JPH0764264B2

JPH0764264B2 - 車両の４輪操舵装置

Info

Publication number: JPH0764264B2
Application number: JP7276786A
Authority: JP
Inventors: 晃彦三好
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1986-03-31
Filing date: 1986-03-31
Publication date: 1995-07-12
Anticipated expiration: 2010-07-12
Also published as: JPS62227872A

Description

【発明の詳細な説明】（産業上の利用分野）本発明は前輪と共に後輪をも転舵させるようにした車両
の４輪操舵装置に関する。

（従来技術およびその問題点）車両のなかには、いわゆる４輪操舵と呼ばれるように、
前輪と共に後輪をも転舵させるようにしたものがある。

この４輪操舵では、後輪転舵値例えば後輪転舵比を例え
ば車速に応じて可変とすることが一般的であり（特開昭
60−85067号公報参照）、また、この後輪転舵比の制御
特性を複数設定しておいて、各種センサからの情報ある
いは運転車の好みに応じて選択的に切換え得るようにし
たものも提案されている（特開昭60−135369号公報参
照）。

この種の４輪操舵装置にあっては、例え前輪舵角が同じ
であったとしても、車速などの変化あるいは特性切換え
に伴なって後輪転舵比が変更され、後輪が転舵されるこ
ととなる。

ところで、前記後輪転舵比の制御特性は定常走行状態に
おける車両の要求に基づいて決定されており、したがっ
て、後輪転舵比が変化する過渡期での安全対策が必要と
なる。

これに対して、前述した特開昭60−85067号公報等に見
られるように、後輪転舵比の変更を強要する車速の変化
あるいは特性切換があったときには、後輪転舵比の変化
をゆっくりと行なわせることが提案されている。

この提案によれば、後輪転舵比の変化を直接的に捉がす
情報、すなわち、車速の変化、特性切換えに対応して、
後輪転舵比の変化に伴う車両の挙動変化が抑えられるこ
ととなる。

しかしながら、後輪転舵比の変化が車両の挙動変化に及
ぼす影響を見たときに、車両の挙動変化が問題となるの
は、後輪転舵比の変更を強要する情報の変化、つまり車
速、特性切換えという要素に限られるものではない。

例えば、加速時に駆動輪に加わる駆動力が増加すること
に起因して駆動輪が路面に対して過回転状態となるスピ
ンしているときには、タイヤのグリップ力が低下して車
両が不安定な状態にある。このため、後輪転舵比の変化
が車両の挙動変化に及ぼす影響は大きい。

そこで、本発明の目的は、加速時における駆動輪のスピ
ンとの関係で後輪転舵値の変化に伴う車両の挙動変化を
抑えるようにした車両の４輪操舵装置を提供することに
ある。

（問題点を解決するための手段、作用）すなわち、本発明は、駆動輪のスピンと、後輪が転舵さ
れることに伴う車両の挙動変化との関係をみたときに、
駆動輪が大きくスピンしているときには、後輪が僅かに
転舵されたとしても、車両の挙動変化に大きな影響を及
ぼすこと、つまり後輪転舵値の変化に対して敏感な運転
状態にあるという点に着目し、駆動輪がスピンしている
ときには後輪転舵の単位時間当りの変化量に規制を加え
るようにしたものである。

具体的には、後輪を転舵可能とした車両の４輪操舵装置
を前提とし、第１図に示すように、後輪を転舵可能とした車両の４輪操舵装置において、駆動輪に加わる駆動力に起因して駆動輪が路面に対して
過回転となるスピン状態を検出するスピン検出手段と、前記後輪転舵の単位当りの変化量を規制する規制手段
と、前記スピン検出手段からの信号を受け、駆動輪が大きく
スピンしているときには小さいときに比べて前記規制手
段による規制量を大きくする規制量調整手段と、を備えた構成としてある。

（実施例）以下本発明の実施例を添付した図面に基いて説明する。

第２図において、1Rは右前輪、1Lは左前輪、2Rは右後
輪、2Lは左前輪であり、左右の前輪1R、1Lは前輪転舵機
構Ａにより連係され、また左右の後輪2R、2Lは後輪転舵
機構Ｂにより連係されている。

前輪転舵機構Ａは、実施例では、それぞれ左右一対のナ
ックルアーム3R、3Lおよびタイロッド4R、4Lと、該左右
一対のタイロッド4R、4L同志を連結するリレーロッド５
とから構成されている。この前輪転舵機構Ａにはステア
リング機構Ｃが連係されており、このステアリング機構
Ｃは、実施例ではラックアンドピニオン式とされてい
る。すなわち、リレーロッド５にはラック６が形成され
る一方、該ラック６と噛合うピニオン７が、シャフト８
を介してハンドルに連結されている。これにより、ハン
ドル９を右に切るような操作をしたときには、リレーロ
ッド５が第２図左方へ変位して、ナックルアーム3R、3L
がその回動中心3R′、3L′を中心にして上記ハンドル９
の操作変位量つまりハンドル舵角に応じた分だけ同図時
計方向に転舵される。同様に、ハンドル９を左に切る操
作をしたときは、この操作変位量に応じて、左右前輪1
R、1Lが左を転舵されることとなる。

後輪転舵機構Ｂも、前輪転舵機構Ａと同様に、それぞれ
左右一対のナックルアーム10R、10Lおよびタイロッド11
R、11Lと、該タイロッド11R、11L同志を連結するリレー
ロッド12と、を有し、実施例では、後輪転舵機構Ｂが油
圧式のパワーステアリング機構Ｄを備えた構成とされて
いる。

このパワーステアリング機構Ｄについて説明すると、リ
レーロッド12にはシリンダ装置13が付設されて、そのシ
リンダ13aが車体に固定される一方、シリンダ13a内を２
室13b、13cに画成するピストン13dが、リレーロッド12
に一体化されている。このシリンダ13a内の２室13b、13
cは、配管14あるいは15を介してコントロールバルブ16
に接続されている。また、このコントロールバルブ16に
は、それぞれリザーバタンク17より伸びる配管18、19が
接続され、オイル供給管となる配管18には、図示を略す
エンジンにより駆動されるオイルポンプ20が接続されて
いる。上記コントロールバルブ16は、そのコントロール
ロッド21がスライディング式とされたいわゆるブースタ
バルブタイプ（スプールタイプ）とされて、該コントロ
ールロッド21の入力部21aが後述する転舵比変更装置Ｅ
の移動部材として兼用され、またコントロールロッド21
の出力部21bは、後輪転舵機構Ｂのリレーロッド12に一
体化されている。

このようなパワーステアリング機構Ｄにあっては、既知
のように、上記コントロールロッド21が第２図左方向へ
変位され、これにより、ナックルアーム10R、10Lがその
回動中心10R′、10L′を中心にして第２図時計方向に回
動して、後輪2R、2Lが右へ転舵される。そして、この舵
の際、コントロールロッド21の変位量に応じて、シリン
ダ装置13の室13b内にはオイルが供給され、上記リレー
ロッド12を駆動するのを補助する（倍力作用）。同様
に、コントロールロッド21を第２図右方向に変位させた
ときは、この変位量に応じて、シリンダ装置13の倍力作
用を受けつつ（オイルは室13bへ供給される）、後輪2
R、2Lが左へ転舵されることになる。

前輪転舵機構Ａも、後輪転舵機構Ｂと同様にパワーステ
アリング機構Ｆを有するものとされている。このパワー
ステアリング機構Ｆは、前輪転舵機構Ａのリレーロッド
５に対して付設されたシリンダ装置65を備え、そのシリ
ンダ65aが車体に固定される一方、該シリンダ65a内を２
室65、65cに画成するピストン65dが、リレーロッド５に
一体化されている。このシリンダ65a内の２室65b、65c
は、配管66あるいは67を介して、ステアリング機構Ｃの
シャフト８に設けた回転型のコントロールバルブ68に接
続されている。このコントロールバルブ68は、前記オイ
ルポンプ20の吐出側において接続された分流弁69より伸
びる配管70、および配管19より分岐した配管71が接続さ
れている。

このようなパワーステアリング機構Ｆは、ハンドル９の
操作力を倍力（シリンダ装置65の室65bあるいは65cに対
するオイルを供給することによる倍力）してリレーロッ
ド５に伝達するもので、このようなパワーステアリング
機構Ｆ自体の作用は、基本的には前記パワーステアリン
グ機構Ｄと同じなのでこれ以上の詳細な説明は省略す
る。

ステアリング機構Ｃと後輪転舵機構Ｂとは、前輪転舵機
構Ａおよび転舵比変更装置Ｅを介して連係されている。
この転舵比変更装置Ｅからは、入力ロッド22が前方へ伸
び、その前端部に取付けたピニオン23が、前輪転舵機構
Ａのリレーロッド５に形成したラック24と噛合されてい
る。なお、転舵比変更装置Ｅの出力ロッドは、前述のよ
うに、コントロールバルブ16におけるコントロールロッ
ド21の入力部21aによって兼用されている。

転舵比変更装置Ｅの一例を第３図により説明する。この
転舵比変更装置Ｅにあっては、前記コントロールロッド
21の入力部21aは、車体に対して車幅方向に摺動自在に
保持されており、その移動軸線をl₁として示してある。
また、この転舵比変更装置Ｅは、揺動アーム31を有して
おり、この揺動アーム31は、その基端部が、ホルダ32に
対してピン33により揺動自在に枢着されている。このホ
ルダ32は、その回動軸32aが、前記入力部21aの移動軸線
l₁と直交する直交線l₂を中心として回動自在に車体に保
持されている。そして、前記ピン33は、この両線l₁とl₂
との交点部分に位置すると共に、直交線l₂と直交する方
向に伸びている。したがって、揺動アーム31は、ピン33
を中心にして揺動自在とされるが、ホルダ32を回動させ
ることによって、このピン33と移動軸線l₁とのなす傾斜
角、すなわちピン33を中心とした揺動軌道面の移動軸線
l₁と直交する面（基準面）に対する傾斜角が可変とされ
る。

前記揺動アーム31の先端部と入力部21aとは、連結ロッ
ド34により連結されている。すなわち、連結部材34は、
ボールジョイント35を介して揺動アーム31の先端部に連
結され、またボールジョイント36を介して、入力部21a
に連結されている。

前述のような連結ロッド34により、揺動アーム31の各端
部にあるボールジョイント35と36との間隔は、常に一定
に保持されることになる。したがって、上記ボールジョ
イント35が第３図左右方向に変位すれば、この変位に応
じて、入力部21aが第３図左右方向に変位されることと
なる。

揺動アーム31のピン33を中心とした揺動は、ステアリン
グ機構Ｃの操作変位すなわちハンドル舵角に応じてなさ
れるものであり、このため実施例では、連結ロッド34に
対して、傘歯車からなる回動板37が連結されている。こ
の回動板37は、その回動軸37aが移動軸線l₁にあるよう
に車体に回動自在に保持され、この回動板37の偏心部分
に対しては、前記連結ロッド34がボールジョイント38を
介して摺動自在に貫通している。そして、傘歯車からな
る回動板37に対しては、前記入力ロッド22に連結された
傘歯車39が噛合されている。

このような回動板37により、揺動アーム31は、ハンドル
舵角に応じた量だけピン33を中心にして揺動されること
になるが、ピン33の軸線と移動軸線l₁とが傾斜している
と、このピン33を中心とした揺動に伴なって、ボールジ
ョイント35が第３図左右方向すなわち移動軸線l₁方向に
変位し、この変位は、連結ロッド34を介して入力部21a
に伝達されて、該入力部21aが変位されることになる。
そして、このボールジョイント35の第３図左右方向の変
位は、ピン33を中心とした揺動アーム31の揺動角が同じ
であったとしても、ピン33の傾斜角すなわちホルダ32の
回動角が変更すると、変更されることになる（転舵比変
化）。

前記傾斜角を変更するため、ホルダ32の回動軸32aに対
して、ウォームホイールとしてのセクタギヤ40が取付け
られると共に、該セクタギア40に噛合するウォームギア
41が、一対の傘歯車42、43を介して、傾斜角変更手段と
してのステッピングモータ44により回転駆動されるよう
になっている。

ここで、上述した揺動アーム31のピン33を中心とした揺
動角および揺動アーム31の傾斜角（ピン33の傾斜角）
が、ボールジョイント35（入力部21a）の移動軸線l₁方
向の変位に与える影響について説明する。いま、揺動ア
ーム31のピン33を中心とした揺動角をθ、移動軸線l₁と
直交する基準面をδ、揺動アーム31の揺動軌道面が上記
基準面δとなす傾斜角をα、ボールジョイント35のピン
33からの偏心距離をｒとすると、このボールジョイント
３の移動軸線l₁方向の変位Ｘは、Ｘ＝r tan α・sinθ
となって、αおよびθをパラメータとする関数となる。
したがって、傾斜角αをある一定の値に固定すれば、Ｘ
はθの関数つまりハンドル舵角θＦに応じたものとな
り、この傾斜角αの値を変更すれば、ハンドル舵角θＦ
が同じであったとしてもＸの値が変化することになる。
そして、この傾斜角αの変更が後輪転舵比Ｒの変化とな
って表われることとなる。すなわち、ステッピングモー
タ44の回転角（ステッピング数値）と転舵比Ｒとが一義
的に対応したものとなっている。

この転舵比Ｒは、第４図に示すように、車速（Ｖ）をパ
ラメータとして可変され、この転舵比特性としては、こ
こでは低速運転状態では逆位相側にある転舵比が与えら
れ、高速運転状態では同位相側にある転舵比が与えられ
て、車速が大きくなる程、転舵比が同位相方向に変化す
るようになっている。したがって、ハンドル舵角θＦが
一定であったとしても、車速の変化に伴って、第５図に
示すように加速状態では後輪転舵比（Ｒ）が同位相方向
に変化し、減速状態では後輪転舵比（Ｒ）が逆位相方向
に変化することとなる。

ここで、後輪2R、2Lを強制的に中立位置すなわち直進状
態とするために、後輪用パワーステアリング機構Ｄに
は、一対のリターンスプリング13e、13fが付設されてい
る。この両スプリング13e、13fは、それぞれ後輪用リレ
ーロッド12を左右逆方向から互いに等しい力で付勢して
いる。また、前記パワーステアリング機構Ｄの両油室13
bと13cとは、連通路16を介して接続されると共に、該連
通路46には、電磁式の開閉弁47が接続されている。これ
により、開閉弁17を閉じた状態では、油室13bあるいは1
3cに対する油圧の供給により後輪2R、2Lがスプリング13
eあるいは13fに抗して転舵され、開閉弁47を開として両
油室13bと13cとを同圧にすると、スプリング13e、13fの
作用により、後輪2R、2Cは強制的に中立位置とされる。
勿論、このスプリング13e、13fの付勢力は、旋回時に後
輪2Rあるいは2Lから受ける外力に抗して中立位置をとり
得るような大きさに設定されている。

また、前記ステッピングモータ44により駆動されるセク
タギア40は、その両揺動ストローク端が、同位相側スト
ッパ48、逆位相側ストッパ49（第３図参照）により規制
されるようになっている。

第２図中、51は例えばマイクロコンピュータにより構成
された制御ユニットで、この制御ユニット51には、駆動
輪のスピン量を検出するスピン検出手段52、車速Ｖを検
出する車速センサ53からの信号が入力され、また、この
制御ユニット51からは、前記ステッピングモータ44およ
び開閉弁47に出力される。そして、前記スピン検出手段
52は、駆動輪（例えば前輪駆動型式のものであれば前
輪）の回転数と従動輪の回転数との差、あるいは駆動輪
と従動輪との角速度の差の大小により駆動輪のスピン量
を検出するものとされている。すなわち、加速時等、駆
動輪に加わる駆動力が大きくなることに起因する駆動輪
の路面に対する過回転状態となるスピンは、車速に対し
て駆動輪の回転数あるいは角速度が過大であるか否かに
よってみることができるので、駆動力を受けない従動輪
の回転数あるいは角速度を車速とみなして、この車速を
示す従動輪の回転数あるいは角速度と駆動輪の回転数あ
るいは角速度とを比較することにより、駆動輪のスピン
量つまりスピンの度合を知ることができる。

さて、次に、上記制御ユニット51による制御内容につい
て、第６図に示す機能ブロック図に基づいて説明する。

図中、符号71は転舵比演算回路でこの転舵比演算回路71
では、車速センサ53からの車速信号（Ｖ）に基づいて対
応する目標転舵比（Ｒ）が算出される。勿論、予めメモ
リー内に記憶された転舵比データ（第５図参照）から車
速（Ｖ）に対応する目標転舵比（Ｒ）を決定するもので
あってもよい。得られた目標転舵比（Ｒ）はモータ駆動
信号生成回路72に入力されて、目標転舵比（Ｒ）とする
のに必要なモータ44の目標ステッピング数CPに変換さ
れ、このモータ駆動信号生成回路72からは目標ステッピ
ング数CPに対応するパルス信号が出力される。このパル
ス信号は、後述する遅延回路73、ドライバー回路74を経
てステッピングモータ44に入力される。これによりステ
ッピングモータ44はパルス信号の入力速度に応じた速度
で目標ステッピング数CPまで駆動されて、後輪転舵比が
目標転舵比（Ｒ）に変更されることとなる。

前記遅延回路73では、ドライバー回路74に向けて出力す
るパルス信号を、所定時間（Ｔ）だけ遅らせる遅延処理
がなされる。この遅延時間Ｔは遅延時間設定回路75にお
いて、駆動輪のスピン量に応じた値に設定されるように
なっている。すなわち、遅延時間設定回路75では、スピ
ン検出手段52からのスピン信号に基づいて、第７図に示
すように、スピン量が大きくなる程、遅延時間Ｔを大き
な値とする遅延時間Ｔの設定がなされ、この遅延時間設
定回路75で設定された遅延時間Ｔに基づいて、前記遅延
回路73における遅延処理が行なわれる。

このことから、第７図に示すように、駆動輪のスピン量
が大きい程、つまりタイヤのグリップ力が弱くなる程、
ステッピングモータ44の駆動速度が大きく規制されて、
後輪転舵比の変化速度が抑えられることとなる。したが
って、第８図に示すように、スピン量が大きくなる程、
ゆっくりと後輪が転舵されて、車両の急激なる挙動変化
が抑制されることとなる。

第９図は本発明の第２実施例を示すもので、上記第１実
施例と同一要素には同一の符号を付すことによりその説
明を省略し、本実施例の特徴部分についてのみ説明を加
える。

本実施例は、後輪転舵比の制御特性が複数設定されてい
るものに対し、その特性切換に伴う後輪転舵比の変化に
対する適用例を示すものである。第12図は路面状況に応
じた特性を複数設定したもの、第13図は運転車の好みに
応ずるべく通常の前輪のみの操舵、つまり後輪を常に中
立とする特性を加えたもの、第14図は駐車時の便宜を図
るべく、低速では大きな同位相側の操舵比を与えたもの
を例示するものである。これら特性切換は、例えば路面
μ検出手段により、あるいは手動選択スイッチにより行
なわれる。

このため、制御ユニット51には、特性切換手段80からの
信号が入力され、この特性切換手段80からの信号は、目
標転舵比演算回路71とタイマー回路81とに入力される。

目標転舵比演算回路71においては、特性切換手段80から
の信号に応じて、メモリ82に予め記憶されている転舵比
特性マップの変更がなされ、該当する特性マップに基づ
いて車速Ｖに対応する目標転舵比Ｒへの変更がなされ
る。これに対して、タイマー回路81では、特性切換手段
80からの信号を受けて、この信号を入力した後所定時間
の間、、前記遅延回路73に向けて遅延信号が出力される
ようになっており、前記遅延回路73においては、上記タ
イマー回路81からの遅延信号を受けたときに前記第１実
施例で説明した遅延処理がなされるようになっている。
ここでなされる遅延処理は前述の第１実施例と同様であ
るので説明を省略する。勿論、特性の切換えがないとき
には、つまり同一の転舵比特性内での転舵比変化の伴う
処理は第１実施例と同一である。

したがって、本実施例では、第１実施例の制御に加え
て、特性切換えがあったときには、これに伴う転舵比の
変化が、特性切換え後一定時間だけゆっくりと行なわれ
ることとなる。そして、この転舵比変化速度の規制は駆
動輪のスピン量の大小に対応して行なわれることとな
る。このことから、例えば大きくスピンしているとき
に、特性切換えがなされたとしても、ゆっくりと転舵比
が変化するため、車両の急激なる挙動変化を抑えること
ができる。

以上、本発明の実施例を説明したが、本発明は、これに
限られることなく、以下の変形例を包含するものであ
る。

（１）制御ユニット51をコンピュータによって構成する
場合は、デジタル式、アナログ式のいずれであってもよ
い。

（２）遅延時間設定回路75で設定遅延時間Ｔを、第10図
に示すように、ステップ状に設定するようにしてもよ
い。このときの制御特性は第11図に示すようになる。

（３）前記スピン検出手段52からのスピン量を検出する
こととしたが、これをスピン状態の有無、つまり駆動輪
がスピンシしているか否かを検出し、スピン状態にある
ときに、転舵比変化速度を抑えるようにしてもよい。

（発明の効果）以上の説明から明らかなように、本発明によれば、駆動
輪がスピン状態にあるときには後輪転舵の単位時間当り
の変化量が抑制されるため、タイヤのグリップ力低下に
伴う車両の挙動変化を抑えることができる。特に大きく
スピンして、タイヤのグリップ力が失われたときの車両
の安定性を確保することができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の全体構成図、第２図は本発明の一実施例を示す全体平面図、第３図は後輪転舵機構部分を説明するスケルトン図、第４図は後輪転舵比制御の一例を示す特性図、第５図は前輪舵角に対する後輪舵角の変化を示す図、第６図は第１実施例の後輪変化速度制御におけるブロッ
ク図、第７図は遅延時間設定の一例を示す図、第８図は第１実施例の制御特性図、第９図は第２実施例の後輪転舵比変化速度制御における
ブロック図、第10図は遅延時間設定の変形例を示す図、第11図は第10図に対応し、後輪転舵比制御の変形例を示
す特性図である。第12図乃至第14図は複数の転舵比特性を設定した場合に
おける特性の例を示す特性図である。 A:前輪転舵機構 B:後輪転舵機構 R:後輪転舵比変更装置 1R、1L:前輪 2R、2L:後輪 44:ステッピングモータ 51:制御ユニット 52:スピン検出手段 53:車速センサ 71:転舵比演算回路 73:遅延回路 74:ドライバー回路 75:遅延時間設定回路

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】後輪を転舵可能とした車両の４輪操舵装置
において、駆動輪に加わる駆動力に起因して駆動輪が路面に対して
過回転となるスピン状態を検出するスピン検出手段と、前記後輪転舵の単位時間当りの変化量を規制する規制手
段と、前記スピン検出手段からの信号を受け、駆動輪が大きく
スピンしているときには小さいときに比べて前記規制手
段による規制量を大きくする規制量調整手段と、を備えていることを特徴とする車両の４輪操舵装置。