JPH0435263Y2 - - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本考案は車両の四輪操舵方式において用いる後
輪操舵装置に関するものである。

〔従来の技術〕

四輪車両の高速走行時における操縦安定性の向
上及び低速走行時における小廻り性の向上のため
に、近年では、四輪操舵方式の車両が実用に供さ
れるようになつて来ている。

その一例として、第２１図に示す如き構成のも
のがある。すなわち、四輪車両の前輪T_f側には、
パワーステアリング機構１を有すると共に、後輪
Tr側には転舵機構２を有し、この転舵機構２は、
後輪Trの車軸Arに連結されるパワーシリンダ２
ａと、上記パワーステアリング機構１におけるハ
ンドル操作による検出信号が他の車速等の検出信
号とともに入力されるコントローラ２ｂと、該コ
ントローラ２ｂからの信号によつて切換えられて
圧油を上記パワーシリンダ２ａのいずれかに供給
させる方向切換電磁弁２ｃとから構成されてい
る。

かかる従来の四輪操舵方式の車両では、前輪
T_fの操舵に伴つて信号が入力されるコントロー
ラ２ｂからの出力信号によつてパワーシリンダ２
ａへの圧油の供給方向が切り換えられ、後輪Tr
が所望の方向へ転舵されることになる。

ところが、上記従来の方式では、パワーシリン
ダ２ａに供給される圧油の方向の切り換えが専ら
コントローラ２ｂからの出力信号によるものとさ
れているので、後輪Trの転舵にあつては種々の
センサーの装備と、この種々のセンサーからの入
力信号を処理して出力するコントローラの整備を
必要とし、部品点数の増大化や装置全体の複雑化
を招き、この部品点数の増大化や装置全体の複雑
化の結果、コスト高を招き、且つ耐久性が低下さ
れ易くなつたりする不都合があつた。

そこで、最近、かかる不都合を解消せんとし
て、第２２図に示す如き構成の四輪操舵方式が案
内されている。この方式における後輪Trの転舵
機構２０は、後輪車軸Arに連結されるパワーシ
リンダ２１と、該パワーシリンダ２１への圧油の
供給を行う圧油供給ポンプ２２と、該圧油供給ポ
ンプ２２からの圧油ラインを切り換えて上記後輪
側のパワーシリンダ２１の圧力室２１ａ又は２１
ｂに圧油を供給する方向切換電磁弁２３とを有
し、更に、上記圧油供給ポンプ２２からの圧油を
上記後輪側のパワーシリンダ２１へ供給するライ
ン途中に、前輪T_f側のパワーステアリング機構
１０におけるパワーシリンダ１１内の油圧をパイ
ロツト圧として切換作動され、且つ後輪Tr側の
パワーシリンダに供給される圧油の流量制御を行
う油圧パイロツト流量制御弁２４を設けた構成と
してある。図中、１２は前輪T_fの車軸A_fに設け
たラツク、１３はパワーシリンダ１１の圧力室１
１ａ又は１１ｂにエンジン回転数依存型の圧油供
給ポンプ１４からの圧油を供給するパワーステア
リング制御弁、１５はハンドル、１６は上記ラツ
ク１２と噛合していてハンドル１５の操作で回転
し車軸A_fを左又は右方向に移動して前輪A_fの向
きを変えるためのピニオンであり、又、２５は後
輪側パワーシリンダ２１の圧力室２１ａ，２１ｂ
に内蔵した反力スプリング、２６は圧油供給ポン
プ２２からの吐出流量を制御する流量制御電磁
弁、２７は車速、舵角、パワーステアリング出
力、エンジン回転数等に基づき上記方向切換電磁
弁２３及び流量制御装置２６に信号を入力するコ
ントローラである。

前記した最近提案されている四輪操舵方式の後
輪操舵装置では、前輪に対する後輪の切れ方向は
コントローラ２７の指令に基づき方向切換電磁弁
２３を作動させ、低速では後輪の前輪に対する操
舵方向を逆位相に、高速では同位相になるように
し、前輪側パワーステアリング機構におけるパワ
ーシリンダ１１内に発生する内圧をパイロツト圧
として後輪側の転舵機構におけるパワーシリンダ
２１内に所望量の圧油を前輪の操舵方向に従つて
供給することができるため、コントローラを利用
することなく後輪の転舵量の増減を前輪の操舵量
の増減に追従させることができる利点を有するほ
か、前記した第２１図に示す従来方式の欠点を解
消できる。

〔考案が解決しようとする問題点〕

ところが、前記した第２２図に示す最近提案さ
れている後輪操舵方式では、後輪の転舵方向の切
換えを方向切換電磁弁２３で行つているため、車
速に依存した油圧に感応しての方向切換えはでき
ず、そのため車速に応じた方向切換が確実に行わ
れず信頼に欠ける難点が考えられる。

そこで、本考案は、車速感応のパイロツト圧力
で後輪の方向切換弁を作動させるようにして作動
の確実性と信頼性の向上を図り、更に、コントロ
ール部分を省略できて低いコスト化が図れる四輪
操舵車両の後輪操舵装置を提供しようとするもの
である。

〔問題点を解決するための手段〕

本考案は、上記目的を達成するため、前輪側パ
ワーステアリング機構のパワーシリンダに供給さ
れる圧油を、方向切換弁を介して後輪側パワーシ
リンダに供給するようにした後輪操舵装置におい
て、後輪の前輪に対する操舵方向を同位相もしく
は逆位相にするよう後輪側のパワーシリンダを切
換える方向切換弁を、常時はスプリングの力によ
り前輪に対して後輪が逆位相となるようにスプー
ルを一方へ押している構成とし、少なくとも上記
方向切換弁に、車速に応じたポンプ吐出側の圧力
をパイロツト圧力として作動させて切換えできる
ようにした構成とする。

〔作用〕

低速では、方向切換弁は内蔵したスプリングの
力により前輪に対し後輪が逆位相となるよう圧油
を後輪側のパワーシリンダに導き、中高速ではパ
イロツト圧力により方向切換弁が切換えられて前
輪に対し後輪が同位相となるように圧油を後輪側
のパワーシリンダに導くことになる。

〔実施例〕

以下、図面に基づき本考案の実施例を説明す
る。

第１図及び第２図は本考案の一実施例を示すも
ので、第２２図に示したものと同様な構成におい
て、第２２図における方向切換電磁弁２３に代え
て油圧切換式の方向切換弁２８を用い、且つ該方
向切換弁２８の切換えを、前輪側パワーステアリ
ング機構１０の高圧部、すなわち、エンジン回転
数依存型の圧油供給ポンプ１４とパワーステアリ
ング制御弁１３との間からパワーステアリング用
圧力をパイロツト圧力としてパイロツトライン２
９を通し導くことによつて行うようにし、前輪の
舵角に応じて前輪T_fに対して後輪Trを同位相又
は逆位相に操舵されるようにする。

上記方向切換弁２８は、その詳細を第２図に示
す如く、ハウジング３０の軸心部にスプール３１
を軸心方向に移動自在に内蔵し、ハウジング３０
内とスプール３１の端との間に介在させたスプリ
ング３２の弾力によりスプール３１はハウジング
３０の一端側に押されているようにし、このとき
に、ハウジング３０に設けた流路３３，３４，３
５，３６のうち流路３３と３５，３４と３６がス
プール３１に連通しているようにし、又、上記ハ
ウジング３０の一端にはキヤツプ３７を設け、該
キヤツプ３７を通してパイロツトライン２９から
のパイロツト圧力がスプール３１の一端面に作用
するようにしてあり、パイロツト圧力でスプール
３１がスプリング３２に抗して図上左方へ移動さ
せられると、スプール３１を介して流路３３と３
６，３４と３５が連通するように方向切換弁２８
が切換えられるようにしてある。

なお、第１図中、第２２図と同一のものには同
一符号が付してある。

第１図に示す構成において、車両が走行してい
る場合、前輪操舵用のハンドル舵角とパワーステ
アリングの出力（タイヤ反力）の関係は第３図の
車両の操舵特性図に示すように停止している場合
を除き、車速が増大するに従い舵角に対するパワ
ーステアリング出力のゲインは大きくなる。すな
わち、車両は高速になればなるほど使用舵角域は
小さくなる。図中Ａは高速域、Ｂは中速域、Ｃは
低速域である。

ここで、パワーステアリングの出力は次式で表
わされる。

Ｆ＝PA＋2T／ZM 但し、Ｆ：パワーステアリング出力 Ｐ：油圧 Ａ：シリンダ面積 Ｔ：ハンドルトルク Ｚ：ピニオン歯数 Ｍ：モジユール PA（油圧による出力）〓2T／ZM（マニアル力に よる出力） であるから、パワーステアリング出力Ｆと油圧Ｐ
は、ほぼ比例関係にある。この関係を第４図に示
す。したがつて、第３図に示す縦軸パワーステア
リング出力はパワーステアリング圧力に置き換え
ても成立する。それ故、高速でハンドル操作され
る最大舵角（それ以上操舵されることがあり得な
い舵角）を設定し、この舵角域では同位相に、そ
れ以上の舵角域では逆位相になるように方向切換
弁２８を作動させる。

上記方向切換弁２８の切換えは、第１図の実施
例ではパワーステアリング機構１０の高圧側から
パイロツト圧力として取り出して行う。すなわ
ち、パワーステアリング高圧側から取り出したパ
イロツト圧力を、第２図に示す方向切換弁２８の
スプール３１の端面に作用させ、或る圧力以下で
は、スプリング３２の力により第２図に示す状態
の流路機構で後輪は前輪とは同位相に動き、或る
圧力以上では、スプール３１がスプリング３２に
抗して図上左方へ移動して流路を切り換えるた
め、後輪は前輪と逆位相となるよう動かされる。
上記或る圧力は、高速での最大舵角、たとえば、
θnとすると、第３図及び第４図の関係からPaと
設定されることになる。

したがつて、各速度における後輪は、第５図に
示す如く舵角に依存して車両の停止時及び低速域
では前輪に対して逆位相に、中高速時では前輪と
同位相に転舵することができる。このときの後輪
制御弁２４へ供給される流量は、流量制御電磁弁
２６によつて第６図のように制御されている。

なお、第１図に示す実施例では、方向切換弁２
８を、図中破線で示す２８ａの位置に設置しても
よい。

次に、第７図は本考案の他の実施例を示すもの
で、四輪操舵方式の車両における前輪側パワース
テアリング機構１０の前輪操舵方式として、第１
図に示すピニオンとラツクの組み合わせに代えて
コントロールバルブ３８を用い、且つ後輪操舵用
コントロールバルブ３９を備えたものに、パイロ
ツト圧力で作動する方向切換弁２８を組み込んだ
例を示す。したがつて、各速度における後輪の動
きは、前記した第５図に示したものと同じであ
る。

第８図は本考案の別の実施例を示すもので、第
１図と同様にした構成において、後輪制御用の圧
油供給ポンプ２２を実車速依存型とし、ドライブ
シャフト、プロペラシャフトの駆動に応じて吐出
量を生じさせるようにし、且つ流量制御電磁弁２
６を省略したものである。

この実施例によるときは、後輪制御弁２４へ供
給される流量は実車速に依存して比例的に増大す
るので、各速度における後輪は第９図に示す如き
動きとなる。

第１０図は本考案の更に別の実施例を示すもの
で、後輪の転舵機構２０として、圧油ライン４０
ａ，４０ｂの各途中に、固定絞り４１，４２を設
けると共に、圧油ライン４０ａ，４０ｂを結ぶバ
イパスライン４３に可変絞り４４を設け、該可変
絞り４４をコントローラ２７からの信号で制制す
るようにした形式に第１図と同様にパイロツト圧
力で作動する方向切換弁２８を組み込んだもので
ある。

この実施例では、各速度における後輪の動き
は、第１図に示す実施例と同様に第５図に示す如
く設定されるが、このときの可変絞り４４によつ
て調整される油量は、コントローラ２７からの舵
角信号と車速信号によつて第１１図のように制御
されている。

なお、上記各実施例は、前輪側パワーステアリ
ング機構１０の高圧側からの圧力をパイロツト圧
力として方向切換弁２８に導き、各速度における
前輪の舵角に応じた油圧に依存して後輪の動きを
設定するようにした場合を示したが、エンジン回
転数依存型のポンプ１４からの吐出圧力による方
式に代えて実車速に依存したパイロツト圧力で方
向切換弁２８を作動させることもできる。この実
施例を示したのが、第１２図である。

すなわち、第１２図、第２図と同様な構成とし
た方向切換弁２８と、プロペラシャフト又はドラ
イブシャフトの回転に伴いギヤー又はベルト等で
駆動され車速に依存して吐出する油圧ポンプ４５
と、ポンプ吐出部分からタンク４６の間に設置さ
れた絞り４７とから後輪の切換弁４８を構成した
もので、実速度に依存してポンプ４５から吐出さ
れる流量は、絞り４７を介してタンク４６へ還流
させるようにし、この絞り４７の上流側圧力をパ
イロツト圧力としてパイロツトライン４９を通し
て方向切換弁２８に作用させ、低速では前輪に対
して後輪を逆位相に、又、中高速では前輪に対し
後輪を同位相に動かすように後輪側パワーシリン
ダ２１を作動させるため流路を切換えるようにし
てある。

上記油圧ポンプ４５は車速に依存して圧油を吐
出するため、車速とポンプ吐出量とは、第１３図
に示す如く比例関係にあり、車速が増加すればポ
ンプ吐出量も増大する。このポンプ４５の吐出流
量が絞り４７を通過してタンク４６に還流するの
で、絞り４７の上流に発生するパイロツト圧力は
車速の増加（低速域→中速域→高速域）に伴い第
１４図に示す如く増大する。このパイロツト圧力
が方向切換弁２８のスプール３１の端面に作用
し、低速域ではパイロツト圧力が小さいので、方
向切換弁２８は第１２図に示す油路構成となつて
いるが、車速が増加して中速域以上（速度υ₁以
上）になると、パイロツト圧力はP₁以上の圧力
となつて方向切換弁２８に作用するため、該方向
切換弁２８はスプール３１が図上左方へ移動させ
られて切換えられ、パワーシリンダ２１の動きが
逆転されることになる。

上記構成とした後輪の切換部４８を、前記した
第１図や第７図の方向切換弁２８とパイロツトラ
イン２９に代えて用いると、後輪は第１５図に示
すように速度υ₁を境に低速域では逆位相に、中高
速域では同位相に操舵されることになる。このと
きの後輪制御弁２４へ供給される流量は、流量制
御電磁弁２６によつて第１６図のように制御され
ている。

又、上記後輪の切換部４８を前記した第８図や
第１０図における方向切換弁２８とパイロツトラ
イン２９に代えて用いることもできる。

切換部４８を第８図に適用した場合は、後輪制
御弁２４へ供給される流量は車速に依存して比例
的に増大するので、後輪は第１７図に示すように
操舵される。一方、第１０図に適用した場合は、
後輪は第１５図に示すように操舵されるが、この
ときの可変絞り４４によつて調整されるバイパス
油量は第１８図の如く制御し、後輪アクチユエー
タに流れる油量は第１９図のように制御されてい
る。

なお、後輪の切換部４８を第１図や第８図の如
き四輪操舵方式の車両に適用した場合を説明した
が、この場合、圧油供給ポンプ２２を用いて第２
０図の如く変形させた構成としもよい。

〔考案の効果〕

本考案によれば、次の効果が得られる。

方向切換弁をスプリング力により設定される
流路を油圧によつて切換えられる構成とし、油
圧として車速に応じた吐出側の圧力をパイロツ
ト圧力として用いているから、ある圧力以下で
はスプリング力で設定された流路によつて例え
ば後輪は前輪と逆位相に設定でき、ある圧力以
上ではパイロツト圧力で流路を切換え後輪を前
輪と同位相に設定できる。

車速に感応したパイロツト圧力で作動する方
向切換弁を後輪の切換用として組み込んでいる
ので、後輪の操舵を、前輪の車速に対応する舵
角や実車速に依存して確実に行い得られて信頼
性の向上が図れると共に、比例ソレノイドやコ
ントローラ等のコントロール部品が不要となつ
て低コスト化も図れる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本考案の後輪操舵装置の一実施例を示
す四輪操舵式車両の概略平面図、第２図は本考案
の後輪操舵装置における方向切換弁の詳細を示す
断面図、第３図は第１図に示す実施例による場合
の車両の操舵特性を示す図、第４図は同じくパワ
ーステアリング系の出力特性を示す図、第５図は
同じく後輪切れ量と舵角との関係を、又、第６図
は同じく供給流量と舵角との関係をそれぞれ示す
図、第７図、第８図及び第１０図はいずれも本考
案の他の実施例を示す四輪操舵式車両の概略平面
図、第９図は第８図に示す実施例の場合の後輪切
れ量と舵角との関係を示す図、第１１図は第１０
図に示す実施例の場合の調整流量と舵角との関係
を示す図、第１２図は本考案の後輪操舵装置の他
の実施例を示す概要図、第１３図は第１２図の実
施例の場合のポンプ吐出量と車速との関係を示す
図、第１４図は同じくパイロツト圧力と車速との
関係を示す図、第１５図は第１２図の実施例を第
１図及び第７図に施したときの後輪切れ量と車速
との関係を、又、第１６図は同じく供給流量と車
速との関係をそれぞれ示す図、第１７図は第１２
図の実施例を第８図に施したときの後輪切れ量と
車速との関係を示す図、第１８図は第１２図の実
施例を第１０図に施したときのバイパス調整流量
と車速との関係を、第１９図は同じく供給量と車
速との関係をそれぞれ示す図、第２０図は第１２
図の実施例を適用するときの変形例を示す概略
図、第２１図は従来の四輪操舵方式を示す概略平
面図、第２２図は最近考えられている四輪操舵方
式の概略平面図である。 １０……前輪側パワーステアリング機構、１１
……パワーシリンダ、１４……圧油供給ポンプ、
２０……後輪の転舵機構、２１……パワーシリン
ダ、２２……圧油供給ポンプ、２４……後輪制御
弁、２８……方向切換弁、２９……パイロツトラ
イン、３０……ハウジング、３１……スプール、
３２……スプリング、４１，４２……固定絞り、
４４……可変絞り、４５……油圧ポンプ、４７…
…絞り、４８……後輪の切換部。

Claims (1)

1. 【実用新案登録請求の範囲】 (1) 前輪側パワーステアリング機構のパワーシリ
   ンダへ供給する圧油を後輪側のパワーシリンダ
   の制御に利用する配管ラインの途中に、後輪を
   前輪に対して同位相又は逆位相に転舵させるよ
   う切換作動する方向切換弁を備えた後輪操舵装
   置において、上記後輪の前輪に対する操舵方向
   を同位相又は逆位相になるよう後輪側パワーシ
   リンダを切換える方向切換弁を、スプリング力
   により設定される流路を油圧によつて切換えら
   れる構成とし、且つ、上記方向切換弁をスプリ
   ング力に抗して切換える油圧として、車速に応
   じたポンプ吐出側の圧力をパイロツト圧力とし
   て用いるよう構成したことを特徴とする後輪操
   舵装置。 (2) パイロツト圧力として、前輪側パワーステア
   リング機構の高圧側の圧力を使用する実用新案
   登録請求の範囲第１項記載の後輪操舵装置。 (3) パイロツト圧力として、ドライブシヤフト、
   プロペラシヤフトの回転に伴う 実車速に依存
   して吐出されるポンプ側の圧力を用いる実用新
   案登録請求の範囲第１項記載の後輪操舵装置。