JPH08268312A - 後輪操舵装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】構造が簡潔で、コストを低廉化でき、しかも位
相反転制御（操舵）可能な後輪操舵装置を提供する。 【構成】ロアリンク系６の弾性中心Ｘと、リンク節点と
して一定軌跡上に保持されるハブキャリア２の連結点Ｉ
とを結ぶキングピン軸Ｋ₁ がタイヤ接地点Ｙより後方で
ネガティブトレールβ₁ が設定されるように後輪懸架装
置を構成し、前記キングピン軸Ｋ₁ より後方のロアリン
ク４を後輪用シリンダ９等により車幅方向に移動させて
後輪１を前輪と同位相転舵させる後輪転舵装置を併設
し、操舵入力である操舵角に応じて前輪と同位相に後輪
を転舵させると、後旋回外輪は、その転舵速度と前記ネ
ガティブトレールとの積値からなる横移動速度でタイヤ
接地点が車幅方向内側に横移動し、そのスリップ角には
一次進みの逆位相成分が発生して操舵入力直後から初期
にかけて逆位相操舵されたことと等価になる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、四輪の操舵量を制御す
る四輪操舵制御装置などに適用される後輪操舵装置に関
するものである。

【０００２】

【従来の技術】通常の車両では操舵されない後輪を積極
的に操舵して、車両の操縦性や走行安定性を向上する後
輪操舵装置が種々に開発されている。その一つに、特開
昭５６−１６７５６３号公報に記載される後輪操舵装置
（以下，単に第１従来例とも記す）がある。この後輪操
舵装置は、例えば操舵角等のステアリングホイールの操
舵量を，クランク機構を介して後輪用転舵軸に伝達し、
クランク機構が操舵量の大きさに応じて転舵軸の移動方
向を逆転することを利用して、操舵角等の操舵量が小さ
いときには後輪を前輪と同方向（同位相とも言う）に転
舵させて中・高速旋回走行時の走行安定性を向上し、操
舵角等の操舵量が大きいときには後輪を前輪と逆方向
（逆位相とも言う）に転舵させて低速走行時の小回り性
を向上しようとするものである。

【０００３】また、本出願人が先に提案した特開昭５７
−１１１７３号公報に記載される後輪操舵装置（以下，
単に第２従来例とも記す）は、電磁弁によって制御され
る流体圧シリンダで後輪を転舵可能とし、主として車両
諸元と車速とに応じて車両に発生する横すべり角を小さ
くするような後輪転舵角を達成する。より具体的には、
低速走行時には逆位相，中・高速走行時には同位相とな
る，前輪転舵角に対する後輪転舵角の転舵比率を設定
し、この転舵比率を前輪転舵角に乗じて達成すべき後輪
転舵角を設定し、この後輪転舵角が流体圧シリンダによ
って達成されるように電磁弁への指令信号を制御する。

【０００４】また、本出願人が先に提案した特開平２−
２７０６７９号公報に記載される後輪操舵装置（以下，
単に第３従来例とも記す）もある。この公報に記載され
る発明自体は、後輪操舵装置のフェールセーフ（作動補
償）装置に関するものであるが、その後輪操舵装置は、
所謂ＰＷＭ（Pulse Width Modulation）等によりチョッ
ピング制御される電動モータの回転力で後輪の転舵を行
う。

【０００５】なお、前記第２従来例の電磁弁や第３従来
例の電動モータは、マイクロコンピュータを始めとする
複雑な演算処理回路からの制御信号によって制御されて
いる。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】ところで、特に中・高
速走行時の車両の旋回運動について考察すると、旋回運
動の初期，特に操舵直後にはヨーモーメントを速やかに
立ち上げて回頭させ、その後、横加速度が大きくなると
きには車両に発生する横すべり角が小さくなるように各
車輪のコーナリングフォースを高めることが望ましい。
これを後輪操舵によって達成するためには、操舵入力直
後には後輪を前輪と逆方向（逆位相）に転舵し、その
後、前輪の転舵量に応じて後輪を同方向（同位相）に転
舵させればよい。特に、操舵入力直後に後輪を前輪と逆
位相に転舵する際には、当該前輪の転舵速度（即ち操舵
速度と等価であると考えられる）に応じて後輪を転舵す
るのが望ましい。

【０００７】このような後輪の操舵制御を位相反転制御
とも称するが、前記第１従来例のような機械的後輪操舵
装置では操舵入力とは個別に後輪を転舵させるような動
特性を持たせることが困難であり、そのままでは位相反
転制御は実行できない。またこのような制御を行うため
には、大舵角用の後輪転舵アクチュエータと高速走行時
等のための小舵角用の後輪転舵アクチュエータとを個別
に設ける必要があり、その分だけ構造が複雑化し、また
コストもかかる。

【０００８】また、前記第２従来例や第３従来例の後輪
操舵装置では、前記演算処理装置からの制御信号の切換
えによって位相反転制御を実行することができる。しか
しながら、例えば操舵入力直後に操舵角速度に応じて後
輪を逆位相に転舵する必要があるから、制御装置全体に
高い応答性が要求され、このため前記第２従来例のよう
に流体圧シリンダで後輪を転舵させる場合には、十分な
流量を確保するために容量の大きなポンプやタンクが必
要となり、電磁弁にも高い応答性が要求される。また、
前記第３従来例のように電動モータで後輪を転舵させる
場合には、当該電動モータそのものに高いトルクと高い
応答性とが要求される。従って、それだけ構造が大掛か
りとなったりコストが嵩むという問題がある。また、演
算処理装置にも高い或いは速い演算処理機能が要求され
るため、ここでもコストの高揚は免れ得なかった。

【０００９】本発明はこれらの諸問題に鑑みて開発され
たものであり、構造が簡潔で、コストを低廉化でき、し
かも位相反転制御（操舵）可能な後輪操舵装置を提供す
ることを目的とするものである。

【００１０】

【課題を解決するための手段】上記諸問題を解決するた
め、本発明のうち請求項１に係る後輪操舵装置は、車両
の後輪を操舵角に応じて前輪と同方向に転舵する後輪転
舵手段と、当該後輪の転舵過渡時に後旋回外輪のタイヤ
接地点を車両幅方向内側に移動させる接地点移動手段と
を備えたことを特徴とするものである。

【００１１】また、本発明のうち請求項２に係る後輪操
舵装置は、前記接地点移動手段が、後輪の転舵中心軸に
より設定される後輪のキャスタトレールが当該後輪のタ
イヤ接地点より車両前後方向後方に設定されて構成され
ることを特徴とするものである。また、本発明のうち請
求項３に係る後輪操舵装置は、前記接地点移動手段が、
後輪側の懸架装置を構成するロアリンク系の弾性中心と
アッパリンクの車輪側取付点とを結ぶキングピン軸が、
当該後輪のタイヤ接地点に対して車両後方にオフセット
されていることを特徴とするものである。

【００１２】

【作用】而して、本発明のうち請求項１に係る後輪操舵
装置では、例えば前記後輪転舵手段が、車両の後輪を前
輪の操舵角に応じて単純に同方向（同位相）に転舵する
ものであったとしても、例えば本発明のうち請求項３に
係る後輪操舵装置のように構成することにより、本発明
のうち請求項２に係る後輪操舵装置のように、前記接地
点移動手段のキャスタトレールがタイヤ接地点より後方
に設定されることにより、操舵入力直後から当該後輪が
前記後輪転舵手段によって同方向に転舵されたとき、後
旋回外輪のタイヤ接地点が車両幅方向内側に移動される
ため、その横移動速度，即ち操舵速度に比例して当該後
旋回外輪の横すべり角が減少し（前輪転舵角に対しては
後旋回外輪の相対転舵角が小さくなることになる）、全
体的には後旋回外輪を前輪と逆方向（逆位相）に転舵し
たことと同じ成分が発生して回頭性を含む操縦性が向上
する。そして、この横すべり角の減少量は操舵入力，特
に操舵速度の収束と共に小さくなり、操舵入力が安定す
る，即ち定常旋回状態となると零なるから、後旋回外輪
は前輪と同位相に転舵されたままとなり、車両の旋回定
常時には走行安定性が確保される。

【００１３】

【実施例】次に、本発明の後輪操舵装置を，四輪操舵制
御装置に展開した一実施例について説明する。まず、本
実施例の接地点移動手段を構成する後輪懸架装置そのも
のについて図１〜図４を用いながら説明する。ここでは
後左右輪の懸架装置は車両前後軸で対称であるとして、
後左輪に代表して説明する。

【００１４】左右の後輪１はハブキャリア２を介して回
転自在に支持されており、このハブキャリア２の上端Ａ
をボールジョイントでアッパリンク３に連結し、アッパ
リンク３の基端Ｂをボールジョイントで車体に連結す
る。これによりハブキャリア２の上端はＡ点においてア
ッパリンク３により全方向に揺動可能に車体へ連節され
る。

【００１５】一方、前記ハブキャリア２の下端の２点
Ｃ，Ｄにおいてボールジョイントを介して車両の幅方向
に配設された二本の平行なロアリンク４，５を連結し、
このうち車両前方のロアリンク５の基端Ｆを弾性ブッシ
ュで車体上下方向に揺動可能に車体に枢支する。また、
車両後方のロアリンク４の基端Ｅは、後述する後輪用流
体圧シリンダ９のピストンロッド２２の端部にボールジ
ョイントを介して、車体に対して全方向に揺動可能に連
結してある。なお、流体圧シリンダ９内にはスプリング
２８が内装されており、前記ロアリンク４に対してブッ
シュと同様の高架を発揮する。

【００１６】また、前記二本のロアリンク４，５と共に
ロアリンク系６を構成し且つ車両の前後方向に配設され
たラジアスロッド７を、前記車両前方のロアリンク５の
両端間の点Ｇにボールジョイントで連結し、このラジア
スロッド７の車両前方端Ｈを弾性ブッシュにより車体に
対して上下方向に揺動可能に連結する。従って、このラ
ジアスロッド７は二本のロアリンク４，５を車体前後方
向に支えるが、点Ｈの弾性ブッシュは車体前後方向に柔
らかくしてライドハーシュネス特性を良好にし、車体上
下方向には硬いものとする。

【００１７】また、前記アッパーリンク３を車両前後方
向に支えてワインドアップ剛性を確保するために、前記
ハブキャリア２の両端間の点Ｉと、ラジアスロッド７の
両端間の点Ｊとの間で、車体前後方向斜めに配設された
ワインドアップリンク８を設け、当該リンク８の両端を
夫々前記点Ｉ，Ｊにおいてボールジョイントによりハブ
キャリア２及びラジアスロッド７に連結する。なお、前
記ハブキャリア２及びワインドアップリンク８間の連節
部Ｉはボールジョイントの使用により、またアッパリン
ク３が全方向に揺動可能であることも相まって、ハブキ
ャリア２を点Ｉの周りでトー方向にも回動させ得る連節
構造となる。

【００１８】これにより、点Ｉはキングピン軸を設定す
る点を提供し、この点Ｉと、ロアリンク系６の点Ｅ，
Ｆ，Ｈにおける弾性ブッシュ及び流体圧シリンダ９のス
プリング２８の弾性係数で決まる当該ロアリンク系弾性
中心Ｘとを結ぶ線がキングピン軸Ｋ₁ となる。ところ
で、ハブキャリア２は形状の自由度が比較的高く、前記
点Ｉの位置の選択範囲も広い。従って、本実施例の後輪
懸架装置において、キングピン軸Ｋ₁ を図２にα₁ で示
すようにキングピンネガティブオフセットが得られるよ
うに、つまりキングピン軸Ｋ₁ と後輪１の外周との交点
が、後輪のタイヤ接地（中心）点Ｙより車両幅方向外側
に位置するようなものにすることができる。この場合に
は、図２の前記タイヤ接地点Ｙにおいて、紙面直交方向
向う側に作用する後輪制動力が、後輪１をキングピン軸
Ｋ₁ の周りでトーイン方向へトー角変化させることとな
り、制動時の挙動を安定させることができる。

【００１９】また、本実施例の後輪懸架装置では図３に
示すように、キングピン軸Ｋ₁ を同図中β₁ で示すよう
に、ネガティブトレールが得られるように、つまりキン
グピン軸Ｋ₁ が後輪１のタイヤ接地点Ｙより車両後方に
おいて路面と交差するようにする。この場合、図３のタ
イヤ接地点Ｙにおいて、紙面直交方向向う側に作用する
旋回時の横力，或いは前記流体圧シリンダによる車両幅
方向内側への引張力によって、後輪１をキングピン軸Ｋ
₁ の周りでトーイン方向へトー角変化させることとな
り、車両の旋回特性をアンダステア傾向とすることによ
って旋回安定性を向上させることができる。なお、この
傾向は、後述する流体圧シリンダ９のスプリング２８の
車両幅方向弾性係数を、前記点Ｆにおけるブッシュのそ
れよりも大きくすることにより助長させ得る。

【００２０】更に、本実施例の後輪懸架装置によれば、
後輪のバウンド時、前記アッパーリンク３が前記点Ｂの
周りで上方だけでなく車両前方にも揺動し、前記Ａ点を
車両幅方向内側に引き込むため、後旋回外輪のネガティ
ブキャンバが大きくなり、車両の旋回性能を向上させる
ことができる。次に、図５に後輪転舵装置を搭載した四
輪操舵車両の全体的な構成を簡潔に示す。同図におい
て、前輪１０ＦＬ，１０ＦＲに対しては両ハブキャリア
間を，夫々タイロッド１３を介して既知のラックアンド
ピニオン式ステアリングギヤ装置１４のラック軸に連結
して、ステアリングシャフト１６に連結されたステアリ
ングホイール１５を回転させることにより両前輪１０Ｆ
Ｌ，１０ＦＲが同方向に機械式に主操舵されるように構
成されている。

【００２１】また、同図の１４は車両に搭載された後輪
転舵装置を示す。この後輪転舵装置１４では、前記後輪
１Ｌ，１Ｒ（以下，理解を容易化するために左側には
Ｌ，右側にはＲを添付する）の両ハブキャリア２Ｌ，２
Ｒ間を，前記車両後方のロアアーム４を介して後輪操舵
用の操舵軸となる流体圧シリンダ９のピストンロッド２
２で連結している。そして、この後輪操舵用流体圧シリ
ンダ９内はピストンロッド２２と一体のピストン２４に
よって左右のシリンダ室２６Ｌ，２６Ｒに分割され、こ
れらシリンダ室２６Ｌ，２６Ｒへの作動流体の供給量に
応じて操舵軸であるピストンロッド２２がストロークさ
れる。なお、各シリンダ室２６Ｌ，２６Ｒ内には前述の
ように同等の弾性係数並びに自由長を有するスプリング
２８が内装されており、各シリンダ室２６Ｌ，２６Ｒへ
の供給流体圧が解除されるとピストン２４がシリンダ９
の中央部に移動されてセンタリングされ、後輪１Ｌ，１
Ｒが中庸位置に復帰される。また、後述のように各後輪
１Ｌ，１Ｒが転舵されたときに、後旋回外輪のタイヤ接
地点を車両幅方向内側に移動させるに足る前記キングピ
ン軸Ｋ₁ ，特にキャスタトレールβ₁ が設定可能なよう
に、前記流体圧シリンダ９に内装されているスプリング
２８の弾性係数が設定されている。

【００２２】更に、前記後輪操舵用シリンダ９の各シリ
ンダ室２６Ｌ，２６Ｒには、リザーバ３４から吸引した
ポンプ３０からの所定圧の作動流体が制御弁３２を介し
て供給される。具体的に，ポンプ３０は制御弁３２のポ
ンプポートＰに接続され、当該制御弁３２のリターンポ
ートＲがリザーバ３４に接続され、その二つの出力ポー
トＡ，Ｂが夫々，シリンダ９のシリンダ室２６Ｌ，２６
Ｒの何れかに接続されている。なお、このうちポンプ３
２やリザーバ３４は前記ラックアンドピニオン式ステア
リングギヤ装置に並設された図示されないパワステアリ
ング機構のものと兼用してもよい。

【００２３】前記制御弁３２は、各二つずつの入出力ポ
ートを有する４ポート３位置スプリングセンタ形の比例
電磁方向切換弁で構成されており、図５の上方のソレノ
イド６０ａは後述するコントロールユニットからの駆動
電流値信号ｉ_RRで励磁され，同図下方のソレノイド６０
ｂはコントロールユニットからの駆動電流値信号ｉ_RLで
励磁される。ここで、当該制御弁３２の両ソレノイド６
０ａ，６０ｂが励磁されていない状態では，図５の両側
のリターンスプリング６１ａ，６１ｂの弾性力が均衡し
て制御弁３２は中央切換え位置となり、この状態で当該
制御弁３２のポンプポートＰとリターンポートＲとが連
通状態となり、各出力ポートＡ，Ｂは夫々遮断状態とな
る。従って、この状態ではポンプ３２の吐出流体圧はそ
のままリザーバ３４に帰還されると共に，前記流体圧シ
リンダ９の左右のシリンダ室２６Ｌ，２６Ｒは夫々内部
の油圧が封じ込められて保持モードとなる。

【００２４】この状態から、前記コントロールユニット
の駆動電流値信号ｉ_RLにより図５の下方の電磁ソレノイ
ド６０ａが励磁されると，図の下方のリターンスプリン
グ６１ａの弾性力に抗して制御弁３２は同図の右切換え
位置となり、この状態で当該制御弁３２のポンプポート
Ｐと他方の出力ポートＢとが連通状態となり、リターン
ポートＲと一方の出力ポートＡとが連通状態となる。従
って、この状態でポンプ３０からの吐出流体圧が，作動
流体を流体圧シリンダ９の右シリンダ室２６Ｒに供給し
て前記ピストン及び操舵軸であるピストンロッド２２及
び両後輪１Ｌ，１Ｒの車両後方ロアリンク４が図５の下
方に移動され、前記ピストン２４の移動により左シリン
ダ室２６Ｌ内の作動流体はリザーバ３４に帰還されるか
ら、後輪１Ｌ，１Ｒは右切りモードとなる。

【００２５】一方、前記コントロールユニットの駆動電
流値信号ｉ_RRにより図５の上方の電磁ソレノイド６０ｂ
が励磁されると，図の上方のリターンスプリング６１ｂ
の弾性力に抗して制御弁３２は同図の左切換え位置とな
り、この状態で当該制御弁３２のポンプポートＰと前記
一方の出力ポートＡとが連通状態となり、リターンポー
トＲと他方の出力ポートＢとが連通状態となる。従っ
て、この状態でポンプ３０からの吐出流体圧が，作動流
体をシリンダ９の左シリンダ室２６Ｌに供給して前記ピ
ストン２４及び操舵軸であるピストンロッド２２及び両
後輪１Ｌ，１Ｒの車両後方ロアリンク４が図５の上方に
移動され、前記ピストン２４の移動により右シリンダ室
２６Ｒ内の作動流体はリザーバ３４に帰還されるから、
後輪１Ｌ，１Ｒは左切りモードとなる。

【００２６】また、車両には、ステアリングホイールの
操舵角θを検出する操舵角センサ１１と、実際の後輪の
実後輪転舵角δ_r を検出する後輪転舵角センサ１２と、
これらのセンサからの検出信号に基づいて前記駆動電流
値信号ｉ_RL，ｉ_RRを前記制御弁３２の各ソレノイド６０
ａ，６０ｂに出力して当該制御弁３３２の切換位置を比
例電磁制御するコントロールユニット１７とを備えてな
る。

【００２７】前記操舵角センサ１１は、ステアリングホ
イール１５の中庸位置からの操舵角の大きさに応じ且つ
ステアリングホイール１５が右切りされているときに
正，左切りされているときに負となる電圧信号からなる
操舵角θを検出出力する。また、前記後輪転舵角センサ
１２は、後左右輪１Ｌ，１Ｒの中庸位置からの実後輪転
舵角の大きさに応じ且つ両後輪１Ｌ，１Ｒが右切りされ
ているときに正，左切りされているときに負となる電圧
信号からなる実後輪転舵角δ_r を検出出力する。

【００２８】前記コントロールユニット１７は、図６に
明示するように、前記操舵角センサ１１からの操舵角θ
に所定係数Ｋを乗算して目標後輪転舵角δ^* _r を算出出
力する乗算器６２と、その出力値である目標後輪転舵角
δ^* _r から前記後輪転舵角センサ１２の実後輪転舵角δ
_r を減算して後輪転舵角誤差Δδ_r を算出し出力する加
減算器６３と、その出力値である後輪転舵角誤差Δδ_r
を入力して、前記流体圧シリンダ９の左シリンダ室２６
Ｌに作動流体を供給するためのソレノイド６０ａに駆動
電流値信号ｉ_RLを出力する駆動回路６４ａと、同じく流
体圧シリンダ９の右シリンダ室２６Ｒに作動流体を供給
するためのソレノイド６０ｂに駆動電流値信号ｉ_RRを出
力する駆動回路６４ｂとを備えている。なお、前記所定
係数Ｋは、ステアリングギヤ比と前輪転舵角−後輪転舵
角の同位相転舵比との積値からなる正の所定値とする。

【００２９】このうち、図示されない乗算器，反転器，
比較器等から構成される駆動回路６４ａ，６４ｂからは
図７に示すように、後輪転舵角誤差Δδ_r に応じた駆動
電流値信号ｉ_RL，ｉ_RRが出力される。即ち、目標後輪転
舵角δ^* _r から実後輪転舵角δ_r を減算して算出された
後輪転舵角誤差Δδ_r が負であるときには、その後輪転
舵角誤差Δδ_r の絶対値の大きさに応じて前記左切り用
ソレノイド６０ｂへの駆動電流値信号ｉ_RRが増加し且つ
右切り用ソレノイド６０ａへの駆動電流値信号ｉ_RLは
“０”に保持される。また、この後輪転舵角誤差Δδ_r
が正であるときには、当該後輪転舵角誤差Δδ_r の絶対
値の大きさに応じて前記右切り用ソレノイド６０ａへの
駆動電流値信号ｉ_RLが増加し且つ左切り用ソレノイド６
０ｂへの駆動電流値信号ｉ_RRは“０”に保持される。な
お、各ソレノイド６０ａ，６０ｂへの駆動電流値信号ｉ
_RL，ｉ_RRには、夫々上限値ｉ_RL0 ，ｉ_RR0 が設定されて
いる。

【００３０】従って、ステアリングホイール１５を右切
りすると前記操舵角センサ１１で検出される操舵角θは
正方向に増加し、従ってコントロールユニット１７の乗
算器６２からは正値の目標後輪転舵角δ^* _r が算出設定
され、この目標後輪転舵角δ ^* _r と前記後輪転舵角セン
サ１２で検出された実後輪転舵角δ_r との後輪転舵角誤
差Δδ_r が“０”となるまで、当該後輪転舵角誤差Δδ
_r は正値となるから、前記一方の駆動回路６４ａからの
み前記右切り用ソレノイド６０ａに向けて駆動電流値信
号ｉ_RLが出力されて、後輪１Ｌ，１Ｒは左切りされ、結
果的に両後輪１Ｌ，１Ｒは前輪１０Ｌ，１０Ｒに対して
同方向（同位相）に前記後輪−前輪転舵比で転舵され
る。

【００３１】一方、ステアリングホイール１５を左切り
すると前記操舵角センサ１１で検出される操舵角θは負
方向に減少し、従ってコントロールユニット１７の乗算
器６２からは負値の目標後輪転舵角δ^* _r が算出設定さ
れ、この目標後輪転舵角δ^* _r と前記後輪転舵角センサ
１２で検出された実後輪転舵角δ_r との後輪転舵角誤差
Δδ_r が“０”となるまで、当該後輪転舵角誤差Δδ_r
は負値となるから、前記他方の駆動回路６４ｂからのみ
前記左切り用ソレノイド６０ｂに向けて駆動電流値信号
ｉ_RRが出力されて、後輪１Ｌ，１Ｒは右切りされ、結果
的に両後輪１Ｌ，１Ｒは前輪１０Ｌ，１０Ｒに対して同
方向（同位相）に前記後輪−前輪転舵比で転舵される。

【００３２】以上のようにして、前記本実施例の後輪転
舵装置では、目標後輪転舵角δ^* _rに実後輪転舵角δ_r
が一致するまでフィードバック制御が実行される。次
に、前記接地点移動手段を構成する後輪懸架装置と後輪
転舵装置とを備えた本実施例の後輪操舵装置の作用につ
いて説明する。まず、図８は、前記図３のように後輪１
のキングピン軸Ｋ₁ と路面との交点がタイヤ接地点より
後方にある後輪懸架装置でない，即ちネガティブトレー
ルβ₁を有する後輪懸架装置でない後輪懸架装置を備え
た車両において、左切りされた前輪に対して前記後輪転
舵装置が後輪を同位相に左切りした旋回走行状態を二輪
モデルで表したものである。同図において、ａを車両重
心−前車軸間距離、ｂを車両重心−後車軸間距離、δ_f
を実前輪転舵角、δ_r を実後輪転舵角、ψ' を車両重心
点垂直軸周りのヨーレート、ｙ' を車両重心点に作用す
る横移動速度、Ｖを車速とすると、前輪のスリップ角β
_f は下記１式で、後輪のスリップ角β_r は下記２式で表
される。

【００３３】 以下は、後輪のスリップ角β_r についてのみ詳述する。
この後輪スリップ角β _r は、タイヤ接地点の対地横移動
速度Ｕを用いて図９に従い、下記３式のようにも表され
る。

【００３４】 β_r ＝δ_r ＋Ｕ／Ｖ ……… (3) ここで、タイヤ接地点が車体に対して横移動しないとき
には、例えば前記図８に示す幾何学的関係のモデルから
下記４式のようにも表される。 Ｕ＝ｂψ' −ｙ' ……… (4) この４式を３式に代入することで、前記２式を得ること
もできる。

【００３５】ところが、前述のように本実施例の後輪懸
架装置では、前記後輪が転舵されると同時に後旋回外輪
のタイヤ接地点は車両幅方向内側に、後旋回内輪のタイ
ヤ接地点は車両幅方向外側に移動される。この後旋回外
輪の同位相転舵時に発生するタイヤ接地点の横移動速度
をＶ_L とし、図８でその移動方向を前記横移動速度に一
致させると、前記タイヤ接地点の対地移動速度Ｕは下記
５式のように表される。

【００３６】 Ｕ＝ｂψ' −ｙ' −Ｖ_L ……… (5) ここで、前記後旋回外輪の同位相転舵時に発生するタイ
ヤ接地点の横移動速度Ｖ_L に着目すると、この横移動速
度Ｖ_L は、後輪転舵角速度と前記キャスタトレールβ₁
との積値として下記６式であらわされる。なお、式中δ
_r ' は前記後輪転舵角δ_r の時間微分値から得られた後
輪転舵角速度である。

【００３７】 Ｖ_L ＝β₁ ・δ_r ' ……… (6) 前記３式に前記５式を代入して下記７式を得、更に前記
６式を代入して８式を得、これをまとめて下記９式を得
る。 今、前記コントロールユニット１７の乗算器６２から出
力された目標後輪転舵角δ^* _r が実後輪転舵角δ_r とし
て実現されているものとすると、当該実後輪転舵角δ_r
は前述のようにＫ・θ（θは操舵角）と表されるから、
これを前記９式に代入して下記１０式を得る。

【００３８】 ここで、１０式の右辺第２項は車両の旋回走行運動によ
る後輪スリップ角の増減量であり、右辺第１項が対車体
後輪スリップ角変化となり、これを対車体実後輪転舵角
δ_r と考えれば、後輪を下記１１式で表されるように操
舵角θに対して操舵したことと等価になる。

【００３９】 そこで、ステアリングホイールへの操舵入力として操舵
角θをステップ状に操舵したとき、前記１１式で表され
る後輪操舵角の経時変化を図１１に示す。同図から明ら
かなように、前記１１式の比例係数Ｋ及びネガティブト
レールβ₁ の大きさに応じて、操舵入力と逆向きの位相
進み成分により実後輪転舵角δ_r は操舵入力直後又はそ
の初期に逆位相に操舵され、その後、同位相に操舵され
る位相反転操舵がなされる。この逆位相方向への操舵
は、変数である車速Ｖと操舵速度θ’（＝ｄθ／ｄｔ）
とに応じて変化するから、例えば低速走行中の速い操舵
入力時には後輪の逆位相成分が大きくなり、高速走行中
の遅い操舵入力時にはその逆位相成分は小さくなって、
本来の位相反転操舵の目的に合致する。

【００４０】このように本実施例の後輪操舵装置によれ
ば、簡単な構成で位相反転操舵を実現することができ、
従来のような複雑な位相反転制御のための演算処理を必
要としないのでコントロールユニットにマイクロコンピ
ュータ等の複雑な演算処理装置も必要とせず、構造を簡
潔化してコストを低廉化することができる。また、前記
電磁弁に高応答，高精度を要求せず、ポンプ等にも大容
量を要求しないので、その分だけ構成を小型化・簡潔化
したりコストを低廉化したりすることができる。

【００４１】なお、前記実施例では流体圧シリンダによ
る後輪転舵装置（本発明の後輪転舵手段に相当する）を
用いた後輪操舵装置についてのみ詳述したが、本発明の
後輪操舵装置における後輪転舵手段はこれに限定される
ものではなく、例えば前述のような電動モータを用いる
場合には、前記流体圧シリンダによるアクチュエータ部
分及び流体圧供給源を置換するだけでそのまま転用する
ことが可能である。また、このような流体式或いは電動
式アクチュエータによる後輪転舵手段のコントロールユ
ニットの構成についても前記に限定されるものではな
く、後輪の同位相転舵を可能とするものであれば如何様
なものでも採用可能である。また、これらの他に、例え
ばステアリングホイールの動きを機械的に検出し、操舵
角が大きい場合には後輪を逆位相に操舵できるような機
械式後輪転舵手段と組み合わせることも可能であり、そ
の場合には前述のように大舵角転舵用の小回りアクチュ
エータと高速用のアクチュエータを共用化できたり、所
謂機械式四輪操舵車両で位相反転操舵（制御）を可能な
らしめたりすることができる。

【００４２】また、前記実施例の接地点移動手段を構成
する後輪懸架装置では、キングピン軸をネガティブ方向
に設定し且つキャスタトレールをネガティブに設定し、
これにより後輪の同位相転舵時に後旋回外輪のタイヤ接
地点が車両幅方向内側に移動されるものについてのみ詳
述したが、本発明の後輪操舵装置の接地点移動手段はこ
れに限定されるものではなく、例えばサスペンションリ
ンク構造の連節点に用いられるブッシュのコンプライア
ンス（可撓性）を適宜設定するとか、個別なアクチュエ
ータによって後輪転舵の初期だけ，単純に逆位相操舵す
るなどして、同様の作用を発揮するものであれば如何様
な接地点移動手段を採用することも可能である。

【００４３】また、本発明の後輪操舵装置は，後輪駆動
車，前輪駆動車，四輪駆動車等のあらゆる車両に適用可
能である。

【００４４】

【発明の効果】以上説明したように本発明の後輪操舵装
置によれば、操舵入力直後から当該後輪が同方向（同位
相）に転舵されると、その操舵角入力に対する逆方向へ
の位相進み成分が後旋回外輪を前輪と逆方向（逆位相）
に転舵したことと等価に作用して回頭性を含む操縦性が
向上し、操舵角入力が安定する，即ち定常旋回状態とな
ると、後旋回外輪は前輪と同位相に転舵されたままとな
り、車両の旋回定常時には走行安定性が確保される。従
って、前記後輪転舵手段は主として後輪の同位相転舵の
みを実行するものであっても、接地点移動手段によって
操舵入力の初期に後輪の逆位相転舵が発生し、両者の組
合せによって後輪の位相反転操舵が実現されることにな
り、両者の構成を共に簡潔化してコストを低廉化するこ
とができる。また、特に後輪転舵手段に用いられるアク
チュエータ類が高応答や高精度，高容量のものである必
要はないから、その分だけコストを低廉化することがで
きる。また、特に後輪転舵手段に用いられる制御手段は
複雑な演算処理を必要としないから、高応答や高精度，
高演算処理能力のものである必要はなく、その分だけ演
算処理を含む構成を簡潔化することができ、コストも低
廉化される。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の後輪操舵装置の接地点移動手段を構成
する後輪懸架装置及び後輪転舵手段の一実施例を示す部
分的構成図である。

【図２】図１の後輪懸架装置の正面図である。

【図３】図１の後輪懸架装置の側面図である。

【図４】図１の後輪懸架装置の平面図である。

【図５】図１の後輪転舵手段の概略構成図である。

【図６】図５のコントロールユニットの一例を示す概略
構成図である。

【図７】図６の駆動回路から出力される後輪転舵角誤差
−ソレノイド駆動電流値信号特性の説明図である。

【図８】後輪同位相転舵時の二輪運動モデルの説明図で
ある。

【図９】図８の後輪のスリップ角の説明図である。

【図１０】図９で後輪のタイヤ接地点の横移動速度の説
明図である。

【図１１】図１の後輪操舵装置で発生する操舵角入力に
対する実後輪転舵角の説明図である。

【符号の説明】

１，１Ｌ，１Ｒは後輪 ２，２Ｌ，２Ｒはハブキャリア ３はアッパリンク ４はロアリンク ５はロアリンク ６はロアリンク系 ７はラジアスロッド ８はワインドアップリンク ９は後輪用流体圧シリンダ １１は操舵角センサ １２は後輪転舵角センサ １４は後輪転舵装置 １５はステアリングホイール １７はコントロールユニット ２２はピストンロッド ２４はピストン ２８はスプリング ３０はポンプ ３２は制御弁 Ｘはロアリンク系弾性中心 Ｋ₁ はキングピン軸 Ｙはタイヤ接地点 Ｚはキングピン路面交点 α₁ はネガティブスクラブ β₁ はネガティブトレール

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 車両の後輪を操舵角に応じて前輪と同方
   向に転舵する後輪転舵手段と、当該後輪の転舵過渡時に
   後旋回外輪のタイヤ接地点を車両幅方向内側に移動させ
   る接地点移動手段とを備えたことを特徴とする後輪操舵
   装置。
2. 【請求項２】 前記接地点移動手段は、後輪の転舵中心
   軸により設定される後輪のキャスタトレールが当該後輪
   のタイヤ接地点より車両前後方向後方に設定されて構成
   されることを特徴とする請求項１に記載の後輪操舵装
   置。
3. 【請求項３】 前記接地点移動手段は、後輪側の懸架装
   置を構成するロアリンク系の弾性中心とアッパリンクの
   車輪側取付点とを結ぶキングピン軸が、当該後輪のタイ
   ヤ接地点に対して車両後方にオフセットされていること
   を特徴とする請求項１又は２に記載の後輪操舵装置。