JPH0729614B2 - 車両用前後輪操舵装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、自動車等の車両、中でも四輪車に用いて好適
の操舵装置に関し、特に、前輪と後輪との舵角比を車速
に応じて制御しながら前後輪を転舵させうる車両用前後
輪操舵装置に関する。

〔従来の技術〕

近年、自動車等の車両の操舵にあたり前輪のみならず後
輪をも転舵させて行なうようにした四輪操舵装置が考え
られている。

この四輪操舵装置における後輪の転舵は、小回り性の向
上のために前輪と逆方向（逆位相）に行なうようにする
場合（以後逆相転舵という）と、ステアリング応答性の
向上等のために前輪と同方向（同位相）に行なうように
する場合（以後同相転舵という）とがあり、前輪転舵角
（ハンドル舵角）に対する後輪転舵角の大きさの割合
（転舵比）を車両の走行状態によりどのように調整する
かが問題となる。

ところで、一般に、小回り性が要求されるのは、車両の
低速走行時であり、ステアリング応答性が要求されるの
は車両の高速走行時である。そこで、車速に基づいて、
ハンドル舵角に対する後輪の転舵比を調整する手段が考
えられている。

例えば、特開昭55−91457号公報に開示された車輌の操
舵装置は、操舵輪と、この操舵輪の回転運動を直線運動
に変換するギヤボックスと、このギヤボックスにより変
換された直線運動により前輪を転舵する第１連結杆とを
有し、さらに、後輪の転舵のために、ギヤボックスによ
り変換された直線運動を受けて回動する動腕と、この動
腕と後輪との間に介装される第２連結杆とを有し、動腕
の回動により第２連結杆を通じて後輪が転舵されるよう
になっている。そして、上記の動腕の支点が可動となっ
ていて、この可動支点が車速に応じて動腕上を移動する
ようになっており、この可動支点の移動によって動腕の
腕の長さが変更され、これにより前輪，後輪の転舵比を
調整しうるように構成されている。

つまり、動腕の先端がギヤボックスに接続され、第２連
結杆がこの動腕の中間部に枢着されており、さらに、動
腕の支点が第２連結杆との枢着点の前後の動腕上を移動
しうるようになっている。そして、例えば、この可動支
持点が第２連結杆との枢着点より前に位置すると、前輪
と後輪とがその腕の長さに応じた転舵比で同位相（また
は逆位相）に転舵され、逆に可動支持点が枢着点より後
に位置すると、前輪と後輪とがその腕の長さに応じた転
舵比で逆位相（または同位相）に転舵される。

また、特開昭60−193770号公報に開示された車両の四輪
操舵装置は、後輪転舵機構と前輪転舵機構に連係された
ステアリング機構との間に介在され、ハンドル舵角に対
する後輪の転舵比を変更する転舵比変更装置を備えた車
両の四輪操舵装置であって、前記転舵比変更装置が、前
記ハンドル舵角に応じて回動されかつその回動軌道面が
所定の基準面に対してなす傾斜角を可変とされた回動部
材と、この回動部材の傾斜角を変更する傾斜角変更手段
とを備えており。前記回動部材の回動偏心位置と前記後
輪転舵機構とが連係されて、前記回動部材の回動角およ
び傾斜角に応じて決定される前記回動偏心位置の偏倚に
応じて後輪の転舵角が制御されるようになっている。

つまり、回動部材の回動軌道面が所定の基準面に対して
適当な傾斜角を有していれば、回動部材の回動に応じて
回動部材の回動偏心位置が基準面に対して離接する。こ
のため、例えば後輪転舵機構が所定の基準面に対して直
角方向にのみ駆動されるようになっていれば、後輪転舵
機構の連係する回動偏心位置が基準面に対して離接する
のに従って後輪転舵機構が後輪を転舵する。

したがって、回動部材の回動軌道面の基準面に対する傾
斜角が調整されると、ハンドル舵角と、基準面に対する
回動偏心位置の離接との関係、つまり後輪の転舵比が制
御されることになる。例えば、傾斜角が０であれば、ハ
ンドル舵角に応じて、回動偏心位置は基準面上を移動し
て基準面から離接せず、したがって、後輪は転舵されな
い。そして、回動軌道面の傾斜する方向（傾斜角の正
負）によって、後輪は前輪と同位相か逆位相かのいずれ
かに傾斜角の大きさに応じた転舵比で転舵される。

〔発明が解決しようとする問題点〕

ところで、前輪とともに後輪を駆動するためには、後輪
への操舵力を伝達する手段が問題となる。

しかしながら、上述の特開昭55−91457号公報に開示さ
れた車輌の操舵装置の後輪転舵比調整手段において、動
腕，連結杆等のリンク機構により、後輪への操舵力を伝
達するようになっており、しかも、動腕の支点を移動さ
せるようになっているため、操舵力伝達手段としての構
造全体も大型化してしまうという問題点がある。

また、特開昭60−19377号公報に開示された車両の四輪
操舵装置の後輪転舵比調整手段も、立体的なリンク機構
を要するため構造全体の小型化が制限されるという問題
点がある。

また、一般にタイヤの横すべり角とコーナリングフォー
スとの関係は、第19図のグラフに示すように、横すべり
角がある値（第19図中のＡ点付近）を超えると、コーナ
リングフォースの増加は少しずつ鈍ってやがて飽和す
る。

たとえば、定常円旋回により徐々に車速をあげていく
と、遠心力の増加に釣り合うようにハンドルを切り増し
して横すべり角を増加させてコーナリングフォースを増
加させていくが、逆相操舵時には、通常横すべり角の増
加量を減少させる方向に後輪が操舵されることになり、
後輪のグリップ力が低下してしまうという問題点があ
る。

一方、同相操舵時には、横すべり角を増加させる方向へ
後輪が操舵されるが、同相逆相を変換して（重心スリッ
プ角が０になるように制御しようとする）、前後輪操舵
装置では、車速の増加に伴って後輪操舵の影響により、
等価のステアリングギヤ比が大きくなるため、本来アン
ダーステアリング性が強くなる傾向があるのに加え、第
19図に示すＡ点を超える領域では一層アンダーステアリ
ング性が強くなり操舵フィーリングを損なうという問題
点がある。

本発明はこのような問題点を解決しようとするもので、
後輪への操舵力の伝達系を小型化できるようにするとと
もに、後輪の逆相操舵時におけるタイヤのグリップ力の
低下防止と、同相操舵時における強アンダーステアリン
グ化の防止とをはかれるようにした車両用前後輪操舵装
置を提供することを目的とする。

〔問題点を解決するための手段〕

このため、本発明の車両用前後輪操舵装置は、ステアリ
ング機構に連結された前輪転舵機構と、上記ステアリン
グ機構に後輪転舵比調整機構を介して連結された後輪転
舵機構と、上記後輪転舵比調整機構に設けられた上記ス
テアリング機構側から伝達される回転運動を直線運動に
変換する円筒型カム機構とをそなえ、同カム機構が、ス
テアリングホィールの回動に応じて回転する円筒カム
と、同円筒カムに形成された螺旋状のカム溝に係合し同
円筒カムの回転に応じて前後に直線運動するスライド部
材とから構成され、上記螺旋状のカム溝の前端および後
端に、上記円筒カムの回転軸方向とほぼ直交するよう方
向設定された円弧状のカム溝が上記螺旋状のカム溝と連
続するように形成されるとともに、上記後輪転舵比調整
機構に、上記スライド部材側のピンに係合するカム溝を
有して上記スライド部材の前後方向直線運動を車幅方向
直線運動に変換するスライド方向変換機構及び同スライ
ド方向変換機構で変換された車幅方向直線運動を回転運
動に変換して出力する出力機構からなる変換機構と、上
記スライド方向変換機構を車速に応じて回動させながら
上記カム溝の方向を車速に応じて調整する調整機構とが
そなえられて、上記後輪転舵機構に、上記変換機構で変
換され出力された回転運動に応じて後輪転舵部材を駆動
する転舵部材駆動機構がそなえられ、上記後輪転舵機構
に回転運動が出力されるように構成されていることを特
徴としている。

〔作用〕

上述の本発明の車両用前後輪操舵装置では、ステアリン
グ機構の操作により、前輪が前輪転舵機構により転舵さ
れるとともに、後輪が後輪転舵機構により転舵されて前
後輪が操舵される。

この時、上記後輪への操舵力は上記ステアリング機構か
ら円筒型カム機構に入力され、後輪転舵比調整機構の変
換機構及び調整機構を経て後輪転舵機構へ伝達され、特
に、上記後輪転舵比調整機構により、所要の転舵比に調
整された上で上記後輪が転舵される。

この際に、上記後輪転舵比調整機構では、まず、円筒型
カム機構で、入力された回転運動が、円筒カムの螺旋状
のカム溝や円弧状のカム溝と、スライド部材との係合を
通じて、スライド部材の前後方向への直線運動に変換さ
れる。さらに、スライド方向変換機構で、上記スライド
部材側のピンに係合するカム溝を通じて、上記スライド
部材の前後方向直線運動を車幅方向直線運動に変換した
上で、出力機構で、この車幅方向直線運動を回転運動に
変換して出力する。そして、後輪転舵機構にそなえられ
た転舵部材駆動機構で、上記変換機構で変換され出力さ
れた回転運動に応じて後輪転舵部材を駆動する。

この時、上記変換機構のスライド方向変換機構のカム溝
の方向は調整機構によって車速に応じて調整されるの
で、車速に応じて、変換機構に入力されるスライド部材
の直線運動の特性が変更され、上記後輪転舵機構に出力
される回転運動の特性が調整される。したがって、操舵
入力に対する操舵出力の特性（即ち、転舵比）を、カム
溝の方向の調整により、車速に応じて変更することがで
きる。

そして、ステアリング量が所定以上に大きくなると、上
記カム機構において、スライド部材が円弧状のカム溝内
に係合するので、上記ステアリング機構の操作にかかわ
らず後輪への操舵力の伝達が規制され、後輪の操舵角が
ほぼ一定値に保持される。

〔実施例〕

以下、図面により本発明の一実施例としての車両用後輪
操舵装置について説明すると、第１図はその円筒型カム
機構を示す斜視図、第２図（ａ）はその円筒型カム機構
の縦断面図、第２図（ｂ）はその円筒型カム機構の横断
面図、第３図はその全体構成を示す模式的な斜視図、第
４図はそのベベルギヤアセンブリを示す縦断面図、第５
図（ａ）はその後輪転舵比調整機構にそなえられる同相
逆相変換機構の一部を破断して示す平面図、第５図
（ｂ）はその同相逆相変換機構の一部を破断して示す側
面図、第５図（ｃ）はその同相逆層変換機構の一部を破
断して示す後方正面図、第６図（ａ）〜（ｃ）はいずれ
もその同相逆相変換機構の動作を説明するための斜視
図、第７図はその円筒型カム機構による動力伝達状態を
説明するためのグラフ、第8,9図はいずれもその円筒型
カム機構にょる後輪操舵特性を示すグラフ、第10図
（ａ）はそのロータリバルブの鉛直縦断面図、第10図
（ｂ）はそのロータリバルブの要部水平縦断面図、第11
図（ａ）は第10図（ａ）のXIa−XIa矢視断面図、第11図
（ｂ）は第10図（ａ）のXIb−XIb矢視断面図、第11図
（ｃ）は第10図（ａ）のXIc−XIcの矢視断面図、第11図
（ｄ）は第10図（ａ）のXId−XId矢視断面図、第12図
（ａ），（ｂ）はそのロータリバルブの作動状態を第11
図（ａ）と対応させて示す横断面図、第12図（ｃ）はそ
のロータリバルブの作動状態を第11図（ｂ）と対応させ
て示す横断面図、第12図（ｄ）はそのロータリバルブの
作動状態を第11図（ｃ）と対応させて示す横断面図、第
13図はそのリヤパワーシリンダの縦断面図、第14図はそ
のリヤパワーシリンダの非線形バネ機構のアセンブリ特
性を示すグラフ、第15図はそのリヤパワーシリンダの出
力特性を示すグラフ、第16図はそのリヤサスペンション
部分を中心として示す模式的な斜視図、第17図（ａ）は
その平行リンク機構を示す第16図のXVIIa−XVIIa矢視断
面図、第17図（ｂ）は第17図（ａ）のXVIIb−XVIIb矢視
断面図、第18図（ａ）〜（ｃ）はその平行リンク機構の
動作を他の機構と比較して示す模式的な作動図である。
なお、本実施例の車両用前後輪操舵装置は、四輪自動車
にそなえられている。

第３図に示すように、本車両用前後輪操舵装置は、ステ
アリング機構STと、前輪転舵機構FMと、後輪転舵比調整
機構RCと、後輪転舵機構RMとから構成されている。

ステアリング機構STは、ステアリングホイール１と、ス
テアリングシャフト1bと、他のシャフトおよびジョイン
ト等とから構成され、その下端部をベベルギヤアセンブ
リ３に連結されている。なお、このベベルギヤアセンブ
リ３とステアリングシャフト1bとの間には、前輪転舵機
構FMのフロントパワーステアリングギヤボックス1aが介
装されており、前輪転舵機構FMは、このフロントパワー
ステアリングギヤボックス1aを通じて、油圧により加勢
しながらタイロッド1c,1cを駆動し前輪2aを転舵しうる
ようになっている。

そして、ベベルギヤアセンブリ３は、コントロールシャ
フト４を介して後輪転舵比調整機構RCの円筒型カム機構
５に接続されている。

この後輪転舵比調整機構RCは、円筒型カム機構５と、こ
の円筒型カム機構５と後輪転舵機構RMとの間に介装され
た同相逆相変換機構６とから構成されている。なお、こ
の同相逆相変換機構６には、アクチュエータとしてのス
テッピングモータアセンブリ７が付設されている。この
ステッピングモータアセンブリ７には、車速センサＳに
基づいて制御を行なうコントローラＣが接続されてい
る。

さらに、同相逆相変換機構６に接続された後輪転舵機構
RMは、同相逆相変換機構６に駆動される転舵部材駆動機
構としてのロータリバルブ８と、このロータリバルブ８
に接続されたパワーシリンダ９と、このパワーシリンダ
９に接続されてパワーシリンダ９に駆動されながら後輪
2bを転舵するリヤサスペンション10とから構成されてい
る。なお、リヤパワーシリンダ９から突出したタイロッ
ド92a,92bは、リヤサスペンション10のトレーリングア
ーム10aに連結されており、リヤパワーシリンダ９の伸
縮に応じてトレーリングアーム（後輪転舵部材）10aが
旋回すると、このトレーリングアーム10aを介して後輪2
bが操舵されるようになっている。

次に本実施例の車両用前後輪操舵装置の特徴的な各部に
ついて詳細に説明する。

まず、ステアリングシャフト1bとコントロールシャフト
４とを結ぶベベルギヤアセンブリ３について説明する
と、第４図に示すように、第１のシャフト（ピニオン
軸）31の下端に第１のベベルギヤ32が装着されている。
この第１のシャフトは、ステアリングシャフト1bに連結
されており、フロントパワーステアリングギヤボックス
1a内を貫通してそなえられている。この第１のシャフト
31と第１のベベルギヤ32との間には、回り止め用の樹脂
ピン37が介装されていて、緊急時にこの樹脂ピン37が破
壊することによって、第１のシャフト31と第１のベベル
ギヤ32との結合が解除されるようになっている。

そして、第１のベベルギヤ32の下方に、第１のベベルギ
ヤ32と噛合する第２のベベルギヤ34を装着された第２の
シャフト33が、第１のシャフト31とほぼ直交する向きに
そなえられている。さらに、この第２のシャフト33の後
端は、ユニバーサルジョイント35を介してコントロール
シャフト４に接続されている。

また、第１のシャフト31には、ピニオン31aが設けられ
ており、このピニオン31aは、前輪操舵用シャフト21に
設けられたラック21aと噛合している。そして、各シャ
フト31,33,21およびベベルギヤ32,34は、ケーシング30
によって覆われていて、ケーシング30の端部において、
ケーシング30と第１および第２のシャフト31,33との間
にシール38が介装されている。また、ケーシング30と第
１および第２のシャフト31,32との間には、要所にベア
リング36a,36b,36c,36dが介装されている。

なお、第４図中の符号38aはケーシング30を形成するケ
ーシング部分相互の結合部分をシールするシーラを示し
ており、符号35aはユニバーサルジョイントを覆うダス
トカバーを示す。

次に、後輪転舵比調整機構RCを構成する円筒型カム機構
５および正転逆転変換機構６について説明する。

まず、コントロールシャフト４の回転運動を直線運動に
変換する円筒型カム機構５について説明すると、第5,6
図に示すように、この円筒型カム機構５は、ケーシング
50にベアリング56,56を介して軸支された円筒カム51
と、この円筒カム51の外周に取付けられたスライダ52
と、スライダ52に先端を連結され後端を同相逆相変換機
構６に連結されたスライド部材としてのスライドロッド
54とから構成されている。

つまり、第２図（ａ），（ｂ）に示すように、円筒カム
51はスプリングピン55によってコントロールシャフト４
と同軸上に連結されており、ケーシング51の内部におい
てコントロールシャフト４と一体に回転しうるようにな
っている。この円筒カム51の外周には、カム溝53が形成
され、このカム溝53の内部にスライダ52が摺動可能に取
付られている。このカム溝53は、スライド用の螺旋状溝
53aと、この螺旋状溝53aの前後端にそれぞれ連続して形
成された円弧状溝53b,53cとからなっている。この円弧
状溝53b,53cは、円筒型カムの回転軸心を直交する面に
沿って形成されており、スライダ52のスライドを停止し
て後輪への出力を押えるリミット出力機構5Aとして形成
されている。

また、ステアリング１の中立位置において、スライダ52
が、第１図に示すように、螺旋状溝53aの中間点に位置
するように設定されている。

なお、スライダ52の外周とカム溝53の内周との間には、
ベアリング59が介装され、同ベアリング59によりスライ
ダ52の摺動が容易に行なえるようになっている。また、
コントロールシャフト４の後端部はベアリング57によっ
てケーシング50に軸支されている。

スライダ52の基部52aには、スライドロッド54の先端が
挿入されており、スライダ52は、スライドロッド54に螺
合するナット58,58によってスライドロッド54に固定さ
れている。また、スライダ52は、基部52aに装着された
筒状摺動部材52bを、ケーシング50の下部に形成された
スライド室50aの内壁に摺接させており、このスライド
室50aの内壁に案内されて前後に滑らかにスライドしう
るようになっている。

したがって、ステアリングホイール１の操作量つまりハ
ンドル角と、スライドロッド54の進退量つまり後輪の出
力との関係は第７図に示すグラフのようになり、スライ
ダ52がその中立位置を中心に螺旋状溝53a内を摺動する
時には、ハンドル角に応じて線形に後輪への出力が増減
し、ハンドル角が大きくなり、スライダ52が円弧状溝53
b内を摺動するようになると、ハンドル角によらず一定
（またはほぼ一定）の後輪の操舵角が得られるようにな
っている。

次に、本発明の最も特徴とする同相逆層変換機構６につ
いて説明すると、本機構６は、第５図（ａ）〜（ｃ）お
よび第６図（ａ）に示すように、円筒型カム機構５のス
ライドロッド54の前後方向へのスライド運動を円盤型カ
ム61により適宜の比率で横方向スライド運動に変換する
スライド方向変換機構としてのスライド方向変換部6A
と、このスライド方向変換部6Aで発生する横方向スライ
ド運動を受けて、この運動を更に回転運動に変換して後
輪油圧操舵のためのロータリバルブ８へ出力し伝達する
出力機構としての後輪操舵力伝達部6Bと、円盤型カム61
を回転させて円盤型カム61のカム溝61aの方向を変更す
ることにより、スライド方向変換部6Aにおける変換比率
を調整しうる調整機構としてのカム溝方向調整部6Cとか
らなっている。そして、スライド方向変換部6Aと後輪操
舵力伝達部6Bとから、スライドロッド54の車体前後方向
の直線運動をロータリバルブ８を駆動する回転運動に変
換して出力する変換機構6Dが構成されている。

このうち、スライド方向変換部6Aは、円筒型カム機構５
のスライドロッド54の後端にピン取付部材62bを介して
固定されたスライドピン62と、このスライドピン62が嵌
入するガイド用長穴63aをそなえケーシング60に固定さ
れたガイド部材63と、スライドピン62の下端が嵌合する
カム溝61aを上面に有する円盤型カム61と、ケーシング6
0にスライド用ベアリング64bを介して横方向へスライド
可能に装着され、円盤型カム61をベアリング64cを介し
て回転可能に軸支するスライドプレート（スライド部
材）64とから構成されている。なお、カム溝61aは、円
盤型カム61の中心を通る直線状のものに設定されてい
る。

したがって、スライドピン62は、長穴63aに案内されて
前後方向にのみスライドでき、このピン62の動きをカム
溝61aを介して円盤型カム61が受けるようになってい
る。そして、カム溝61aが例えば第５図（ａ）中に鎖線
で示すように、ピン62のスライド方向に対して角度をも
っていると、ピン62の前後方向へのスライドに伴い、円
盤型カム61およびスライドプレート64が横方向へスライ
ドしうるようになっている。

なお、スライドピン62の外周には、摺動リング62aが装
着され、ピン62のカム溝61a内での動きを滑らかにして
いる。

また、このピン62は、スライドロッド54の中立位置にお
いて、カム溝61aの中央つまり円盤型カム61の中心部に
位置するように配設されている。ケーシング60を貫通し
てそなえらえたスライドロッド54の後端部は、軸受60a,
60aを介してケーシング60に軸支されている。

つぎに、後輪操舵力伝達部6Bについて説明すると、この
後輪操舵力伝達部6Bはスライドプレート64の後部下面に
設けられたラック64aと、このラック64aに噛合するピニ
オン69と、後端をロータリバルブ８に連結されたピニオ
ン軸69aとから構成されている。したがって、スライド
プレート64の横方向スライドに伴いラック64aとピニオ
ン69とを介してピニオン軸69aが回転するようになって
いる。

さらに、カム溝方向調整部6Cについて説明すると、この
カム溝方向調整部6Cは、車速センサＳからの信号に基づ
いて制御信号を送るコントローラＣで制御されるステッ
ピングモータアッセンブリ７と、このステッピングモー
タアッセンブリ７のステッピングモータ7bのモータ軸に
連結されたスプライン軸66と、同スプライン軸66に進退
可能に装着されたステッピングモータ側のベベルギヤ67
と、円盤型カム61の下部に装着されてベベルギヤ67と噛
合するカム側のベベルギヤ65とから構成されている。

なお、ステッピングモータ側のベベルギヤ67には、キー
溝67aが形成され、このキー溝67aがスプライン軸66に形
成されたキー66aと摺動可能にスプライン係合してお
り、ベベルギヤ67がスプライン軸66と常に一体回転しう
るようになっている。また、ベベルギヤ67は、スライド
プレート64の下部に設けられた取付板64dにベアリング6
7bを介して軸支され、ベベルギヤ67がスライドプレート
64とともにスプライン軸66の軸方向へスライドしうるよ
うになっている。

さらに、ステッピングモータアセンブリ７には、コント
ローラＣに接続されたエンコーダ7aがそなえられ、ステ
ッピングモータ7bがフィードバック制御されるようにな
っている。

つぎに、後輪転舵機構RMを構成するロータリバルブ8,パ
ワーシリンダ９およびリヤサスペンション10についてい
説明する。

まず、同相逆相変換機構６の後輪操舵力伝達部6Bからの
操舵力を受けて、この操舵力によりリヤパワーシリンダ
９を駆動するロータリバルブ８について説明する。

このロータリバルブ８は、第10図（ａ），（ｂ）および
第11図（ａ）〜（ｄ）に示すように、ハウジング80とこ
のハウジング80内にハウジング80に対して前後方向軸回
りに回転可能に装着されたスプール81と、このスプール
81内に第１のリング84aおよび第２のリング84bを介して
スプール81に対して回転可能に装着されたロータリシャ
フト82と、ピン83aによってスプール81と一体回転しう
るように装着された追従シャフト83と、ロータリシャフ
ト82および追従シャフト83の内部に形成された中空部82
g,83b内にそなえられた内部シャフト85とから構成され
ている。

ハウジング80は、前部ハウジング80aと中間部ハウジン
グ80bと後部ハウジング80cとがそれぞれＯリング88cを
介して互いに油密に嵌合されさらにボルト・ナット80e
によって結合されてなっており、ハウジング80の内部に
は弁室80dが形成されている。また、中間部ハウジング8
0bの上部にはＸポート（後述するリヤパワーシリンダ９
の右油室90bに通じるポート）P_XおよびＹポート（リヤ
パワーシリンダ９の左油室90aに通じるポート）P_Yが形
成され、下部にはＰポート（プレッシャポート）P_Pが形
成されており、後部ハウジング80cの下部にはＲポート
（リターンポート）P_Rが形成されている。さらに、中間
部ハウジング80bの前部および後部には、それぞれ環状
凹部80f,80gが形成されている。なお、ＰポートP_P,Rポ
ートP_Rはいずれも図示しない外部油タンクに接続され、
特にＰポートP_Pへの油流路には、図示しないポンプが介
装されている。

このようなハウジング80の内部にそなえられるスプール
81には、その前部をベアリング87bによって前部ハウジ
ング80aに軸支され、その後部をベアリング87bによって
後部ハウジング80eに軸支されている。そして、このス
プール81の外周面と前部ハウジング80aと中間部ハウジ
ング80bの環状凹部80fとから第１の環状油室89aが形成
され、スプール81の外周面と後部ハウジング80cと中間
部ハウジング80bの環状凹部80fとから第２の環状油室89
bが形成されている。

そして、スプール81の下部には、スプール内部と第１の
環状油室89aとを連通させる第１の開口81aと、スプール
内部と第２の環状油室89bとを連通させる第２の開口81b
とが設けられている。スプール81の外周における第１お
よび第２の開口81a,81bの中間には、ＰポートP_Pと連通
する環状溝81cが形成され、さらにこの環状溝81c内に
は、第３の開口81dが設けられている。なお、スプール8
1の環状溝81cの前後の外周には、中間部ハウジング80b
と密着するシール用のＯリング88d,88dが装着されてい
る。

このスプール81の後端内部には、追従シャフト83が、嵌
着されており、両者81,83はピン83aによつて一体回転し
うるように結合されている。この追従シャフト83は、ベ
アリング87cによって後部ハウジング80cに軸支されてお
り、このベアリング87cの後方には、ハウジング80と追
従シャフト83との間をシールするシールリング88が装着
されている。

また、後部ハウジング80cのベアリング87cより前方に
は、環状油室89cが形成されており、スプール81および
追従シャフト83にはこの環状油室89cと追従シャフト83
の内部とを連通させる開口83cが形成されている。な
お、環状油室89cはＲポートP_Rに通じている。

さらに、スプール81の内部には、ロータリシャフト82が
第１のリング84aおよび第２のリング84bを介してそなえ
られている。このロータリシャフト82の前端には、同相
逆相変換機構６のピニオン軸69aが形成され、このピニ
オン軸69aラック64aと噛合するピニオン69が装着されて
おり、その前部がベアリング87aを介して前部ハウジン
グ80aに軸支されているとともに、その後部がベアリン
グ87aを介して追従シャフト83に軸支されている。そし
て、このロータリシャフト82の外周面は、スプール81ま
たは第１および第２のリング84a,84bの内周面と摺接し
うるようになっているが、第11図（ａ）〜（ｃ）に示す
ようにロータリシャフト82が中立状態の際には、ロータ
リシャフト82の外周面と、スプール81または第１および
第２のリング84a,84bの内周面との間に隙間が生じるよ
うになっている。

なお、本実施例においては、ロータリシャフト82とピニ
オン軸69aとが同軸上に一体に形成されているがこれら
のロータリシャフト82とピニオン軸69aとの間にユニバ
ーサルジョイントや他のシャフトを介装してもよい。

また、このロータリシャフト82の両側部には、それぞれ
第１の凹所82aおよび第２の凹所82bと、第１の連通口82
cおよび第２の連通口82dとが設けられ、第１および第２
の連通口82c,82dは、いずれもロータリシャフト82の軸
心に沿って形成された中空部82gとロータリシャフト82
の外部とを連通させている。第１の凹所82aと第１の連
通口82cとの間、および、第２の凹所82bと第２の連通口
82dとの間は、それぞれ第１の仕切壁82e,第２の仕切壁8
2fによって互いに仕切られている。

なお、第１のリング84aおよび第２のリング84bは、いず
れもスプール81の内周面に形成された凹所81eに圧入等
により嵌着されていて、互いに適当に離隔している。こ
の離隔部分には、ロータリシャフト82の第１の凹所82a
と第２の凹所82bとを連通させうる連通室84cが形成され
ている。さらに、第１のリング84aおよび第２のリング8
4bの上部および下部には、それぞれのリング84a,84bの
内部と外部とを連通させる開口84d,84e,84f,84gが形成
されている。

このうち、第１のリング84aの開口84eは、ロータリシャ
フト82の前部に位置しスプール81の第１の開口81aと連
通している。また、第２のリング84bの開口84gは、ロー
タリシャフト82の後部に位置しスプール81の第２の開口
81bと連通している。

なお、ロータリシャフト82の外周には、前部ケーシング
80a、第１のリング84aおよび第２のリング84bとの間を
シールするＯリング88a,88b,88cがそれぞれ装着されて
いる。また、ピニオン69と、ロータリシャフト82のピニ
オン軸69aとはピン69bによって一体回転しうるように結
合されている。

このようなロータリシャフト82の中空部82gおよび追従
シャフト83に形成された中空部83bの内部に、内部シャ
フト85がそなえられている。この内部シャフト85は、ピ
ン85aによってその前端をロータリシャフト82に固定さ
れており、内部シャフト85の外周面とロータリシャフト
82の中空部82gの内周面との間には、適当な間隔の隙間
が形成されている。

また、内部シャフト85の後端部には、Ｏリング88fが装
着されていて、内部シャフト85と追従シャフト83との間
の回転摺動部をシールしている。

なお、この内部シャフト85は、ピン83aによって追従シ
ャフト83に一旦固定され位置決めされた上で組み付けら
れるが、このピン83aは、組み付け後には取り外され
る。

また、ロータリシャフト82は、第11図（ａ）〜（ｃ）に
示すように、左右に第１の凹所82aおよび第２の凹所82b
を位置させた状態が中立状態であり、同相逆相変換機構
６の後輪操舵力伝達部6Bからの操舵力をラック64aに噛
合するピニオン69で受けることによりピニオン69が回転
すると、これとともにロータリシャフト82が回転するよ
うになっているが、このロータリシャフト82の回転角度
θ［第12図（ａ）参照］は、θ＝−150°〜＋150°の範
囲内に設定されている。

さらに、追従シャフト83と、後述のリヤパワーシリンダ
９のピストン92またはピストンロッド92a,92bとの間に
は、ラックアンドピニオン等の図示しない連動機構が設
けられ、追従シャフト83は、ロータリバルブ８により作
動するリヤパワーシリンダ９のピストンロッド92a,92b
の動きに応じて回転するようになっている。したがって
追従シャフト83はロータリシャフト82の動きに追従して
ロータリシャフト82の回転角度θと同角度だけ同方向に
回転するようになっている。

次に、ロータリバルブ８からの油圧を受けて伸縮しなが
らリヤサスペンション10のトレーリングアーム10aを進
退させ後輪を駆動するリヤパワーシリンダ９について説
明する。

このリヤパワーシリンダ９は、第13図に示すように、ロ
ータリバルブの作動により油圧を供給または排出される
左油室90aおよび右油室90bをそなえたシリンダ本体90
と、このシリンダ本体90の内部において進退しうるよう
にそなえられ、シリンダ本体90内部を左油室90aおよび
右油室90bに区分するピストン91と、このピストン91か
ら左右に突設されシリンダ本体90の左右を貫通するピス
トンロッド（タイロッド）92a,92bとから構成されてい
る。

シリンダ本体90の左右には、キャップ93a,93bが装着さ
れていて、ピストンロッド92a,92bはこのキャップ93a,9
3bに設けられた穴部を貫通している。また、シリンダ本
体90の内周面中央部には、内方に突出した環状凸部90c
が形成され、ピストン91は、この環状凸部90cの内部に
パイプ94を介して左右へ摺動しながら進退しうるように
摺着されている。

ピストン91の左右のピストンロッド92a,92bとパイプ94
との間には、環状のラバースプリング95a,9abがそなえ
られており、さらに、このラバースプリング95a,95bの
外側には、それぞれ外方に向けて突出したストッパ96a,
96bが設けられた環状のプレート97a,97bが、左油室90a
または右油室90bの内部でスライドしうるようにそなえ
られている。

この各プレート97a,97bの外側面と各キャップ93a,93bの
内側面との間には、それぞれコイルスプリング98a,98b
が介装される。このコイルスプリング98a,98bは、ラバ
ースプリング95a,95bよりも柔軟であってばね定数が低
く、これらのばね特性の異なる２種のスプリング98a,98
bおよび95a,95bをピストン91と直列に装着することによ
り非線形ばね構造9Aが構成されている。

なお、ピストン91が中立状態の際には、環状凸部90cの
左右端面とパイプ94およびラバースプリング95a,95bの
左右端面とが面一になるように設定されており、また、
コイルスプリング98a,98bには、適当なプリロード（本
実施例では圧縮荷重）F₁が与えられているため、各プレ
ート97a,97bは、ピストン91の中立時において、コイル
スプリング98a,98bに付勢されて、環状凸部90c,パイプ9
4,ラバースプリング95a,95bの各端面と当接している。

したがって、左油室90aおよび右油室90bの内部の油圧が
調整され、ピストン91に左または右への油圧には力がは
たらいて、この油圧による力がコイルスプリング98a,98
bへのプリロードF₁を超えると、はじめてコイルスプリ
ング98a,98bも変形するようになっている。

なお、このプリロードの大きさは、第14図のグラフに示
すように、ピストン91のストロークが（＋S₁）または
（−S₁）を超えると、はじめてコイルスプリング98a,98
bが変形するように設定されている。逆にピストンのス
トロークが（−S₁〜＋S₁）の範囲内では、ラバースプリ
ング95a,95bが変形してスプリング反力を発揮するよう
になっており、この非線形ばね構造9Aは、リヤパワーシ
リンダ９への油圧がフェイルした際に、この剛性の強い
ラバースプリング95a,95bの作用によって一定のステア
リング剛性を確保しうるとともに、大舵角時に要する操
舵力を低減しようとするものである。このストローク
（−S₁〜＋S₁）の範囲は、油圧フェイル時に、車体の旋
回等により後輪2bに横力が加わって後輪2bが転舵しよう
としても、ラバースプリング95a,95bが確実に後輪2bを
中立状態へ戻すようにはたらきうるような範囲として設
定されている。

そして、このような非線形ばね機構9Aのアセンブリ特性
（シリンダストロークに対するスプリング反力の特性）
は、ラバースプリング95a,95b、コイルスプリング98a,9
8bおよびストッパ96a,96bの作用によって第14図に実線
で示すようになっている。

そして、これに応じたリヤパワーシリンダ９の出力特性
は第15図に実線で示すようになっている。

つぎに、リヤパワーシリンダ９により駆動されて後輪2b
を転舵するリヤサスペンション10について説明すると、
第3,16図に示すように、後輪2bのハブキャリヤ2b′は、
上下のラテラルリンク10b,10bを介してシャシメンバ12
に転舵可能に支持されている。なお、図示しないが、ラ
テラルリンク10b,10bはその円端をシャシメンバ12に枢
着されている。

さらに、この後輪2bのハブキャリヤ2b′には、トレーリ
ングアーム10aの一端が結合されており、後輪2bはこの
トレーリングアーム10aの移動に応じて転舵されるよう
になっている。

この各トレーリングアーム10aの前端は、平行リンク機
構11を介してシャシメンバ12に結合され支持されてい
る。また、この平行リンク機構11は、基端をシャシメン
バ12に枢支されていて、先端が一定範囲内で旋回自在と
なっているため、トレーリングアーム10aはこの平行リ
ンク機構11の先端を適宜旋回させながら、後輪2b側の一
端を中心として自ら旋回しうるようになっている。

この平行リンク機構11についてさらに説明すると、第16
図および第17図（ａ），（ｂ）に示すように、平行リン
ク機構11は、シャシメンバ12にパイプ11gを介して枢着
された基端側の一対の第１回転軸11d,11dと、この回転
軸11d,11dの上下に取り付けられシャシメンバ12の後方
へ突出してそなえられた一対の平行リンクアッパ11a,11
aおよび一対の平行リンクロア11b,11bと、この平行リン
クアッパ11a,11aと平行リンクロア11b,11bとの先端部相
互間を結合するようにそなえられた一対の第２回転軸11
e,11eとから構成されている。

そして、先端側の一対の回転軸11e,11eの軸回りに回転
自在に一対のアダプタ11c,11cがそなえられ、このアダ
プタ11c,11cの相互に支持されて、トレーリンクアーム
用支持ピン11fが装着されている。したがって、支持ピ
ン11fは、シャシメンバ12のほぼ長手方向に平行移動で
きるようになっている。トレーリングアーム10aの先端
は、この支持ピン11fに、ゴム材等でできた弾性ブッシ
ュ11iを介して上下ストロークに対して回転自在に結合
されている。なお、第17図中、符号11hは、各回転軸11
d,11eを装着するためのナットを示す。

そして、リヤパワーシリンダ９のピストンロッド92a,92
bはそのまま延長されてタイロッドとして、各トレーリ
ングアーム10aの先端部分に連結されている。したがっ
て、このピストンロッドとしてのタイロッド92a,92bの
スライドに応じてトレーリングアーム10aがそれぞれ車
幅方向へ駆動されるようになっている。

本発明の一実施例としての車両用前後輪操舵装置は、上
述のごとく構成されているので、以下のようにして後輪
2bが転舵される。

第３図に示すように、ステアリングホイール１を回転さ
せると、この回転力は、ステアリングシャフト1bを通じ
て、フロントパワーステアリングギヤボックス1aに伝達
され、前輪転舵機構FMを作動し、さらに、ギヤボックス
1aからベベルギヤアセンブリ３およびコントロールシャ
フト４を通じて後輪転舵比調整機構RCのカム機構５に伝
達される。

なお、ステアリングホイール１を右回転させると、コン
トロールシャフト４は後方より見て右回転し、ステアリ
ングホイール１を左回転させると、コントロールシャフ
ト４は後方より見て左回転する。

このステアリングホイール１の回転時において、前輪転
舵機構FMでは、フロントパワーステアリングギヤボック
ス1aを通じて駆動される図示しないフロントパワーシリ
ンダおよびラック21aとピニオン31a（第４図参照）とに
よって前輪2aが転舵される。

そして、ピニオン31aのピニオン軸31の回転力は常時に
は、ベベルギヤアセンブリ３のベベルギヤ32、34を通じ
て方向転換された上でコントロールシャフト４に伝達さ
れる。

なお、例えばコントロールシャフト４の変形やこのシャ
フト４により駆動される後輪転舵比調整機構RCおよび後
輪転舵機構RM等に不具合が生じたりして、ベベルギヤア
センブリ３に過大な負荷が加わるような緊急時には、ピ
ニオン軸31と第１のベベルギヤ32との間に介装された樹
脂ピン37が過大な負荷によって破壊する。これによっ
て、ピニオン軸31と第１のベベルギヤとの結合が解除さ
れ、後輪転舵比調整機構RCおよび後輪転舵機構RMへの操
舵力が断たれ、前輪操舵のみの２輪操舵に変更されるよ
うになっている。したがって、緊急時にも、前輪操舵能
力が確保されて、一定の操舵能力が保たれる利点があ
る。

コントロールシャフト４が回転すると、コントロールシ
ャフト４の後端にそなえられた円筒型カム機構５におい
て、回転運動が直線運動に変換される。

つまり、第１図に示すように、コントロールシャフト４
が回転すると、このコントロールシャフト４の後端に一
体的に結合された円筒カム51が回転する。これによっ
て、円筒カム51のカム溝53内に摺動可能に取付けられ、
第２図に示すようにその基部52aをケーシング50のスラ
イド室51aの内壁に案内されてスライドしうるようにな
っているスライダ52は、カム溝53内を摺動しながらスラ
イドロッド54とともに前後に進退動する。

このとき、カム溝53が中間部の螺旋状溝53aとその前後
円弧状溝53b,53cとから構成されるリミット出力機構5A
をそなえているので、コントロールシャフト４の回転度
合（したがってステアリングホイール１のハンドル角）
に対するスライダ52およびスライドロッド54の進退度合
（したがって後輪への出力）との関係は第７図のグラフ
に示すようになる。

つまり、ステアリングホイール１の中立位置を中心とし
て、左右へ一定のハンドル角以内では、スライダ52が螺
旋状溝53a内を摺動して進退動しハンドル角が一定値を
超えると、スライダ52が円弧状溝53b内で摺動して、前
進位置または後退位置において停止する。

このようなスライドロッド54の進退動は、同相逆相変換
機構６を介して、適宜調整されてロータリバルブ８へ伝
達されるが、この時、本発明の特徴とする同相逆相変換
機構６では、次のように各部が動作する。

つまり、まず、カム溝方向調整部6Cにおいて、常に車両
の速度に応じて円盤型カム61のカム溝61aの方向が調整
された上で、この調整されたカム溝61aに応じた適宜の
変換比率でスライド方向変換部6Aによりスライダ52の前
後方向へのスライド運動が左右方向への運動（横方向ス
ライド運動）に切換えられ、この横方行スライド運動が
後輪操舵力伝達部6Bにおいて、ロータリバルブ８へ伝達
されて、ロータリバルブ８が制御される。

このような同相逆相変換機構６の動作についてさらに詳
細に説明する。

カム溝方向調整部6Cでは、車速センサＳで検出した車速
検出信号を受けたコントローラＣから、この車速信号に
基づいた制御信号がステッピングモータアセンブリ７へ
送られて、ステッピングモータアセンブリ７のステッピ
ングモータ7bの作動が制御される。

例えば、車速が基準値Ｍである時には、カム溝61aが車
体の前後方向に沿うように向いた中立状態［第５図
（ａ）中における水平状態］になるように、ステッピン
グモータ7bが作動してモータ7bのモータ軸に連結された
スプライン軸66を駆動し、ベベルギヤ65,67を介してカ
ム61を回転調整する。この時、ステッピングモータアセ
ンブリ７では、エンコーダ7aによりフィードバック制御
されるため、車速に応じてカム61が適切に回転調整され
る。

そして、例えば車速が基準値Ｍよりも小さい中低速時に
は、カム溝61aが第５図（ａ）において符号61a″で示す
ような逆相用傾斜状態となるように、ステッピングモー
タ7bがカム61を回転調整する。この時、カム溝61aの傾
斜度合は、車速に応じたものに調整される。

また、車速が基準値Ｍよりも大きい高速時には、カム溝
61aが第５図（ａ）において符号61a′で示すように中低
速時とは逆向きの同相用傾斜状態となるように、ステッ
ピングモータ7bがカム61を回転調整する。この時も、カ
ム溝61aの傾斜度合は、車速に応じたものに調整され
る。

なお、この時、スプライン軸66の回転力は、スプライン
軸66のキー66aとステッピングモータ側のベベルギヤ67
のキー溝67aとのスプライン係合部を通じてベベルギヤ6
7に伝達される。

次に、スライド方向変換部6Aについて説明すると、この
スライド方向変換部6Aでは、車速に応じて適宜調整され
たカム溝61aを介して、スライド方向を変換する。

例えば、第６図（ａ）に示すように、車速が基準値Ｍで
あり、カム溝61aが中立状態となっていると、スライド
ロッド54とともにピン62がカム溝61a内を前後にスライ
ドしても、カム溝61aがこのピン62のスライド方向と一
致した方向にあるため、ピン62はカム溝61aの側壁へ力
を与えることはない。したがって、ステアリングホイー
ル１を操作してカム機構５を通じてピン62を進退させて
も、カム61およびスライドプレート64には、横方行のス
ライド力が発生しない。

また、第６図（ｂ）に示すように、車速がＭよりも小さ
い中低速時でカム溝61aが逆相用傾斜状態となっている
と、ピン62の進退動に応じて、カム61およびスライドプ
レート64に横方行のスライド力が伝達される。例えば、
ピン62が前進するとカム61およびスライドプレート64は
左方向へスライドし、ピン62が後退するとカム61および
スライドプレート64は右方向へスライドする。これに応
じて、後輪操舵力伝達部6Bにおいて、この横方行へのス
ライド運動が回転運動に変換されながらロータリバルブ
８のピニオン軸69aに動力伝達される。

一方、第６図（ｃ）に示すように、車速がＭよりも大き
い高速時でカム溝61aが同相用傾斜状態となっている
と、ピン62の進退動に応じて、カム61およびスライドプ
レート64に中低速時とは逆向きの横方向へのスライド力
が伝達される。例えば、ピン62が前進すると、カム61お
よびスライドプレート64は右方向へスライドし、ピン62
が後退するとカム61およびスライドプレート64は左方向
へスライドする。これに応じて、後輪操舵力伝達部6Bに
おいて、この横方行へのスライド運動が回転運度に変換
されながらロータリバルブ８のピニオン軸69aに動力伝
達される。

後輪操舵力伝達部6Bでは、各カム溝61a方向に基づいて
ピン62の位置つまりハンドル角に応じてロータリバルブ
８のロータリシャフト82がその回転位相をとるように、
スライドプレート64のラック64aとロータリシャフト82
の前端のピニオン軸69aに装着されたピニオン69との噛
合を通じて、動力を伝達する。

例えば、車速が基準値Ｍであれば、ピンの進退によらず
カム溝61aは第６図（ａ）に示すように常に中立状態に
保持され、カム61,スライドプレート64およびラック64a
とピニオン69とを通じてピニオン軸69aも中立状態に保
持される。したがって、ロータリシャフト82も第11図
（ａ）〜（ｃ）に示すような中立状態となり、後輪2bも
中立状態となっている。

また、車速の中低速時には、カム溝61aは第６図（ｂ）
に示すような逆相用傾斜状態にあり、ステアリングホイ
ール１を右回転させてピン62が前進すると、スライドプ
レート64が左方向へスライドしラック64aとピニオン69
との噛合部を通じて、ピニオン69とともにピニオン軸69
aおよびロータリシャフト82が、第12図（ａ）〜（ｄ）
に示すように、後方より見て左回転する。

逆に、ステアリングホイール１を左回転させてピン62が
後退すると、スライドプレート64が右スライドし、ピニ
オン69とともにピニオン軸69aおよびロータリシャフト8
2が後方より見て右回転する。

一方、車速の高速時には、カム溝61aは第６図（ｃ）に
示すような同相用傾斜状態にあり、ステアリングホイー
ル１を右回転させてピン62が前進すると、スライドプレ
ート64が右スライドし、ラック64aとピニオン69とを通
じて、ピニオン69とともにピニオン軸69aおよびロータ
リシャフト82が後方より見て右回転する。逆に、ステア
リングホイール１を左回転させてピン62が後退すると、
スライドプレート64が左スライドし、ピニオン軸69aお
よびロータリシャフト82が後方より見て左方向に回転す
る。

なお、スライドプレート64のスライド時には、このスラ
イドプレート64の取付板64dに軸支されたステッピング
モータ側のベベルギヤ67が、第６図（ａ）〜（ｃ）に示
すように、スライドプレート64とともにスライドするた
め、このベベルギヤ67とカム側のベベルギヤ65との噛合
状態が常時確保されている。

次に、ロータリバルブ８、リヤパワーシリンダ９、非線
形ばね機構9Aおよびリヤサスペンション10の動作を説明
する。

第11図（ａ）〜（ｃ）に示すように、ロータリシャフト
82が中立状態の時には、ロータリシャフト82の外周面
と、スプール81または第１および第２のリング84a,84b
の内周面との間に隙間が生じるため、プレッシャプート
P_Pは、これらの隙間を通じてロータリシャフトの第１の
凹所82a内および第２の凹所82b内と連通し［第11図
（ａ）の矢印参照］、さらに、この第１および第２の凹
所の各内部から各隙間と第１および第２の環状油室89a,
89bとを通じてＸポートP_XおよびＹポートP_Yとが連通し
ている［第11図（ｂ），（ｃ）の各矢印参照］。また、
プレッシャポートP_Pは、中空部82g,83bを通じてリター
ンポートP_Rとも連通している［第11図（ｄ）の矢印参
照］。

したがって、リヤパワーシリンダ９の左油室90a,右油室
90bは同圧となって、リヤパワーシリンダ９が中立状態
に保たれ、後輪2bも中立状態に保持される。

そして、例えば、第12図（ａ），（ｃ），（ｄ）に示す
ように、ロータリシャフト82が角度θだけ左回転する場
合を考えると、ロータリシャフト82の外周面がスプール
81または第１および第２のリング84a,84bの内周面と密
接して、ロータリシャフト82の第１の凹所82a内と第２
の凹所82b内との間が閉塞される。これにより、プレッ
シャポートP_Pは、第２の凹所82b内と連通して［第12図
（ａ）の矢印参照］、この第２の凹所82b内と開口84e,8
1aとを介して連通する第１の環状油室89aとを通じてＹ
ポートP_Yと連通する［第12図（ｃ）の矢印参照］。した
がって、プレッシャポートP_Rからの圧油がＹポートP_Yか
らリヤパワーシリンダ９の左油室90a内に供給される。

一方、リターンポートP_Rは、このリターンポートP_Rに第
３の環状油室89cと開口83cとを介して連通状態にある中
空部82g,83bと、この中空部82g,83bと第２の連通路82d
および開口84g,81bを介して連通する第２の環状油室89b
とを通じて連通する［第12図（ｄ）の矢印参照］。した
がって、リヤパワーシリンダ９の右油室90b内の圧油が
ＸポートP_XからリターンポートP_Rへ排出される。

このように、リヤパワーシリンダ９の左油室90aへ圧油
が供給されて右油室90bから圧油が排出されるため、リ
ヤパワーシリンダ９内のピストン92は、例えば第６図
（ｃ）中の矢印ａで示すように右方向へ駆動される。

この時、図示しない連動機構によりフィードバック制御
されながらロータリシャフト82に追従する追従シャフト
83は、ピストン92が所要量だけ移動すると、第12図
（ｂ）に示すように、ロータリシャフト82と同位相だけ
回転し、リヤパワーシリンダ９への油圧の給排が停止さ
れる。

そして、この時、リヤパワーシリンダ９にそなえられた
非線形ばね構造9Aが作用する。つまり、第14図に示すよ
うに、ハンドル角が大きい場合には、コイルスプリング
98aに抗して後輪操舵力を発揮すればよく、コイルスプ
リング98aのばね定数が小さくスプリング反力の増加も
抑制されているため、第15図に示す後輪操舵力つまりリ
ヤパワーシリンダへの油圧供給量の増加が抑制される。
なお、この非線形ばね構造9Aには、ストッパ96a,96bが
そなえられているため、第14図に示すように後輪舵角量
が制限される。

そして、このようなピストン92とともにピストンロッド
（タイロッド）92a,92bも右方向へ駆動されると、この
ピストンロッド92a,92bにより、左右のトレーリングア
ーム10a,10aがともに右方向へ駆動させる。

例えば、高速時に、ステアリングホイール１を右回転さ
せると、コントロールシャフト４も後方より見て右回転
し、これによって、スライドロッド54とともにスライド
ピン62が前方へスライドし、第６図（ｃ）に示すよう
に、同相逆相変換機構６を介してピニオン69が後方より
見て左回転して、第12図（ａ）〜（ｃ）に示すように、
ロータリバルブ８が作動して、トレーリングアーム10a,
10aが右方向へ駆動され、後輪2bが前輪2aと同位相（同
相）の右方向へ転舵される。

また、中低速時は、ステアリングホイール１を左回転し
て、スライドピン62を後退させると、ピニオン69が左回
転し、後輪2bが、左方向へ転舵される前輪2aとは逆位相
（逆相）の右方向へ転舵される。

この後輪転舵時に、各トレーリングアーム10aの前端
は、平行リンク機構11を介して平行移動自在にシャシメ
ンバに結合されているので、トレーリングアーム10aは
容易に横移動する。

つまり、第18図（ａ）に示すようなトレーリングアーム
10aの旋回時には、トレーリングアーム10aのブッシュ11
iの軸心と、このブッシュ11i内のピン11fの軸心とのな
す角（ブッシュのこじれ角）α，βが、例えば、第18図
（ｂ）に示す一本リンクのこじれ角α，βに比べて著し
く小さく、また第18図（ｃ）に示すパワーシリンダで直
接Ｚ点を駆動させるものに比べＺ点のスライド上の問題
も少いため、トレーリングアーム10aの横移動、つまり
後輪2bの転舵が無理なく行なわれるようになる。

また、この平行リンク機構11では、Ｚ点（支持ピン11f
の中心点）の仮想の旋回半径Ｒ′が、平行リンク長（平
行リンクアッパ11aおよび平行リンクロア11bの長さ）Ｒ
よりも大きくなるため、後輪操舵時に、Ｚ点の描く円弧
を大きくすることができる。したがって、Ｅ点（トレー
リングアーム10aの後輪1bへの連結点）の変位つまりホ
イールベースおよびトレッドの変化を小さくすることが
できる。また、リヤパワーシリンダ９のストロークが小
さくても所要の後輪舵角（θ）を得られるようになる。

さらに、２本のリンク長を適当に調整することにより、
パワーシリンダ９のストロークに対するIN側またはOUT
側への後輪舵角特性を変更することができ、設計自由度
が大きいという利点もある。

このようにして、車速に対応した後輪転舵比に基づい
て、ステアリング１の操作量（ハンドル角）に応じて所
要角度だけ後輪2bが転舵される。

なお、ハンドル角に対する後輪転舵角の大きさは、第８
図に示すようになっており、角車速に応じて、一定ハン
ドル角までは、リニアに変化する。

例えば、中低速時には、同相逆相変換機構６のカム溝61
aが第６図（ｂ）に示すようにハンドル角の大きさに応
じた逆相傾斜状態となって、後輪2bは前輪2aと逆位相方
向に所要角度だけ転舵される。この時の転舵比は、車速
が小さいほど、大きくなる。

一方、高速時には、同相逆相変換機構６のカム溝61aが
第６図（ｃ）に示すような同相傾斜状態となって、ハン
ドル角の大きさに応じて、後輪2bは前輪2aと同位相方向
に所要角度だけ転舵される。この時の転舵比は、車速が
大きい程大きくなる。

そして、ハンドル角が一定値を超えると、カム機構５の
リミット出力機構5Aがはたらいて、つまり、カム機構５
の円弧状溝53b,53c内をスライダ52が摺動して、ハンド
ル角によらず後輪操舵角が一定に保持される。

この結果、中低速域における後輪の逆位相転舵時には、
後輪のグリップ力の低下が防止され、高速域における後
輪の同位相転舵時には、強アンダステア特性が抑制され
る。したがって、安定した車体姿勢でより確実に操舵で
きるようになるとともに、ソフトにステアリング操作で
きるようになり、ステアリングフィーリングが向上す
る。

なお、第８図中、0.5g,0.7g,0.9gを付して示す曲線は、
各車速における定常回転時のハンドル角と横Ｇ（横加速
度）との関係を示す。

このように本実施例では、後輪転舵比調整機構RCの同相
逆相変換機構６によって車速に応じて後輪転舵比を変更
させながらハンドル角に対して線形に後輪2bを転舵でき
るようになり、カム機構５のリミット出力構造5Aのはた
らきと相まって、第９図に実線で示すように、前後輪舵
各比ｋの車速ｖに対する特性を車体の重心スリップ角β
_Ｇ＝０となるように設定できる。これにより、車体の操
縦性能を大きく向上できるようになる。

そして、後輪転舵機構RMがフェイルした場合には、リヤ
パワーシリンダ９に組み込まれた中立位置付勢機構とし
ての非線形ばね構造が、そのラバースプリング95a,95b
およびコイルスプリング98a,98bの中立位置への付勢力
によって後輪2bが中立状態へ保持される。この時、ラバ
ースプリング95a,95bには大きなばね直を設定しうるた
め、後輪のための十分な中立位置付勢力が得られる。

なお、第９図中の破線は、従来例（特開昭60−193770号
公報に示される四輪操舵装置）の特性を示すものであ
り、この場合特に低速時の逆相域では前後輪転舵角比が
小さく、β_Ｇ＝０に制御できない。

また、本実施例では、同相逆相変換機構６の円盤型カム
61のカム溝61aを直線上に設定したが、他の適当な曲線
状に設定することも考えられ、このカム溝61aの形状設
定により、ハンドル角に対する後輪転舵角の関係を線形
にも、非線形にも自由に設定できる。

また、カム61は円盤型に限られるものではない。

さらに、円筒型カム５のカム溝53の形状は、この実施例
に限定されるものではなく、螺旋状のカム溝53aの傾斜
度合を非線形にしたり、円弧状のカム溝53bにやや傾斜
（円筒型カム５の軸心方向への傾斜）を与えることなど
も考えられ、必要に応じた出力特性を自由に設定しう
る。

また、円筒カム機構５や後輪転舵比調整機構RCは、いず
れもコンパクトに構成でき、全体構造がコンパクトにな
る。

さらに、これらの円筒カム機構５と後輪転舵比調整機構
RCとを連絡するスライド部材54の長さの設定には自由度
があり、したがって、円筒カム機構５と後輪転舵比調整
機構RCとを適当に離隔させる自由度もあり、設置が容易
である。

〔発明の効果〕

以上詳述したように、本発明の車両用前後輪操舵装置に
よれば、ステアリング機構に連結された前輪転舵機構
と、上記ステアリング機構に後輪転舵比調整機構を介し
て連結された後輪転舵機構と、上記後輪転舵比調整機構
に設けられ上記ステアリング機構側から伝達される回転
運動を直線運動に変換する円筒型カム機構とをそなえ、
同カム機構が、ステアリングホィールの回動に応じて回
転する円筒カムと、同円筒カムに形成された螺旋状のカ
ム溝に係合し同円筒カムの回転に応じて前後に直線運動
するスライド部材とから構成され、上記螺旋状のカム溝
の前端および後端に、上記円筒カムの回転軸方向とはほ
ぼ直交するよう方向設定された円弧状のカム溝が上記螺
旋状のカム溝と連続するように形成されるとともに、上
記後輪転舵比調整機構に、上記スライド部材側のピンに
係合するカム溝を有して上記スライド部材の前後方向直
線運動を車幅方向直線運動に変換するスライド方向変換
機構及び同スライド方向変換機構で変換された車幅方向
直線運動を回転運動に変換して出力する出力機構からな
る変換機構と、上記スライド方向変換機構を車速に応じ
て回動させながら上記カム溝の方向を車速に応じて調整
する調整機構とがそなえられて、上記後輪転舵機構に、
上記変換機構で変換され出力された回転運動に応じて後
輪転舵部材を駆動する転舵部材駆動機構がそなえられ、
上記後輪転舵機構に回転運動が出力されるように構成さ
れることによって、後輪への操舵力伝達系が小型化でき
るという利点があるとともに、後輪の逆相操舵時には、
タイヤのグリップ力の低下が防止されるようになり、後
輪の同相操舵時には、強アンダーステアリング化が防止
されるようになるため、操舵性能の向上と走行フィーリ
ングの向上とがもたらされる利点がある。

【図面の簡単な説明】

第１〜18図は本発明の一実施例としての車両用前後輪操
舵装置を示すもので、第１図はそのカム機構を示す斜視
図、第２図（ａ）はそのカム機構の縦断面図、第２図
（ｂ）はそのカム機構の横断面図、第３図はその全体構
成を示す模式的な斜視図、第４図はそのベベルギヤアセ
ンブリを示す縦断面図、第５図（ａ）はその同相逆相変
換機構の一部を破断して示す平面図、第５図（ｂ）はそ
の同相逆相変換機構の一部を破断して示す側面図、第５
図（ｃ）はその同相逆層変換機構の一部を破断して示す
後方正面図、第６図（ａ）〜（ｃ）はいずれもその同相
逆層変換機構の動作を説明するための斜視図、第７図は
そのカム機構による動力伝達状態を説明するためのグラ
フ、第8,9図はいずれもそのカム機構にょる後輪操舵特
性を示すグラフ、第10図（ａ）はそのロータリバルブの
鉛直縦断面図、第10図（ｂ）はそのロータリバルブの水
平縦断面図、第11図（ａ）は第10図（ａ）のXIa−XIa矢
視断面図、第11図（ｂ）は第10図（ａ）のXIb−XIb矢視
断面図、第11図（ｃ）は第10図（ａ）のXIc−XIc矢視断
面図、第11図（ｄ）は第10図（ａ）のXId−XId矢視断面
図、第12図（ａ），（ｂ）はそのロータリバルブの作動
状態を第11図（ａ）と対応させて示す横断面図、第12図
（ｃ）はそのロータリバルブの作動状態を第11図（ｂ）
と対応させて示す横断面図、第12図（ｄ）はそのロータ
リバルブの作動状態を第11図（ｃ）と対応させて示す横
断面図、第13図はそのリヤパワーシリンダの縦断面図、
第14図はそのリヤパワーシリンダの非線形バネ機構のア
センブリ特性を示すグラフ、第15図はそのリヤパワーシ
リンダの出力特性を示すグラフ、第16図はそのリヤサス
ペンション部分を中心として示す模式的な斜視図、第17
図（ａ）はその平行リンク機構を示す第16図のXVIIa−X
VIIa矢視断面図、第17図（ｂ）は第17図（ａ）のXVIIb
−XVIIb矢視断面図、第18図（ａ）〜（ｃ）はその平行
リンク機構の動作を他の機構と比較して示す模式的な作
動図であり、第19図は車両の横滑り角特性グラフであ
る。 １……ステアリングホイール、1a……フロントパワース
テアリングギヤボックス、1b……ステアリングシャフ
ト、1c……タイロッド、2a……前輪、2b……後輪、2b′
……ハブキャリヤ、３……ベベルギヤアセンブリ、４…
…コントロールシャフト、５……カム機構、5A……リミ
ット出力機構、６……同相逆相変換機構、6A……スライ
ド方向変換機構としてのスライド方向変換部、6B……出
力機構としての後輪操舵力伝達部、6C……調整機構とし
てのカム溝方向調整部、6D……変換機構、７……ステッ
ピングモータアセンブリ、7a……エンコーダ、7b……ス
テッピングモータ、８……転舵部材駆動機構としてのロ
ータリバルブ、９……リヤパワーシリンダ、9A……非線
形ばね構造、9a,9b……リヤパワーシリンダのロッド、1
0……リヤサスペンション、10a……トレーリングアーム
（後輪転舵部材）、10b……ラテラルロッド、11a……平
行リンクアッパ、11b……平行リンクロア、11c……アダ
プタ、11d……第１回転軸、11e……第２回転軸、11f…
…トレーリングアーム用支持ピン、11g……パイプ、11h
……ナット、11i……ブッシュ、12……シャシメンバ、2
1……前輪操舵用のシャフト、21a……ラック、30……ケ
ーシング、31……第１のシャフト（ピニオン軸）、32…
…第１のベベルギヤ、33……第２のシャフト、34……第
２のベベルギヤ、35……ユニバーサルジョイント、35a
……ダストカバー、36a,36b,36c,36d……ベアリング、3
7……樹脂ピン、38a……シーラ、50……ケーシング、50
a……スライド室、51……円筒カム、52……スライダ、5
2a……スライダ基部、52b……筒状摺動部材、53……カ
ム溝、53a……螺旋状溝（螺旋状のカム溝）、53b,53c…
…円弧状溝（円弧状溝のカム溝）、54……スライド部材
としてのスライドロッド、55……スプリングピン、56…
…ベアリング、57……ベアリング、58……ナット、59…
…ベアリング、60……ケーシング、60a……軸受、61…
…円盤型カム、61a……カム溝、62……スライドピン、6
2a……摺動リング、62b……ピン取付部材、63……ガイ
ド部材、63a……ガイド用長穴、64……スライドプレー
ト（スライド部材）、64a……ラック、64b……スライド
用ベアリング、64c……ベアリング、64d……取付板、65
……カム側のベベルギヤ、66……スプライン軸、66a…
…キー、67……ステッピングモータ側のベベルギヤ、67
a……キー溝、67b……ベアリング、69……ピニオン、69
a……ピニオン軸、69b……ピン、80……ハウジング、80
a……前部ハウジング、80b……中間部ハウジング、80c
……後部ハウジング、80d……弁室、80e……ボルト・ナ
ット、81……スプール、81a……第１の開口、81b……第
２の開口、81c……環状溝、81d……第３の開口、81e…
…凹所、82……ロータリシャフト、82a……第１の凹
所、82b……第２の凹所、82c……第１の連絡口、82d…
…第２の連絡口、82e……第１の仕切壁、82f……第２の
仕切壁、82g……中空部、83……追従シャフト、83a……
ピン、83b……中空部、83c……開口、84a……第１のリ
ング、84b……第２のリング、84c……連通室、84d〜84g
……開口、85……内部シャフト、86……ピン、87a,87b,
87c……ベアリング、88……シールリング、88a,88b,88
c,88d,88e,88f……Ｏリング、89a……第１の環状油室、
89b……第２の環状油室、89c……第３の環状油室、90…
…シリンダ本体、90a……左油室、90b……右油室、90c
……環状凸部、91……ピストン、92a,92b……ピストン
ロッド（タイロッド）、93a,93b……キャップ、94……
パイプ、95a,95b……ラバースプリング、96a,96b……ス
トッパ、97a,97b……プレート、98a,98b……コイルスプ
リング、FM……前輪転舵機構、RC……後輪転舵比調整機
構、RM……後輪転舵機構、ST……ステアリング機構、P_P
……プレッシャポート（Ｐポート）、P_R……リターンポ
ート（Ｒポート）、P_X……Ｘポート、P_Y……Ｙポート。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭60−191877（ＪＰ，Ａ) 実開 昭61−33767（ＪＰ，Ｕ)

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】ステアリング機構に連結された前輪転舵機
   構と、 上記ステアリング機構に後輪転舵比調整機構を介して連
   結された後輪転舵機構と、 上記後輪転舵比調整機構に設けられ上記ステアリング機
   構側から伝達される回転運動を直線運動に変換する円筒
   型カム機構とをそなえ、 同カム機構が、ステアリングホィールの回動に応じて回
   転する円筒カムと、同円筒カムに形成された螺旋状のカ
   ム溝に係合し同円筒カムの回転に応じて前後に直線運動
   するスライド部材とから構成され、上記螺旋状のカム溝
   の前端および後端に、上記円筒カムの回転軸方向とほぼ
   直交するよう方向設定された円弧状のカム溝が上記螺旋
   状のカム溝と連続するように形成されるとともに、 上記後輪転舵比調整機構に、 上記スライド部材側のピンに係合するカム溝を有して上
   記スライド部材の前後方向直線運動を車幅方向直線運動
   に変換するスライド方向変換機構及び同スライド方向変
   換機構で変換された車幅方向直線運動を回転運動に変換
   して出力する出力機構からなる変換機構と、上記スライ
   ド方向変換機構を車速に応じて回動させながら上記カム
   溝の方向を車速に応じて調整する調整機構とがそなえら
   れて、 上記後輪転舵機構に、上記変換機構で変換され出力され
   た回転運動に応じて後輪転舵部材を駆動する転舵部材駆
   動機構がそなえられ、上記後輪転舵機構に回転運動が出
   力されるように構成されている ことを特徴とする、車両用前後輪操舵装置。