JPH06500751A - 前輪後輪操向システム - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるため要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、通常４輪駆動システム（４ＷＳ）と呼ばれる、車輌の前輪後輪操向シ ステム、また特に、後輪の操向の大きさと方向とか、前輪の操向角の関数である と供に、車輌の速度、又はその他関連する媒介変数、若しくはその両方の関数で ある「速度従属システム」に関するものである。

背景技術 通常、このようなシステムは、車輌の高速に関連する作動モードにおいて前輪の 方向と同一方向に後輪を操向し、片揺れを少なくして同一レベルの側方加速応動 性を達成するよう車輌に側方シフト特性を与えるようにしている。車輪操向入力 に対するこのようにして増強した車輌の側方応動性は、特に高速走行における走 行車線の変更時に剛性感及び安全感を運転者に与えている。一方、若干のこのよ うなシステムでは、車輌の低速に関連する作動モードにおいて前輪の方向と反対 方向に後輪を操向し、操縦性を良好にし、コーナを曲がる際の車輌の「掃過路」 を最少幅にして片揺れ応動性を向上させるようにしている。本明細書中、［掃過 路Ｊとは、車輌の運転中、道路に対して投影された車輌の軌道の包絡面を意味す る。所定の車輌速度で後輪操向角と前輪操向角との僅かな増大範囲について瞬間 的に測った前輪操向角に対する後輪操向角の数値的比を「後輪対前輪操向比」と 称する。従って、この比は、所定の車輌速度において、前輪操向角にプロットし た時の後輪操向角の関数の瞬間の有効な勾配である。この定義による後輪対前輪 操向比は、車輌高速時には正の値になり、車輌低速時には負の値になるよう設計 されているのが普通である。また「オンセンタ」の語は、車輌を直線に沿って運 転している時、操向ハンドルがその中心作動区域に、又はその付近に位置してい る時の駆動状態を記述するのに使用する。

高速で、オンセンタでの運転を行っている場合の最適な後輪対前輪操向比は、は ぼ０．４であることがわかった。０．４以上の比では、主要交通路を運転中、走 行車線の維持と走行車線変更とを一層向上させるが、主要交通路のカーブを通過 しようとしている間の車輌の片揺れ応動性が不十分になる。同様に、駐車しよう としている場合の低速運転での最適な後輪対前輪操向比は、はぼ−０，３である ことがわかった。−０，３以下の比（例えば−０，５、又は−１，０）では、車 輌操縦性は良いが、車輌の後輪を引きずり、駐車する時、後輪を縁石に擦ってし まう。運転に熟練していない運転者には、後輪対前輪操向比を余りに低（する運 転をマスターすることが難しい。

実際１全ての４輪駆動システムの更に主要な拘束点は、後部トランク隔室空間内 へ後輪が押し入ることがあり得るのを防止するため、後輪操向角を約５度の角度 に制限しなければならないことである。この５度の後輪操向角は、上述の駐車を 行う際の後輪を引きする問題と供に、低速運転における実際上の制約を意味して いるが、５度の後輪操向角は、高速運転においては非常に危険である。ある種の 従来の速度従属４輪駆動システムにおいては、特定の速度従属反転機構を採用し ているので、操向入力が大きいので、５度の後輪操向角が必然的に行われる。

この場合の設計理論は、このような大きな操向角は通常の高速運転では決して使 用されないという事実に単に基づいている。

このことは、勿論正しいが、高速時に緊急状態を逃れるためや、スキッドから復 帰するため、大きな操向角が必要になることか多い。このような緊急的な運転状 態の場合に、平均的な運転者が４輪駆動車の応動性に当惑することかないよう、 大きな後輪操向角が生じないようにすることか必須のことである。

米国特許第４３１３５１４号（ホンダ）、米国特許第４５５２２３９号（マツダ ）、旧西ドイツ特許第３８３７１４１号（ＺＦ）に開示されているような機械的 摺動機構は、所定の車輌速度について、前輪操向角とは無関係に、後輪対前輪操 向角を一定に維持している。３６度の代表的な最大前輪操向角に対し、後輪操向 角を上述の５度に制限するため、この機構は後輪対前輪操向比を約０．１４　（ ５／３０）に制限しなければならない。しかし、この後輪対前輪操向比の値は、 高速時のオンセンタでの上述の最適値である０、４の３５％に過ぎなく、低速、 及び駐車のための運転時の許容値である０、３の４７％に過ぎない。

この理由のため、更に複雑な機構が開発されたが、この機構は、後輪対前輪操向 比を、車輌速度の関数として変化させることができると供に、任意所定の速度に ついて前輪操向角の関数として変化させることができる。これ等の機構は、オン センタで、一層高い後輪対前輪操向比を使用することができ、またこの比をフル ロツクに向は減少させた場合、この比全体にわたり上述の拘束点があり、即ち最 大後輪操向角が制約される。例えば、１９８９年のマツダの車ＭＸ６の生産に使 用されており、米国特許第４５７２３１６号に開示された機構は、下向きの軸線 に回転自在に支持した円板を有し、車輌速度の関数として段歩電動機によりこの 軸線を傾斜させている。この円板は中心零位置の両側に傾けることができ、この 零位置にこの軸線と同軸に支持したスプール弁を、外周縁に連結したボール結合 ブツシュロッドを介して駆動する。このスプール弁の移動により、高速で必要な 正の後輪対前輪操向比と、低速で必要な負の後輪対前輪操向比とを生ぜしめて、 液圧力の助けを借りる後輪操向を行う。前輪操向角によって、上記円板をその傾 斜軸線上で回転させ、零位置に対するこの円板の軸線の傾斜角にほぼ比例する大 きさで、後輪対前輪操向比を正弦波に変化させる。従って、零位置では、いかな る所定の前輪操向角にも関せず、零の後輪操向角になる。ここで生じた後輪対前 輪操向比に対する車輌速度を「クロスオーバ速度」と称し、代表的には約３０〜 ５０ｋｍ／時のような適度な値に設定される。

上述の後輪対前輪操向比の正弦波の変化によって、任意所定の車輌速度で、オン センタでの後輪対前輪操向比はその（全体での）平均値の１．５７倍になる。従 って、上述の例については、高速運転中、最大操向入力で後輪操向角を５度に限 定しながら、オンセンタで０．２２　（１，５７Ｘ５／３６）の後輪対前輪操向 比にすることができる。この値も、０．４の最適値の５５％に過ぎない。

オーストラリア特許出願環ＰＪ２０１号（Ｂｉｓｈｏｐ）の発明は、米国特許第 ４５７２３１６号に記載された上記の下向きの軸線に回転自在に支持した円板を 有する機構の欠点を解消することができる。このオーストラリア特許出願に開示 された発明の一実施例では、ゼネバ機構の１個のコードランドに類似するピン溝 孔装置の形状の前輪操向角従属機能発生機構を図示しており、駆動部材を軸線の 周りに回転し、この軸線からオフセ・ットしてこの駆動部材にビンを支持し、半 径方向の溝孔を存する回動被動部材にこのビンを掛合させている。駆動部材のビ ンのオフセット値と、被動部材の溝孔にビンが掛合する位置のそれ自身の軸線に 対する半径位置との間の比によって、この機構の基本的特性を決定する。このよ うな装置は、入力と出力との間の関係を与えるか、この関係は、正弦波の関係で なく、全体の平均の比の３倍の最大比を有する。前に援用した例によれば、高速 時のオンセンタでの後輪対前輪比は、この機構を使用すれば０゜４２まで上昇さ せることができる。従って、０．４０の最適値を得ることかできる。しかし、米 国特許第４５７２３１６号に示された上記の下向きの軸線に回転自在に支持した 円板を育する機構の場合には、大きな操向角を必要とする高速運転で、受入れ難 い大きな後輪操向角（５度に近い）を許すという犠牲を払わなければオンセンタ での大きな後輪対前輪操向比を達成することはできない。このことは、このよう な従来の技術の第１の欠点である。

更に、揺動リンク機構がオーストラリア特許出願第ＰＪ７２０１号に記載されて いるが、この揺動リンク機構は、上述したゼネバ形の前輪操向角従属機能発生機 構に直列に配置されている。従って、米国特許第４５７２３１６号におけるよう に、全体の機構の速度従属機能は、機構の幾何学的形状に基づき基本的に固定関 係にある前輪操向角機能の大きさを測るものである。

また、前輪操向角の全ての値に対して後輪対前輪操向比が零であるクロスオーバ 速度が存在する。

米国特許第４５７２３１６号、及びオーストラリア特許出願第ＰＪ７２０１号に 開示された機能発生機構についてクロスオーバ速度か存在することは、このクロ スオーバ速度（３０〜５０ｋｍ／時）の区域においては、４ＷＳ、即ち４輪駆動 システムの性能は、従来の２輪操向システムと殆ど差が無いことを意味する。そ の理由は、この範囲の速度で、非常に小さい後輪操向角は所定の前輪操向角に対 して発生し、従来の機構の第２の欠点を生せしめるからである。この根本的な欠 点を解消するため、種々の努力がなされた。マツダは、常に、このクロスオーバ 速度を通じての速度従属関係を速やかに変換させるように意図している。言い換 えれば、クロスオーバ速度を通じて車輌を加速する際、後輪対前輪操向比の正弦 波変化の大きさを、絶対値か大きい負の値から、零を経て、絶対値が大きい正の 値まで迅速に増大させることである。マツダＭＸ６の車におけるこのような関係 は、刊行物５ＡＥ−Ａｕｓｔｒａｌａｓｉａ　Ｊｏｕｒｎａｌ　１９８９年り月 ／８月号、及び１９８９年Ｍａｚｄａ　Ａｕ５ｔｒａｌｉａ　Ｐｔｙ　Ｌｉｍ１ ｔｅｄ刊行のＭａｚｄａ　ｔｅｃｈｎｉｃａｌ　ｐｕｂｌｉｃａｔｉｏｎ　ｒ４ Ｗｓ　−Ｔｂｅ　Ｍａｚｄａ　ＳｐｅｅｄＳｅｎｓｉｎｇ　Ｃｏｍｐｕｔｅｒｉ ｚｅｄ　４−Ｗｈｅｅｌ　Ｓｔｅｅｒｉｎｇ　Ｓｙｓｔｅｍ　−Ｔｅｃｈｎｉｃ ａｌＩｎｆｏｒｍａｔｉｏｎ　Ｊに開示されている。しかし、このような非常に 非直線性の速度従属関係は、クロスオーバ速度を通過する際、対応して車輌の片 揺れ応動性に非常に非直線的な変化を引き起こす。平均的運転者にとっては、車 輌速度を増大する際、このような適度な速度の付近で、車輌のアンダーステアが 平滑に徐々に増大することを期待するものである。

このようなシステムのクロスオーバ速度区域を、運転者に気が付かないように通 過するようにするための他の技術的提案は、速度従属関係に履歴特性を故意に導 入することである。このようにすれば、クロスオーバ速度を経て、車輌を加速す るか、減速するかに応じて、又は道路状悪に応じてクロスオーバ速度を異なるも のにする。このような概念は、米国特許第４７３０８３９号（マツダ）と米国特 許第４７３３８７８号（ホンダ）とに開示されている。また、運転者の主観的な 好き嫌いに合わせて運転者に意図的に車輌の動力学を調節できるよう手動でクロ スオーバ速度を調節できるようにする概念は多数の例があり、例えば米国特許第 ４８６０８４４号（ホンダ）と英国特許第２１７３４６０号（ホンダ）とに開示 されている。

しかし、上述の開示された技術は、成るクロスオーバ速度で、前輪操向角に関せ ず、後輪操向角が零になると言う従来の４輪駆動システムの固有の欠点を解消す るものでない。質量の中心を車輌の前の方に移している代表的な車輌では、速度 を増大すると、操向角入力の関数としての車輌片揺れ応動性が減少することが、 自動車動力学の分野で良く知られている。所定の操向入力で速度を増大した際の 増大するアンダステア特性は、殆ど全ての市販されている車について通常のもの であり、懸架装置の設計と、タイヤ特性との間の相互作用に起因し、約０．３ｇ の側方加速以上での車輌の動特性に非常に有害な影響を及ぼす。

このアンダステア特性は、未経験の運転者が車を旋回させている時、又は緊急時 に「ランワイド」させる恐れがある。２輪操向車輌とは異なり、４輪駆動車では 、大きな側方加速で、中立化する（又は一部中立化する）オーバステアの傾向を 生せしめるよう後輪を操向することにより、中間速度、及び高速で、この特性に 反作用することが可能である。

クロスオーバ速度（３０〜５０ｋｍ／時）の区域で、これを達成するためには、 オンセンタのいずれかの側で、小さな操向角で後輪操向角が零になる場合でも、 ０．３ｇ、又はそれ以上の側方加速に関連して大きな操向角を与えるため、後輪 を前輪の反対方向に操向させるのが望ましい。側方加速レベルか一層高い場合の 負の後輪対前輪操向比を成る所定限度まで徐々に増大させることにより、上述の 懸架装置とタイヤ特性とに基づ〈従来の車輌動特性にもともと存在する望ましく ない徐々に増大するアンダステア特性を打ち消す有利な傾向を生ずる。更に進ん で、例えば通常の運転者が急激なカーブを運転する際、又は熟練した運転者かマ ークを付した競技場コースを運転する際使用するような適度なオーバステア特性 を発揮するよう車輌を造ることができる。このハンドル特性によって、車輌の掃 過路の幅を著しく減らし、従って、操作を減らし、優れた競技場コース特性を発 揮することができる。

クロスオーバ速度より高い車輌速度で、類似の理論を適用することができ、その 場合、上に援用した速度従属４輪駆動システムによれば、全ての前輪操向角につ いて後輪対前輪操向比は正であり、従って車輌片揺れ応動性を減少させる。この ようにして、車輌の片揺れ応動性を車輪操向入力まで回復させるため、高速でカ ーブを曲がる際生ずるような高い側方加速レベルに対して、この正の後輪対前輪 操向比の大きさを減少させることができる。成る車輌では、成る限界前輪操向角 レベル以上で、前輪操向角の関数として、後輪操向角を限定し、又は減らすこと が有利である。後輪操向角を限定することは、運転者によって知覚されているよ うに車輌の動特性に有利であり、更に安全上も有利であることは既に述べた。米 国特許第４５５２２３９号（マツダ）には、クロスバ−速度以上の速度、即ちオ ンセンタでの後輪対前輪操向比が零より著しく大きい速度での理論を開示してい る。しかし、この米国特許第４５５２２３９号（マツダ）には、クロスバ−速度 の区域で、又はこの速度以下の速度区域で適用できる後輪操向理論は開示されて いない。その特許には、２個の実施例が記載されており、その第１実施例は、有 効に「フライバイワイヤ」であるマイクロプロセッサで駆動される電子液圧シス テムであり、第２実施例は前に援用した機械的摺動機構である。第１実施例は、 開示した後輪操向理論に固執することが可能であるか、その効果については教示 していない。しかし、後に述べるように、このような「フライバイワイ。

ヤ」システムは、安全の理由から、近い将来の大量生産車輌に適用できそうもな い。第２実施例は、若干「不適切」であるように考えられ１、：れは比較的簡単 な摺動機構は、開示した複雑な後輪操向理論を恐らく支持できないからであり、 実際上、一定後輪対前輪操向比を生ずるに過ぎないからである。従って、この機 構は、前輪操向角に無関係に零の後輪操向角が生ずるようなりロスオーバ速度を もともと有することが必要である。

前に述べたように、米国特許第４５７２３１６号、又はオーストラリア特許出願 第ＰＪ７２０１号に開示された機構は、前輪操向角機能発生機構に直列に配置し た速度機能発生機構を有する。従って、このような複合機構は、車輌速度の関数 としての「縮尺を変えた複写」である類似の前輪対後輪操向関係を必然的に生ず る。このような従来の機構のこの第３の欠点は、オンセンタで、零の後輪対前輪 操向比にするため、クロスオーバー速度で、このスケール因子が必然的に零であ るという事実に組み合わされている。しかし、これにより、クロスオーバ速度で 、いかなる前輪操向角に対しても、零の後輪操向角を生ずる。

これは、上述したところから明らかなように車輌の動的要求条件に対して最善で ない。この従来の機構の第４の欠点は、いかなる所定の車輌速度でも、後輪操向 角出力と前輪操向角入力との間の関係は、平滑な比較的単純な関数であることで ある。上述したように、米国特許第４５７２３１６号に開示された下向きの軸線 を有する機構は、基本的に正弦波の関係を発生する。

オーストラリア特許出願第ＰＪ７２０１号に開示されたゼネバ機構は、オンセン タで最も大きい後輪対前輪操向比を生ずるが、それにも関わらず、先に述べた車 輌のアンダステア特性の補償はできない。

前輪操向角と車輌速度との関数として、多数の複雑な後輪操向理論を行うための マイクロプロセッサによる制御か可能な完全に電気的に作動する機能発生システ ムを設計することはもちろん可能である。このようなシステムは、例えば、米国 特許第４４１８７８０号（８産）、米国特許第４５５２２３９号（マツダ）、米 国特許第４７３３８７８号（マツダ）、及び英国特許第２１７３４６０号（ホン ダ）に開示されているが、有効に「フライバイワイヤ」である後輪操向制御装置 を有することに関連する本来的な危険があるため、市販されるのを妨げている。

機械的に作動する液圧操向システムは、動力の助けを借りて行う車の通常の操向 の分野では安全であることが歴史的に証明されている。米国特許第４５７２３１ ６号に示され、マツダの車輌ＭＸ６に使用されたように、速度従属４輪駆動シス テムに速度入力を提供するよう電気的作動を使用することは市場に受入れられて いる。これは、例え、誤動作により、この入力が最大、又は零に進んだとしても 、車輌は依然として操向可能状態に留まるからである。

安全上のため、電気的に作動する機能発生システムは市場に流通するのに実際的 でないことと、従来の機械的に作動する機能発生機構の上述の欠点のため、機械 的機能発生機構は、前輪操向角と車輌速度との２個の入力変数を相互作用的に組 み合わせて、必要な後輪操向角、即ち出力変数を計算する。数学的に言えば、後 輪操向角の決定に関する限り、これ等の変数は独立したものでない。＋ｏｋｍ／ 時の低速での、前輪操向角と、後輪操向角との間の関係は、４５ｋｍ／時のクロ スバ−速度付近、又は２００　ｋｍ／時の高速での前輪操向角と、後輪操向角と の間の関係の一般的な形状に似てはいるが必ずしも同一でない。

これ等の変数のこのような最高の相互作用は、全ての車輌速度で理想的には可変 であるべきである。所定の車輌速度について前輪操向角の変数と、後輪操向角の 変数とに関する最適な特性は、非直線的なタイヤの特性と、懸架装置の特性とか ら生ずるものであるが、この特性は、決して直線的でなく、殆ど必ずリエントラ ンスか必要である。従って、例えば、米国特許第４５５２２３９号（マツダ）に 示された、リエントランスを欠く直線的な特性は、最適のものでない。

発明の開示 本発明の目的は、従来の機能発生システムの少なくとも１個の欠点を改善するに あり、本発明前輪後輪操向車の機能発生装置は、前輪操向角入力と、車輌速度入 力、又は速度相当入力との関数として後輪操向角出力を発生する、前輪後輪操向 車の機能発生装置において、前記車輌速度入力のそれぞれの値に対して、前記前 輪操向角入力の少なくとも１個の値に対して後輪操向角出力の値が零でないこと を特徴とする。

本発明においては、前輪の操向を制御する操向ハンドルがオンセンタ区域にある 時、後輪対前輪操向比が零である少なくとも１個の車輌速度を有し、前記操向ハ ンドルがオンセンタ区域から離れて回転するにつれて、前記後輪対前輪操向比か 負になるよう構成するのが理想的である。

上述したように、電子機能発生システムは必要な機能関係を発生するよう設計す ることかできるが、機械的機能発生機構が安全の理由から好適である。

本発明機能発生機構は、複雑な表面を有する３次元カムと、接触従動部とを有す る機械的機能発生機構を具え、前記前輪操向角入力に従って第１方向と前記車輌 速度入力に従って前記第１方向にほぼ直角な第２方向とに前記接触従動部に対し 前記複雑な表面を横切らせ、前記第１方向と前記第２方向とにほぼ直角な方向で あって前記複雑な表面の形状によって決定される第３方向には動かないよう前記 従動部を抑止して前記後輪操向角出力を発生させるのが好適である。

車輪操向入力に対する車輌の応動性を左方向と右方向とに対象にするため、本発 明においては、前記３次元カムの前記複雑な表面が、前輪操向角入力に相当する 前記第１方向への運動に関する２個の帯域を具え、これ等帯域は互いに鏡面対称 の関係にあり、車輌がオンセンタで駆動されている時の操向ハンドル位置に相当 する前記複雑な表面上の中間位置線の両側に、これ等帯域をそれぞれ位置させる 。

３次元カムを２次元に直線的に従動部に対して横切らせ、代案として、３次元カ ムを円筒ドラムカムで構成し、例えば、前輪操向角入力に関しては回転方向に、 車輌速度入力に関しては軸線方向にこの円筒ドラムカムを動かす。しかし、好適 な実施例では、３次元カムを正面カムの形状にし、複雑な面の平面にほぼ垂直な 軸線の周りにこの正面カムを回転し、車輌速度入力により変化する半径で、カム 従動部をこの面に接触保持する。

従って、特に好適な機械的機能発生機構では、正面カムを具え、このカムの平面 に対し、回転軸線を有利に垂直にし、正面カムの回転角を前輪操向角入力によっ て制御し、左ロック位置と、右ロック位置との間に前輪が回転する間に、正面カ ムの１回転以下の回転をその支承部上で行わせ、はね抑圧手段によって正面カム の３次元波動面にカム従動部を接触維持する。正面カムの回転軸線にほぼ平行な 軸線に沿って支承部内に回転可能に摺動可能に支持した従動アームにカム従動部 を支持する。支承部内での従動アームの回転を車輌速度入力によって制御し、車 輌速度が高速の時は、正面カムの回転軸線に関して比較的大きな半径位置でカム 従動部と正面カムの表面とを接触させ、車輌速度が低速の時は、比較的小さな半 径位置で接触される。正面カムの波動面上にカム従動部を横切らせることによっ て支承部内て従動アームを軸線方向に摺動させ、前輪操向角と車輌速度入力との 関数である後輪操向角にカム従動部の位置を対応させる。

上述の機械的機能発生機構からの後輪操向角出力を支承部内での従動アームの軸 線方向の形状にする。理論的には、純粋に機械的リンクを介して後輪操向角を駆 動するのにこの軸線方向の移動を使用することができるが、しかし、実際上、そ のようにすることはできない。それは、空間的な制約が正面カムの物理的な寸法 を直径１２５ｍｍに制限し、従って従動アームの軸線方向の移動量が恐らくは最 大１０ｍｍに制限されるからである。このような機械的機能発生機構を４輪駆動 システムに組み込む好適な形状では、液圧による後輪操向制御装置にこの機構を 一体化することである。このような制御装置はオーストラリア特許出願環ＰＪ７ ２０１号に開示されている。

上述の正面カムを有する機械的機能発生機構とサーボ装置とを一体化することに よって、後輪操向制御装置を通常の前輪操向装置に組み込んでもよい。このサー ボ装置にオープンセンター４ポートスプール弁を組み込み、このスプール弁によ って、２個の液圧管を介して液圧流体を後輪操向アクチュエータに指向させる。

好適な形状では、車輌の後部を横切る液圧シリンダでこの後輪操向アクチュエー タを構成し、このシリンダの両端からタイロッドを突出して操向可能な後輪に連 結する。外側管内に収容した可撓性のプッシュプルワイヤから成る小さい力の信 号送信器によって、このサーボ弁を中立化するよう、これも後輪操向制御装置に 組み込んだ「浮動リンク」差動装置を介して、後輪の実際の位置をフィードバッ クする。このような液圧回路と、このシステムの作動方法の詳細はオーストラリ ア特許出願環ＰＪ７２０１号に一層完全に記載されている。しかし、実質的な効 果は、正面カムを有する機械的機能発生機能は小さな力を伝えるから、構造を比 較的軽量にすることができ、従って制御システムの摩擦を少なくし、あらゆる運 転条件に対して車輌の動特性を最適なものにできる４輪駆動システムの設計に完 全な機能的融通性を提供する。

添付図面を参照して、例として本発明の好適な実施例を次に説明する。

図面の簡単な説明 第１図は、本発明の一実施例を組み込んだ車輌の一般斜視図である。

第２図は、オーストラリア特許出願環ＰＪ７２０１号の第９図に示すものと類似 するが、本発明の機械的機能発生機構の第１実施例を組み込んだ後輪操向制御装 置の一般斜視図である。

第３図は、第２図の機械的機能発生機構の回転軸線に平行なこの機構の正面カム を示す図である。

第４図は、第２図に示す実施例の浮動リンクのための弛緩しない支持体の詳細断 面図である。

第５図は、特定の車輌について、異なる車輌速度での、後輪操向角と前輪操向角 との間の理想的な関係を示す一連のグラフである。

第６図は、簡明のため、実際のカムの極座標を、直角座標に変換して、第３図の 正面カムの３次元波動表面の形状を示す斜視図である。

第７図は、オーストラリア特許出願環ＰＪ７２０１号の第９図に示すものと類似 するが、本発明の機械的機能発生機構の第２実施例を組み込んだ後輪操向制御装 置の一般斜視図である。

発明実施の最良の形態 第１図は、ラックピニオン形の前輪操向装置３と、後輪操向アクチュエータ４と に連結した操向ハンドル２を有する車を示す。マツクファーソン支柱７の下端に 取り付けられた車軸５に前輪８を支承し、車の後方に向は延びる操向半径アーム ６をこの車軸５に支持する。これ等操向半径アームのポール端に前輪操向装置３ のタイロッド９を取り付ける。同様に、後輪操向アクチュエータ４の場合も、対 応するタイロッド１０を半径アームＩＩに向は延在する。前輪操向装置３には後 輪操向制御装置１２を組み込み、この後輪操向制御装置１２から制御導管１３を 延長する。

第２図において、操向ハンドル２によって回転動力操向弁１５の入力軸１４を、 従って回転ビニオン１６を駆動し、タイロッド９に連結した軸線方向摺動ラック Ｉ７を駆動する。このようにして、今日、市販されている大部分の動力前輪操向 システム、いわゆる前輪パワーステアリングシステムに合致する通常の方法で、 運転者の前輪操向入力角が前輪８に与えられる。

しかし、入力軸に設けた歯車１８は、正面カム２０の外周縁に形成した横歯車１ ９に噛合する。本発明による機械的機能発生機構の第１実施例に正面カム装置を 使用する。左ロック位置と右ロック位置との間に前輪８を回転させる間に、支承 軸２１上の正面カム２０か１回転より少ない回転をするように、歯車１８と横歯 車１９とのピッチ半径を設計する。ここに説明する実施例では、操向ハンドル２ を左ロック位置から右ロック位置まで３回転させると、±３６°の前輪操向角を 生ずるものと仮定する。即ち、この場合の全体の前輪操向比は１５対１である。

この間に、正面カム２０か±１６５°回転するように設計されているものとする と、このこては、操向ハンドル２と、歯車１８と、正面カム２０の横歯車１９と の機械的比は近似的に３対３対ｌであることを意味する。組立て上の実際上の理 由から、歯車１８の直径は、回転動力投向弁１５のほぼ外径までに制限され、通 常のブラクテスに従って約３８ｍｍとされる。従って、付加的な中間歯車を複雑 に含まなければ、実際上の正面カム２０の最大外径は約１２５ｍｍである。

球状ローラの形状のカム従動部２２を従動アーム２３に支持し、この従動アーム ２３を軸２４に取り付ける。この軸２４を後輪操向制御装置１２のハウジング２ ５の支承部２６．２７に回転自在に、しかも摺動自在に支承する。球状摩擦先端 ２９を存する対向する従動アーム２８によって正面カム２０上の３次元波動面に カム従動部２２を押しつける。この対向する従動アーム２８も軸２４に摺動自在 に支承するがキー装置３０によって軸２４に対し回転しないようにする。従って 、球状摩擦先端２９は、正面カムに関しカム従動部２２の反対側の１点て常に正 面カムに接触する。従動アーム２８と、軸２４に固着した座３２との間に予荷重 を加える螺旋圧縮はね３１によって、この正面カムに接触する球状摩擦先端２９ のカに対する対向反力を発生させる。

従って、操向ハンドル２の回転による前輪操向角入力によって正面カム２０をも 回転させる。カム従動部２２は正面カム２０の３次元波動面に従動して、軸２４ を支承部２６．２７内で軸線方向に移動させる。この結果、軸線方向移動（矢印 で示す）３３のように適切な後輪操向角出力信号を発生する。

しかし、オーストラリヤ特許出願第ＰＪ７２０１号に開示された液圧回路を使用 すれば、液圧信号を発生する。この信号は車輌速度の関数として、その液圧の圧 力の高さが変化する信号である。ピストン３６と、反力ばね３７とを含むシリン ダ３５の一側に液圧連結管３４を通じてこの圧力信号を加え、シリンダ３５の外 側に突出するピストンロッド３８を、この信号に対応して移動させる。溝孔板３ ９をピストンロッド３８の端部に取り付け、従動アーム２３に取り付けたビン４ ｏを駆動する。

従って、液圧連結管３４における液圧信号の変化によって、軸２４を支承部２６ ．２７内で回転させ（Ｆｍ明のため回転移動４１として矢印で示した）、カム従 動部２２を正面カム２ｏに対し異なる半径方向位置で接触させる。

この作用を一層明瞭に第３図に示す。液圧連結管３４における圧力信号が高いと 、ピストンロッド３８を上方に移動させ、カム従動部２２を点４２で正面カムに 接触させる。このように圧ノコ信号が高い時、運転者が前輪操向角入力を行うと 、正面カム２０上の一層小さい半径の通路４３にカム従動部２２を従動させる。

また、液圧連結管３４における圧力信号が低いと、ピストンロッド３８を下方に 移動させ、カム従動部２２を点４４で正面カムに接触させる。このように圧力信 号が低い時、運転者が前輪操向角入力を行うと、正面カム２ｏ上の一層大きい半 径の通路４５にカム従動部２２を従動させる。オーストラリヤ特許出願第ＰＪ７ ２０１号で使用しているブラクテスと同様に、液圧連結管３４における高い圧力 信号は、駐車している時のように零の車輌速度に対応し、液圧連結管３４におけ る低い圧力信号は、最高車輌速度に対応する。

このようにして、カム従動部２２は、車輌の速度入力の関数としての正面カム上 の無限の数の異なる通路に従動する。例えば、駐車しようとしている時の運転の 低速では、通路４３に沿い、中間速度では、通路４６に沿い、１００　ｋｍ／ｈ のような高速では、通路４５に沿い従動する。正面カム２ｏ上の波動面は、異な る半径で全く異なる形状になるよう配置できるから、軸線方向移動３３の移動量 に相当する後輪操向角出力を発生させることができ、この出力は、前輪操向角と 車輌速度との２個の独立した入力変数の任意の関数である。前者、即ち前輪操向 角の変数によって正面カム２ｏを回転させ、後者、即ち車輌速度の変数によって カム従動部２２を異なる半径通路に沿い正面カム２０に従動させる。

後輪操向制御装置１２の第２の半分の部分はサーボ装置であり、後輪操向角出力 に関連する小さなカの振幅である軸線方向の移動３３の移動量を増幅する。第２ 図を参照すれば、このサーボ装置はオーストラリヤ特許出願第ＰＪ７２０１号に 記載されたものに類似する。

第４図に示すように、軸２４の軸線方向の移動３３はボール４８によって浮動リ ンク４７に伝えられる。浮動リンク４７と軸２４との円錐凹所４９．５０内にボ ール４８を保持し、これ等組立体をはねクリップ５１によって取り付ける。ボー ル４８を使用することによって、バックラッシュを生ずることなく軸線方向の移 動３３を浮動リンクに伝えることができ、しかも垂直平面内のこの中心の周りに 浮動リンク４７を回転させることができる。また、このように構成することによ って、車輌速度の関数として生ずる上述した軸２４の回転移動４１をも自由に行 うことができる。

軸２４の最初の軸線方向の移動３３によって中心５２の周りに浮動リンク４７を 回転させ、その結果、第２図に示す大きさの割合から明らかなように軸線方向の 移動３３の移動量のほぼ２倍のスプール５３の軸線方向移動５４を生ずる。液圧 一定流量供給源からの液圧は送給口５５に入り、通常のオーブンセンター４ポー トスプール弁と同様復帰口５６を通じてタンクに復帰する。この工程中、左シリ ンダ連通口５７と右シリンダ連通口５８との間に差圧が発生する。この差圧の大 きさはスプール５３の軸線方向の移動５４の移動量の関数である。

オーストラリヤ特許出願第ＰＪ７２０１号に記載されているように、好適な制御 導管１３は第２図に示す同心に構成したもので、可撓性ワイヤ５９を左操向液圧 管６０内に収容し、この左操向液圧管６０を右操向液圧管６１内に収容している 。左操向液圧管６０と右操向液圧管６１とを後輪操向アクチュエータ４の左側と 右側とにそれぞれ連結すると供に、可撓性ワイヤ５９によって、後輪操向角の実 際位置を軸線方向移動６２の移動量として後輪操向制御装置にフィードバックす る。このようにして、浮動リンク４７をボール４８の中心の周りに回転させ、ス プール弁５３を最初にオフセットさせた方向と反対方向にスプール弁５３の軸線 方向移動５４を生ぜしめ、このスプール弁５３を中立化し、左シリンダ連通口５ ７と右シリンダ連通口５８との間の差圧を零にし、従って後輪操向制御装置４で の差圧を零にする。

このようにして、正面カム機能発生機構によって生じた後輪操向角出力信号（軸 線方向移動３３）をこのサーボ装置によって増幅し、これにより、動力の助けを １００％受けて後輪操向制御装置４を駆動する。この機能発生機構を経て伝わる 力は省略できる径小さいから、この機能発生機構を軽量な構造にすることがてき る。正面カムをプラスチック材料の射出成型で製造するのか理想的であり、これ により複雑な３次元形を低コストで製造することかできる。

正面カム２０の一実施例を説明する。第５図には、車輌速度の関数としての後輪 操向角と、前輪操向角との関係の一例を示す。駐車している時の車輌速度零では 、上述したように、オンセンタでは一〇−３の最適後輪対前輪操向比を使用する 。従って角度６３は１６．７度（アークタンジェントが０．３）になる。この比 は、前輪操向角が約１７度になる点６４まで維持され、この点６４で、後輪操向 角が一５度に平滑にサチュレートし、即ち一５度に徐々に近づいて一線になり、 車輌のトランク室に後輪が影響を及ぼすのを制限する。オンセンタでの−０゜３ 以下（例えば−０，５、又は−１，０）の後輪対前輪操向比を使用することは、 これ等の非常に低い速度での車輌の操縦性を一層向上させるが、未経験の運転者 にとってはこの操作をマスターするのは難しい。実際上、駐車するため車を操作 中、縁石に後輪を擦らないようにするのは困難である。

車輌速度か増大すると、オンセンタでの後輪対前輪操向比は上述の−０，３から 、４５ｋｍ／時のクロスオーバ速度における零の値まで徐々に増大し、１１０５ ｋ／時の速度における最高値０．４までプラスの値として増大し続ける。このよ うな曲線を形作る際、採用される理論は、例えば、いかなる車輌速度であっても 、後輪対前輪操向比は、双曲線６５に対応して０゜３ｇの車輌側方加速度まで一 定に維持されることである。タイヤの特性は、車輌側方加速度が０．３ｇ以下で は、はぼ直線的であることが知られているから、このようにすることにより、車 輪操向入力に対して直線的な車輌の応動性を維持する。この場合、４５ｋｒｎ／ 時であるクロスオーバ速度以下の車輌速度では、この特定の速度で安全であると 経験上考えられている値に、後輪操向角を平滑にサチュレートさせる。車輌速度 がクロスオーバ速度以上である場合には、タイヤの特性が非直線的になるため、 これ等の一層高い速度で上述の自然に発生するアンダーステア特性に対抗するた め、０．３ｇ以上の車輌側方加速度に対して、後輪操向角を減少させる。双曲線 ６６に相当して、車輌側方加速度が明らかに約１．０ｇ以上である場合でも、後 輪操向角を平滑に一定値に近くする。これは、前に説明したように、この特定の 速度では安全であると経験上考えられている値まで、後輪操向角を限定するのが 望ましいからである。第５図の双曲線６６の右側の区域は、１．０ｇ以上の車輌 側方加速度に対応させる必要かな（、これは通常の車輌ではこのことは不可能な ためである。寧ろ、ラリ−での運転中、アンシールド路面で発生し易い「反転操 向ロック」に相当する。

従って、例えば、３０ｋｍ／時では、前輪操向角が約７．０度で、後輪操向角が 約−８，０度である点６７で０．３ｇの車輌側方加速度が生ずる。点６７に相当 するよりも操向角が太きい場合には、後輪対前輪操向比は一〇、１２のそのオン センタでの値から徐々に増大し、１６度の前輪操向角と、−１，５度の後輪操向 角とに相当する点６８を越えると、後輪操向は行われない。この場合、３０ｋｍ ／時で、後輪操向のための最高安全操作角として経験上、１．５度が選択された のである。

４５ｋｍ／時のクロスバ−速度では、点６９に相当する０゜３ｇの車輌側方加速 度まで、零の後輪操向角を使用し、点６９を越えてからは、１．０ｇの車輌側方 加速度に相当する点７０までは後輪の操向を前輪の操向に対して反対方向にする 。この点７０では前輪操向角は９．０度、後輪操向角は−１，０度である。車輌 側方加速度が０．３ｇと１．Ｏｇの間であるこの負の後輪対前輪操向比は、タイ ヤの非直線的な特性に起因して車輌の動特性において本来からあるアンダーステ ア特性の自然の増大に対抗するものであり、またこのような運転における車輌の 掃過路の幅を著しく減少させる。更に、１．０ｇの車輌側方加速度に相当する点 ７０を過ぎると、後輪操向角は−１，０度にサチュレートする。

クロスバ−速度より著しく高い１０５　ｋｍ／時の速度では、点７１で、０．３ ｇの車輌側方加速度に達するまでは、０．４の正の一定後輪対前輪操向比を採用 する。角度９８は２１．８度（アークタンジェント０．４）であるが、車輌の片 揺れ応動性を直線的にするため、一層高い側方加速度レベルに対して、この比の 大きさを減少させる。前輪操向角２．４度、車輌側方加速度１．０ｇに相当する 点７２を越えると、零の後輪操向角を採用する。この場合、１１０５ｋ／時以上 の高速に対して、この最適高速特性は一定に維持される。

第６図では、第５図に示した後輪操向と、前輪操向との関係曲線を３次元正面カ ムの面に移して示した。この斜視図では、簡明のため、実際のカム上の極座標を 直角座標に変換して示した。従って、「正面カムの半径」として示した軸線７３ は、実際は正面カムの回転軸線２１から半径方向に延長している。カム従動部２ ２（第２図参照）は、駐車中、半径２５ｍｍの位置で正面カムに接触しており、 高速時、半径６０ｍｍの位置で正面カムに接触している。通常、この軸線は１０ ５　ｋｒｎ／時の車輌速度でサチュレートする。従って、この速度以上では、カ ム従動部２２は一定半径値６０ｍｍで正面カム２０に接触し、後輪操向と、前輪 操向との関係は一定に留まる。

カム従動部２２か実際上の直径（最少１２ｍｍ）を有し、しかも必要な機能関係 を正確に再現できるようにするため、正面カム２０の立ち上かり７６は、［カム 従動部移動方向」として示した軸線７５の方向に限定する必要がある。この立ち 上がりが過大であると、カム従動部２２は表面をアンダーカットすることになり 、カムの機能の忠実性が失われる。この例に示した正面カムについては、立ち上 がり７６を図面に示すように１０ｍｍに限定した。駐車中、カム従動部２２が横 切るカム形状７７は、車輌の高速時にカム従動部２２が横切る細かく詳細なカム 形状７８に比較し比較的粗い。従って、上述のアンダーカットの問題に関する限 り、カム形状７８は一層精密なものである。正面カム上の大きな半径位置にこの 細かく詳細なカム形状７８を設置することによって、このアンダーカットの問題 を最小にすることができる。これは、支承軸２１上での所定の回転によって生ず る正面カム２０上の外側寄りの半径６０ｍｍの位置における１点の接線方向の移 動量は、表面カムの内側寄りの半径２５ｍｍの位置における移動量の２．４倍に なるからである。

本発明による機械的機能発生機構の第２実施例を説明するが、この実施例では表 面カムの代わりにドラムカムを使用する。第７図において、入力軸１４上の歯車 １８によって、副軸８０上の歯車７９を駆動し、この副軸８０上のビニオン８１ により軸８３上の部分歯車８２を駆動する。軸８３を回転自在に、その軸線方向 に摺動可能なよう、支承部８４．８５内に貫通して支承する。この目的のため、 ビニオン８１を軸線方向に長くし、ビニオン８１が常に部分歯車８２に噛合して いるようにする。

軸８３によって３次元ドラムカム８６を支持し、図示のこの操向システムのオン センタ位置から９０度にわたり回転できるようにする。従って、操向ハンドルを 左ロック位置から右ロック位置まで全部で３回転できるものとすれば、入力軸１ ４と、軸８３との間の全歯車比は６対１　（５４０／９０）になる。

デスモドロミックカム従動部８７．８８は、半球状の接触面を有し、ドラムカム ８６の３次元表面の起伏にその接触面を接触させる。カム従動部８７．８８をス ライダー８９に剛固に取り付け、後輪操向制御装置１２のハウジング２５内の軌 道９０上で摺動するよう、このスライダー８９を支承する。

第２図の正面カムの場合に採用したのと同様の速度に従属する液圧信号を使用し 、液圧連結管９１を介してこの信号をシリンダ９２の一例に加える。このシリン ダ９２はピストン９３と、反力ばね９４とを有する。この信号をシリンダ９２に 加える結果、軸８３に一体のピストンロッド９５のこの信号に対応する移動を生 ずる。支承部８４．８５内の軸８３の軸線方向の移動、従ってドラムカム８６の 軸線方向の移動は、速度に従属する液圧信号の大きさに比例しており、この軸線 方向の移動により、車輌速度の関数としてカム従動部８７．８８を異なる軸線方 向平面内でドラムカム８６に接触させる。

スライダー８９を枢着点９６において浮動リンク４７に連結し、従って、カム従 動部８７．８８がドラムカム８６上の３次元表面の起伏を追跡する際、これに対 応するスライダー８９の軸線方向の移動３３により浮動リンク４７を駆動し、こ のサーボ装置を介して、前輪操向角の入力と、車輌速度の入力との関数として、 後輪操向出力を発生する。デスモドロミックカム従動部８７．８８をデスモドロ ミックカム従動部として構成することによって、スライダー８９を両方向に確実 に駆動することができる。このような構成において生ずるいかなる僅かなバック ラッシュも、押圧ばね９７によって除去することができる。

ドラムカム８６上の３次元表面の起伏の実際の幾何学的形状は第６図から容易に 想像できるが、この場合は、第６図の軸線７３がドラムカム８６の軸線方向位置 に相当する。従って、第２図の正面カムで生ずる機能関係と同一の機能関係を生 ずるようドラムカム８６の適切な幾何学的形状を選択することができることは明 らかである。

上述したように、また当業者なら明らかなように、オーストラリヤ特許出願第Ｐ Ｊ７２０１号に記載されたサーボ装置によるような液圧による助けを借りること なく、機械的機能発生機構からの後輪操向出力を使用して、後輪操向システムを 直接駆動することができることは理論上可能である。既に述べた理由により、一 層大きな力を後輪操向装置に伝えるためには、この構成における正面カム、又は ドラムカムは一層大きな直径になり、設計上一層堅牢になる必要かある。例えば 、（第２図のシリンダ３５に加えたような液圧信号か無い場合には、電子処理し た車輌速度信号の関数として、従動アーム２３を段歩電動機によって回転させる ことができる。

勺 国際、ｆ報告　−“′−”°−′”ｅ＋ｒｅｐｏａｚｓ

Claims (15)

【特許請求の範囲】
1. １．前輪操向角入力と、車輌速度入力、又は速度相当入力との関数として後輪操 向角出力を発生する、前輪後輪操向車の機能発生装置において、前記車輌速度入 力のそれぞれの値に対して、前記前輪操向角入力の少なくとも１個の値に対して 後輪操向角出力の値が零でないことを特徴とする前輪後輪操向車の機能発生装置 。
2. ２．前輪の操向を制御する操向ハンドルがオンセンタ区域にある時、後輪対前輪 操向比が零である少なくとも１個の車輌速度を有し、前記操向ハンドルがオンセ ンタ区域から離れて回転するにつれて、前記後輪対前輪操向比が負になるよう構 成した請求の範囲１に記載の機能発生装置。
3. ３．前記操向ハンドルがオンセンタ区域にある時、前記後輪対前輪操向比が正で ある少なくとも１個の車輌速度があり、所定の角以上に前記前輪操向角の大きさ を増大している場合には、前記後輪対前輪操向比が平滑に減少し、負になるよう 構成した請求の範囲１に記載の機能発生装置。
4. ４．前記所定角より大きい角度以上に前記前輪操向角が増大している場合、前記 後輪対前輪操向比が増大するよう構成した請求の範囲３に記載の機能発生装置。
5. ５．前記機能発生装置が、電子的機能発生装置か、電子液圧機能発生装置か、又 は機械的機能発生装置からなる請求の範囲１、２、３、及び４のいずれか１項に 記載の機能発生装置。
6. ６．複雑な表面を有する３次元カムと、接触従動部とを有する機械的機能発生機 構を具え、前記前輪操向角入力に従って第１方向と前記車輌速度入力に従って前 記第１方向にほぼ直角な第２方向とに前記接触従動部に対し前記複雑な表面を横 切らせ、前記第１方向と前記第２方向とにほぼ直角な方向であって前記複雑な表 面の形状によって決定される第３方向には動かないよう前記従動部を抑止して前 記後輪操向角出力を発生させる請求の範囲１、２、３、及び４のいずれか１項に 記載の機能発生装置。
7. ７．前記３次元カムの前記複雑な表面が、前輪操向角入力に相当する前記第１方 向への連動に関する２個の帯域を具え、これ等帯域は互いに鏡面対称の関係にあ り、車輌がオンセンタで駆動されている時の操向ハンドル位置に相当する前記複 雑な表面上の中間位置線の両側に、これ等帯域がそれぞれ位置している請求の範 囲６に記載の機能発生装置。
8. ８．基本的に２次元に直線的に前記接触従動部に対し前記３次元カムを横切らせ る請求の範囲６、′又は７に記載の機能発生装置。
9. ９．前記３次元カムが円筒ドラムカム部材から成り、前記接触従動部に対しこの 円筒ドラムカム部材を回転させ、軸線方向に横切らせる請求の範囲６、又は７に 記載の機能発生装置。
10. １０．前記ドラムカム部材を回転、及び軸線方向に移動できるよう支承し、この ドラムカム部材を回転させるためこのドラムカム部材と前記操向ハンドルとの間 に設けた歯車結合装置と、車輪速度に応じて前記ドラムカム部材の軸線方向の移 動を変化させる手段とを前記ドラムカム部材に設けた請求の範囲９に記載の機能 発生装置。
11. １１．前記複雑な表面の平面にほぼ垂直な軸線の周りに回転自在な正面カムで前 記３次元カムを構成し、車輌速度に応じて変化する半径位置で前記表面に接触す るよう前記従動部を拘束するよう構成した請求の範囲６、又は７に記載の機能発 生装置。
12. １２．前記正面カムの１回転以下の回転が左ロック位置と右ロック位置との間の 前輪の回転に相当するよう前記正面カムの回転角を前輪操向角入力によって制御 し、カム従動部を前記正面カムの３次元表面に接触保持するよう支持する従動ア ームを設け、前記正面カムの回転の前記軸線にほぼ平行な軸線を有する支承部内 で回転し、軸線方向に摺動ずるよう前記従動アームを支持し、前記正面カムの軸 線に対して前記従動部の半径方向位置を変化させるよう車輌速度に従って前記支 承部内で前記従動アームを回転させる駆動装置を設け、前記正面カムの前記表面 上に前記カム従動部を横切らせることによって前記支承部内での前記従動アーム の軸線方向の摺動を行わせ、これにより前記カム従動部の軸線方向位置によって 前輪操向角と車載速度との関数として後輪操向角出力を決定する請求の範囲１１ に記載の機能発生装置。
13. １３．液圧により、又は電気的に作動する後輪操向制御装置に組み込んだ前記請 求の範囲のいずれか１項に記載の機能発生装置。
14. １４．前記後輪操向角出力によって機械的リンク装置を介して前記後輪操向角を 直接駆動する前記請求の範囲のいずれか１項に記載の機能発生装置。
15. １５．後輪操向制御装置に組み込んだ差動装置を介してサーボ装置を中立化して 実際の後輪操向角のフィードバックを行うようにした可撓性プッシュプルワイヤ から成る小さな力の信号送信装置を設け、前記サーボ装置によって後輪操向アク チェータを制御するよう構成した請求の範囲１３に記載の機能発生装置。