rate sensor equipped with two lateral acceleration meters
US5711024A (en) 1994-11-25 1998-01-20 Itt Automotive Europe Gmbh System for controlling yaw moment based on an estimated coefficient of friction
US5732378A (en) 1994-11-25 1998-03-24 Itt Automotive Europe Gmbh Method for determining a wheel brake pressure
US5732379A (en) 1994-11-25 1998-03-24 Itt Automotive Europe Gmbh Brake system for a motor vehicle with yaw moment control
US5742507A (en) 1994-11-25 1998-04-21 Itt Automotive Europe Gmbh Driving stability control circuit with speed-dependent change of the vehicle model
US5710704A (en) 1994-11-25 1998-01-20 Itt Automotive Europe Gmbh System for driving stability control during travel through a curve
DE19515056A1 (de) 1994-11-25 1996-05-30 Teves Gmbh Alfred Bremsanlage
US5710705A (en) 1994-11-25 1998-01-20 Itt Automotive Europe Gmbh Method for determining an additional yawing moment based on side slip angle velocity
US5701248A (en) 1994-11-25 1997-12-23 Itt Automotive Europe Gmbh Process for controlling the driving stability with the king pin inclination difference as the controlled variable
US5774821A (en) 1994-11-25 1998-06-30 Itt Automotive Europe Gmbh System for driving stability control
JPH08270753A (ja) * 1995-03-28 1996-10-15 Tochigi Fuji Ind Co Ltd デファレンシャル装置
CA2173380C (en) * 1996-04-03 2001-07-10 Michael G. Mancell Power steering fluid reservoir
US5904222A (en) * 1996-11-06 1999-05-18 Ford Motor Company Variable assist power steering using vehicle speed and steering pressure
JP3652462B2 (ja) * 1997-01-14 2005-05-25 本田技研工業株式会社 車両用リヤディファレンシャルのケーシング構造
US7004870B2 (en) * 2004-02-25 2006-02-28 Dana Corporation Integrated torque and roll control system
US8100220B2 (en) * 2008-03-28 2012-01-24 Rexius Forest By-Products, Inc. Vehicle having auxiliary steering system
DK2604491T3 (en) * 2011-12-15 2018-11-05 Rheinmetall Man Military Vehicles Oesterreich Gesmbh Double-sided actuator for commercial vehicles
RU2769167C2 (ru) * 2017-09-19 2022-03-28 Бомбардье Рекриэйшенел Продактс Инк. Управление дифференциалом ограниченного проскальзывания на основе угла поворота транспортного средства
WO2019058233A1 (en) 2017-09-19 2019-03-28 Bombardier Recreational Products Inc. CONTROL OF LIMITED SLIP DIFFERENTIAL, OPTIMIZED FOR SLOW DRIVING CONDITIONS
CN111094047B (zh) 2017-09-19 2023-10-27 庞巴迪动力产品公司 基于加速器控制件位置的限滑差速器的控制
RU2769204C2 (ru) 2017-09-19 2022-03-29 Бомбардье Рекриэйшенел Продактс Инк. Управление дифференциалом ограниченного проскальзывания на основе крутящего момента двигателя
PL239560B1 (pl) * 2018-04-18 2021-12-13 Univ West Pomeranian Szczecin Tech Mechanizm różnicowy

Family Cites Families (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1755297C3 (de) * 1968-04-23 1979-11-08 Danfoss A/S, Nordborg (Daenemark) Hydrostatische Hilfskraftlenkeinrichtung, insbesondere für schwere Fahrzeuge
US3604528A (en) * 1969-06-02 1971-09-14 Clark Equipment Co Steering control
DE2005404A1 (de) * 1970-02-06 1971-09-02 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Hydraulische Lenkung
DE2839121A1 (de) * 1978-09-08 1980-03-27 Bosch Gmbh Robert Elektro-hydraulische servolenkung
DE3109851A1 (de) * 1981-03-14 1982-10-14 Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag, 7990 Friedrichshafen Hilfskraftlenkung fuer kraftfahrzeuge
JPS5893626A (ja) * 1981-11-30 1983-06-03 Hino Motors Ltd 後輪二軸型自動車に使用されるインタ・アクスル・ディファレンシャル・ロック装置
JPS62131870A (ja) * 1985-11-30 1987-06-15 Hino Motors Ltd 大型車両に使用されるパワ−・ステアリング
JPS62191226A (ja) * 1986-02-17 1987-08-21 Nissan Motor Co Ltd 車両用駆動系クラツチ装置
JPS62214019A (ja) * 1986-03-13 1987-09-19 Nissan Motor Co Ltd 駆動輪推進制御装置付車両の差動制限制御装置
JPH0790715B2 (ja) * 1987-09-29 1995-10-04 日産自動車株式会社 差動制限力制御装置
JPH0764221B2 (ja) * 1987-10-20 1995-07-12 日産自動車株式会社 差動制限力制御装置
JP2715491B2 (ja) * 1988-03-03 1998-02-18 日本電気株式会社 半導体集積回路
WO1989010279A1 (fr) * 1988-04-30 1989-11-02 Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag Tracteur toutes roues motrices
JP2516411B2 (ja) * 1988-10-07 1996-07-24 日野自動車工業株式会社 自動車に使用されるパワ―・ステアリング・システム
US5172787A (en) * 1989-04-28 1992-12-22 Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha Restricting device for a differential in a motor vehicle
JPH0316879A (ja) * 1989-06-15 1991-01-24 Nippon Soken Inc 車両用パワーステアリング制御装置
US5111901A (en) * 1989-08-08 1992-05-12 Oshkosh Truck Company All wheel steering system

Also Published As

Publication number Publication date
EP0456564B1 (en) 1996-09-04
EP0456564A1 (en) 1991-11-13
US5301766A (en) 1994-04-12
JPH0415169A (ja) 1992-01-20
DE69121764T2 (de) 1997-01-23
DE69121764D1 (de) 1996-10-10

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP2649857B2 (ja) パワー・ステアリング・アンド・リミッテッド・スリップ・ディファレンシャル・システム
JP7422821B2 (ja) スキッドステア式全地形用車両
EP3684676B1 (en) A method and a system for controlling vehicle lane holding
CN101070068B (zh) 车辆转向控制装置
US4840247A (en) Device for controlling 4wd vehicle central differential restriction device according to front and rear wheels rotational speed difference, and method of operation thereof
GB2259063A (en) Steering control method for vehicle with power steering and a controllable differential
CN105966263B (zh) 一种轮毂电机驱动的电动轮汽车差动转向路感控制方法
JP2583910B2 (ja) 前後輪駆動車の駆動力配分制御方法
US8423253B2 (en) Automatic braking apparatus for a vehicle
JP4600161B2 (ja) スプリット路面上での車輪の駆動滑りを抑制する車輌
GB2323940A (en) Controlling torque distribution between the rear wheels of a vehicle
US5291962A (en) Power steering device for use in motor vehicles
JP2004505215A (ja) 車両の動的乗車制御方法
JP2630609B2 (ja) ４輪駆動，４輪操舵自動車の駆動力配分及び後輪操舵角の制御方法
JPH0752679A (ja) 車両の制御装置
EP0455810B1 (en) Power steering system for vehicles
JP2688775B2 (ja) トルクスプリット型４輪駆動車
JP3411937B2 (ja) 車両の制御装置
JP2673746B2 (ja) 車両に使用されるパワー・ステアリング
JPH0195970A (ja) ４輪駆動車両の操舵制御装置
JP2612717B2 (ja) ４輪駆動４輪操舵車
JP4433785B2 (ja) ステアリング装置
JP3390188B2 (ja) 後輪差動制限装置の制御方法
JP2731923B2 (ja) トルクスプリット型４輪駆動車
JPH05319125A (ja) ４輪駆動車の走行制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
LAPS Cancellation because of no payment of annual fees