JPS61122080A - 車両の後輪舵角制御装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は車両の後輪舵角制御装置に係り、特に後輪に舵
角な生じさせる作動機構を制御して前輪和舵角を生じさ
せるハンドルの操舵に応じて後輪の舵角を自動的忙制御
する車両（以下、四輪操舵車という）の後輪舵角制御装
置に関する。

〔従来の技術〕 本発明の基礎となった従来の四輪操舵車の後輪舵角制御
装＃（特開昭５７−４４５６８号）を第２図を参照して
説明する。

ハンドル１０回転操舵と共和シャフト２が回転し、この
回転はギヤボックス３に伝達されてリンケージ４の直線
運動に変換される。リンケージ４の直線運動は、ナック
ルアーム５を支点５ａの回りに回転し、前輪６を転舵し
て前輪６に舵角δｔ　（ｔｌを生じさせる（ただし、ｔ
は時間である）。シャフト２に装着されたセンサ１５は
、ハンドＮ１の回転操舵角δｈ　（ｔ）を検出し、セン
サ７はハンドル１の回転操舵角δｈ　（ｔ）に応じて車
両に発生する横加速度Ｖを検出する。コンピュータ８は
、センサ７．１５からの検出信号に基づいてアクチュエ
ータ９を作動させ、ギヤボックス１０を介してリンケー
ジ１４に直線運動を与える。リンケージ１４の直線運動
は、ナックルアーム１３を支点１３ａの回り忙回転し、
後輪１２を転舵して後輪１２＆ｃ舵角δｒ　（ｔ）を生
じさせる。この後輪の舵角δｒ（ｔ）は、コンピュータ
８において横加速度Ｖに対して比例関係の δ、（ｔｌ　＝に−Ｖ　　　　　　　　　　　　・・・
（１）と設定されるか、または前輪の舵角δｔ　（ｔ）
　Ｋ比例定数りを乗算したｈ・δ１　（１）を上記（１
）式の右辺圧加えて δｒ（ｔ）＝ｈ・δｆ（ｔ）＋に−Ｖ　　　　　　　　
　　　　・・・（２１と設定されて制御される。

しかしながら、かかる従来の後輪舵角制御装置は、ハン
ドルの操舵の速さを考慮した構成になっておらず、また
ハンドルの回転操舵角に比例した信号によって、ハンド
ルの回転操舵角が小さい場合もハンドルの回転操舵角が
大きい場合も前輪と同方向に後輪が転舵され、直進走行
時の車両の走行安定性が向上しハンドルの修正等が容易
になるという利点を有する反面、旋回運動の応答性が良
くならず、旋回半径を小さくした旋回運動を可能とする
構成になっていない。

また、従来では第２図の装置の他Ｋ、前輪を転舵する操
舵装置と後輪を転舵する操舵装置とを機械的に連結した
四輪操舵車において、ハンドルの回転操舵角が小さいと
きでは前輪の舵角と同方向に後輪を転舵し、ハンドルの
回転操舵角が大きいときでは前輪の舵角と逆方向に後輪
を転舵して、後輪の舵角を制御する装置も提案されてい
る。

〔発明が解決しようとする問題点〕

しかしながら、このような装置にあっては、ハンドルの
回転操舵角の大きさに応じて前輪と同方向または逆方向
に後輪を転舵するようになっていて、運転者がハンドル
を操舵する速さを考慮しておらず、例えば運転者が障害
物回避とかレーンチェンジ等の急速な旋回運動を必要と
する緊急操舵時に対応する場合と、直進走行中やゆるや
かな旋回走行等の通常操舵時に対応する場合とで、異な
った運動特性を期待してハンドルの操舵の速さを変化さ
せても、ハンドルの回転操舵角が一定であれば後輪の舵
角は所定の方向に一定の大きさに制御される構成となっ
ている。

したがって、上記の従来の四輪操舵車ではノ・ンドルの
操舵の速さに応じた運転者の期待する運動特性を充分満
足しきれない、という問題があった。

本発明は上記問題点を解決すべく成されたもので、急速
な旋回運動が要求される状況下では旋回運動の応答性を
向上し、ゆっくりとした旋回運動が要求される状況下で
は直進安定性を向上して運転者が期待する運動特性が得
られると共に、油圧によって確実に後輪を転舵できる車
両の後輪舵角制御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〕

上記目的を達成するために本発明は、前輪に舵角を生じ
させるハンドルの操舵に応じて後輪の舵角を制御する車
両の後輪舵角制御装置において、前記ハンドルの操舵の
速さを判断して前記操舵の速さが速いときは後輪に前輪
と逆方向の舵角を生じさせかつ前記操舵の速さが遅いと
きは後輪に前輪と同方向の舵角を生じさせるように流路
を切換える後輪操舵判断手段と；後輪に連結されたリン
ケージが貫通するように配置されたシリンダ、前記リン
ケージに固定されて前記シリンダ内を２つの室忙分割す
るピストン、エンジンにより駆動されて油圧を発生する
油圧発生装量、前記油圧発生装置と前記シリンダ内の２
つの室とを連通して油圧の給排を行うように前記後輪操
舵判断手段によって流路が切換えらａｂ制御弁を備えた
作動機構と；を設けたことを特徴とする。

〔作用〕

次に本発明の詳細な説明する。後輪判断手段は、ハンド
ルの操舵の速さを判断してノ・ンドルの操舵の速さが速
いときは後輪に前輪と逆方向の舵角を生じさせるように
作動機構の制御弁の流路を切換え、またハンドルの操舵
の速さが遅いときは後輪に前輪と同方向の舵角を生じさ
せるように作動機構の制御弁の流路を切換える。これに
より、エンジンにより駆動される油圧発生装置で発生さ
れた油圧が、制御弁を介してシリンダ内の２つの室に給
排され、この油圧の給排によりシリンダ内の２つの室に
油圧差が発生する。シリンダ内の２つの室はピストンに
より分割され、このピストンくは後輪に連結されたリン
ケージが固定されているため、油圧差によってピストン
が移動され、制御弁の切換えに応じてリンケージを介し
て後輪が転舵される。そして、前輪と後輪とが逆方向に
転舵されたときには、前輪と後輪とに略同時に舵角が生
じてタイヤく力が発生し、これらの力が同方向に回転す
るヨーイングモーメントとなって等測的にハンドルの回
転操舵角に対する操向車輪の舵角の比、いわゆるステア
リングゲインが増加しくこの場合、操向車輪の舵角が等
測的に前輪の舵角と後輪の舵角との和になる）、車両の
旋回運動の応答性が向上する。また、前輪と後輪とが同
方向に転舵されたときには、前輪と後輪とに略同時に舵
角が生じてタイヤに力が発生し、これらの力が逆方向に
回転するヨーイングモーメントとなって等測的にステア
リングゲインが減少し、車両の直進安定性が向上する。

〔発明の効果〕

従って、本発明くよれば、ハンドルの操舵が速いときは
ステアリングゲインを増加させて車両の急速旋回運動の
応答性を向上し、ハンドルの操舵の速さが遅いときはス
テアリングゲインを減少させて車両の首ふり、ふらつき
等を防止して車両直進時の走行安定性を向上させること
ができると共に、油圧を用いているので最適なパワーに
より確実かつ応答性よく後輪を転舵することができる、
という効果が得られる。

〔発明の詳細な説明〕

次に本発明の態様について説明する。第１の態様は、後
輪操舵判断手段を、ハンドルの操舵に応じて運動する第
１の部材と、前記第１の部材の運動に対して逆方向に運
動する第２の部材と、前記第１の部材に連結された弾性
部材と、前記第２の部材に連結されたダッシュポットと
、前記弾性部材および前記ダッシュボットく連結されて
前記第。

１０部材および前記第２め部材の運動に応じて運動する
と共に流路を切換えるように前記作動機構の制御弁に連
結された出力軸と、で構成したものである。

次にこの第１の態様の後輪操舵判断手段の作用について
説明する。第１の部材は、ハンドルが操舵されるとハン
ドルの操舵に応じて運動する。すなわち、第１の部材は
、例えば車両幅方向、車両前後方向または車両上下方向
の直線運動や回転運動等を行う。この第１の部材の運動
に伴って、第２の部材は第１の部材の運動に対して逆方
向に運動する。また、出力軸は、弾性部材を介して第１
の部材に連結されると共にダッシュポットを介して第２
の部材に連結されているため、第１の部材および第２の
部材の運動に伴って出力軸も運動する。

ここで、第３図に示すように時間をｔとして、第１の部
材の運動の変位をＸｔ（ｔ）、第２の部材の運動の変位
をｘ２　（ｔ）、出力軸の運動の変位をｘｏａｔ（１）
と表わすと、ダッシュポットの抵抗Ｆｃは速度に比例す
るから次式で表わされる。

Ｆｃ　＝Ｃ（Ｘｏａｔ（ｔ）　　ｘ２（ｔ））　　　　
　　　　・”（１）ただし、Ｃはダッシュポットの減衰
係数、・は時間微分を表わす。

また、弾性部材の弾性係数をｋとすると、弾性部材の復
元力Ｆｋは次の式で表わされる。

Ｆｋ＝ｋ　（ｘｌ（ｔ）　　Ｘａｎｔ（ｔｌ）　　　　
　　　・・・（２）そして、この両者がつり合うから次
式が成立する。

Ｃ（Ｘｏｕｔ（ｔｌ−ｘ、（ｔ））＋ｋ（Ｘｓｕｔ（ｔ
ｌ−ｘｔ（ｔｌ）＝０・・・（３） また、第１の部材と第２の部材は相互に逆方向に運動す
るから次の式が成立する。

Ｘｌ　（ｔｌ＝　　Ｎ−Ｘ、（ｔｌ　　　　　　　　　
　・＋＋　（４）（Ｎは正の比例定数である） 従って、上記（３）、　（４）式より次の（５）式が得
られる。

上記（５）式をラプラス変換して伝達関数Ｇ（ｓｌ　＝
Ｘ　ｏｕｔ（Ｓ）／　Ｘ　１（ｓｌの形で表現すると次
のようになる。

ただし、Ｋ１＝Ｎ＋１、Ｔ＝Ｃ／に、ｓはσ＋ｊωで表
わされる複素周波数（ただし、σは時間ｔに無関係の任
意の実数、ωは角周波数、ｊ＝ｆ＝丁である）である。

ここで、Ｋｌ＝２、すなわち第１の部材とｗｃ２の部材
との変位の大きさが等しいとき（ｘ２（ｔｌ＝−ｘｌ（
ｔｌ）を考えると上記（６）式は次のようになる。

上記（７）式において、第１の部材と第２の部材とが極
めてゆっくり変位する場合、すなわち複素周波数ＳがＯ
に近い場合を考えると、 となる０従って、　Ｘｏ、ｔ（ｓ）／ｘ、（ｓ）＝　１
となり、出力軸は＠１の部材の変位と同じ大きさで同じ
方向へ変位することになる（既ち、Ｘ、□（ｔｌ＝　ｘ
　ｔ　（ｔ）　）。

一方、第１の部材と第２の部材とが極めて速く変位する
場合、すなわち複素周波数８が無限大に近い場合を考え
ると、 となる。従って、ｘ　ｏｕｔ（Ｓｔ／　ｘ　、　（ｓｌ
＝−１となり、出力軸は第１の部材の変位と同じ大きさ
で逆方向に（第２の部材に対しては同じ大きさで同方向
に）変位することになる（既ち、Ｘ、□（ｔ）＝＝　−
Ｘ、　（ｔｌ＝ｘ２（ｔ））。

そして、ＩＥＩの部材と第２の部材とが上記の速さの中
間の速さで変位する場合、すなわち複素周波数Ｓが１／
Ｔに近い場合を考えると、ｌ　ｉ　ｍ　Ｇ（ｓ）　＝　
０　　　　　　　　　　　　　　−　（１０）廊→− となる。従って、Ｘ　ｅａｔ（ｓｌ／　ｘ　１（ｓｌ　
＝　０となり、第１の部材および第２の部材が変位して
も出力軸は殆んど変位しない（既ち、Ｘ、□申０）。

上記の点を考慮して複素周波数Ｓと伝達関数Ｇ（ｓ）と
の関係を示すと第４図のようになる。図から理解される
ように、複素周波数Ｓが１／Ｔ未満の領域では、出力軸
は第１の部材と同方向忙変位し、複素周波数８が１／Ｔ
を越える領域では出力軸は第１の部材と逆方向に変位し
、複素周波数が１／Ｔのときには出力軸は変位しない。

また、このときの出力軸の変位の大きさは複素周波数に
応じて変化する。

そして、上記出力軸には作動機構の制御弁が連結されて
いるため、出力軸の動きに応じて制御弁が制御され、制
御弁の流路が切換えられることにより作動機構を作動さ
せて、ハンドルの操舵の速さが速いときは後輪に前輪と
逆方向の舵角を生じさせ、ハンドルの操舵の速さが遅い
ときは後輪に前輪と同方向の舵角を生じさせ、また上記
の中間の速さでハンドルを操舵したときには後輪に殆ん
ど舵角な生じさせないようにすることができる。

したがって、本第１の態様は、作動機構による油圧によ
り最適なパワーによって確実かつ応答性よく後輪を転舵
することができるという効果を奏する。

さらに本第１の態様において、上述の判断手段により直
接後輪を操舵することも可能であるが、その場合は、ド
ライバーのハンドル操舵の負担が大きくなる。しかし、
本第１の態様は作動機構の油圧エネルギーにより最適な
パワーで後輪を転舵するので、判断手段の判断機能を可
能にする少ないパワーのハンドル操舵をドライバーに要
求−１だけで良いため、ドライバーに対するハンドル操
作の負担を軽減するというメリットを有する。すなわち
、第１の態様の作動機構は、メカニカルな後輪操舵機構
の倍力装置としての機能を有することになる。

また、第２の態様は、後輪操舵判断手段を、ハンドルの
操舵量を検出して操舵量信号を出力する検出回路と、前
記操舵量信号に基づいて前記ハンドルの操舵の速さを判
断する判断回路と、前記判断回路の判断結果に基づいて
前記操舵の速さが速いときは後輪に前輪と逆方向の舵角
を生じさせかつ前記操舵の速さが遅いときは後輪に前輪
と同方向の舵角を生じさせるように前記制御弁の流路を
切換える制御回路と、で構成したものである。

第２の態様によれば、検出回路によりハンドルの回転操
舵角または車両直進方向に対応するハンドルの位蓋を基
準としたハンドルの変位Ｄ、すなわち前輪の舵角に相当
する量がハンドルの操舵量として検出され、検出回路か
ら操舵量信号が出力される。ハンドルの回転操舵角を検
出した場合には、操舵量信号を時間に関して微分するこ
とによりハンドルの角周波数ωが求められ、またハンド
ルの変位りを検出した場合には変位りはハンドルの角周
波数ωを用いてＤ＝ｆ（ωｔ）と表わされる。

ここで、判断回路の伝達関数を上記（７）式と同一とす
れば、伝達関数が角周波数に応じて第４図と同様に変化
するので、判断回路はハンドルの操舵量信号忙基づいて
ハンドルの操舵の速さを判断し、判断結果としてハンド
ルの操舵の速さが遅いときはハンドルの操舵量信号と同
相の信号を出力し、ハンドルの操舵の速さが速いときは
ハンドルの操舵量信号に対して１８００位相がずれた信
号を出力し、ハンドルの操舵の速さが上記の中間の速さ
のときは信号を出力しないようにすることができる。

そして、制御回路は、判断回路の判断結果に基づいてハ
ンドルの操舵の速さが速いときは後輪に前輪と逆方向の
舵角を生じさせかつハンドルの操舵の速さが遅いときは
後輪に前輪と同方向の舵角を生じさせるように作動機構
の制御弁の流路を切換える。そして、この制御弁の流路
の切換えにより第１の態様と同様に後輪が転舵される。

第２の態様では、後輪操舵判断手段を電気回路で構成し
て機械的構成を簡略化することができる。

また、第３の態様は、前輪に連結されたリンケージが貫
通するように配置された前輪用パワーシリンダと、前記
リンケージに固定されて前記パワーシリンダ内を２つの
室に分割する前輪用パワーピストンと、前記ハンドルの
操舵に応じて切換えられて前記作動機構の油圧発生装置
と前記パワーシリンダの室とを連通させる切換弁と、を
更に設けて前輪の転舵を補助するようにしたものである
。

この態様の切換弁は、ハンドルの操舵に応じて切換えら
れ、油圧発生装置で発生された油圧をシリンダ内の室に
給排して２つの室に油圧差を生じさせる。この結果、ピ
ストンが低油圧室方向へ移動し、リンケージを介して前
輪に力を作用させて前輪を転舵する。

第３の態様によれば、油圧により前輪の転舵が補助され
るため、路面反力が大きい場合でもハンドルの操舵力を
軽減することができる。

したがって第３の態様によれば、前輪および後輪ともに
最適なパワーにより確実且つ応答性良く操舵制御すると
いう利点を有する。

さらに、本第３の態様は、前後輪操舵制御するにもかか
わらず、ドライバーに対するハンドル操作力の負担を軽
減するという利点を有する。

〔実施例〕

以下図面を参照して本発明の実施例を詳細に説明する。

第１図は、本発明の実施例に係る後輪舵角制御装置を搭
載した四輪操舵車の概略構成を示す平面図である。

ハンドル（ステアリングホイール）ｌは、シャフト２を
介してギヤボックス３に連結されている。

ギヤボックス３は、シャフト２０回転を車両幅方向の直
線運動に変換する第１の変換機構とシャフト２の回転を
車両１１１Ｆ後方向を中心とする回転運動に変換する第
２の変換機構とを備えている。すなわち、第１の変換機
構は、車両幅方向に延在する２ツク３Ａとこのラック３
ＡＫ噛合するシャフト２に連結されたビニオン３Ｂとで
構成され、シャフト２０回転を車両幅方向の直線運動に
変換する。

また、第２の変換機構は、ラック３人とラック３Ａに噛
合するビニオン３Ｃとで構成され、シャフト２の回転を
車両前後方向を中心とする回転運動に変換する。

ギヤボックス３のラック３Ａの両端には、リンケージ４
が結合されて一体くされ、リンケージ４の各々にはタイ
ロッド５を介してナックルアーム６が連結されている。

ナックルアーム６は、車体３０に固定されたピボット軸
７に回転自在に軸受を介して支承されている。そして、
ナックルアーム６の先端部には前輪８が軸支されている
。

従って、前輪８は、ハンドル１の回転操舵に応じてピボ
ット軸７を軸として回動されるナックルアームにより転
舵されて舵角を生じる。

ギヤボックス３のビニオン３Ｃは、連結軸２１と一体に
結合され、連結軸２１は、自在継手２２、作動軸２３お
よび自在継手２４を介して入力軸２５に連結されている
。入力軸２５は、車体３０に固定されたブラケット３１
に軸受を介して回転自在に支承されて後輪操舵判断機構
ＩＫ連結されている。従って、入力軸２５は、ハンドル
１の操舵に応じてハンドル１と同方向に回転し、この回
転運動を後輪操舵判断機構■に伝達する。

後輪操舵判断機構Ｉから作動機構を構成するリンケージ
１４が突出されておシ、このリンケージにはタイロッド
１５を介してピボット軸１７を中心Ｋ　Ｌで回転するナ
ックルアーム１７が連結されており、ナックルアーム１
７の先端部には後輪１８が軸支されている。従ってｓ櫃
１４日禰ｈハンドルの操舵に応じて後輪操舵判断機構Ｉ
を介してリンケージ１４が車両幅方向く直線運動される
と、ステアリングフルード６６が流入流出されている。

パワーステアリングフルード６６ｄ、エンジン４００回
転に応じてベルト４１を介して駆動されるベーンポンプ
６１により送出され、油圧を発生する。

ベーンポンプ６１から送出されたパワーステアリングフ
ルード６６は、流量制御弁６３によシ油路の流量を調整
され、さらに圧力調整弁６４により最高油圧が規制され
た後、後輪操舵判断機構Ｉに連結された作動機構へ供給
される。オイルタンク６２は、作動機構ならびに流量制
御弁６３、圧力ｖ４整弁６４からの不要のパワーステア
リングフルード６６をもどすと共に、ベーンポンプ６１
の流入口に連通されていてパワーステアリングフルード
６６を再循環する為の油溜である。

なお、これらの油圧発生動力装置は、対象とする車両が
前輪操舵用のギヤボックス３　Ｋ　ｍ　輪用パワーシリ
ンダ５０を有する車両（いわゆる従来車で言う前輪用パ
ワーステアリング装着車両）であるならば、その油圧発
生動力装置を共用して作動機構の油圧発生源としてもよ
い。

その際、よシ大きなパワーが必要となるならば、油圧配
管６５の一部に油圧を蓄圧するアキュムレータを設ける
ことも可能である。

次に、第１図のＡＡ線断面図を示す第５図に基づいて本
発明の第１実施例の後輪操舵判断機構１と作動機構の詳
細を説明する。なお、この第１実施例においては、ギヤ
ボックス３に変更を加え、ビニオン３Ｂとビニオン３Ｃ
とを直接噛合させて連結軸２５がハンドルの操舵に対し
て逆方向に回転するようにしておく。

まず、最初に後輪操舵判断機構１について説明する。人
力軸２５の先端部には、ビニオン１０１が形成されてお
シ、この人力軸２５は車体３０に取付けたプラタン）３
１に軸受を介して回転自在に支承されている。入力軸２
５に対して対称の位置に１第１の部材として作用するロ
ッド１０３と第２の部材として作用するロッド１１３と
が配置されている。ロッド１０３０入力軸２５側にはビ
ニオン１０１と噛合するラック１０２が形成されており
、またロッド１１３の人力軸２５側にはビニオン１０１
と噛合するラック１１２が形成されている。ロッド１０
３は、図の左右方向、即ち車体幅方向に移動自在にブラ
ケット３１に支承されると共に、一端が右スプリングシ
ート１２１に連結されている。右スプリングシート１２
１は、コイルスプリング１２２の一端を止め金具１２１
ａによシ固定している。コイルスプリング１２２の他端
は、左スプリングシート１２３に止め金具１２３ａにて
固定されている。左スプリングシート１２３は、ラック
１３１が形成された出力軸１３１Ａの一端に連結されて
いる。

ラック１３１は１作動機構を構成するビニオン１３２と
噛み合うと共に、他端は連結部材１４１の一端に連結さ
れている。ビニオ／１３２の一端は、ブラケット３１に
軸受を介して回動自在に支承されている。

一方、ラック１１２が形成されたロッド１１３は、所定
の粘度を有する作動油１１７が密封されたシリンダ１１
４に結合されてシリンダと一体にされている。シリンダ
１１４は、図の左右方向既ち車体幅方向に移動自在に支
承されている。このシリンダ１１４の内部には、シリン
ダ内を左シリンダ室１１８Ｌと右シリンダ宣１１８Ｒと
く分割するように所定の絞り径を有するオリフィス１１
６を備えたピストン１１５が封入され、このピストン１
１５にはシリンダ１１４を貫通するピストンロッド１１
９の一端が固定されている。ピストンロッド１１９は、
車体幅方向に移動自在に支承されると共に、他端が連結
部材１４１の他端に連結されている。上記のシリンダ１
１４、作動油１１７、オリフィス１１６を備えたピスト
ン１１５は、ダ図を示す制御弁と、パワーシリンダを備
えている。

制御弁は、一端がビニオン１３２に固定されかつ他端が
回転自在にされたコントロールバルブシャツ）１５１ａ
と、一端がビニオン１６１に固定されかつ他端が回転自
在にされ九ロータリバルブ１５２とを備えている。コン
トロールパルプシャフト１５１ａにはビン１５０Ａによ
りトーションバー１５１の一端が結合され、ロータリバ
ルブ１５２ｉＣはビン１５０Ｂによシト−シミ／バー１
５１の他端が結合されている。従って、回転トルクｉ；
Ｌ　ｓ　　ビニオン１３２からコントロールパルプシャ
フト１５１ａ１　トーションバー１５１を介してビニオ
ン１６１に固定されたロータリパルプ１５２に伝達され
る。しかし、ビニオン１６１にタイヤの接地抵抗がリン
ケージ等を介して作用すると、トーションバー１５１が
捻れ、このときビニオン１３２に固定されているコント
ロールパルプシャフト１５１ａとビニオン１６１に固定
されているロータリパルプ１５２との間に捻られた分だ
け回転変位が生じる。

ハウジング１５３は、ブラケット３１に固定されると共
に、軸受を介してトーション／＜−１５１、コントロー
ルパルプシャフト１５１ａおヨヒロータリ／＜ルプ１５
２を回転自在に支承する。このハウジング１５３の開口
部は、油圧配管６５を介してオイルタンク６２．ベーン
ポンプ６１に連通されると共に、油圧配管６５を介して
パワーシリンダ１７１の左パワーシリンダｇ１７’ＬＬ
、右パワー７リンダ室１７１Ｒに連通されている。

シタがって、コントロールパルプシャフト１５１ａとビ
ニオン１６１とを結合するトーションバー１５１のねじ
れ角度分だけ、コントロールパルプシャフト１５１ａと
ロータリバルブ１５２とは相対的に回転し、該回転が油
圧回路に絞りを形成することにより油圧の切シ替え、制
御を行なう。

ビニオン１６１の他端はブラケット３１に軸受を介して
回転自在に支承されると共に、ビニオン１６１はラック
１６２と噛み合っている。ラック１６２の一端はリンケ
ージ１４となりタイロッド１５に連結されている。ラッ
ク１６２の他端はピストンロッドとなシパヮーシリンダ
１７１を貫通してパワーピストン１７２に連結されてい
る。

パワーピストン１７２は、パワーシリンダ１７１と共に
パワーステアリングフルード６６を有する油圧倍力装置
として作用する。このパワーシリンダ１７１は、ブラケ
ット３１に固定されている。

右パワーシリンダ室１７１Ｒ，内のピストンロッドは、
一端がパワーピストン１７２に固定されると共に他端が
タイロッド１５に連結されて、リンケージ１４を構成す
る。タイロッド１５は、ナックルアーム１６（第１図）
を介して後輪１８に連結されている。

次に上記第１実施例の作用について説明する。

ハンドルｌの操舵に応じてシャフト２は回転変位する。

該回転変位はギヤボックス３内の変換機構によりリンケ
ージ４を介してタイロッド５の直線変位となる。該直線
変位は、ナックルアーム６をピボット軸７まわりに回転
し前輪８に舵角を生じさせる。さらに、ハンドル１の操
舵に応じてギヤボックス３内のもう１つの変換機構によ
り連結軸２１が回転変位する。該回転変位は、自在継手
２２、作動軸２３、自在継手２４を介して人力軸２５を
回転変位させる。後輪操舵判断機構Ｉは、入力軸２５の
回転変位の速さ、即ち、ハンドル１の操舵の速さを判断
すると共に、その判断結果と入力軸２５の回転変位、即
ちハンドル１の操舵角に応じて後輪１８の舵角の方向と
大きさを決定しリンケージ１４に直線変位を生じさせる
。この時、ぺ一／ポンプ６１により発生した油圧によシ
リンケージ１４の直線変位を生じる際に必要な操作力を
補助し、ハンドル１の操舵に必要な操舵力を軽減する。

リンケージ１４の直線変位は、タイロッド１５を介して
ナックルアーム１６をピボット軸１７まわシに回転する
。該回転とともに後輪１８は転舵され後輪１８に舵角を
生じる。

上記の後輪操舵判断機構Ｉと作動機構との作用を第７図
（５）〜第７図（ｑを参照して更に詳細に説明する。

第７図（５）は、ハンドルを操舵せずに車両を直進状態
に保つべくハンドルを中立状態にしたときの後輪操舵判
断機構ｌと作動機構を示すものである。

入力軸２５は回転せずに静止し、コイルスプリング１２
２は自然長の状態である。この時、ビニオン１３２とビ
ニオン１６１の間に相対回転は生じス、トーションバー
１５１にねじりは生じない。

したがって、コントロールバルブシャフト１５１ａは回
転しないので、ロータリパルプ１５２に対して中立状態
にある。このため、イー／ポンプ６１から供給されたパ
ワーステアリングフルード６６ハ、ロータリパルプ１５
２とコントロールバルブシャフト１５１ａによシ形成さ
れた返油ボートにより、オイルタンク６２へ戻されてい
く。また、パワーシリンダ１７１の左パワー７リンダ室
１７１し、右パワーシリンダ室１７１Ｒには圧力が掛け
られているが、送油されない為に圧力差は生じずパワー
ピストン１７２を移動しようとする作用は生じない。

次に第７９串）に示すようにハンドルを右方向へゆつく
シと操舵して前輪に右方向の舵角を生じさせた場合を考
える。ハンドル１の右方向への遅い操舵に応じて、前輪
操舵用のギヤボックス３内の変換機構等によって、入力
軸２５はハンドルの回転と逆方向に第７図（Ｂ）の矢印
の方向へゆっくりと回転する。該回転によりビニオン１
０１を介してラック１０２とロッド１０３は左方向（図
中の矢印方向）へ移動し、ラック１１２とロッド１１３
は右方向（図中の矢印方向）へ移動する。この移動によ
りロッド１０３は右スプリングシート１２１を左方向へ
移動させ、一方ロツド１１３はシリンダ１１４を右方向
へ移動させる。ロッド１０３の移動によυ、右スプリン
グシート１２１はコイルスプリング１２２の右端を左方
向へ押圧し縮めようとする。コイルスプリング１２２は
、スプリング７−ト１２１により圧縮されると共、に復
元力を生じ、左コイルスプリングシート１２３を左方向
へ移動しようとする。一方ロツド１１３の移動によるシ
リンダ１１４の右方向への移動にともない、左シリンダ
室１１８Ｌの容積が減少し右シリンタ“室１１８Ｈの容
積が増加する。作動油１１７は、ピストン１１５に設け
られたオリフィス１１６を通じて高圧側の左シリンダ室
１１８Ｌから低圧側の右シリンダ室１１８Ｂへ流れるが
、この時シリンダ１１４の移動の速さに応じて作動油１
１７の流通（粘性〕抵抗（あるいは減衰力〕が発生し、
ピストン１１５を右方向へ移動しようとする。この場合
、上記（７）式の伝達関数に従って、人力軸２５のゆっ
くりとした回転、即ちハンドル１の遅い操舵に応じて、
シリンダ１１４はゆつく９と右方向へ移動する為、ピス
ト／１１５には大きな減衰力は作用しない。このため、
コイルスプリング１２２の復元力によシラン／１３２を
左方向へ移動しようとする力の方がピストン１１５に生
じる減衰力によりピストンロッド１１９、連結部材１４
１を介してラック１３２（出力軸）を右方向へ移動しよ
うとする力よりも大きくなり、ラック１３２は左方向へ
移動する。ラック１３２の移動量は、人力軸２５の回転
の速さ、即ちハンドルｌの操舵の速さが極めて遅い場合
にはラック１０２の左方向への移動量にほぼ等しい。ラ
ック１３２の左方向への移動によりピニオン１３１は右
方向（右ねじの方向）へ回転しようとする。

ピニオン１３２の右方向回転は、トーションバー１５１
を介してビニオン１６１を右方向に回転させようとする
が、ビニオン１６１にはタイロッド１５．リンケージ１
４およびビニオン１６２を介して後輪の接地抵抗が作用
するため、トーションバー１５１が捻られ、捻られた分
だけコントロールパルプシャフト１５１ａがロータリパ
ルプ１５２に対して右方向へ回転する。このコントロー
ルパルプシャフト１５１ａとロータリパルプ１５２との
相対回転によシ制紳弁内に第７図（ト）に示す油圧径路
が形成され、ベーンポンプ６１から送油されたパワース
テアリングフルード６６はこの油圧径路を介してパワー
シリンダ１７１の右パワーシリンダ室１７１Ｒへ送油さ
れパワーピストン１７２を左方向へ移動させる力となっ
て、後輪１８に右方向の舵角を生じさせる操作をアシス
トする。同時に、右パワーシリンダ室１７１　Ｌのパワ
ーステアリングフルード６６は、コントロールパルプシ
ャフト１５１ａとロータリパルプ１５２との相対回転に
より生じる油圧径路を通じて、オイルタンク６２へ戻さ
れる。

を考える。ハンドル１の右方向への速い操舵に応じて、
人力軸２５は第７図（Ｑの矢印の方向へ速く回転する。

該回転によシビニオン１０１を介してラック１０２とロ
ッド１０３は左方向へ移動し、ラック１１２とロッド１
１３は右方向へ移動する。

ロッド１０３は右スプリングシート１２１を左方向へ移
動し、一方ロツド１１３はシリンダ１１４を右方向へ移
動することは、第７図（Ｂ）のハンドルの操舵が遅い場
合と全く同じである。右スプリングシート１２１はコイ
ルスプリング１２２の右端を左方向へ押圧し圧縮する。

コイルスプリング１２２は圧縮されると共に復元力を生
じ、左コイルスプリングシート１２３を左方向へ移動し
ようとする。一方シリンダ１１４は、入力軸２５の速い
回転、即ちハンドル１の速い操舵に応じて速く右方向へ
移動する為、ピストン１１５には大きな減衰力が作用す
る。該減衰力はピスト／ｌ　１５と共に、ピストンロッ
ド１１９．連結部材１４１を介してラック１３２を右方
向へ移動しようとする。

ピストン１１５に生じる減衰力によりラック１３２を右
方向へ移動しようとする力の方が、コイルスプリング１
２２の復元力よシも大きい為、コイルスプリング１２２
が圧縮されてラック１３２は。

右方向へ移動する。その移動量は、入力軸２５０回転の
速さ、即ちハンドル１の操舵の速さが極めて速い場合に
は、ラック１１２の右方向への移動量にｔｌぼ等しい。

ラック１３２の右方向の移動によりピニオン１３１は左
方向（左ねじの方向）へ回転する。ピニオン１３１の左
方向の回転によりトーションバー１５１がねじられ、ビ
ニオン１６１を左方向へ回転しランク１６２を右方向へ
移動しようとする。

トーションバー１５１のねじれ角度分だけコントロール
バルプシャフ）１５１ａが左方向へ回転する。ベーンポ
ンプ６１から送油されたパワーステアリングフルー）’
６６は、コントロールパルプシャフト１５１ａとロータ
リパルプ１５２との相対れ、パワーピストン１７２を右
方向へ移動させるｉ室１７１Ｒのパワーステアリングフ
ルード６６はコントロールパルプシャ７　）　１５１　
ａ　トｏ−／リパルプ１５２との相対回転によシ生じる
油圧径路を通じてオイルタ／り６２へ戻される。

なお、ハンドルの操舵の速さが上記両者の中間的な速さ
の場合、即ち、コイルスプリング１２２の減衰力とオイ
ルダンパーの減衰力とがほとんど釣シ合うような場合に
は、ラック１３２はほとんど移動しない。したがってピ
ニオン１３１はほとんど回転せス、コントロールパルプ
シャフト１５１ａもほとんど回転しない。この場合、第
７図（５）に示す状態と同様の状態となシ、後輪１８に
はほとんど舵角が生じない。

ラック１６２が上記一連の作動の後移動して後輪に舵角
が生じたならば、ピニオン１６１はピニオン１３１と同
量だけ回転ずｈことによりトーションバー１５１のねじ
れはなくなる。したがってコントロールパルプシャ７）
１５１ａとロータリパルプ１５２に生じた相対回転はな
くなって生豆状態となシ左右のパワーシリンダ室への送
油は停止され、パワーピストン１７２は移動しなくなる
。

以上の説明で明らかなように１本発明の第１実施例の後
輪操舵判断機構ｉによれば、ハンドルの操舵に基づいて
ハンドルの操舵の速さを判断し、該判断結果とハンドル
の操舵角とに応じて後輪の舵角の方向と大きさを決定し
％後輪を転舵し舵角を生じさせる作動機構を制御して後
輪に舵角を生じさせることができる、という効果を有す
る。具体的には、ハンドルの操舵の速さが遅い場合は。

後輪に前輪と同方向の舵角を生じさせると共にハンドル
の操舵角に応じた大きさの舵角を後輪に生じさせること
ができる。一方、ハンドルの操舵の速さが速い場合は後
輪に前輪と逆方向の舵角を生じさせると共にノ・ンドル
の操舵角に応じた大きさの舵角を後輪に生じさせること
ができる。さらにハンドルの操舵の速さが上記両者の中
間的な速さの場合は後輪の舵角を零あるいはほとんど零
とすることができる。またその際には、後輪操舵判断機
構には油圧（より後輪を転舵する作動機構を付設してい
ることにより、運転者が前輪のみならず後輪をも転舵す
る為（必要な〕・ンドルに加えるべき操舵力を軽減する
ことができる、という利点を次に本発明の第２実施例の
後輪操舵判断機構Ｉについて、第８図を用いて説明する
。第８図は、第Ｂ回置に斜線で示す断面をＢＢ線方向か
らみた断面図である。第２実施例の後輪操舵判断機構Ｉ
が第１実施例の機構に対して異なるのは、弾性体および
ダンパーの入出力がいずれも回転変位であるという点で
ある。

以下相違点を中心に説明する。入力軸２５は、インプッ
トシャフト２０１の一端に一体に結合されている。イン
プットシャ７）２０１は、ブラケット３１に固定された
ケース２９１に軸受を介して回動自在に支承されると共
に、平歯車２２１を一体結合して共に回動する。平歯車
２２１は被動歯車である平歯車２１１と噛み合っており
、この１対の歯車によってそれぞれの歯車は回転数が等
しく回転方向が逆となる回動が達成される。平歯車２１
１はシャ７）２１０に一体結合されている。

シャ７）２１０は、ケース２９１に回動自在に軸受を介
して支承されると共に、先端部が円板状の左スプリング
シート２１２と一体となっている。

左スプリングシート２１２は、２つのスプリング２１４
，２１５の一端を止め金具２１３にて固定している。２
つのスプリング２１４，２１５は、ねじシコイルばねで
正逆いずれの方向のねじプに対しても等しい復元力を生
じるように配慮されており、それらの他端は右スプリン
グシート２１６に止め金具２１３を用いて固定されてい
る。右スプリングシート２１６はシャ７）２１７と一体
となっている。シャ７）２１７は、ケース２９１に軸受
を介して回動自在に支承されると共Ｋ、平歯車２１８を
一体に結合して共に回動する。平歯車２１８は、平歯車
２３４と噛み合い、お互いに等しい回転数で逆方向に回
転するように設定されている。

一方インプットシャフト２０１の他端は、オイルダンパ
ーのシリンダー２２２　＋！：　一体トナッテＶリング
カバー２２６に連結されている。第９図に示すように、
シリンダ２２２の内筒部はカムリング形状となっており
、作動油１１７を密封している。またシリンダ２２２の
左側内壁部表面に設けられ九２つの細い溝２４２Ｌ、２
４２Ｂ、２つの孔２４１Ｌ、２４１Ｒおよびシリンダ２
２２に設けられた左右のバイパス管路２２３Ｌ、２２３
Ｒは連通している。左バイパス管路２２３Ｌと右バイパ
ス管路２２３Ｒとは制御弁２２４にて調整可能なオリフ
ィス２２５を介して連通しており、また、それぞれのバ
イパス管路はシリンダ２２２の外筒部においてめくらぶ
九２４０にて閉じられている。

なお、オリフィス２２５は制御弁２２４にて所定の隙間
の大きさく予め設定されている。また溝２４２Ｌ、２＾
の深さと幅についても所定の大きさく設定されている。

シリンダ２２２とシリンダカバー２２６およびロータ２
２７、作動油１１７とでオイルダンパーを構成してお抄
ロータ２２７は軸対称の位置に一対ノべ一ノ２２８．２
２９を有している。ベーン２２８．２２９の底部には、
スプリング２３０゜２３１が挿入されておプ、スプリン
グ２３０．２３１によりロータ２２７から外へ出ようと
する押上げ力が作用している。一方ベーン２２８，２２
９の先端部は、核押上げ力によりカムリング形状をし九
シリング２２２の内筒部と接触している。

ロータ２２７はシリンダカバー２２６に回動自在恍支承
されると共にシャフト２３２と一体となっている。シャ
ツ）２３２はケース２９１に軸受を介して回動自在に支
承されると共に平歯車２３３を一体結合して共に回動す
る。平歯車２３３は平歯車２３４と噛み合い、お互いに
等しい回転数で逆方向に回転するように設定されている
。平歯車２３４はアウトプットシャ７）２３５に一体結
合されて共に回動する。アウトプットシャフト２３５は
、ケース２９１に軸受を介して回動自在に支承されると
共に、先端部においてトーションバー１５１ならびにコ
ントロールバルブシャフト１５１Ｌに連結されている。

トーションバエ５１以降リンケージ１４に至るまでの構
成は第１実施例の機構工の作動機構と同様なので以下同
一符号を付して説明を省略する。

以上の構成よし成る第２実施例の作用効果について説明
する。以下では第１実施例の作用効果で説明したのと同
じく、ハンドルを右方向へ操舵して前輪に右方向の舵角
を生じた場合上前える。本実施例では、第１実施例の作
用効果の説明図である第７図の入力軸２５０回転方向と
は異なり、入力軸２５は第８図の入力軸２５に付した矢
印の方向（右方向と以下では言う）へハンドルの操舵に
応じて回転するようにギヤボックス３内の変換機構が設
定されている。すなわち、ギヤボックス３はｗｃ１図の
ように構成されている。入力軸２５の右方向回転に連動
してインプットシャフト２０１は右方向へ回転する。一
方、シャ７）２１０は、１対の平歯車２２１，２１１を
介して左方向（第８図のシャフト２１０に付した矢印の
方向）へ回転する。シャフト２１０とともに左スプリン
グシー）２１２も左方向へ回転し、スプリング２１４゜
２１５を左方向へねじると共に、スプリング２１４゜２
１５は復元力を生じ右スプリングシート２１６を左方向
へ回転しようとする。該回転はシャフト２１７を介して
平歯車２１８を左方向へ回転しようとする。

一方、インプットシャ７）２０１の右方向の回２２２の
右方向の回転（第１０図（Ｂ）の矢印方向の回転）によ
り、左シリンダ室２２２Ｌは容積が減少し高圧となり右
シリンダ室２２２几は容積が増加し低圧となる。作動油
１１７は、シリンダ２２２の左側内壁部表面上に設けら
れた溝２４２Ｌを介して左バイパス管路２２３Ｌおよび
オリフィス２２５、右バイパス管路２２３Ｒ，溝２４２
Ｒを通り、高圧側の左シリンダ室２２２Ｌから低圧側の
右シリンダ室２２２Ｒへ流れようとする。この時、シリ
ンダ２２２の回転の速さに応じて減衰力が発生し、べ一
７２２８，２２９を右方向へ押しやってロータ２２７を
右方向へ回転しようとする。

ロータ２２７の右方向回転はシャフト２３２を介して平
歯車２３３を右方向へ回転しようとする。

シリンダ２２２の回転の速さ、即ちインプットシャフト
２０１の回転の速さが速いときは大きな減衰力がオイル
ダンパーに発生しスプリング２１４゜２１５で発生する
復元力に打ち勝って平歯車２３３を介して平歯車２３４
はロータ２２７の右方向回転に応じて左方向へ回転する
。その際平歯車２１Ｂは左方向へ回転しスプリング２１
４，２１５は大きくねじられた状態となる。したがって
ハンドル１を速く右方向へ操舵した場合はアウトプット
シャフト２３５は上記（７）式の伝達関数に基づいてハ
ンドル１の操舵角に応じて左方向へ回転する。

一方、シリンダ２２２０回転の速さ、即ちインプットシ
ャツ）２０１の回転の速さが遅いときはオイルダンパー
は小さな減衰力しか発生できないのでスプリング２１４
，２１５で発生する復元力により平歯車２１８を介して
平歯車２３４はシャフト２１７の左方向回転に応じて右
方向へ回転する。その際平歯車２３３は左方向へ回転し
ロータ２２７はシリンダ２２２と大きく相対回転するの
みである。したがって、ハンドル１を遅く右方向へ操舵
した場合は、アウトプットシャフト２３５は右方向へハ
ンドル１の操舵角に応じて回転する。

上記両者の中間的な速さでシリンダ２２２が回転したと
き、即ちインプットシャフト２０１の回転の速さが上記
両者の中間的な速さで、オイルダンパーで発生する減衰
力とスプリング２１４，２１５で発生する復元力がほと
んど釣）合うようなときには、平歯車２３４はほとんど
回転しない。したがって、ハンドル１を上記両者の中間
的な速さで操舵した場合は、アウトプットシャフト２３
５はほとんど回転しない。

アウトプットシャフト２３５の回転に連動してトーショ
ンバー１５１／にねじれが発生し、ビニオン１６１を回
転しラック１６２を車体幅方向へ移動しようとする。こ
のねじれの角度分だけコントロールバルブシャフト１５
１　ａ　カロータリハルブ１５２と相対回転して油圧回
路に絞りを形成する。この絞りにより油圧の切り替え、
制御を行ないラック１６２を車体幅方向へ移動して後輪
を転舵し舵角を生じさせる操作をパワシリンダ１７１の
左パワーシリンダ室１７１Ｌ１右パワーシリンダ室１７
１Ｒに加わる油圧差によりアシストする作用については
第１実施例で説明した通シである。

第２実施例では、ハンドルの右方向への操舵、即ち前輪
の右方向への転舵に対しアウトプットシャ７）２３５の
右方向回転はラック１６２等を介してタイロッド１５を
左方向（第８図下側方向）へ移動し後輪に右方向の舵角
を生じ、アウトプットシャフト２３５の左方向回転はラ
ック１６２等を介してタイロッド１５を右方向（第８図
上側方向）へ移動し後輪に左方向の舵角を生じる。

以上の説明で明らかなように本発明の第２実施例によれ
ば、第１実施例と同様に、ハンドルの操舵に基づいてハ
ンドルの操舵の速さを判断し、該判断結果とハンドルの
操舵角とに応じて後輪の舵角の方向と大きさを決定し、
後輪を転舵し舵角を生じさせる作動機構を制御して後輪
に舵角を生じさせることができる、という効果を有する
。その際、油圧により後輪を転舵する作動機構を付設し
ていることにより、前輪のみならず後輪をも転舵する為
に必要な運転者がハンドルに加えるべき操舵力を軽減す
ることができる、という利点を有する。さらに、すべて
回転変位を入出力とする回動体とスプリングとオイルダ
ンパーで構成されている為に１回動体の速比を適度に選
択、組み合わせることによりハンドルの操舵角に対する
後輪の舵角の比を最適に設定することができる、という
利点を有する。

次に本発明の第３実施例について説明する。本実施例は
、後輪操舵判断機構のオリフィスを可変として車速に関
連する物理量に応じてオリフィスの断面積を自動的に調
整するようＫしたものである。第１１図は、上記第１実
施例に可変オリフィスを設けた例を示すものである。従
って、第１実施例と対応する部分には同一符号を付して
説明を省略し、また作動機構については第１実施例と同
一であるので図示を省略する。

第１１図に示すように、シリンダ１１４は、左シリンダ
室１１８Ｌと右シリンダ室１１８Ｒとを連通ずるバイパ
ス管路１１２０を備えている。また、ピストン１１５に
はオリフィスは存在しない。

バイパス管路１１２０の略中央部には、バイパス管路内
へ突出するように、バイパス管路の長手方向に対して垂
直な方向に移動可能な制御弁１１２３が挿入され、制御
弁１１２３の上部外面とバイパス管路１１２０の内面と
によりオリフィス１１３１が形成されている。オリフィ
ス１１３１０間隙従って断面積を調整する制御弁１１２
３は、調整ねじ１１３２と一体に結合されている。調整
ねじ１１３２は、かさ歯車１１３４と一体に結合されて
回動し、かさ歯車１１３４はもう１つのかさ歯車１１３
５を相手歯車として１対のマイク歯車を形成している。

かさ歯車１１３５はモータ１１３６の軸とともに回動す
るようにモータ１１３６の軸に固定されている。モータ
１１３６は回転方向を逆転することのできる可逆回転モ
ータでシリンダ１１４ととも（左右方向へ移動可能なよ
りに止め金具にてバイパス管路１１２０の外壁に係止さ
れると共に、車載のマイクロコンピュータ１１３０によ
り制御されるべく、接続されている。そして、マイクロ
コンピュータ１１３０には車速検出器２０１０が接続さ
れている。車速検出器２０１０は第１２図（Ｎに示すよ
うＫ、ジェネレータ２０１１と車速計２０１２とから成
る。ジェネレータ２０１１ハ、トランスミッション２０
１３　（）ランスミッションエクステンションハウジン
グ）のスピードメータケーブル２０１４の取出口に取シ
付けられるとともに、トランスミッション２０１３内で
車速に応じて回転するスピードメータドリブンギヤ２０
１５と、スピードメータに車速に応じた回転を伝達する
スピードメータケーブル２０１４との間に挿入され、該
回転に応じて交流電圧を発生する。車速計２０１２は、
ジェネレータ２０１１の発生交流電圧が大きい場合は電
圧を降下させるとともに交流電圧を全波整流回路にて整
流し、得られたリップル電圧をフィルタにて平滑化して
第１２図（Ｂ）に示すような直流電圧信号を車速信号と
して出力し、マイクロコンピュータ１１３０へ供給する
。このマイクロコンピュータ１１３０は、車速信号に応
じて車速を判断し、車速が低い場合には制御弁１１２３
を全閉にしてオリフィス１１３１の断面積が最小になる
ようにモータ１１３６を制御し、車速か高い場合には制
御弁１１２３を全開にしてオリフィス１１３１の断面積
が最大になるようにモータを制御する。すなわち、マイ
クロコンピュータ１１３００制御信号に応じてモータ１
１３６が駆動され、モータ１１３６の軸の回転は、１対
のかさ歯車１１３４．１１３５から成るマイク歯車を介
して調整ねじ１１３２と制御弁１１２３を回転し、オリ
アイスの断面積を変化させる。従って、本実施例によれ
ば車速に応じてオリフィスの断面積を自動的に制御する
ことができるので、車速に応じてオイルダンパの減衰力
を変化させることができる。

次ニ、マイクロコンピュータ１１３０が車速に応じて制
御信号を出力し、モータ１１３６を駆動したときの後輪
の舵角方向について説明する。

車速が低速の場合、オリフィス１１３１が全閉となるよ
うにマイクロコンピュータ１１３０が制御信号を出力し
モータ１１３６を制御すると入力軸２５の回転の速さに
かかわらずダンパの減衰力はコイルスプリング１２２の
復元力よりも十分に大きな値となり、リンケージ１４は
ほとんどダンパの減衰力によって移動し、ラック１１２
と同方向へ移動する。

これにより、車速か低速の場合ハンドルの操舵の速さく
かかわらず、後輪は前輪と逆の方向へ転舵される。

一方、車速か高速の場合、オリフィス１１３１が全開と
なるようにマイクロコンピュータ１１３０が制御信号を
出力しモータ１１３６を制御すると入力軸２５の回転の
速さにかかわらず、ダンパの減衰力はコイルスプリング
１２２の復元力に比べて十分に小さな値となり、リンケ
ージ１４はほとんどコイルスプリング１２２の復元力に
よって移動し、ラック１０２と同方向へ移動する。これ
により、車速か高速の場合、ハンドルの操舵の速さにか
かわらず、後輪は前輪と同じ方向へ転舵される。

以上のように本実施例によれば、車両低速走行時におい
ては後輪に前輪と逆方向の舵角を生じさせて車両の旋回
運動を向上させ、車両高速走行時においては後輪に前輪
と同方向の舵角を生じさせて旋回運動の感度が急激に上
昇するのを防止して操舵安定性を向上することができ、
また車両中速走行時においてはハンドルの操舵の速さに
応じて後輪の舵角方向を制御することにより、ノ・ンド
ルの操舵の速さが速いときはステアリングゲインを増加
させて車両の急速旋回運動の応答性を向上し、ハンドル
の操舵の速さが遅いときにはステアリングゲインを減少
させて車両の首ふり、ふらつき等を防止して車両直進時
の走行安定性を向上させることができる。

ところで、車両高速走行時にノ・ンドルを操舵すると、
大きなヨーレートや大きな横加速度が発生する。従って
、車速に関連した物理量として、第３実施例で説明し九
車速を用いる代わりに、ヨーレートや横加速度を用いて
オリフィスの断面積を制御することができる。上記のヨ
ーレートを検出するヨーレート検出器を第１３回内を参
照して説明する。ヨーレート検出器は第１３回内に示す
ように、レートジャイロ１２５１と電気系統部１２５２
とから成る。レートジャイロ１２５１は車両の車体３０
の重心位置く固定され鉛直軸まわシの車両の車体３０の
回転角速度（ヨー角速度、あるいはヨーレー）ｒ）を検
出する。電気系統部１２５２はレートジャイロ１２５１
に電圧を供給するとともにレートジャイロ１２５１：か
らの信号を増幅してヨーレート信号として出力しマイク
ロコンピュータ１１３０（第１１図）に供給する。ヨー
レート信号は、第１３図（ＢＪＫ示すようにハンドル１
の右方向への操舵にともない車両が鉛直軸まわシに右方
向へ回転する際に生じるヨーレートｒに対しては正の電
圧信号となシ、ハンドル１の左方向への操舵にともない
車両が鉛直軸まわシに左方向へ回転する際に生じるヨー
レートｒに対しては負の電圧信号となるようにレートジ
ャイロ１２５１および電気系統部１２５２によシ極性が
定められている。そして、マイクロコンピュータ１１３
０は、ヨーレート信号の絶対値が大きいときオリフィス
の断面積を最大にし、ヨーレート信号の絶対値が小さい
ときオリフィスの断面積を最小にする。これによシ、第
３の実施例と同様に後輪の舵角が制御される。

次に第１４図を参照して本発明の第４実施例を説明する
。本実施例は、後輪操舵判断手段を電気回路で構成する
と共に、作動機構の制御弁を上記電気回路から出力され
る信号によシ切換えたものである。

ハンドルの操舵量を検出する検出回路６０は、直線状の
抵抗６０２と摺動子６０４とから成シ、車両の車体３０
に固定された直線形ポテンショメータＳＰで構成されて
いる。摺動子６０４の一端はギヤボックス３に内蔵され
たギヤに係止されている。ハンドル１の操舵角δ＠ｔ）
に応じてシャフト２が回転すると、この回転運動は、ギ
ヤボックス３に内蔵されたラックとビニオン等の運動変
換機構によシ、摺動子６０４が係止されたギヤの直線運
動に変換される。検出回路６０は、この直線運動をハン
ドル１の操舵角δ＠ｔ）に対応した変位として直線形ポ
テンショメータＳＰで検出し、それに応じた電圧信号を
変位信号りとして出力する。ここで、説明を簡単にする
ためハンドル１を角周波数ωで正弦波状に連続して操舵
したものとすると、ハンドルの回転操舵角ハ（１）はω
ｔと表わされるため、直進方向を基準とする回転操舵角
ωｔでのハンドルの変位はａｈ＠　ｍＢｉｎωｔ（ただ
し、ハ。はハンドルの振幅である）と表わされ、これに
応じて直線形ポテンショメータＳＰから出力される変位
信号りもハンドルの振幅に対応する振＠Ｄ　ｏで角周波
数ωを有する正弦波状の連続した電圧信号Ｄ＝Ｄ（１−
ａｉｎａ＋ｔとなる。

後輪操舵判断手段を構成する信号処理回路３００は、検
出手段６０の摺動子に接続された移相回路３０１と係数
器３５１とから構成されている。

移相回路３０１は、演算増幅器３０６、抵抗３０２．３
０３，３０４およびコンデンサ３０５から構成され、入
力抵抗３０２と帰還抵抗３０３との抵抗値は等しく設定
されている。上記の抵抗３０４とコンデンサ３０５は判
断回路として作用し、抵抗３０２，３０３、演算増幅器
３０６および係数器３５１は制御回路として作用する。

移相回路３０１において、入力である変位信号りの角周
波数ωが小さく零に近い場合には、コンデンサ３０５の
リアクタンスは無限大に近くなシ、演算増幅器３０６の
正端子には、一端に変位信号りが供給された抵抗３０．
４を介して信号が入力される。同時に、入力抵抗３０２
にも変位信号りが加わっておシ、入力抵抗３０２と帰還
抵抗３０３の抵抗比が１であるから演算増幅器３０６の
負端子に入力された信号からは利得が−１の信号が出力
される。一方、演算増幅器３０６の正端子に入力された
信号からは利得が２の信号が出力され、移相回路３０１
全体として利得が２−１＝１の出力が得られる。従って
、変位信号りの角周波数が小さく零に近い場合は、入力
である変位信号りと等しい出力信号りが得られる。

一方、入力である変位信号りの角周波数ωが大きく無限
大に近い場合には、コンデンサ３０５は短絡に近い状態
となシ、演算増幅器３０６の正端子は接地されている場
合と等価になる。この時、演算増幅器３０６の負端子に
のみ信号が入力されることになシ、移相回路３０１は反
転増幅器自体の機能のみとなる。この場合、入力抵抗３
０２と帰還抵抗３０３の抵抗比が１であるから利得は−
１となる。従って、変位信号りの角周波数ωが大きく無
限大に近い場合は、入力でおる変位信号りを反転した出
力信号−りが得られる。この出力信号−りは、絶対値（
振幅Ｄｏ　）が入力と等しく、位相が入力信号に対して
１８０°遅れた信号となる。

上記のような作動原理によシ、移相回路３０１は変位信
号りの角周波数が大きくなるＫつれて、変位信号りに対
して位相が０６から最大１８０°ｉで遅れた出力信号を
出力する。

係数器３５１は、移相回路３０１からの出力信号を一定
の値に人で増幅して制御信号Ｙを出力する。

作動機構は、油圧発生装置Ｐ、アキュムレータＡＬ、流
量制御弁Ｓｖ、油圧発生装置Ｐの吸入側に連通されて不
要の油を戻すための油溜Ｔ、配管を通じて流量制御弁Ｓ
ＶＫ連結されたパワーシリンダとして作用するアクチュ
エータＡＣ、ピボット軸１７を有するナックルアーム１
６および左右のナックルアーム１６，１６をビンジヨイ
ントＳＬａ　、　ＳＬａを介して連結するステアリング
リンケージ・１本、・１４−から構成されている。

油圧発生装置Ｐは、グーリを介してエンジンによって駆
動されるベーンポンプで構成され、予め所定の圧力をア
キュムレータＡＬに蓄圧する。このベーンポンプは、エ
ンジンの回転に応じて駆動される。

アキュムレータＡＬ＃：ｌ：、所定の容量を有する金属
容器３０で構成され、この金属容器３ｏ内をゴムダイヤ
フラム３２によシ２分割して一方の部屋には所定の圧力
の窒素等のガスを封入し、他方の部屋を配管を介して油
圧発生装置Ｐを構成するベーンポンプの吐出口に連通さ
せて構成されている。

このアキュムレータＡＬは、ベーンポンプの能力が車両
の後輪舵角制御装置の要求に対して不足する場合に後輪
舵角制御装置の動作不能を補償するものである。また、
アキュムレータＡＬを設けることによシ、ベーンポンプ
の小型化、小容量化を可能にすることができる。そして
、アキュムレータＡＬは、配管を介して流量制御弁Ｓｖ
と連結され、流量制御弁Ｓｖの弁開度に応じてアキュム
レータＡＬに蓄圧された油圧をアクチュエータＡＣへ供
給する。

流量制御弁Ｓｖは、流入ポートおよび吐出ボートが配設
されたシリンダとシリンダを軸方向に移動するスプール
とから成るスプール弁で構成され、信号処理回路３００
から出力される制御信号に応じてスプールと吐出ボート
との位置関係を変化させることによシ絞シの開口面積を
変化させて吐出ｉ蓋を制御する。

アクチュエータＡＣは、流量制御弁ＳＶの吐出ボートに
配管を介して連結されたシリンダ３４とシリンダ３４内
を軸方向に移動するピストン３６とから成り、シリンダ
３４を車両の車体３０に係止し、ピストン３６の両端を
作動機構を構成する左右のステアリングリングケージ１
４，１４に係止して構成されている。

次に上記第４実施例の作用について説明する。

上記のようにハンドル１を振幅δ−１角周波数ωの正弦
波状に連続して操舵した場合、すなわち回転操舵角ハ（
１）−ハ＠・ｓｉｎωｔで操舵した場合を考える。

これに応じて、検出手段６０から振幅Ｄｏで角周波数ω
を有する正弦波状の連続した変位信号Ｄ＝Ｄ０・ｓｉｎ
ωｔが出力される。そして、信号処理回路３００は、変
位信号りの有する角周波数ωに応じて変位信号りを処理
して制御信号Ｙを出力する。

作動機構の流量制御弁Ｓｖは、制御信号Ｙに応じて絞シ
の開口面積が変化されてアキュムレータＡＬの油圧をア
クチュエータＡＣＫ導入する。これＫよシ、アクチュエ
ータＡＣのシリンダ内の圧力が変化されてピストンが動
かされ、作動機構のナックルアーム１６がピボット軸１
７の回シに回転される。左右のナックルアーム１６，１
６はステアリングリンケージ１４に連結されているため
、ナックルアーム１６．１６の回転によシ左右の後輪１
８．１８は転舵され舵角δｒ（ｔ）が発生される。

なお、当然ながらハンドル１の操舵に応じて前輪８が転
舵され、前輪８に舵角δ１　（１）が発生する。また、
ハンドル１の操舵の方向と前輪８の転舵の方向とが等し
いことは述べるまでもない。

以上のように動作されるときの信号処理回路の特性と後
輪１８の舵角δｒ（Ｊとの関係について如５（ＡＪ　、
　（Ｂ）　、　（Ｃ）　、　（Ｄ）に基づいて詳細に説
明する。

第１５図（ＡＪは、本実施例の信号処理回路３００の特
性を示すものである。信号処理回路３００は、入力であ
る変位信号Ｄ　＝　Ｄｏ＊　ｇｉｎωｔに対して、利得
が常に一定のに人で、角周波数ωが大きくなるに従って
位相が００から最大ｉ　ｓ　ｏ’まで遅れた制御信号Ｙ
を出力する。変位信号りの角周波数ωが小嘔い領域ω１
にりる間は、信号処理回路の特性によシ信号処理回路は
入力信号をに人倍した信号を制＃信号Ｙ＝Ｙム・Ｄとし
て出力する。こ９ため、後輪は制御信号Ｙに応じて作動
機構によシ転舵され、恢輸１８の舵角δｒ（ｔ）は第１
５図（Ｂ）に示すように、前輪８の舵角ａｆ（りと同方
向に制御される。このときの後輪の舵角は）・ンドルの
変位に比例する。

−万、変位信号りの角周波数ωが大きい領域ω。

にある間は、信号処理回路の特性により信号処理回路は
人力信号に対して位相が１８０°遅れた信号、すなわち
変位信号りを−に人倍した信号を制御信号Ｙ＝−ＫＡ書
りとして出力する。このため、後輪は、制御信号Ｙに応
じて作動機構により転舵され、後輪１８の舵角δｒ（ｔ
）は、第１５図（ＤＪに示すように、前輪８の舵角δｆ
（ｔＪと逆方向に、〕・ンドルの変位に比例した大きさ
で制御される。

また、変位信号りの角周波数ωが領域ω１と領域ω３と
の中間の領域ωＩＫある間は、信号処理回路の特性によ
シ信号処理回路は人力信号に対して位相がθ°から１８
００までの間の遅れを有した信号を制御信号Ｙとして出
力する。例えば、信号処理回路が入力信号に対して位相
が９０°遅れた信号を制御信号Ｙとして出力した場合に
は、後輪は作動機構によシ前輪に対して遅れて転舵され
、第１５図（Ｃ）に示すように、前輪の舵角δｆ（ｔ）
が最大となった時点で後輪１８の舵角δｒ（ｔＪが零と
なるように制御される。

本発明の第４実施例において、必要であれば適宜後輪１
８の舵角を検出する手段を設け、この手段の出力信号と
信号処理回路３００からの制御信号との偏差信号を用い
る、いわゆるフィードバック制御によシ流量制御弁Ｓｖ
を制御して後輪を転舵してもよい。

なお、上記の第１および第２実施例では、ロータリバル
ブとラックアンドビニオンを用いた作動機構について説
明したが、本発明ではこれに限らｆｍ々のコントロール
バルブ、と交換機構とパワーシリンダの形状と配置を有
する作動機構を適用することができる。例えば、７ラツ
パバルブによって作動するインテグラル型の作動機構や
車両の物理量を検出してコンピュータによシソレノイド
バルブを制御してバイパス回路を開閉する物理量感応型
の作動機構等を用いても本発明を構成することが可能で
ある。また、後輪を転舵し舵角を生じさせる作動機構を
、油圧によシアシストすることができるので、これまで
に述べた本発明の効果の他に、ハンドルの操舵力が軽減
できるので操舵力の制限から生じる後輪の舵角のハンド
ル角に対する比の制限がなく自由に選択することができ
る、後輪に対する路面からのキックバックやシミーモー
ショア等を防止することができる、等々の二次的効果を
合わせて本発明は有している。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の実施例の概略構成図、第２図は従来の
四輪操舵車の概略図、第３図は本発明の機械的後輪操舵
判断手段の作動原理を説明するためのブロック図、第４
図は第３図の伝達特性を示す線図、第５図は本発明の第
１実施例における後輪操舵判断機構および作動機構の断
面図、第６図は第５図の制御弁の拡大図、第７図（ＡＪ
、第７図（Ｂ）および第７図（Ｃ）は第１実施例の動作
を説明するための第５図と同様の断面図、第８図（ＡＪ
は本発明の第２実施例の後輪操舵判断機構部を示す斜視
図、第８図は第８図（５）の斜線部のＢＢ線方向からみ
た断面図、第９図は第８図のＡＡ線断面図、第１０図（
Ｎおよび第１０図（ＢＪは上記第２実施例の動作を説明
するだめの第９図と同様の断面図、第１１図は本発明の
第３実施例の第５図と同様の断面の部分図、第１２区内
は車速検出器の詳細図、第１２図（ＢＪは車速信号を示
す線図、第１３図（Ｎはヨーレート検出器の詳細図、第
１３図（Ｉｌｌはヨーレート信号を示す線図、第１４図
は本発明の第４実施例のブロック図、第１５図（Ｎは第
４実施例の信号処理回路の利得と位相を示す線図、第１
５図（Ｂ）、第１５図（Ｃ）および第１５図（ＤＪは第
１５図（ＡＪに対する前輪と後輪の舵角を示す説明図で
ある。 １・・・ハンドル、　　２・・・シャフト、　　３・・
・ギヤボックス、　　８・・・前輪、　　１８・・・後
輪、　　１４・・・リンケージ、　　工・・・後輪操舵
判断機構。

Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. （１）前輪に舵角を生じさせるハンドルの操舵に応じて
   後輪の舵角を制御する車両の後輪舵角制御装置において
   、前記ハンドルの操舵の速さを判断して前記操舵の速さ
   が速いときは後輪に前輪と逆方向の舵角を生じさせかつ
   前記操舵の速さが遅いときは後輪に前輪と同方向の舵角
   を生じさせるように流路を切換える後輪操舵判断手段と
   ；後輪に連結されたリンケージが貫通するように配置さ
   れたシリンダ、前記リンケージに固定されて前記シリン
   ダ内を２つの室に分割するピストン、エンジンにより駆
   動されて油圧を発生する油圧発生装置、前記油圧発生装
   置と前記シリンダ内の２つの室とを連通して油圧の給排
   を行うように前記後輪操舵判断手段によつて流路が切換
   えられる制御弁を備えた作動機構と；を設けたことを特
   徴とする車両の後輪舵角制御装置。
2. （２）前記後輪操舵判断手段は、前記ハンドルの操舵に
   応じて運動する第１の部材と、前記第１の部材の運動に
   対して逆方向に運動する第２の部材と、前記第１の部材
   に連結された弾性部材と、前記第２の部材に連結された
   ダツシユポツトと、前記弾性部材および前記ダツシユポ
   ツトに連結されて前記第１の部材および前記第２の部材
   の運動に応じて運動すると共に流路を切換えるように前
   記制御弁に連結された出力軸と、から成る特許請求の範
   囲第（１）項記載の車両の後輪舵角制御装置。
3. （３）前記後輪操舵判断手段は、前記ハンドルの操舵量
   を検出して操舵量信号を出力する検出回路と、前記操舵
   量信号に基づいて前記ハンドルの操舵の速さを判断する
   判断回路と、前記判断回路の判断結果に基づいて前記操
   舵の速さが速いときは後輪に前輪と逆方向の舵角を生じ
   させかつ前記操舵の速さが遅いときは後輪に前輪と同方
   向の舵角を生じさせるように前記制御弁の流路を切換え
   る制御回路と、から成る特許請求の範囲第（１）項記載
   の車両の後輪舵角制御装置。
4. （４）前輪に連結されたリンケージが貫通するように配
   置された前輪用パワーシリンダと、前記リンケージに固
   定されて前記パワーシリンダ内を２つの室に分割する前
   輪用パワーピストンと、前記ハンドルの操舵に応じて切
   換えられて前記作動機構の油圧発生装置と前記パワーシ
   リンダの室とを連通させる切換弁と、を設けて前輪の転
   舵を補助するようにした特許請求の範囲第（１）項乃至
   第（３）項のいずれか１項記載の車両の後輪舵角制御装
   置。