JPH0665549B2

JPH0665549B2 - 動力舵取装置

Info

Publication number: JPH0665549B2
Application number: JP14669885A
Authority: JP
Inventors: 勇竹間
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 1985-07-05
Filing date: 1985-07-05
Publication date: 1994-08-24
Anticipated expiration: 2009-08-24
Also published as: JPS628863A

Description

【発明の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕この発明は、車両の操舵を行う入力軸の操舵トルクを車
両の走行、操舵状態によって変化する物理量要素を検出
し、その物理量変化に対応して操舵感覚を変化させる動
力舵取装置に関し、特に、前記物理量要素に応じて舵角
比を変化させることが可能な動力舵取装置に関する。

〔従来の技術〕

従来、操舵輪の操舵角と車輪の転舵角との比を変化させ
ることが可能な動力舵取装置として、例えば特公昭５８
−５８２６号公報に記載されているものがある。

このものは、車両の車輪の転舵時に補助動力を与える動
力装置と、該動力装置を操舵輪の操向方向により軸を介
して制御する切換弁と、該切換弁を常に中立位置に付勢
するバネ装置を備えるとともに、車輪の路面抵抗に比例
した操舵反力を与える反力機構とから成る動力操舵取装
置において、切換弁の操舵軸と操舵輪との間に操舵トル
クに応じて略線型のバネ定数の範囲で回転変位を与える
弾性手段を介在せしめて可変舵角比を得るように構成し
たことを特徴とする車両の動力舵取装置であって、車両
の停車時における据切り時のように舵角比を出来るだけ
小さく設定して操舵輪の僅かな回動で転舵輪の大きな転
舵角を得、また、高速走行時の操舵のように所謂のハン
ドルの切りすぎを防止するために舵角比を大きく設定す
るような相反する要求を満足して、操舵安定性を確保す
ることができるものである。

〔発明が解決しようとする問題点〕

しかしながら、上記従来の動力舵取装置にあっては、切
換弁の操舵軸と操舵輪との間に操舵トルクに応じて略線
型のバネ定数の範囲で回転変位を与える例えばトーショ
ンバーでなる弾性手段を介在せしめて可変舵角比を得る
ように構成されているので、舵角比を大きくするよう
に、弾性手段での捩れ角を大きくするには、トーション
バーのバネ定数を低く設定する必要があり、このため、
トーションバーの捩り剛性が低下して、操舵系全体とし
ての操舵感覚が低下するという問題点があった。

そこで、この発明は、弾性体の捩り剛性を低下させない
で、停車若しくは低速走行時の舵角比を小さくすると共
に、高速走行時の舵角比を大きくすることを可能とし操
舵感覚を向上させ得る動力舵取装置を提供することを目
的としている。

〔問題点を解決するための手段〕

上記目的を達成するために、この発明は、車両を操舵す
る操舵入力軸と、該操舵入力軸に作用された操舵トルク
に応じて操舵補助力を発生させる動力装置と、前記操舵
入力軸に作用される操舵トルクに抗する反力を発生させ
る操舵反力発生機構と、前記動力装置及び操舵反力発生
機構を入力軸に作用される操舵トルクの方向により制御
する切換弁と、車両の走行、操舵状態によって変化する
物理量要素を検出する検出手段と、該検出手段の検出結
果に応じて前記動力装置及び操舵反力発生装置の作動比
率を選択する選択手段とを有する動力舵取装置におい
て、前記操舵入力軸と前記切換弁の入力軸とを連結する
弾性体と、前記操舵入力軸に対して前記操舵反力発生機
構の反力に応動して前記入力軸との相対回転変位を操舵
方向と同一方向に発生させる回転変位発生手段とからな
る舵角比可変機構を備えたことを特徴とする。

〔作用〕

この発明においては、車両を操舵する操舵入力軸と、動
力装置を制御する切換弁との間に比較的剛性の大きい弾
性体を介挿して、この弾性体によって、操舵入力軸と切
換弁との間の回転変位を許容して舵角比を変化可能と
し、さらに、操舵入力軸に作用される操舵トルクに対し
て反力を必要とする高速走行時には、操舵反力発生機構
で発生させる操舵反力に基づいて回転変位発生手段によ
って操舵入力軸を操舵方向と同一方向に積極的に変位さ
せることにより、舵角比を大きく設定して走行安定性を
保証し、操舵感覚を良好に維持しながら、舵角比を走行
状態に応じて変化させることができる。

〔実施例〕

以下、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。

第１図はこの発明の一実施例を示す全体構成図である。

図中、１はステアリングホイールであって、その中心部
に連結された操舵入力軸としてのステアリングシャフト
２がコラムチューブ３内を通って舵角比可変機構４に連
結され、この舵角比可変機構４の出力軸５がユニバーサ
ルジョイント６を介して操舵力可変動力舵取装置７に連
結されている。

操舵力可変動力舵取装置７は、第２図に示すように、選
択手段としての可変オリフィス弁８と、ロータリ切換弁
９と、動力装置としてのパワーシリンダ１０と、操舵反
力発生機構１１とから構成されている。

可変オリフィス弁８は、流路１２を介して一定流量を吐
出するポンプ１３に連結された入力ポート８ａと、タン
ク１４に連結されたドレンポート８ｂ，８ｃと、流量可
変の出力ポート８ｄ，８ｅと、戻りポート８ｆと、電磁
ソレノイド８ｇによって摺動位置制御されるスプール８
ｈと、リターンスプリング８ｉとから構成され、電磁ソ
レノイド８ｇに供給される電流値に比例してスプール８
ｈが移動され、第２図図示の中立状態では、スプール８
ｈによって入力ポート８ａが所定開度を保って出力ポー
ト８ｄ，８ｅの夫々に連通し、且つ戻りポート８ｆがド
レンポート８ｂに連通されている。この状態から電磁ソ
レノイド８ｇへの通電量を増加（又は減少）させるとス
プール８ｈが左動（又は右動）して入力ポート８ａに対
する出力ポート８ｅ（又は８ｄ）の連通面積が増加し、
他方の出力ポート８ｄ（又は８ｅ）の連通面積が減少
し、しかも両者の連通面積の和は常に一定値以上となっ
ている。また、入出力ポート８ｄの入力ポート８ａに対
する連通面積が減少すると、これに応じて入出力ポート
８ｄとドレンポート８ｃとが連通状態となって、入出力
ポート８ｄに供給される圧力流体がドレンポート８ｃを
通じてタンク１４に戻される。

そして、電磁ソレノイド８ｇは、制御装置１５からの駆
動電流によって制御される。この制御装置１５には、車
両の走行状態の変化による物理量を検出する検出手段と
してのステアリングホイール１の操舵角を検出する操舵
角センサ１６と車両の車速を検出する車速センサ１７と
からの検出信号が供給され、これらに基づき所定の演算
処理を実行して、電磁ソレノイド８ｇの駆動電流指令値
を算出し、これに応じて電磁ソレノイド８ｇの通電量が
制御される。ここで、制御装置１５による制御態様の一
例は、第５図に示すような、車速に対する可変オリフィ
ス弁の連通面積の関係で表される。第５図において、実
線図示の曲線は入出力ポート８ｅと入力ポート８ａとの
間で構成される可変絞りＡ_１の開口面積を、点線図示の
曲線は入出力ポート８ｄと入力ポート８ａとの間で構成
される可変絞りＡ_２の開口面積を、鎖線図示の曲線は入
出力ポート８ｄとドレンポート８ｃとの間で構成される
可変絞りＡ_０の開口面積を夫々示す。

ロータリ切換弁９は、円筒状のハウジング９ａと、これ
に内嵌するアウタスリーブ９ｂと、これに回動自在に内
嵌され入力軸２０（第３図参照）と一体に形成されたロ
ータリスプール９ｃとを有する。

アウタスリーブ９ｂには、前記可変オリフィス弁８の出
力ポート８ｄ；８ｅに夫々接続される一対の入力ポート
９e₁，９e₂；９d₁，９d₂が等間隔を保って形成され、入
力ポート９d₁，９d₂の両側に隣接して夫々入出力ポート
９f₁，９g₁；９f₂，９g₂が、入力ポート９e₁；９e₂の両
側に隣接して夫々流路９h₁，９i₁；９h₂，９i₂が形成さ
れている。

また、ロータリスプール９ｃには、アウタースリーブ９
ｂの流路９h₁，９i₁，９h₂，９i₂に対向する位置に夫々
入出力ポート９j₁，９k₁，９j₂，９k₂が形成され、入力
ポート９d₁，９d₂；９e₁，９e₂に夫々対向する位置に流
体通路91₁〜91₄が形成されていると共に、入出力ポート
間にドレン用流路９m₁〜９m₄が形成され、各ドレンポー
ト９m₁〜９m₄がロータリスプール９ｃ内の空洞９ｎを通
じて前記可変オリフィス弁８の戻りポート８ｆに接続さ
れている。ここで、流体通路91₁〜91₄及びドレン用流路
９m₁〜９m₄の夫々は、第２図に図示するようにロータリ
スプール９ｃが中立位置にある状態で、それらの両端に
対向する入出力ポートと僅かな開口面積で連通してい
る。

パワーシリンダ１０は、そのピストンロッド１０ａが例
えばラックアンドピニオン式ステアリングギヤのラック
軸とされ、その両端にステアリングロッド（図示せず）
を介して左右の転舵輪（図示せず）が転舵可能に連結さ
れている。そして、ピストン１０ｂで画成される圧力室
１０ｃ，１０ｄの一方が、前記ロータリ切換弁９の入出
力ポート９f₁，９f₂に、他方が９g₁，９g₂に夫々接続さ
れている。

操舵反力機構１１は、出力軸としてのピニオン軸２１の
上端部に中心軸を挟んで対称的に円筒状の空洞部１１
ａ，１１ｂが形成され、これら空洞部１１ａ，１１ｂの
中心位置に夫々プランジャ１１ｃ，１１ｄが介挿され、
これらプランジャ１１ｃ；１１ｄの両端とピニオン軸２
１の外周部に嵌合させた円筒体２２との間に圧力室１１
ｅ，１１ｆ；１１ｇ，１１ｈが形成されている。また、
ピニオン軸２１の中央部に入力軸２０の端部が回動可能
に挿入され、その対称位置に形成した係合突起２０ａ，
２０ｂがプランジャ１１ｃ，１１ｄに形成された係合凹
部１１ｉ，１１ｊ内に係合されている。そして、圧力室
１１ｅ及び１１ｈが前記ロータリ制御弁９の入出力ポー
ト９j₁，９J₂に、圧力室１１ｆ及び１１ｇが入出力ポー
ト９k₁，９k₂に夫々接続されている。この場合、圧力室
１１ｅ，１１ｈと入出力ポート９j₁，９J₂とは、第３図
に示すように、ロータリスプール９ｃの内部に形成した
流路９ｏ及びアウタスリーブ９ｂの下端とロータリスプ
ール９ｃの下端とで形成される流路９ｐとを通じて連通
され、同様に圧力室１１ｆ，１１ｇと入出力ポート９
k₁，９k₂とは、ロータリスプール９ｃの内部に形成した
流路９ｑ、アウタースリーブ９ｂに形成した流路９ｒ、
ピニオン軸２１の上端に軸方向に形成した流路９ｓ及び
ピニオン軸２１に半径方向に形成した流路９ｔを通じて
連通されている。

そして、第３図に示すように、入力軸２０とピニオン軸
２１との間にトーションバー２３が介挿されている。こ
のトーションバー２３は、入力軸２０の軸心に形成され
た貫通孔２４に内装され、その上端がピン２５によって
入力軸２０に連結され、下端がピニオン軸２１にセレー
ション結合され、一方、ピニオン軸２１がラック軸２６
に噛合されている。

なお、トーションバー２３の下端部は、入力軸２０の貫
通孔２４の下端部に嵌着された軸受１１ｌによって入力
軸の下端部と相対的回動可能に支承されている。

以上の操舵力可変動力装置７の接続関係を油圧回路図で
表すと、第４図のようになる。図中、２７，２８は方向
切換弁であって、方向切換弁２７は、ロータリ切換弁９
における入出力ポート９d₁，９d₂，９f₁，９f₂，９g₁，
９g₂に対応しており、方向切換弁２８は、入出力ポート
９e₁，９e₂，９j₁，９j₂，９k₁，９k₂に対応している。

舵角比可変機構４は、第６図に示すように、コラムチュ
ーブ３に外嵌されたハウジング３１と、このハウジング
３１内に回動可能に保持された出力軸５と、操舵入力軸
となるステアリングシャフト２と出力軸５との間に介挿
された１５kgfcm/deg程度の比較的高捩り剛性を有する
弾性体としてのトーションバー３２と、出力軸５の上端
に形成されたステアリングシャフト２に回転変位を付与
する回転変位発生手段３３とから構成されている。

トーションバー３２は、ステアリングシャフト２内に形
成された貫通孔２ａ内に回動可能に挿通され、その上端
がピン３４によってステアリングシャフト２に固定され
ていると共に、下端が同様にピン３５によって出力軸５
に固定されている。

回転変位発生手段３３は、第７図に示すように、出力軸
５の上端部に中心軸を挟んで対称的に円筒状の空洞部３
３ａ，３３ｂが形成され、これら空洞部３３ａ，３３ｂ
の中心位置に夫々プランジャ３３ｃ，３３ｄが介挿さ
れ、これらプランジャ３３ｃ；３３ｄの両端と出力軸５
の外周部に嵌合させた円筒体３６との間に圧力室３３
ｅ，３３ｆ；３３ｇ，３３ｈが形成されている。また、
出力軸５の中央部にステアリングシャフト２の端部が回
動可能に挿入され、その対称位置に形成した係合突起２
ｂ，２ｃがプランジャ３３ｃ，３３ｄに形成された係合
凹部３３ｉ，３３ｊ内に係合されている。そして、第６
図に示すように、圧力室３３ｅ及び３３ｈが出力軸５内
に穿設した流路３３ｋ−出力軸５の外周面及びハウジン
グ３１の内周面間に形成した流路３３及びハウジング
３１内に穿設した流路３３ｍを介してハウジング３１の
外周面に形成した入出力ポート３３ｎに連通され、この
入出力ポート３３ｎが第３図の前記ロータリ制御弁９の
入出力ポート９k₁，９k₂に接続されている。ここで、入
出力ポート３３ｎと入出力ポート９k₁，９k₂とは、入出
力ポート３３ｎと第３図に示すハウジング７ａ内で流路
９ｓと分岐した流路９ｕとを流体配管３７で接続するこ
とによって連通されている。一方、圧力室１１ｆ及び１
１ｇが第６図に示す出力軸５内に穿設した流路３３ｏ−
出力軸５の外周面及びハウジング３１の内周面間に形成
した流路３３ｐ及びハウジング３１内に穿設した流路３
３ｑを介してハウジング３１の外周面に形成した入出力
ポート３３ｒに連通され、この入出力ポート３３ｒが第
３図の前記ロータリ制御弁９の入出力ポート９j₁，９j₂
に夫々接続されている。ここで、入出力ポート３３ｒと
入出力ポート９j₁，９j₂とは、第３図に示す操舵反力発
生機構１１における圧力室１１ｅ，１１ｈ、入力軸２０
の下端及びピニオン軸２１との間の流路１１ｍ、トーシ
ョンバー２３及びピニオン軸２１のセレーション嵌合部
１１ｎ、ピニオン軸２１の中心部に形成した流路１１
ｏ、ハウジングの下端に螺合されたキャップ７ｂに形成
した流路１１ｐ及び流体配管３８を通じて連通されてい
る。なお、第６図において、オイルシール３３ｓやプラ
ンジャ３３ｃ，３３ｄ等から漏れる流体は、出力軸５に
穿設した流路３３ｔ及びトーションバー３２の下端外周
面に形成した流路３３ｕを通じて出力軸５の上端に形成
した空洞部３３ｖに集められ、これからオーバフローす
る流体がベアリング３３ｗ内を通り、一対の逆止弁３３
ｘを通じてドレンポート３３ｙに供給され、このドレン
ポート３３ｙが前記可変オリフィス弁８の戻りポート８
ｆに接続されている。

次に上記実施例の動作について説明する。今、車両が停
車状態にあるものとすると、この状態では、車速が零で
あるので、制御装置１５から出力される駆動電流値が最
大であり、このため、電磁ソレノイド８ｇによってスプ
ール８ｈがリターンスプリング８ｉに抗して左動した位
置に保持される。したがって、可変オリフィス弁７は、
第５図に示すように、入力ポート８ａと入出力ポート８
ｅとの間の連通面積が最大となり、入力ポート８ａと入
出力ポート８ｄとの間の連通面積が零となり、且つ入出
力ポート８ｄとドレンポート８ｃとの間の連通面積が最
大となっている。

その結果、ポンプ１３から供給される圧力流体が全て入
出力ポート８ｅに供給されることになり、これがロータ
リ制御弁９の入力ポート９d₁，９d₂に供給される。この
とき、ステアリングホイール１を据切りしていない状態
では、第２図に示すように、ロータリスプール９ｃが中
立位置にあるので、入力ポート９d₁，９d₂に供給される
圧力流体は、流路９j₁；９j₂から入出力ポート９f₁，９
g₁；９f₂，９g₂に分流されてパワーシリンダ１０の圧力
室１０ｃ；１０ｄに供給されるが、両圧力室１０ｃ；１
０ｄが等圧力になるため、ピストンロッド１０ａは中央
位置で停止状態にあり、操舵輪は直進走行位置に維持さ
れる。このため、各入出力ポート９f₁，９g₁；９f₂，９
g₂に分流した圧力流体は、隣接するドレン用流路９k₁〜
９k₄に流入し、空洞９ｌを通じて可変オリフィス弁８の
戻りポート８ｆを介し、さらにドレンポート８ｂを介し
てタンク１４に戻される。

また、この停車状態で、ステアリングホイール１を右方
向（又は左方向）に据切りすると、ステアリングホイー
ル１の操舵力がステアリングシャフト２、比較的捩り剛
性の大きいトーションバー３２、出力軸４、ユニバーサ
ルジョイント５を介して出力軸２０に伝達されるので、
ロータリ切換弁９のロータリスプール９ｃが第２図でみ
て時計方向（又は反時計方向）に回動する。このため、
入力ポート９d₁，９d₂と入出力ポート９g₁，９g₂（又は
９f₁，９f₂）との間の連通面積が入力ポート９d₁，９d₂
と入出力ポート９f₁，９f₂（又は９g₁，９g₂）との間の
連通面積に比較して大きくなるので、パワーシリンダ１
０の圧力室１０ｄ（又は１０ｃ）側の圧力が圧力室１０
ｃ（又は１０ｄ）側に比較して高くなり、ピストンロッ
ド１０ａが右方向（又は左方向）に移動して、所定の操
舵補助力を発生し、据切りを軽く行うことができる。こ
のとき、ピストンロッド１０ａの移動により、圧力室１
０ｃ（又は１０ｄ）から押し出される流体は、ロータリ
切換弁９の入出力ポート９f₁，９f₂（又は９g₁，９g₂）
及びドレン用流路９k₃，９k₄を通じ、さらに空洞部９
ｌ，可変オリフィス弁８の戻りポート８ｆ，ドレンポー
ト８ｂを通じてタンク１４に戻される。

そして、車両が停車状態から走行を開始して、車速が増
加すると、これに応じて制御装置１５から出力される駆
動電流が低下するので、可変オリフィス弁８のスプール
８ｈがリターンスプリング８ｉによって右動することに
なり、入力ポート８ａと出力ポート８ｅとの間の連通面
積が減少するので、パワーシリンダ１０に供給される流
体圧力も減少して操舵補助力が減少し、結局入力軸トル
クに対するラック軸２６の推力は、第８図に示すように
車速の増加に伴って減少する。

なお、第８図において、車速が比較的小さい範囲におい
て入力軸トルクＴＨの増加がある値を越えるとラック軸
推力Ｆ_Ｒが僅かに増加する程度になる。この理由は、供
給ポンプ１３にリリーフ回路が設けられているため、あ
る値以上には動力補助が行われないことによるものであ
る。

一方、可変オリフィス弁８の入力ポート８ａと出力ポー
ト８ｄとの間の連通面積は第５図に示す如く車速の増加
に伴って増加し、且つ出力ポート８ｄとドレンポート８
ｃとの間の連通面積が減少するので、ポンプ１３から供
給される圧力流体の一部が出力ポート８ｄを介してロー
タリ切換弁９の入力ポート９e₁，９e₂に供給される。こ
のため、ステアリングホイール１を右切り（又は左切
り）すると、ロータリ切換弁９のロータリスプール９ｃ
が時計方向（又は反時計方向）に回動する。これに応じ
て、入出力ポート９i₁，９i₂（又は９h₁，９h₂）側の圧
力流体の圧力が入出力ポート９h₁，９h₂（又は９i₁，９
i₂）側に比較して高くなり、これが操舵反力機構１１の
圧力室１１ｅ，１１ｈ（又は１１ｆ，１１ｇ）に夫々供
給されるので、プランジャ１１ｃ，１１ｄが操舵方向と
逆方向の隅力を操舵反力として入力軸２０に作用させる
ことになり、ステアリングホイール１の操舵感が重くな
って、急操舵が行われることを防止することができる。
ここで、車速Ｖをパラメータとしたパワーシリンダ１０
の圧力と操舵反力機構１１の圧力との関係は、第９図に
示すようになり、可変オリフィス弁８の入力ポート８ａ
に対する入出力ポート８ｄ，８ｅの連通面積が等しくな
る所定車速Ｖ_Ｍを境にして低車速域ではパワーシリンダ
１０の圧力が操舵反力発生機構１１の圧力に比較して大
きく、高車速域では逆に操舵反力発生機構１１の圧力が
パワーシリンダ１０の圧力に比較して大きくなり、車速
に応じて最適な操舵感覚を得ることができる。

このように、ロータリ切換弁９の入出力ポート９i₁，９
i₂（又は９h₁，９h₂）に圧力流体が出力される状態とな
ると、この圧力流体が舵角比可変機構４の入出力ポート
３３ｎ（又は３３ｒ）にも供給される。したがって、入
出力ポート３３ｎ（又は３３ｒ）に供給された圧力流体
は、流路３３ｍ，３３ｌ，３３ｋ（又は流路３３ｑ，３
３ｐ，３３ｏ）を通じて回転機構３３の圧力室３３ｅ，
３３ｈ（又は３３ｆ，３３ｇ）に供給される。このた
め、プランジャ３３ｃ及び３３ｄがステアリングシャフ
ト２を操舵方向に回転変位させる隅力を発生せるように
移動する。その結果、ステアリングシャフト２の操舵角
変位がトーションバー３２の捩り剛性に抗して増加さ
れ、舵角比が大きくなる。なお、回転変位発生手段３３
の圧力室３３ｅ，３３ｈ及び３３ｆ，３３ｇに供給され
る反力油圧とトーションバー３２の捩れ角との関係は、
第１０図に示すように、反力圧力の増加に伴って増加す
る比例関係となる。

次に、舵角比可変機構４による舵角比の変更について説
明する。まず、ステアリングホイール１の操舵角θ
_Ｓは、次式で表すことができる。

ただし、θ_Ｇはラックアンドピニオン式ステアリングギ
ヤの入力軸が回転する角度、θ_Ｒは舵角比可変機構４の
捩れ角、ｎ_Ｇはラックアンドピニオン式ステアリングギ
ヤのギヤ比、θ_Ｗはタイヤ回転角、Ｔ_Ｈはステアリング
ホイール１に作用する操舵トルク、Ｋはトーションバー
３２のバネ定数、Ｓ_Ｐはプランジャ３３ｃ，３３ｄの面
積、Ｐ_Ｒは反力油圧、Ｒはステアリングシャフト２の係
合突起２ｂ，２ｃの入力軸２０の中心からの長さ（半
径）である。

また、ステアリングホイール１に作用する操舵トルクと
反力油圧との関係は、第１１図に示すようになり、低車
速領域では、実線図示のように反力油圧は殆どないと共
に、そのときの操舵トルクは、ロータリ切換弁９のロー
タリスプール９ｃを締め切る角度（約３°）と、トーシ
ョンバー２３のバネ定数とを乗算したトルクが必要とな
るだけであり小さいものとなる。また、高車速領域では
点線図示のように、操舵トルクが小さくてロータリ切換
弁９のロータリスプール９ｃをあまり回転させなくても
（約１°）反力油圧が立ち上がる。

したがって、前記(1)式に基づいて舵角比可変機構４に
おけるトーションバー３２の捩れ角θ_Ｒを操舵トルクを
変化させて算出すると、第１２図に示すようになり、こ
の第１２図から同一操舵トルクに対して高車速領域の捩
れ角θ_RHは低車速領域の捩れ角θ_RLに比較して数倍大き
くなっていることが理解できる。

一方、操舵トルクと操舵角との関係は、高車速領域にお
いては第１３図に、低車速領域においては第１４図に示
すようになる。各図において実線図示の直線は、タイヤ
のセルフアライニングトルクによる剛性特性を示し、こ
れは車速が増加するにつれて大きくなる。

したがって、タイヤのセルフアライニングトルクに基づ
くタイヤを回転するためにラックアンドピニオンの入力
軸２０が回転する角度を高車速領域及び低車速領域で夫
々θ_GH，θ_GLとすると、これらに夫々舵角比可変機構４
の捩れ角θ_RH，θ_RLを加算することにより、ステアリン
グホイール１の総操舵角θ_SH，θ_SLを求めることができ
る。

θ_SH＝θ_GH＋θ_RH…………(2) θ_SL＝θ_GL＋θ_RL…………(3) そして、タイヤの回転角θ_WH，θ_WLとステアリングホイ
ール１の総操舵角θ_SH，θ_SLとの舵角比は、となる。

ここで、舵角比可変機構４の捩れ角θ_RH，θ_RLとは、第
１２図から明らかなように、θ_RH＞θ_RLであり、タイヤ
の回転角は高車速になる程操舵補助トルクが小さくなる
ので、同一操舵トルクに対して高車速になる程小さくな
り、θ_WH＜θ_WLとなる。

したがって、前記(4)式及び(5)式の右辺第２項の値が大
きく異なることになり、結局舵角比はｎ_GH＞ｎ_GLとなっ
て、高車速領域の舵角比ｎ_GHが低車速領域の舵角比ｎ_GL
より遥かに大きい値となる。

その結果、低車速領域から高車速領域の全ての領域にお
いて最適な操舵感覚を得ることができる。

すなわち、トーションバー３２の捩り剛性を大きな値に
選定し、低車速領域では、ステアリングシャフト２に回
転変位発生手段３３による回転変位は与えられず、ステ
アリングホイール１の操舵力が比較的高捩り剛性のトー
ションバー３２自体の僅かな捩れによる僅かな回転変位
をもって操舵補助力発生装置に伝達されるため通常のト
ーションバー３２を有しないものと変わらない操舵力の
伝達を行うことができ、一方高車速領域では、回転変位
発生手段３３で操舵方向の回転変位を発生させてトーシ
ョンバー３２の捩れ角を積極的に大きくするようにして
いるので、高速走行中の操舵において所謂ステアリング
ホイールのきりすぎを防止して直進安定性を保証するこ
とができる。

以上のようにこの実施例によれば、操舵反力発生機構１
１に供給する反力油圧の一部を舵角可変機構４の回転変
位発生手段３３に供給するようにしているので、タンク
１４に接続する配管が不必要となり、配管のレイアウト
が容易となってコストダウンすることができると共に、
操舵入力軸となるステアリングシャフト２の周囲に舵角
比可変機構を配置するようにしたので、全体の構成を簡
易小型化することができる。

なお、上記実施例では、舵角比可変機構４を反力油圧で
作用されるプランジャ３３ｃ，３３ｄによってステアリ
ングシャフト２に操舵方向と同一方向に隅力を与える場
合について説明したが、何れか一方のプランジャを省略
して他方のプランジャのみによってステアリングシャフ
ト２に回転変位を与えることもできる。

また、上記実施例では、プランジャ３３ｃ，３３ｄで直
接ステアリングシャフト２に隅力を作用させて、回転変
位を生じさせるようにした場合について説明したが、こ
れに限定されるものではなく、プランジャをラックアン
ドピニオン等の伝達機構を介してステアリングシャフト
２に連結するようにしても良い。

さらに、上記実施例では、舵角比可変機構４の弾性体と
してトーションバー３２を適用した場合について説明し
たが、これに限らず硬質ゴム、ＦＲＰ等の比較的捩り剛
性の大きい弾性体を適用し得る。

〔発明の効果〕

以上説明したように、この発明によれば、操舵力と逆方
向の操舵反力を発生させる操舵反力発生機構の反力を利
用して舵角比可変機構の回転変位発生部で積極的に弾性
体に操舵方向の回転変位を与えるように構成されている
ので、弾性体の捩り角を回転変位発生部で制御すること
ができ、これによって弾性体の捩り剛性を大きな値に選
定することが可能となり、低車速状態から高車速状態の
全てにおいて最適な操舵感覚を得ることができるという
効果が得られる。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの発明の概略構成を示す構成図、第２図は操
舵力可変動力舵取装置のシステム概要を、可変オリフィ
ス弁、第３図のII−II線上の断面でなるロータリ切換弁
及び第３図のIII−III線上の断面でなる操舵反力発生機
構の接続関係と共に示す説明図、第３図は操舵力可変動
力舵取装置の縦断面図、第４図は操舵力可変動力舵取装
置の油圧回路図、第５図は車速と可変オリフィス弁の各
部の連通面積との関係を示すグラフ、第６図は舵角比可
変機構の縦断面図、第７図はそのVI−VI線上の断面図、
第８図は車速をパラメータとして入力軸トルクとラック
軸推力との関係を示すグラフ、第９図は車速をパラメー
タとしてパワーシリンダ圧力と操舵反力発生機構の圧力
との関係を示すグラフ、第１０図は反力油圧とトーショ
ンバーの捩れ角との関係を示すグラフ、第１１図は操舵
トルクと反力油圧との関係を示すグラフ、第１２図は操
舵トルクと捩れ角との関係を示すグラフ、第１３図は高
車速時における操舵トルクと操舵角との関係を示すグラ
フ、第１４図は低車速時における操舵トルクと操舵角と
の関係を示すグラフである。図中、１はステアリングホイール、２はステアリングシ
ャフト（操舵入力軸）、４は舵角比可変機構、５は出力
軸、６はユニバーサルジョイント、７は操舵力可変動力
舵取装置、８は可変オリフィス分、９はロータリ切換
弁、１０はパワーシリンダ、１１は操舵反力発生機構、
３２はトーションバー（弾性体）、３３は回転変位発生
手段、３３ｃ，３３ｄはプランジャ、３３ｅ〜３３ｈは
圧力室である。

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】車両を操舵する操舵入力軸と、該操舵入力
軸に作用された操舵トルクに応じて操舵補助力を発生さ
せる動力装置と、前記操舵入力軸に作用される操舵トル
クに抗する反力を発生させる操舵反力発生機構と、前記
動力装置及び操舵反力発生機構を入力軸に作用される操
舵トルクの方向により制御する切換弁と、車両の走行、
操舵状態によって変化する物理量要素を検出する検出手
段と、該検出手段の検出結果に応じて前記動力装置及び
操舵反力発生装置の作動比率を選択する選択手段とを有
する動力舵取装置において、前記操舵入力軸と前記切換
弁の入力軸とを連結する弾性体と、前記操舵入力軸に対
して前記操舵反力発生機構の反力に応動して前記入力軸
との相対回転変位を操舵方向と同一方向に発生させる回
転変位発生手段とからなる舵角比可変機構を備えたこと
を特徴とする動力舵取装置。
【請求項２】前記弾性体がトーションバーである特許請
求の範囲第１項記載の動力舵取装置。