JPH085392B2 - コントロールバルブ - Google Patents

コントロールバルブ

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JPH085392B2
JPH085392B2 JP15316789A JP15316789A JPH085392B2 JP H085392 B2 JPH085392 B2 JP H085392B2 JP 15316789 A JP15316789 A JP 15316789A JP 15316789 A JP15316789 A JP 15316789A JP H085392 B2 JPH085392 B2 JP H085392B2
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JP
Japan
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steering
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chambers
valve
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政義 西森
広之 増田
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Mitsubishi Automotive Engineering Co Ltd
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Mitsubishi Motors Corp
Mitsubishi Automotive Engineering Co Ltd
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    • B62D7/1563—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins the pivotal axes being situated in more than one plane transverse to the longitudinal centre line of the vehicle, e.g. all-wheel steering characterised by means varying the ratio between the steering angles of the steered wheels comprising a fluid interconnecting system between the steering control means of the different axles provided with fluid control means
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
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Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、油圧装置に使用されるコントロールバルブ
に関するもので、特に微分制御を可能とするコントロー
ルバルブの改良に関する。
（従来の技術） 従来、微分制御が可能となる油圧装置として、例えば
仏国特許2088803号公報の第６図に示されるものが知ら
れている。
これは、車両のステアリング装置のステアリングロッ
ドに固定されたピストンを有する圧力シリンダと、油圧
制御用のバルブに連結されたピストンを有する作動シリ
ンダとの圧力室をそれぞれ連通し、操舵時に圧力シリン
ダに生じる体積変化によって発生する圧力により作動シ
リンダを動作させてバルブの開度を制御するものであ
り、作動シリンダのピストンにオリフィスが設けられて
いるので、作動シリンダの動作は、圧力シリンダに生じ
る圧力の変化速度すなわちステアリングホイールの操舵
速度に応じて変化するものとなっている。
（発明が解決しようとする課題） しかしながら、上記従来例のものは、作動シリンダと
油圧制御用のバルブをワイヤにより連結してバルブを駆
動するものであったたため、良好な作動を得るためには
バルブや作動シリンダの取付位置や取付角度に大きな制
約を受け取付け自由度が小さい欠点があった。また、パ
イロット圧の供給源である圧力シリンダの２つの圧力室
がオリフィスにより連通されるものであるため、パイロ
ット圧の供給源として他の油圧制御装置の出力圧を使用
すると他の油圧制御装置の出力圧がオリフィスからリー
クすることになり、実際にはこの従来装置では他の油圧
制御装置の出力圧をパイロット圧の供給源として使用す
ることはできず、専用のパイロット圧発生手段を設けな
ければならない欠点があった。
（課題を解決するための手段） 本発明は、シリンダ内にスライド自在に配置され前記
シリンダ内を受圧室と一対の出力圧室とに隔成すると共
に前記受圧室に導入されるパイロット圧に応じてスライ
ド変位して前記一対の出力圧室に互いに相反する体積変
化を生じさせるピストンと、前記一対の出力圧室間を連
通すると共に前記一対の出力圧室間に上記パイロット圧
の時間変化率に応じた差圧を発生させる絞り装置と、入
力ポートと、出力ポートと、前記入力ポートと出力ポー
トとの間に介装されその変位位置によって前記出力ポー
トから出力される油圧を制御するバルブ本体とを備える
メインバルブとを有し、前記バルブ本体は前記一対の出
力圧室間の差圧に応じて変位するように構成されている
ことを特徴とするコントロールバルブである。
（作用） 本発明によれば、シリンダ内の受圧室に導入されるパ
イロット圧に応じてピストンが変位して一対の出力圧室
に互いに相反する体積変化が発生することにより両出力
圧室間に差圧が生じ、この差圧に応じてメインバルブの
バルブ本体が作動するものである。そして一対の出力圧
室は絞り装置により連通されているため、出力圧室の体
積変化速度、すなわちパイロット圧の変化速度に応じて
上記の差圧が変化してメインバルブの制御が行われ、パ
イロット圧に対する微分制御によりメインバルブが駆動
されるものである。また、一対の出力圧室の差圧により
メインバルブを駆動するものであるため、メインバルブ
やピストンの取付位置に大きな制約を受けることがな
く、受圧室と一対の出力圧室とはピストンにより隔成さ
れ出力圧室間に絞り装置を設けるものであるため、他の
油圧制御装置の出力圧をパイロット圧として受圧室に導
入しても、他の油圧制御装置と絞り装置が連通すること
はなく、他の油圧制御装置に悪影響を与えることはな
い。
（実施例） 以下、本発明の実施例を添付図面に基づいて詳細に説
明する。
第１〜第11図は本発明の第一実施例を示すもので、前
後輪の舵角を制御する全油圧式の四輪操舵装置に本発明
を適用したものである。
第１図は、この四輪操舵装置の概略構成図である。左
右の前輪1L,1Rは、ナックル2L,2Rに回転自在に支持され
ている。また、ナックル2L,2Rは、タイロッド3L,3Rを介
してパワーステアリング装置４のピストンロッド５の左
右端に連結されている。ピストンロッド５は、シリンダ
６を挿通して設けられ、シリンダ６内にシリンダ６内を
左右の圧力室7L,7Rに隔成するピストン８を有してい
る。また、ピストンロッド５はステアリングギヤボック
ス９内のピニオン39に噛み合うラックを有している。ス
テアリングホイール10からの操舵入力をコラムシャフト
11から受ける第１ステアリングシャフト12と、ステアリ
ングギヤボックス９に連結される第２ステアリングシャ
フト13との間にはギヤ比可変機構14が介装されている。
このため、ステアリングホイール10からの操舵入力は、
ギヤ比可変機構14を介してステアリングギヤボックス９
に伝達されるものとなっている。また、第２ステアリン
グシャフト13とピニオンギヤ39との間には自体公知のパ
ワーステアリング用バルブが設けられており、圧力室7
L,7Rへの油圧の供給を制御するものとなっている。な
お、パワーステアリング装置４用のオイルポンプ15は、
エンジン16により駆動され、エンジン16の回転数が所定
値以上に達した後はエンジン回転数の上昇と共に吐出流
量が低下する形式のものが使用されている。
ここで、ギヤ比可変機構14について説明すると、第１
ステアリングシャフト12の下端部には第１ロータ18が設
けられており、また第２ステアリングシャフト13の上端
部には第２ロータ20が設けられている。そして、第１ロ
ータ18の一方の側面には油圧により突没して第２ロータ
20の対向する側面に当接する第１プランジャ22が設けら
れており、また第２ロータ20の一方の側面には油圧によ
り突没して第１ロータ18の対向する側面に当接する第２
プランジャ23がそれぞれ設けられている。さらに、第１
ロータ18には第１プランジャ22の突出量を調整する油圧
室24が設けられており、同様に第２ロータ20には第２プ
ランジャ23の突出量を調整する油圧室25が設けられてい
る。このため、第１ポート33から油圧室24に圧油が導入
されて第１プランジャ22が突出すると第２ロータ20が第
１ロータ18に対して第１図中時計回り方向に相対回転
し、逆に第２ポート34から油圧室25に圧油が導入されて
第２プランジャ23が突出すると第２ロータ20が第１ロー
タ18に対して第１図中反時計回り方向に相対回転するも
のとなっている。なお、ギヤ比可変機構14の詳細構造に
ついては、本願出願人が先に出願した特願平１−31306
号明細書に記載してあるので、これを参照すればより一
層理解が容易になる筈である。
次に、後輪操舵系について説明する。左右の後輪82L,
82Rは、トーコントロール機構付ダプルウィッシュボー
ン式の後輪サスペンションのトレーリングアーム87の後
端に回転支持されている。すなわち、後輪サスペンショ
ンは、クロスメンバ83に、アッパアーム84およびロワア
ーム85で構成される上下一対のラテラルアームと、トー
コントロールアーム86とを設けるとともに、トーコント
ロールアーム86とトレーリングアーム87の前端とを中間
関節で連結する一方、各ラテラルリンク84,85とトレー
リングアーム87の後端とボールジョイントにより連結し
て構成されている。この中間関節は、回転軸線を鉛直方
向に配置したピン等の枢支軸89を有して構成されてお
り、このため、中間関節点の車幅方向変位によって後輪
82L,82Rの操舵が可能になるものとなっている。
そして、トレーリングアーム87,87の前端が、左右の
タイロッドを介して後輪操舵用のリヤパワーシリンダ90
の左右出力端に連結されており、リヤパワーシリンダ90
はクロスメンバ83に固定されている。このリヤパワーシ
リンダ90は、二連式のもので、中央に大径なシリンダ室
91が形成されると共に両側に小径なシリンダ室92R,92L
が形成されたシリンダ94内に、シリンダ室91に応じた径
のピストン部95aを中央部に有すると共にその両側にシ
リンダ室92R,92Lに応じた径のピストン部95bを有してな
るピストンロッド95がスライド自在に設けられて構成さ
れている。そして、ピストン部95aで区画される大径な
シリンダ室91内に同相操舵用の油圧出力を受ける左右の
圧力室97L,97Rが形成されると共に、シリンダ室92R,92L
には逆相操舵用の油圧が作用するものとなっており、ピ
ストンロッド95の車幅方向変位によって後輪82L,82Rが
左右に操舵されるものとなっている。左右の圧力室97L,
97Rは油路99L,99Rを介して同相操舵用のコントロールバ
ルプ98に接続されており、シリンダ室92R,92Lは油路101
L,101Rを介して補助操舵用のコントロールバルブ100に
接続されている。同相操舵用のコントロールバルプ98
は、絞り制御型のスプールバルブにて構成されており、
両端を左右一対のスプリング220にて中立付勢され３つ
のランド部を有するスプール221がシリンダ状のケース1
02内に設けられている。そして、ケース102には、圧油
が流入する二つの流入ポート225L,225Rと、流入ポート2
25L,225R間に設けられた圧油を排出するリターンポート
224と、流入ポート225L,225Rとリターンポート224との
間にそれぞれ設けられた左右の出力ポート226L,225Rが
設けられている。そして、スプール221の変位に応じて
３つのランド部が、隣合う各ポート間の連通・絞り量を
変化させ、これにより左右の出力ポート226L,225R間の
差圧が制御されるものとなっている。また、ケース102
内におけるスプール221の両側には、スプール221の作動
を制御するためのパイロット圧が導入される左右のパイ
ロット圧室228L,228Rが設けられており、各パイロット
圧室228L,228Rは、それぞれパイロット油路103L,103Rを
介してパワーステアリング装置４の左右の圧力室7L,7R
に連通されている。二つの流入ポート225L,225Rは油路2
22を介してオイルポンプ105の吐出口に接続されてお
り、このオイルポンプ105は、後輪駆動用のディファレ
ンシャル装置内のリングギヤにより駆動され、油路223
を介してリザーバタンク106内のオイルを吸入して車速
に応じた油量を吐出するものとなっている。なお、オイ
ルポンプ105の吐出口には図示しないリリーフ弁が設け
られており、相当な高速域に対応する所定車速以上では
流量が一定になるものとなっている。また、リターンポ
ート224は油路229を介してリザーバタンク106に接続さ
れており、左右の出力ポート226L,225Rは、油路93L,99R
を介してリヤパワーシリンダ90の左右の圧力室97L,97R
に接続されている。
上記のような構成を有する同相操舵用のコントロール
バルブ98は、パワーステアリング装置４の発生油圧によ
りスプールの移動量（絞り量）が制御されると共に、車
速に応じて流入するオイルの流入量が制御されるものと
なっている。このため、左右の出力ポート226L,225R間
（圧力室97L,97R間）に発生する差圧は、パワーステア
リング装置４の発生油圧が高い程（操舵力が大きい
程）、車速が速い程大きくなり、リヤパワーシリンダ60
が発生する同相操舵方向の力はこの差圧に応じて増大す
るものとなる。
補助操舵用のコントロールバルブ100は、第１図に示
すように、パワステアリング装置４の出力圧を受けて作
動するピストン110と、ピストン110の変位により体積変
化を生じる一対の出力圧室111L,111R間の連通絞り量を
制御する絞り制御弁112と、出力圧室111L,111Rに発生す
る油圧をパイロット圧として受けて作動するメインスプ
ール113とを有するものとなっている。コントロールバ
ルブ110の詳細構造は第２〜８図は示されている。ピス
トン110は、第2,3図に示すようにカップ状に形成された
左右のピストン部材114L,114Rが底部を突き合わせた形
でスナップリング115により連結されて一体に構成さ
れ、バルブケース116に形成されてシリンダ部117に挿入
されている。このため、ピストン110は央部が小径で端
部に段付の大径部が形成されるものとなっており、この
左右の大径部間には左右のピストン部材114L,114Rの連
結時に一対のカラー118を介して中立スプリング119が組
み込まれるものとなっている。また、ピストン110の両
端部外周とシリンダ部117の両端部内周との間には、円
筒状に形成された左右一対のアダプタ120L,120Rがバル
ブケース116と一体に組み込まれ、ピストン110はアダプ
タ120L,120R対してスライド自在に配置されるものとな
っている。更に外端側から左右一対のプラグ121L,121R
がバルブケース116にボルト123にて固定され、アダプタ
120L,120Rの抜け止めがなされており、アダプタ120L,12
0Rはこの状態でカラー118に当接するものとなってい
る。このプラグ121L,121Rは内端側をピストン110の内部
に挿入されており、ピストン110はプラグ121L,121R対し
てもスライド自在に配置されるものとなっている。そし
て、プラグ121L,121Rは、ピストン110と協動して左右一
対の受圧室122L,122Rを隔成すると共に、ピストン110の
左右端部及びアダプタ120L,120Rの内周と協動して左右
一対の出力圧室111L,111Rを隔成している。更に、第３
図に示すようにプラグ121L,121Rには、受圧室122L,122R
にそれぞれ連通する左右の入力ポートFL,FRが穿設され
ている。そして、これらの入力ポートFL,FRは、第１図
に示すように油路125L,125Rを介してパワーステアリン
グ装置の左右の圧力室7L,7Rに連通接続されている。こ
のため、ピストン110は受圧室122L,122Rに導入されるパ
イロット圧に応じてスライド変位し、これに伴い出力圧
室111L,111Rには互に相反する体積変化が生じるものと
なっている。なお、プラグ121L,121Rには、受圧室122L,
122Rに連通可能なエアブリーザ171L,171Rが設けられて
おり、バルブケース116には出力圧室111L,111Rに連通可
能なエアブリーザ172L,172Rが設けられている。また、
第３図に示す符号180はバルブケース116の取付けブラケ
ットへの固定用のねじ穴である。
出力圧室111L,111Rと絞り制御弁112に設けられる左右
の油室129L,129Rとは、アダプタ120L,120Rの外端部に形
成された切欠部126L,126R,シリンダ部117の内周に凹設
された環状溝127L,127R,及びバルブケース116に穿設さ
れた油路128L,128Rを介して連通されている。そして、
絞り制御弁112は左右の油室129L,129R間の連通絞り状態
を制御して、出力圧室111L,111Rの絞り量を制御するも
のとなっており、ディファレンシャル装置により駆動さ
れ車速の上昇と共に吐出流量が上昇するオイルポンプ10
5側から得られる油圧によって作動し、車速に応じて絞
り量が変化するものとなっている。この絞り制御弁112
は第５図に示すように、油室129L,129R間に於ける車速
感応スプール130とバルブケース116との間の絞り部190
におけるオーバラップ量を制御することにより、油室12
9L,129R間の絞り量が調整されるものとなっている。す
なわち、スプリング49により第1,5図中右方に付勢され
てスライド自在に配置された車速感応スプール130の両
側には、油室173P,173Rが設けられており、これらの油
室173P,173Rに連通してバルブケース116に穿設されたポ
ートPV,PRに、油路51,52を介して、オイルポンプ105の
吐出油路に介装した絞り50の上流圧VPと下流圧VRとがそ
れぞれ導入されるものとなっている。このため車速感応
スプール130は上流圧VPと下流圧VRとの差圧により作動
することになり、車速の増大に伴い上昇する差圧（VP−
VR）応じて車速感応スプール130がスプリング49の付勢
力に抗してスライド変位することにより、車速の上昇に
対して絞り部190の長さが減少して絞り量が減少するも
のとなっている。なお、車速感応スプール130は油室173
Rを隔成するプラグ174のねじ込み量を調整することによ
り、スプリング49のプリロード量を調整することができ
るものとなっており、これにより車速感応特性の調整が
可能となっている。
メインバルブ113は、スプールバルブ式の４ポート絞
り切換弁として構成され、バルブケース116に形成され
たシリンダ部131内に３つのランド部を有するメインス
プール132がバルブ本体として設けられ、メインスプー
ル132は軸心方向にスライド自在に配置されている。プ
ラグ121L,121Rに螺着されてシリンダ部131の両端を封止
するプラグ133L,133Rと、メインスプール132の両端との
間には一対のスプリング134L,134Rが介装されており、
メインスプール132を中立位置に付勢している。なお、
プラグ133L,133Rの螺合深さを調整することにより、メ
インスプール132に対するスプリング134L,134Rのプリロ
ード量が調整可能となっている。これらのスプリング13
4L,134R、メインスプール132の両端部とシリンダ部131
の両端部とプラグ133L,133Rとにより協動して隔成され
た左右のパイロット圧導入室135L,135R内に収容されて
おり、パイロット圧導入室135L,135Rは、バルブケース1
16に穿設された油路136L,136Rを介して、前述した左右
の出力圧室126L,126Rに連通されている。なお、この場
合パイロット圧導入室135L,135Rと出力圧室126L,126Rと
の連通は、第１図に示したように絞り制御弁112の油室1
29L,129Rを介して行うものとしても良い。
メインスプール132の外周面には、３つのランドの間
に位置する環状の溝部で構成された２つの室137L,137R
が並設されている。またシリンダ部131の内周面には、
室137L,137Rの境界部分に位置して、環状の溝部で構成
された３つの室138〜140が設けられている。そのうちの
室137L,137Rはそれぞれバルブケース116に穿設された油
路を介してバルブケース116外面に穿設した左右の出力
ポートA,Bに連通している。そして、これら出力ポート
A,Bは、それぞれ油路142A,142Bを介してリヤパワーシリ
ンダ90のシリンダ室92R,92Lに接続されている。また、
室139は流入ポートＰに連通しており、この流入ポート
Ｐは、油路144を介して前記のオイルポンプ15と共にエ
ンジン16により駆動される定流量型のオイルポンプ143
の吐出口に接続されている。このオイルポンプ143の吐
出流量特性は第９図に示すようなものとなっており、ポ
ートＰに一定流量のオイルを供給できるようになってい
る。また、残る室138,140は、バルブケース116内に穿設
された油路146を介してケース外周に穿設したリターン
ポートＲに連通している。そして、リターンポートＲは
油路145により上記のリザーバタンク106に接続されてい
る。
また、バルブケース116内に穿設された油路146は、左
右の出力圧室111L,111Rに連通される油路147L,147Rに逆
止弁148L,148Rを介して接続されており、逆止弁148L,14
8Rは左右の出力圧室111L,111Rが異常な負圧状態になる
と開弁してリザーバタンク106側から必要量の作動油を
出力圧室111L,111Rに供給するための安全装置である。
また、第８図に示すようにプラグ175のねじ込み量を調
整することにより逆止弁148の開弁圧の調整を行うこと
ができるものとなっている。
以下に、上記のような構成を有するコントロールバル
ブ100の作動原理について、ポートFLに高圧のパイロッ
ト圧が導入された場合を例にとって理論的に説明する。
ポートFLに高圧のパイロット圧が導入されると、この圧
力に比例した分だけピストン110が図中右側に変位す
る。この変位量をx1とすると、この変位量はピストン11
0の端面の断面積A1とポートFL,FR間の差圧P1の積がスプ
リング119の力と釣り合うので、下記の関係式が成立す
る。
A1・P1＝K1・x1＋f1 ∴ x1＝（A1・P1−f1）/K1 ……（１） 但し、 K1:スプリング119のばね定数 f1:スプリング119のプリロード値 この時、ピストン110の変位によって出力圧室111Rの
油は出力圧室111Lに移動する必要があるが、出力圧室11
1R,111L間には絞り制御弁112が介装されているので、出
力圧室111R,111L間に差圧ΔP1が発生し、この差圧ΔP1
は下記のように表される。
ΔP1＝８πμ・ｌ・Q2/d2 ……（２） 但し、 Q2:絞り部を流れる流量 d:絞り部の断面積 l:絞り部の長さ μ：油の粘性係数 この差圧ΔP1によって、メインスプール132は図中左
側に変位するが、この変位量をY1とすると下記の関係式
が成立する。
Y1＝（ΔP1・D2−f2）/K2 ……（３） 但し、 D2:メインスプールの端面断面積 K2:スプリング134のばね定数 f2:スプリング134のプリロード値 そして、メインスプール132とバルブケース116との間
には、４ポート絞り切換え弁が形成されており、ポート
A,B間に発生する差圧ΔP2は、メインスプール132の変位
量Y1に比例したものとなる。
そしてメインスプール132の変位量Y1については、上
記（２），（３）式からY1∝ΔP1∝Q2∝ｌ∝1/d2の関係
にあり、 Q2＝Ｂ・x1/t ……（４） 但し、 B:出力圧室の断面積 t:時間 の関係が成立ち、また上記（１）式からx1∝P1となるた
め、メインバルブ113の発生油圧は、ポートFL,FR間の差
圧P1の時間変化率P1/tに比例することになる。
また、絞り制御弁112の絞り部190の長さｌにも比例す
るため、もう一つの信号入力（車速に比例するパイロッ
ト圧、即ちVP,VRの差圧）によってもメインバルブ113の
発生油圧を制御することができる。
このため、コントロールバルブ100は、２種類の信号
入力（パイロット圧）に応じてポートA,B間に発生する
差圧出力が制御されるものとなっている。
また、上述の説明から明からなように、メインバルブ
113の発生油圧は絞り部の断面積ｄに対して反比例する
ため、第10図に示すように絞り部190が平行に形成され
車速感応スプールの移動に対して絞り部190の断面積が
変化しない場合は、第11図に示すような特性（車速感応
特性）が得られるし、第12図あるいは第13図に示したよ
うにテーパ状の絞り部を有する車速感応スプールが使用
され車速感応スプールの移動に対して絞り部190の断面
積が増大する場合には第14図に示すような特性（車速感
応特性）が得られることになる。このため、絞り部の形
状を工夫することにより任意な車速特性を得ることがで
きるものとなる。
なお、絞り制御弁としてオリフィス構造のものを適用
した場合には下記の関係式が成り立つことになる。
ΔＰ＝ρQb/（2Cd2・d2） 但し、 ρ：流体密度 Cd:流量係数 また、ポートFRの油圧が上昇後下降する場合や、ポー
トFRにパイロット圧が作動した場合（圧上昇）には、前
記と反対方向方向に作動し、ポートA,B間に発生する圧
力差も逆転する。
ここで、コントロールバルブ100の作動を改めて簡単
に説明すると、ピストン110は、受圧室122L,122Rにパイ
ロット圧として導入されるパワーステアリング装置発生
油圧に応じてスライド変位して、これにより出力圧室11
1L,111R間に体積変化が生じる。そして、出力圧室111L,
111R間は絞り制御弁112を介して連通されていることに
よりピストン110の変位速度が速い場合には出力圧室111
L,111R間に大きな差圧が生じるが、ピストン110の変位
速度が遅い場合には出力圧室111L,111R間に生じる差圧
は小さくなる。このようにしてピストン110の変位速度
に応じた油圧が差圧としてメインバルブ113のパイロッ
ト圧導入室135L,135Rに導入されメインスプール132がこ
の差圧に応じて変位し、メインスプール132の変位に応
じた油圧が出力ポートA,Bから出力されることになる。
すなわち、コントロールバルブ100から出力される油圧
は、メインスプール132の相対変位が大きい程大きくな
るものであり、ピストン110の変位速度に影響するパワ
ーステアリング油圧の変動率が大きいほど、またピスト
ン110の変位抵抗となる絞り制御弁121の絞り量（絞り部
190の長さ）は車速の上昇と共に小さくなるため車速が
低いほど出力される油圧は大きくなる。そして、コント
ロールバルブ100から出力される油圧は、リヤパワーシ
リンダ90のシリンダ室92R,92Lに供給され、後輪と前輪
とは逆相方向に操舵させる力として作用する。なお、絞
り制御弁121は微分要素として作用するものであるた
め、前輪操舵時であって保舵状態のようなパワーステア
リング油圧の変動がなくなる状態ではスプリング119に
よってピストン110が中立位置に戻るため、メインスプ
ール132も中立位置に復帰し発生油圧はなくなる。この
ため、コントロールバルブ100からの油圧出力は近似的
にステアリングホイールの操舵速度に応じて制御される
ものとなる。
リヤパワーシリンダ90は、同相操舵用のコントロール
バルブ98から圧力室97L,97Rに作用する同相操舵力と、
補助操舵用のコントロールバルブ100からシリンダ室92
R,92Lに作用する逆相操舵力との合成力によって、その
作動方向および作動量が制御されるものとなっており、
換言すれば二つの対向入力の合成値に応じて後輪を操舵
変位させるものとなっている。
また、補助操舵用のコントロールバルブ100の出力ポ
ートに接続された油路142A,142Bの中途部には、前述し
たギヤ比可変機構14の第１ポート33および第２ポート34
が油路140A,150Bを介してそれぞれ連通されており、コ
ントロールバルブ100からの出力油圧が前輪の舵角を切
り増しする方向にギヤ比可変機構14にも作用するものと
なっている。このため、コントロールバルブ100は後輪
の逆相操舵と前輪の進相操舵（切り増し）とを結合して
制御するものとなっている。
続いて、上記のような構成を有する四輪操舵装置の作
用について説明する。
直進走行状態からステアリングホイール10を右方向に
操舵した場合、パワーステアリングバルブから出力され
る油圧は、シリンダ６の右側の圧力室7Rに作用し、前輪
の右操舵をパワーアシストする。この状態でシリンダ６
の右側の圧力室7Rは高圧状態に、また左側の圧力室7Lは
低圧状態になっており、この左右の圧力室7L,7Rの圧力
状態がそれぞれ油路103L,103Rおよび125L,125Rを介し
て、同相操舵用のコントロールバルブ98および補助操舵
用のコントロールバルブ100にパイロット圧として導入
される。
同相操舵用のコントロールバルブ98においては、パイ
ロット圧室228Rが高圧、パイロット圧室228Lが低圧にな
り、スプール221がパワーステアリング油圧に応じて図
中左方に変位する。このため、スプールの変位とオイル
ポンプ105から供給される油量に応じて発生する油圧
は、出力ポート226Lが高圧、出力ポート226Rが低圧とな
って、それぞれ油路99L,99Rを介してリヤパワーシリン
ダ90の左右の圧力室97L,97Rに作用することになる。こ
れによって、リヤパワーシリンダ90のピストンロッドに
は、左側の圧力室97Lから後輪を右方向（同相方向）に
操舵させる油圧が作用することになり、この油圧力は車
速とパワーステアリング発生油圧に応じたものとなる。
一方、補助操舵用のコントロールバルブ100において
は、油路125L,125Rを介してポートFL,FRから導入される
パワーステアリング発生油圧により、受圧室122Rが高
圧、受圧室122Lが低圧となる。これは、前述したバルブ
単体の説明の時とは逆の状態であり、ピストン110がパ
ワーステアリング油圧に応じて図中左方に変位する。こ
のピストン110の変位速度はパワーステアリング油圧の
変化速度に対応したものとなるが、ピストン110の両端
に位置してピストン110の変位に伴い体積変化を発生す
る出力圧室111L,111Rが絞り制御弁112を介して連通さ
れ、この絞り制御弁112が出力圧室111L,111Rの体積変化
に対する抵抗として作用するので、出力圧室111L,111R
の体積変化により発生する圧力変化はピストン110の変
位速度が速いほど（パワーステアリング油圧の変化率が
大きいほど）また絞り量が大きい（絞り部190の長さが
長い）ほど（車速が低いほど）大きいものとなる。そし
て、この圧力変化により生じる出力圧室111L,111Rの差
圧に応じてメインスプール132が変位し、オイルポンプ1
43から供給される油量は一定であるので、主としてメイ
ンスプール132の変位量のみに応じた油圧が発生し、出
力ポートＡが高圧、出力ポートＢが低圧となって、それ
ぞれ油路142A,142Bを介してリヤパワーシリンダ90のシ
リンダ室92R,92Lに作用することになる。これによっ
て、リヤパワーシリンダ90のピストンロッドには、右側
のシリンダ室97Rから後輪を左方向（逆相方向）に操舵
させる油圧が作用することになり、この油圧力は車速が
低い程またパワーステアリング油圧の変化率が大きい程
大きなものとなる。なお、コントロールバルブ100にお
ける入力パイロット圧と発生油圧の関係は第15図に示す
ようになる。
そして、リヤパワーシリンダ90においては、圧力室97
Lに作用する後輪を右方向（同相方向）に操舵させる油
圧と、シリンダ室97Rに作用する後輪を左方向（逆相方
向）に操舵させる油圧とが対向してピストンロッドに作
用することになり、両者の合成力によってピストンロッ
ドピストンロッドの作動が制御されることになる。すな
わち、パワーステアリング油圧に対応して発生する同相
操舵力と、パワーステアリング油圧の変化率に対応して
発生する逆相操舵力の関係は、第16図に示すようにな
り、両操舵力が合成されることによって第17図のような
特性の後輪舵角が発生するものとなっている。
つまり、中立状態からステアリングホイールを操舵操
作する場合のようにパワーステアリング油圧が上昇する
場合には、パワーステアリング油圧と共に増大する同相
方向の後輪舵角が、パワーステアリング油圧の変化率に
応じて減少されることになり、実質的には、前輪の操舵
初期に後輪が一瞬逆相方向に操舵された後、同相方向に
操舵される現象が発生する。また、車速が高いほど、同
相操舵力が増大し逆相操舵力が低下するので、操舵初期
の逆相操舵量が少なくなるとともに同相方向への操舵角
が増大する。車速が低い場合は、逆に同相操舵力が低下
し逆相操舵力が増大するので、操舵初期の逆相操舵量が
大きくなるとともに同相方向への操舵角が減少する。
また、ステアリングホイールが保舵状態にある場合の
ようにパワーステアリング油圧に変化が発生しない場合
には、コントロールバルブ100からの油圧出力はなくな
るので、パワーステアリング油圧に応じた同相方向の後
輪舵角が得られることになる。
さらに、ステアリングホイールを操舵状態から中立方
向に戻す場合のようにパワーステアリング油圧が減少す
る場合は、コントロールバルブ100からの油圧出力が逆
転するので、パワーステアリング油圧と共に減少する同
相方向の後輪舵角が、パワーステアリング油圧の変化率
に応じて増加されることになる。
ところで、補助操舵用のコントロールバルブ100から
出力される油圧は、上記のようにリヤパワーシリンダ90
に作用して後輪舵角を逆相方向に補正するほか、油路15
0A,150Bを介してギヤ比可変機構14にも作用する。ステ
アリングホイール10の右操舵時にコントロールバルブ10
0の出力ポートＡに発生する高油圧は、油路150Aを介し
て第１ポート33に導入され、第１ロータ18の油圧室24に
供給される。一方、第２第２ロータ20の油圧室25は、油
路150Bを介してコントロールバルブ100の出力ポートＢ
に連通されているため、低圧状態となる。そして油圧室
24に供給される油圧によって第１プランジャ22が突出
し、第１ロータ18と第２ロータ20との間に相対変位が発
生し、油圧室25が低圧状態にある第２プランジャ23は没
入する。この状態は、ステアリングホイール入力により
右回転している第１ステアリングシャフト12に対して、
第２ステアリングシャフト13が更に右回転させられるこ
とになり、第２ステアリングシャフト13はステアリング
ホイール10の舵角以上に回転することとなる。これによ
って、等価的なステアリングギヤ比が変化し、パワース
テアリング油圧の変化率に応じて前輪の舵角を増加させ
る進相制御が達成される。なお、コントロールバルブ10
0の油圧出力は、パワーステアリング油圧が変化する時
のみに発生するので、第18図に示すように上記の進相制
御はステアリングホイールを切り込む時に発生し、保舵
状態になるとこの進相制御は停止される。また、ステア
リングホイールを操舵状態から中立方向に戻す場合のよ
うにパワーステアリング油圧が減少する場合は、コント
ロールバルブ100からの油圧出力が逆転するので、前輪
の舵角は、パワーステアリング油圧の変化率に応じて減
少されることになる。
上記実施例による四輪操舵装置によれば、実質的に操
舵力に対応したパワーステアリング油圧に応じて制御さ
れる同相制御に対して、実質的に操舵速度に対応するパ
ワーステアリング油圧変動率に応じて後輪舵角を減少さ
せると共に前輪舵角を増加させるので、車両のヨー応答
の横加速度応答とを共に向上させることができ、操舵応
答性と操縦安定性を高い次元で両立できる効果を奏す
る。また、同時に旋回過渡時の重心スリップ角を０がゼ
ロに近づき、旋回フィーリングが向上する効果を奏す
る。さらに、上記四輪操舵装置は全油圧制御により達成
されるので、信頼性および耐久性に優れる利点もある。
特に、上記実施例におけるコントロールバルブ100に
よれば、第１のパイロット圧（パワーステアリング発生
油圧））の変化速度と、第２のパイロット圧（車速に対
応した油圧）とに応じてメインバルブにて発生する油圧
を制御することができるので、２つのパイロット圧に対
して微分制御と逆比例制御（あるいは比例制御）とを組
み合わせて複雑かつ高度な油圧制御を実現できる効果を
奏する。
また、コントロールバルブ100は、パイロット圧とし
て導入されるパワーステアリング油圧によりピストンが
変位しピストンの変位により体積変化を発生する出力圧
室に発生する油圧によりメインバルブの作動を制御する
ものであるため、パワーステアリング装置に悪影響を与
えることなくパイロット圧を得ることができるし、ピス
トンとメインバルブとの配置関係の設計自由度も大きい
利点がある。
更に、受圧室の断面積、出力圧室の断面積、各スプリ
ングのプリロード量やばね定数、絞り部の形状を変更す
ることにより、種々の特性を得ることができ、この場合
ピストン部分と絞り制御部分とメインバルブ部分とが独
立して構成されるものであるため、各部分の設定を独立
に行うことができチューニング性に優れる効果を奏す
る。また、ピストン部分と絞り制御部分とメインバルブ
部分とが独立して構成されることにより、加工性や組立
て性にも優れるものである。
なお、本発明は上記実施例に何ら限定されるものでは
なく、発明の構成を逸脱しない範囲内で種々の変形実施
が可能であることは言うまでもない。
（発明の効果） 以上、実施例とともに具体的に説明したように、本発
明によれば、パイロット圧に対する微分制御が可能で、
しかも設計自由度が高く、パイロット圧源として他の油
圧制御装置の出力圧を使用しても他の油圧制御装置に悪
影響を与えることがないコントロールバルブを比較的簡
単な構成により提供する効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
第１図は本発明の一実施例を示す概略構成図、第２図は
コントロールバルブの要部詳細断面図、第３図は第２図
のIII−III矢視図、第４図は第２図のIV矢視図、第５図
は第４図のＶ−Ｖ矢視図、第６図は第２図のVI−VI矢視
図、第７図は第２図のVII矢視図、第８図は第７図のVII
I−VIII矢視図、第９図はオイルポンプ143の流量特性
図、第10図は絞り部の拡大図、第11図は第10図の絞り部
形状に対応する特性図、第12,13図は絞り部形状に対す
る他の実施例を示す概略図、第14図は第12,13図の絞り
部形状に対応する特性図、第15図はコントロールバルブ
100における入力パイロット圧と出力油圧の関係を示す
説明図、第16図はリヤパワーシリンダ98に供給される同
相操舵力と逆相操舵力の特性を示す説明図、第17図は後
輪の舵角特性図、第18図は前輪の舵角特性図である。 100……コントロールバルブ 110……ピストン 111L,111R……出力圧室 112……絞り制御弁,113……メインバルブ 122L,122R……受圧室 130……車速感応スプール 130……メインスプール 190……絞り部

Claims (1)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】シリンダ内にスライド自在に配置され前記
    シリンダ内を受圧室と一対の出力圧室とに隔成すると共
    に前記受圧室に導入されるパイロット圧に応じてスライ
    ド変位して前記一対の出力圧室に互いに相反する体積変
    化を生じさせるピストンと、 前記一対の出力圧室間を連通すると共に前記一対の出力
    圧室間に上記パイロット圧の時間変化率に応じた差圧を
    発生させる絞り装置と、 入力ポートと、出力ポートと、前記入力ポートと出力ポ
    ートとの間に介装されその変位位置によって前記出力ポ
    ートから出力される油圧を制御するバルブ本体とを備え
    るメインバルブとを有し、 前記バルブ本体は前記一対の出力圧室間の差圧に応じて
    変位するように構成されていることを特徴とするコント
    ロールバルブ。
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