JPS62227869A - 車両の４輪操舵装置 - 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、前輪舵角と後輪舵角との比、つまり
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
的である（特開昭６０−８５０６７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、車速の変化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
に見られるように、後輪転舵比の変更を強要する車速に
変化があったときには、その変化速度に対して後輪転舵
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促がす
情報、すなわち車速の変化に対応して、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
ぼす影響を旦だときに、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
速という要素に限られるものではない。

例えば、車速が大きいときには、車速が小さいときに比
べて、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、車速の大小との関係で゛後輪
転舵比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、車速の大小と、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、車速が大きいとき、
つまり高速運転状態にあるときには、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、つまり高速運転状態では、後輪転舵比の変化に対
して敏感な運転状態にあるという点に着目し、車速の大
小に応じて後輪転舵比の変化速度に規制を加えるように
したものである。

具体的には、車速に応じて後輪転舵比を制御するように
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、 車速を検出する車速検出手段と、前記後輪転舵比の変化
速度を規制する規制手段と、前記車速検出手段からの信
号を受け、車速が大きい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
を備えた構成としである。

（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、ＩＲは右前輪、ＩＬは左前輪、２Ｒは
右後輪、２Ｌは左前輪であり、左右の前輪ＩＲ，ｌＬは
前輪転舵機構Ａにより連係され、また左右の後輪２Ｒ１
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３Ｒ１３Ｌおよびタイロッド４Ｒ１４Ｌと
、該左右一対のタイロッド４Ｒ１４Ｌ同志を連結するり
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と噛合うビニオン７が、
シャフト８を介してハンドル９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３Ｒ１３Ｌ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ＩＲ１ＩＬが左へ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１ＯＲ１１０Ｌおよびタイロ
ッドＩＩＲ１ＩＩＬと、該タイロッド４Ｒ１４Ｌ同志を
連結するりレーロッド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りを備
えた構成とされている。

このパワーステアリング機構りについて説明すると、リ
レーロッド１２にはシリンダ装量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１
３ａ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、１３ｃ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がスライテ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りにあっては、既知
のように、上記コントロールウッド２１が第２図左方向
に変位されると、リレーロッド１２が第２図左方向へ変
位され、これにより、ナックルアームｌ０Ｒ１ＩＯＬ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２Ｒ１２Ｌが右へ転舵される。

そして、この転舵の際、コントロールウッド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２Ｒ１２Ｌ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６５
ａ内を２室６５ｂ、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６
５ａ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／ヘルプ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７
０、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６
５ｃ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
テアリング機構り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、入力ロット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、転舵比変更袋５ｉＥ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ｆＬｌ　として示
しである。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！１１と直交する直交縁立
２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、この両縁立１と文２との交点部分
に位置すると共に、直交縁立２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と移動軸縁立１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
縁立！と直交する面（基阜面）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、ポールジヨイント３５を介して揺動アーム３１
の先端部に連結され、またポールジヨイント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
各端部にあるポールジヨイント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、上記ポ
ールジヨイント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が移動軸縁
立１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がポ
ールジヨイント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
力ロット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の軸線と移動軸縁立１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、ポールジヨイント３５が第３図左右方向すなわち移
動軸縁立１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、このポールジヨイント
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、ウオームホイールとしてのセクタギア４０が
取付けられると共に、該セクタギア４０に噛合するウオ
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、ボールジゴイント３５（入力部２１ａ）の移
動軸縁立１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、移動軸繰込１と直交する基準面をδ、揺動アーム３
１の揺動軌道面が上記基準面δとなす傾斜角をα、ポー
ルジヨイント３５のピン３３からの偏心距離をｒとする
と、このポールジヨイント３の移動軸縁立１方向の変位
Ｘは、Ｘ＝　ｒ　ｔａｎ　ａ　＠　　ｓｉｎθとなって
、αおよび０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とされ、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２Ｒ１２Ｌ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り
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
機構りの両袖室１３ｂと１３ｃとは、連通路４６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４７を閉
じた状態では、油室１３ｂあるいは１３ｃに対する油圧
の供給により後輪２Ｒ１２Ｌがスプリング１３ｅあるい
は１３ｆに抗して転舵され、開閉弁４７を開として両袖
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２Ｒ１２Ｃ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、
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。

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Ｃ
Ｐ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７
５において、車速Ｖ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、車速セ
ンサ５３からの車速信号Ｖに基づいて、第７図に示すよ
うに、車速■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８図に示すように、車速Ｖが大きい程
、つまり高速運転状態となる程、ステッピングモータ４
４の駆動速度が太きく規制されて、後輪転舵比の変化速
度が抑えられることとなる。この結果、車速Ｖが大きく
なる程、すなわち高速となる程、後輪が転舵されること
に対する車両の挙動が敏感となることに対し、それに応
じてゆっくりと後輪が転舵されるため、車両の急激なる
挙動変化が抑制されることとなる。

以上、本発明の詳細な説明したが、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。また、遅延時間設定
回路７５で設定する遅延時間Ｔを、第９図に示すように
所定の車速Ｖを越えたことを条件に設定するようにして
もよい。

勿論、この場合、多段階にステップ状としたものであっ
てもよい。この場合の制御特性は第１０図に示すように
なる。

（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、車速
の大小によって後輪転舵比の変化速度が抑制されるため
、後輪転舵比の変化に伴う車両の挙動変化を車速の大小
との関係で抑えることができる。特に高速運転状態での
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フ
ク図、 第７図は遅延時間設定の一例を示す図、第８図は実施例
の制御特性図、 第９図は遅延時間設定の変形例を示す図、第１０図は第
９図に示す制御での制御特性を示す図である。 Ａ：前輪転舵機構 Ｂ：後輪転舵機構 Ｒ：後輪転舵比変更装置 ＩＲｌＩＬ：前輪 ２Ｒ１２Ｌ：後輪 ４４ニスチツピングモータ ５１：制御ユニット ５３：車速センサ ７１：転舵比演算回路 ７３：遅延回路 ７４ニドライバ一回路 ７５：遅延時間設定回路 第７図　　　　　第８図 第９図　　　　　　第１０図

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. （１）車速に応じて後輪転舵比を制御するようにした車
   両の４輪操舵装置において、 車速を検出する車速検出手段と、 前記後輪転舵比の変化速度を規制する規制手段と、 前記車速検出手段からの信号を受け、車速が大きいとき
   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。