JPS63188572A - パワ−ステアリングの油圧制御装置 - 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〕 この発明は、パワーステアリングの油圧制御装置に関し
、特に、前輪操舵用パワーシリンダの油圧を、前輪操舵
用パワーステアリング以外のアクチュエータ又は油圧セ
ンサにも供給し、これらを操舵トルクに応じて作動する
ようにしたものである。

〔従来の技術〕

従来、パワーステアリングの油圧制御装置としては、特
開昭６０−８５０６１号公報に記載されるものが知られ
ている。

この従来例は、前輪操舵用パワーステアリング以外のア
クチュエータとして、後輪操舵装置のアクチュエータを
操舵トルクに応じて駆動し、４輪操舵を行うもの勿ある
。

〔発明が解決しようとする問題点〕

しかしながら、上記従来のパワーステアリングの油圧制
御装置にあっては、エンジンの出力軸に前輪操舵用のパ
ワーシリンダ専用のメインポンプと後輪操舵用のパワー
シリンダ専用のサブポンプとを縦連して設け、且つステ
アリングホイールの操舵トルクに応動する油圧制御弁を
前輪用及び後輪用の２種類設ける必要があり、両ポンプ
によるエンジンの消費馬力が大きくなると共に、配管系
が２系統必要となり且つ油圧制御弁を２連としていので
、ステアリングギヤ全体の構成が大型化し車両のエンジ
ンルーム内への搭載が困難となるうえ、ステアリングギ
ヤ、ポンプ及び配管の全てが専用品となるので製造コス
トが嵩む等の問題点があった。

〔問題点を解決するための手段〕

上記問題点を解決するために、この発明は、４つの流路
を環状に接続して油圧ブリッジ回路を構成し、該油圧ブ
リッジ回路の一方の対角線上の接続点間に前輪操舵用パ
ワーシリンダの左右の油圧室を接続し、他方の対角線上
の接続点を油圧源に接続し、前記前輪操舵用パワーシリ
ンダの上流側の各流路にそれぞれ操舵トルクに応動する
流入制御絞りを、下流側の各流路にそれぞれ当該操舵ト
ルクに応動する流出制御絞りをそれぞれ設けたパワース
テアリングの油圧制御装置において、前記各流入制御絞
り及び各流出制御絞りの少なくとも一方における上流側
及び下流側の少なくとも一方と直列関係にそれぞれ操舵
トルクに応動する第１の可変絞りと操舵トルク以外の外
部信号によって絞り面積が制御される外部制御可変絞り
との並列回路を介挿し、該回部制御可変絞りの両Ｏ：居
間の差圧、又は該並列回路とこれと直列関係となる前記
流入制御絞り又は流出制御絞りとの接続点間の差圧を前
輪操舵用パワーシリンダ以外のアクチュエータ又は油圧
センサに供給するようにしたことを特徴としている。

〔作用〕

この発明においては、油圧ブリッジ回路に設けた流入制
御絞り及び流出制御絞りの少なくとも一方と直列に、操
舵トルクに応動する第１の可変絞りと操舵トルク以外の
外部信号に応動する外部制御可変絞りとの並列回路を介
挿し、該外部制御可変絞りの両端間の差圧、又はこの並
列回路とこれと直列の流入制御絞り又は流出制御絞りと
の再接続点間に生じる差圧を前輪操舵用パワーシリンダ
以外の他のアクチュエータ又は油圧センサに供給するよ
うにしているので、外部制御可変絞りを全開状態とする
ことにより、その両端の差圧が零となってアクチュエー
タ又はセンサが非作動状態となる。

一方、外部制御絞りを全閉状態とすると、その両端間の
差圧が大きくなり、アクチュエータ又は油圧センサが作
動状態となる。

さらに、外部制御絞りを全閉及び全開の中間の絞り面積
に選定すると、他のアクチュエータ又は油圧センサを両
者の中間の作動状態に確保することができる。

〔実施例〕

以下、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。

第１図はこの発明の第１実施例を示す油圧系統図である
。

図中、１０は油圧ポンプ、１１はリザーバタンクであり
、これら油圧ポンプ１０及びリザーバタンク１１で油圧
源が構成されている。

油圧ポンプ１０及びリザーバタンク１１罐には、ステア
リングギヤ機構に対・して操舵補助トルクを発生するパ
ワーシリンダ１２を制御するコントロールバルブ１３が
介挿されている。

このコントロールパルプ１３は、４つの流路り、〜Ｌ４
を環状に接続した油圧ブリッジ回路１４を有し、その一
方の対角線上の接続点ＣＡＩ及びＣ＾２が油圧ポンプ１
０及びリザーバタンク１１にそれぞれ接続され、他方の
対角線上の接続点Ｃ０及びＣａｔがパワーシリンダ１２
の左右の油圧室１２Ｌ及び１２Ｒにそれぞれ接続され、
ステアリングホイール１５の右転舵又は左転舵操作に対
応して、油圧ポンプ１０からの作動油が接続点ＣＡＩと
接続点Ｃ１ｌ及びＣＢ□との間の流路り、及びＬ２を介
して左右の油圧室１２Ｌ及び１２Ｒに圧力差をもって作
用するように構成されている。

上流側の流路Ｌ１及びＬ２には、可変オリフィスで構成
される流入制御絞りＩＲ，ＩＬと、これら流入制御絞り
ＩＬ、ＩＲの上流側にこれらと直列に可変オリフィスで
構成される第１の可変絞り２Ｌ、２Ｒと、外部制御可変
絞り５Ａ、５Ｂとの並列回路が介挿されている。また、
下流側の流路Ｌ３及びＬ４には、同様に可変オリフィス
で構成される、流出制御絞り３Ｌ、３Ｒが介挿されてい
る。

前記流入制御絞りＩＬ、ＩＲ１第１の可変絞り２Ｌ、２
Ｒ及び流出制御絞り３Ｌ、３Ｒは、ステアリングホイー
ル１５の例えば左方向の操舵によって流入制御絞りＩＬ
、第１の可変絞り２Ｌ及び流出制御絞り３Ｌの３つが、
右方向の操舵によって流入制御絞りＩＲ，第１の可変絞
り２Ｒ及び流出制御絞り３Ｒの３つがそれぞれ連動して
後述する操舵トルクＴに対応してその絞り面積が縮小す
る方向に変化するように構成されている。号すなわち、
ステアリングホイール１５の転舵操作によって発生する
トーションバー（図示せず）等の捩り弾性力による操舵
トルクＴに基づいて、各絞りＩＬ、ＩＲ；２Ｌ、２Ｒ及
び３Ｌ、３Ｒの絞り面積Ａｔ；Ａｘ及びＡ３が変化する
。ここで、各絞りＩＬ、ＩＲ；２Ｌ、２Ｒ及び３Ｌ、３
Ｒの操舵トルクＴに対する絞り面積の関係を表す絞り特
性は、それぞれ第２図（ａ）、　Ｔｂ）及び（Ｃ）に示
すように選定されている。

すなわち、流入制御絞りＩＬ、ＩＲのそれぞれは、第２
図（ａ）に示す如く、操舵トルクＴの比較的小さい所定
値Ｔ、に達するまでの間は、直ｈ’Ａ　Ｉ！　＋　＋で
示す如く操舵トルクＴの増加に伴って比較的急峻に絞り
面積が低下して所定値Ｔ１に達すると閉じ切り状態とな
るように選定されている。

また、第１の可変絞り２Ｌ、２Ｒのそれぞれは、第２図
（ｂ）に示す如く、操舵トルクＴの値が所定値Ｔ、より
小さい所定値ＴＩ　’に達するまでは、直線１２Ｉで示
す如く操舵トルクＴの増加に伴って絞り面積が比較的急
峻に低下し、所定値ＴＩ　’を越えると所定値Ｔ２まで
の間は直線１２□で示す如く比較的緩やかに低下し、所
定値Ｔ２を越えると零より僅かに大きい絞り面積の閉じ
切り状態となるように選定されている。

また、流出制御絞り３Ｌ、３Ｒのそれぞれは、第２図（
Ｃ）に示す如く、操舵トルクＴの所定値ＴＩ　’より小
さい所定値Ｔ１″に達するまでは、前記流入制御絞りＩ
Ｌ、ＩＲの直線！、と同様に急峻な直線ｌ、１で示す如
く比較的急峻に絞り面積が低下し、所定値／［１、／／
から所定値Ｔ２より大きい所定値Ｔ２’までの間は前記
直線１２□に比較して僅かに緩やかな直線１２□で示す
如く比較的緩やかに低下し、所定値Ｔ２′以上では、零
より僅かに大きい絞り面積の閉じ切り状態となるように
選定されている。

またさらに、外部制御可変絞り５Ａ、５Ｂのそれぞれは
、車速センサ１６からの車速検出信号■。が制御ユニッ
）Ｕに供給され、この制御ユニットＵで車速検出信号Ｖ
Ｄの値に応じた電流値の励磁電流１ｖに変換され、この
励磁電流■９が外部制御可変絞り５Ａ、５Ｂに供給され
ることによって、第２図（ｄ）に示す如く低車速時に全
開状態となり、これから車速の増加に伴って徐々に絞り
面積が低下し、高車速状態で全閉状態となる絞り面積特
性に選定されている。

そして、流路Ｌ１の並列回路と流入制御絞りＩＲの接続
点と、流路Ｌ２の並列回路と流入制御絞りＩＬの接続点
との間に発生する差圧が、後輪操舵装置１７の後輪操舵
用パワーシリンダ１８に供給されている。

この後輪操舵装置１７は、エンジン（図示せず）からの
駆動力がプロペラシャフト（図示せず）差動歯車装置１
９及び後車軸２０を介して伝達され且つ例えばセミトレ
ーリングアーム２１に取付けられた後輪２２を有し、そ
のセミトレーリングアーム２１が後輪メンバ２３に取付
けられている。

この後輪メンバ２３はピン２４及びラバーインシュレー
タ２５を介して車体（図示せず）に取付けられ、ナック
ルアーム２６にタイロッド２７を介して後輪操舵用パワ
ーシリンダ１８のピストンロッド１８ａが連結された構
成を有する。なお、２８は後輪２２を中立位置に維持す
るための復帰スプリング、ゴムブツシュ等の弾性体であ
る。

そして、コントロールバルブ１３の具体的構成は、第３
図乃至第６図に示す如く、ロークリバルブ３０で構成さ
れている。

すなわち、バルブハウジング３１内に、例えばラックア
ンドピニオン式ステアリングギヤのピニオンに接続され
たバルブボデー３２と、その内周面に回動自在に配設さ
れ且つステアリングホイール１５に連結された円筒状の
バルブシャフト３３と、その内周面に配設され且つ一端
がステアリングホイール１５に、他端がラックアンドピ
ニオン式ステアリングギヤのピニオンにそれぞれ連結さ
れたトーションバー３４とを備えている。そして、ロー
クリバルブ３０に３組のコントロールパルプ１３が１２
０度の角間隔を保って並列に形成されている。

各コントロールパルプ１３のそれぞれは、バルブボデー
３２の内周面に軸方向に延長し且つ所定間隔で形成され
た３個の油溝Ｄ１〜Ｄ３と、バルブシャフト３３の外周
面に形成された油溝Ｄ１〜Ｄ３に対向する突条Ｅ、〜Ｅ
３とを有し、油溝Ｄ１及び突条Ｅ、の反時計方向端縁で
流出制御絞り３Ｌが、油溝り、及び突条Ｅｌの時計方向
端縁で流入制御絞りＩＲが、油溝Ｄ２及び突条Ｅ２の反
時計方向端縁で第１の可変絞り２Ｌが、油溝Ｄ２及び突
条Ｅ２の時計方向端縁で第１の可変絞り２Ｒが、油溝Ｄ
３及び突条Ｅ３の反時計方向端縁で流入制御絞りＩＬが
、油溝Ｄ３及び突条Ｅ３の時計方向端縁で流出制御絞り
３Ｒがそれぞれ構成されている。

そして、バルブボデー３２の油溝Ｄ２が油圧ポンプ１０
に、バルブシャフト３３の油溝Ｆ１〜Ｆ３がバルブシャ
フト３３内に形成した油路及び貫通孔を介してリザーバ
タンク１１にそれぞれ接続され、且つ油溝り、及びＤ３
が前輪操舵用パワーシリンダ１２の左油圧室１２Ｌ及び
右油圧室１２Ｒに、バルブシャフト３３の突条Ｅ、及び
８２間の油溝Ｇ、−Ｇ、及び突条Ｅ２及びＥ１間の油溝
Ｈ１〜Ｈ３が後輪操舵用パワーシリンダ１８の左油圧室
１８Ｌ及び右油圧室１８Ｒにそれぞれ接続され、さらに
、上記油溝Ｈ１〜Ｈ３及びＧ１−Ｇ３が後述する外部制
御可変絞り５Ｂ及び５Ａにそれぞれ接続されている。こ
こで、バルブシャフト３３の外周面に形成した油溝Ｆ、
〜Ｆ、、Ｇ、〜Ｇ３及びＨ８〜Ｈ３のそれぞれは、第５
図及び第６図（ａ）、　（ｂ）に示す如く、隣接する油
溝間で位置を軸方向にずらして形成され、これら油溝Ｆ
１〜Ｆ３．０１〜Ｇ３及びＨ３〜Ｈ１に連通するバルブ
ボデー３２に形成した作動油流入・出孔Ｊ、　−Ｊ、が
半径方向に真っ直ぐに穿設されている。このように、バ
ルブシャフト３３の油溝Ｆ、〜Ｆ３゜Ｇ１−Ｇ３及びＨ
ｌ””　Ｈｘを軸方向にずらして配置することにより、
バルブボデー３２の外周面から内周面に向けて穿設する
油孔を半径方向に穿設することができるので、これらの
孔加工を極めて容易に行うことができる。因に、バルブ
ボデー３２の油溝とバルブシャフト３３の油溝とで構成
される可変絞りの長さは、要求される特性上ある長さ以
上に長くすることができないことがあり、両者を軸方向
に揃えて形成したときには、バルブボデーの外周面から
斜めの孔を内周面側に穿設する必要があり、その位置合
わせが困難となる欠点があった。

一方、バルブハウジング３１には、第３図に示すように
、ロークリバルブ３０と一体に外部制御可変絞り５Ａ、
５Ｂを構成するスプールバルブ３５が形成されている。

このスプールバルブ３５は、電磁ソレノイド３６の作動
子３６ａに連結されて摺動されるスプール３７を有し、
このスプール３７の外周面に形成した油溝に、及びに２
とこれに対向してバルブハウジング３１の内周面に形成
した油溝Ｍ１及びＭ２とで外部制御可変絞り５Ａ及び５
Ｂが構成されている。

ナオ、コントロールパルプ１３はロークリバルブ３０で
構成する場合に限らず第７図及び第８図に示すように、
スプールバルブ４０で構成するようにしてもよい。すな
わち、ステアリングギャハウジフグ４１内に、ビニオン
軸４２と直交する方向にスプールバルブ４０が形成され
ていると共に、このスプールバルブ４０と直交して外部
制御可変絞り５を構成するスプールバルブ４２が形成さ
れている。

スプールバルブ４０は、ステアリングホイール１５の操
舵による操舵トルクに応動して摺動するスプール４３を
有し、このスプール４３の外周面に環状の油溝Ｐ１〜Ｐ
４が形成されている。一方、スプール４３と対向するハ
ウジング４１の内周面に各油溝Ｐ、−Ｐ、と僅かな間隙
を介して連通する油溝Ｑ、−Ｑ３が形成されている。こ
こで、油溝Ｐ３及びＱ２の連通部で第１の可変絞り２Ｒ
が、油溝Ｐ２及びＱ２の連通部で第１の可変絞り２Ｌが
、油溝Ｐ２及びＱ、の連通部で流入制御絞りＩＲが、油
溝Ｐ、及び油溝Ｑ、の連通部で流入制御絞りＩＬが、油
溝Ｐ４及びＱ３の連通部で流出制御絞り３Ｒが、油溝Ｐ
１及びＱｌで流出制御絞り３Ｌがそれぞれ構成されてい
る。

そして、油溝Ｑ２が油圧ポンプ１０に、油溝Ｐ！及びＰ
４がスプール４３内に穿設した油路４６を介して互いに
連通されてリザーバタンク１１に接続され、油溝Ｑ、及
びＱ３が前輪操舵用パワーシリンダ１２の油圧室１２Ｌ
及び１２Ｒに、油溝Ｐ２及びＰ、が後輪操舵用パワーシ
リンダ１８の油圧室１８Ｌ及び１８Ｒ及び後述するスプ
ールバルブ４２の油溝Ｍ、及びＭ２にそれぞれ接続され
ている。

また、スプールバルブ４２は、前記ロークリバルブ３０
におけるスプールバルブ３５と全く同様の構成を有し、
対応部分には同一符号を付しその詳細説明はこれを省略
する。

次に、上記第１実施例の動作を説明する。今、車両が停
車状態にあって、ステアリングホイール１５を操舵して
おらず前輪及び後輪が直進走行状態の中立位置にあるも
のとする。この状態では、コントロールバルブ１３の絞
りＩＬ、ＩＲ〜３Ｌ。

３Ｒの全てが全開状態となっていると共に、車速センサ
１６で検出される車速Ｖが零であり、したがって、外部
制御可変絞り５Ａ、５Ｂが全開状態となっている。

したがって、油圧ポンプ１０から供給される所定油圧の
作動油は、その全量がコントロールバルブ１３の油圧ブ
リッジ回路１４に供給されるが、この油圧ブリッジ回路
１４の流路り、及びＬ４と流路Ｌ２及びＬ３とに等しい
流量で分流されるので、前輪操舵用パワーシリンダ１２
の左右の油圧室１２Ｌ、１２Ｒ及び後輪操舵用パワーシ
リンダ１８の左右の油圧室１８Ｌ、１８Ｒは、同圧とな
って両者間に差圧を生じることがなく、これらパワーシ
リンダ１２．１８で何ら操舵補助トルクを発生すること
はなく、前輪及び後輪は直進走行状態を維持する。

この停車状態で、ステアリングホイール１５を例えば右
切りして所謂据りり状態とすると、そのときの操舵トル
クに応じて絞りＩＲ〜３Ｒが互いに連動してそれらの絞
り面積Ａ、〜Ａ、が縮小方向となるが、他方の絞りＩＬ
〜３Ｌは全開状態を維持する。

したがって、流路ＬＩについては第１の可変絞り２Ｌが
介挿されていない状態となり、同様に流路Ｌ２について
も流入制御絞りＩＬが介挿されていない状態となり、流
路Ｌ４についても流出制御絞り３Ｌが介挿されていない
状態となり、油圧ブリッジ回路１４の等価油圧回路は第
９図（ａ）に示すようになる。

ここで、第１の可変絞り２Ｒと外部制御可変絞り５Ｂと
は並列関係であるので、両者の絞り面積Ａ２及びＡ、を
合算した単一の等価可変絞りＯＡとみなすことができる
ので、第９図（ａ）の等価油圧回路は第９図（ｂ）に示
すように書き換えることができる。

そして、第９図（ｂ）において、等価可変絞りＯＡは、
その操舵トルクＴに対する絞り面積Ａ、が十分に大きい
ので、第９図（Ｃ）に示す如く単なる流路としてみなす
ことができる。

この第９図（Ｃ）において、流出制御絞り３Ｒと流入制
御絞りＩＲとが並列関係であるので、これらの絞り面積
Ａ３＋ＡＳを合算した等何校り面積Ａ。

（＝Ａ３　＋ＡＳ　）の単一の等価可変絞り０８とみな
すことができ、第９図（ｄ）に示すようになる。

この第９図（（１１から明らかなように、据切り状態で
は、後輪操舵用パワーシリンダ１日の両油圧室１８Ｌ、
１８Ｒには、それぞれ高圧の作動油が作用することにな
り、両者の差圧Ｐ、は零であるので、後輪操舵用パワー
シリンダ１８は中立状態を維持し、操舵力を発生するこ
とはないが、前輪操舵用パワーシリンダ１２については
、これと並列に介挿された等価可変絞りＯ３の存在によ
り、第１０図に示す如く、操舵トルクＴの増加に伴って
右油圧室１２Ｒに供給される油圧が増加し、所定値Ｔ２
’以上の操舵トルクＴが入力されたときに、右油圧室１
２Ｒに最大油圧が供給され、左油圧室１２Ｌはリザーバ
タンク１１のドレン圧となるので、その差圧ＰＦが大き
くなり、これに応じてパワーシリンダ１２で発生する操
舵補助トルクが大きくなって、ステアリングホイール１
５を転舵操作を軽く行うことができる。

一方、車両が高速で定速走行しているときには、車速セ
ンサ１６から高車速検出信号Ｖ、が出力されるので、制
御ユニソｌ−Ｕから比較的高電流値の励磁電流■７が出
力される。このため、外部制御可変絞り５Ａ、５Ｂの絞
り面積Ａ５が全閉状態となる。このとき、ステアリング
ホイール１５を転舵していない状態で操舵トルクＴが零
であるときには、コントロールバルブ１３の角絞りが前
記据切り時と同様に全開状態を維持し、パワーシリンダ
１２．１８の両油圧室間には、差圧が住じることはなく
、これらパワーシリンダ１２．１８で操舵力を発生する
こ７とはない。

しかしながら、このステアリングホイール１５の非転舵
状態から、例えば右切りして右旋回状態とすると、前述
したように、コントロールバルブ１３の絞りＩＲ〜３Ｒ
の絞り面積が縮小方向となり、絞りＩＬ〜３Ｌが全開状
態を維持する。したがって、油圧ブリッジ回路１４の等
価油圧回路は、第１１図（ａ）に示すようになる。

ここで、流入制御絞りＩＲは、僅かな操舵トルクＴによ
って閉じ切り状態となるので、通常操舵状態では、閉じ
切っており、無視することができるので、第１１図（ａ
ｌの等価油圧回路は第１１図（ｂｌに示すように書き換
えることができる。

したがって、この第１１図（ｂ）から明らかなように、
第１の可変絞り２Ｒと流出制御絞り３Ｒとでは、前者の
方が後者に比べて小さい操舵トルクＴで絞り面積が減少
するので、第１２図に示すように、後輪操舵用パワーシ
リンダ１８に対しては、小さな操舵トルクで左右の油圧
室１８Ｌ、１８Ｒ間の差圧が大きくなり、大きな操舵力
を発生して後輪２２を前輪、と同相に転舵させ、且つ前
輪操舵用パワーシリンダ１２に対しては、流出制御絞り
３Ｒの絞り面積特性に応じて操舵トルクＴの増加に伴っ
て左右の油圧室１２Ｌ、１２Ｒ間の差圧が緩やかに増加
することになり、この前輪操舵用パワーシリンダ１２で
発生する操舵補助力が小さくなり、ステアリングホイー
ル１５の転舵操作が重くなり、急操舵を防止して操縦安
定性を向上させることができる。

また、据切り状態と高速走行状態との中間の走行状態に
おいては、前輪操舵用パワーシリンダ１２及び後輪操舵
用パワーシリンダ１８の両油圧室間に生じる差圧が、前
輪操舵用パワーシリンダ１２については、低速走行状態
から高速走行状態となるに応じて減少し、逆に後輪操舵
用パワーシリンダ１８については、低速走行状態から高
速走行状態となるに応じて増加することになり、共通の
油圧源及び１つの油圧ブリッジ回路で異なる油圧特性を
必要とする前輪操舵及び後輪操舵の両機能を確実に発揮
することができる。

次に、この発明の第２実施例を第１３図について説明す
る。

この第２実施例においては、前記第１実施例の構成にお
いて、油圧ブリッジ回路１４のパワーシリンダ１２の上
流側に設けた第１の可変絞り２Ｒ。

２Ｌ及び外部制御可変絞り５Ａ、５Ｂの並列回路を、パ
ワーシリンダ１２の下流側に流出制御絞り３Ｌ、３Ｒと
直列に且つ並列回路を下流側として介挿し、且つ流入制
御絞りＩＬ、ＩＲの絞り面積特性と流出制御絞り３Ｌ、
３Ｒの絞り面積特性とを入れ換え、さらに、流路り、に
おける並列回路及び流出制御絞り３Ｌの接続点と流路Ｌ
４における並列回路及び流出制御絞り３Ｒの接続点との
間に後輪操舵用パワーシリンダ１８を接続したことを除
いては上記第１実施例と同様の構成を有し、第１図との
対応部分に同一符号を付し、その詳細説明はこれを省略
する。

この第２実施例によると、ステアリングホイール１５を
右切りした据切り時には、油圧ブリッジ回路１４の等価
回路は、第１４図に示す如く、第１実施例における第９
図（ａｌの流入制御絞りＩＲが流出制御絞り３Ｒに、第
１の可変絞り２Ｒが流入制御絞りＩＲにそれぞれ置換さ
れ、且つ流出制御絞り３Ｒを除く他の部分の上流側及び
下流側を反転させたことになるが、前記第１の実施例と
同様に、第１の可変絞り２Ｒと外部制御可変絞り５Ｂと
は両者が並列関係であり、且つ外部制御可変絞り５Ｂの
絞り面積Ａ、が大きいので、これらを単なる油路として
考えることができ、従って結果的には、第１０図（ｄ）
に対応する第１５図に示すように、後輪操舵用パワーシ
リンダ１８がバイパスされ、且つ前輪操舵用パワーシリ
ンダ１２と並列に第１の可変絞り２Ｒの絞り面積Ａ２と
流出制御絞り３Ｒの絞り面積Ａ３との和で表される等何
校り面積ＡＣの等価可変絞り０．が介挿されたことにな
り、前輪操舵用パワーシリンダ１２に前記第１の実施例
と全く同様の操舵トルクに対する差圧特性が得られる。

同様に、高速走行時にも、直列に接続された前輪操舵用
パワーシリンダ１２及び後輪操舵用パワーシリンダ１８
とそれぞれ並列に流入制御絞りＩＲ及び第１の可変絞り
２Ｒが接続されることになり、前輪操舵用パワーシリン
ダ１２に操舵トルクの増加に伴って緩やかに増加する差
圧が生じると共に、後輪操舵用パワーシリンダ１８に操
舵トルクの増加に伴って急峻に増加する差圧が生じ、こ
れらによって第１実施例と同様の前輪に対する操舵補助
トルク及び後輪に対する操舵力を発生することができる
。

同様に据切り時及び高速走行時の中間の走行状態でも、
前輪操舵用パワーシリンダ１２及び後輪操舵用パワーシ
リンダ１８で第１実施例と全く同様の操舵補助力及び操
舵力を発生することができる。

次に、この発明の第３実施例を第１６図について説明す
る。

この第３実施例においては、前記第１実施例において、
前輪操舵用パワーシリンダ１２と並列に外部制御可変絞
り６が介挿されたバイパス流路Ｌ６が接続され、その外
部制御絞り６の絞り面積Ａ６が第１７図に示す如く、車
速の増加に伴って順次増加するように選定されているこ
とを除いては上記第１図と同様の構成を有し、第１図と
の対応部分には同一符号を付しその詳細説明はこれを省
略する。

この第３実施例によると、車速が零若しくはその近傍の
低車速時にステアリングホイール１５を例えば右切りす
る据切り状態では、前輪操舵用パワーシリンダ１２と並
列に介挿された外部制御可変絞り６が第１７図に示す如
く全閉状態であるの′　で、その等価回路としては、第
１０図（ａ）と全く等しくなり、このため第１実施例と
全く同様に前輪操舵用パワーシリンダ１２に大きな差圧
が供給されるので、この前輪操舵用パワーシリンダ１２
で大きな操舵補助力を発生することができる。

一方、高車速走行時には、前輪操舵用パワーシリンダ１
２と並列に介挿された外部制御可変絞り６の絞り面積Ａ
６が所定値を維持する開状態となるので、その等価回路
は第１８図（ａ）に示すようになる。

この第１８図（ａ）において、流出制御絞り３Ｒと外部
制御絞り６とが並列関係となるので、これらを１つの等
価可変絞り０．に置換すると、第１８図（ｂ）に示すよ
うにその絞り面積Ａ、は流出制御絞り３Ｒの絞り面積Ａ
２と外部制御可変絞り６の絞り面積Ａ６の和で表される
。したがって、等価可変絞りＯＤの絞り面積ＡＤは十分
大きな面積となるので、これを単なる油路として考える
ことができ、したがってこの等価可変絞りＯＤによって
前輪操舵用パワーシリンダ１２の左右の油圧室１２Ｌ、
１２Ｒがバイパスされるので、第１９図に示すように、
両油圧室１２Ｌ、１２Ｒ間の差圧が略零となり、マニュ
アルステアリング状態と等しくなる。

一方、後輪操舵用パワーシリンダ１８については、これ
と並列に流入制御絞りＩＲが介挿されているので、その
油圧室１８Ｌ、１８Ｒ間の差圧が、第１の可変絞り２Ｒ
の絞り面積特性に応じた操舵トルクの増加に伴って急峻
に増加することになり、この後輪操舵用パワーシリンダ
１８によって大きな後輪操舵力を発生させることができ
る。

また、据切り時及び高速走行時の中間の走行状態では、
両者の中間の操舵補助力及び操舵力を前輪操舵用パワー
シリンダ１２及び後輪操舵用パワーシリンダ１８で発生
することができる。

次に、この発明の第４実施例を第２０図について説明す
る。

この第４実施例においては、前記第１実施例において、
前輪操舵用パワーシリンダ１２の下流側の流路Ｌ３及び
Ｌ４における流出制御絞り３Ｒ及び３Ｌの下流側に、こ
れと直列に第２の可変絞り４Ｒ及び４Ｌが介挿され、且
つ絞り３Ｒ及び４Ｒの接続点と絞り３Ｌ及び４Ｌの接続
点との間にバイパス流路Ｌ＋、が形成され、このバイパ
ス流路Ｌ６に外部制御可変絞り６が介挿されていること
を除いては第１の実施例と同様の構成を有し、第１図と
の対応部分には同一符号を付しその詳細説明はこれを省
略する。ここで、流出制御絞り３Ｌ。

３Ｒの絞り面積特性は、第２１図（ａｌに示す如く、第
１図の流出制御絞り３Ｌ、３′Ｒの絞り面積特性に比較
して閉じ切り時点の操舵トルクが大きくなるように比較
的緩やかな絞り面積特性に選定され、且つ第２の可変絞
り４Ｌ、４Ｒの絞り面積特性は、第２１図（ｂ）に示す
如く、第１図の流出制御絞り３Ｌ、３Ｒと同様の絞り面
積特性に選定され、外部制御可変絞り６の絞り面積特性
は、前記第４の実施例と同様に前記第１７図に示す如く
、車速■の増加に伴って絞り面積が増加するように選定
されている。

この第４実施例によると、車速が零又はその近傍の低車
速走行状態におけるステアリングホイール１５の例えば
右操舵による据切り時には、外部制御可変絞り６が全閉
状態にあるので、バイパス流路Ｌ６は遮断状態にあり、
従って流路Ｌ３においては流出制御絞り３Ｒと第２の可
変絞り４Ｒとが直列に介挿されていることになる。この
ため、これら２つの絞り３Ｒ及び４Ｒを単一の等価可変
絞りＯｏとみなすと、その絞り面積Ａｔは次式で表すこ
とができる。

ここで、流出制御絞り３Ｒと第２の可変絞り４Ｒとは、
同一操舵トルクに対して第２の可変絞り４Ｒの絞り面積
Ａ４の方が小さく選定されているので、流路Ｌ３におけ
る絞り面積は、第２の可変絞り４Ｒの絞り面積が支配的
となり、実質的に第１の実施例における流出制御絞り３
Ｒと等しくなる。したがって、前記第１実施例における
据切り時と略同様の大きな操舵補助力を前輪操舵用パワ
ーシリンダー２から発生させることができる。

また、高速走行時には、外部制御可変絞り６の絞り面積
Ａ、が、前記第１８図に示す如く、所定値の絞り面積と
なっているので、流路し、においては、第２の可変絞り
４Ｒと外部制御可変絞り６とが並列関係となり、両者を
単一の等価可変絞り０、とみなすと、その絞り面積Ａ２
は、第２の可変絞り４Ｒの絞り面積Ａ４と外部制御可変
絞り６の絞り面積Ａ、の和で表され、その絞り面積が十
分に大きくなるので、この等何校りＯＦを単なる油路と
みなすことができ、したがって流路Ｌ３には単に流出制
御絞り３Ｒのみが介挿されていることと等価となり、上
記第１実施例と全く同様の小さな操舵補助力を前輪操舵
用パワーシリンダ１２から発生させることができると共
に、大きな後輪操舵力を後輪操舵用パワーシリンダ１８
から発生させることができる。

この第４実施例において、バイパス流路り、を省略し、
これに代えて容筒１の可変絞り４Ｌ、４Ｒと並列にそれ
ぞれバイパス流路を形成し、これらバイパス流路にそれ
ぞれ外部制御可変絞り６を介挿するようにしても、上記
と同様の作用効果を得ることができる。

なお、上記第３、第４実施例において外部制御可変絞り
６を設ける替わりに、周知の反力制御により前輪操舵用
パワーステアリングの操舵力を車速等により制御するよ
うにしてもよい。

次に、この発明の第５実施例を第２２図について説明す
る。

この第５実施例は、前記第１実施例において、後輪操舵
装置１７が、後輪操舵用パワーシリンダ１８に代えて、
後輪メンバ２３の左右のラバーインシュレータ２５にそ
れぞれ車体側部材に固定された後輪操舵用パワーシリン
ダ５１Ｌ、５１Ｒのピストンロッド５１ａが連結され、
且つ各パワーシーリング５１Ｌの油圧室５１ｂ及び５１
ｃがそれぞれ外部制御可変絞り５Ａ及び５Ｂの両端に接
続されていることを除いては前記第１実施例と同様の構
成を有し、第１図との対応部分には同一符号を付しその
詳細説明はこれを省略する。

この第５実施例によっても、後輪操舵用パワーシリンダ
５１Ｌ、５１Ｒによって左右のラバーインシュレータ２
４を逆相に吸引することによって、後輪メンバ２３を僅
かに傾けることにより、セミトレーリングアーム２１を
介して後輪２２を前輪と同相に操舵することを除いては
第１実施例と同様の構成を有するので、第１実施例と同
様の作用効果を得ることができる。

この第５実施例においても、上記第２実施例〜第４実施
例における外部制御可変絞り５Ａ、５Ｂの両端間の差圧
を後輪操舵用パワーシリンダ５１Ｌ、５１Ｒに供給する
ことにより、これら第２実施例〜第４実施例と同様の作
用効果を得ることができる。

なお、上記第１〜第５実施例においては、前輪操舵用パ
ワーシリンダ１２の余剰油圧を利用するアクチュエータ
として後輪操舵用パワーシリンダを適用した場合につい
て説明したが、これに限定されるものではなく、他の車
両搭載用アクチュエータに余剰油圧を供給するようにし
てもよく、また、余剰油圧を圧力センサに供給して前輪
操舵用パワーシ１人ンダ１２の作動状態を監視し、この
圧力センサの検出信号に基づき前輪操舵用パワーシリン
ダ１２の異常状態の診断に使用することもでき、この場
合パワーシリンダに加わる圧力を直接導くものに比べて
、小さな圧力を導き出せるため、圧力センサを小型化す
ることも可能であり、また前輪操舵用パワーステアリン
グの油圧特性と異なり、リニアな油圧特性を作り出せる
ため、操舵トルクセンサとして用いることも可能であり
、その他のアクチュエータを作動させたりすることもで
きる。

また、上記第１〜第５実施例においては、外部制御可変
絞り５Ａ、５Ｂ、６を車速に応じて制御する場合につい
て説明したが、これに限定されるものではなく、第２３
図に示すように、制御ユニットＵに車速センサ１６の車
速検出信号■。に代えて運転席の近傍に設けたロークリ
スイッチ、可変抵抗器等で構成される操舵トルク選択器
６０の選択信号を供給し、この操舵トルク選択器６０を
操作することにより、制御ユニットＵから出力する励磁
電流１ｖの値を任意に変更可能に構成して、運転者の好
みに応じて油圧ブリッジ回路１４全体の等何校り面積Ａ
を任意に変更し、任意の操舵１ルクをパワーシリンダ１
２．１８によって発生させるようにしてもよい。

また、第２４図に示すように、路面の摩擦係数を検出す
る摩擦係数センサ６１を設け、この摩擦係数センサ６１
の摩擦係数検出値に応じて制御ユニットＵからの励磁電
流を変更することにより、路面の摩擦係数に応じて最適
な操舵トルクを発生させるようにしてもよい。すなわち
、摩擦係数センサ６１からの摩擦係数検出値が制御ユニ
ッｌ−Ｕに供給され、この制御ユニソ）Ｕで励磁電流１
ｖの値を低摩擦係数時には比較的大きな値に、高摩擦係
数時には小さな値に、それらの中間摩擦係数時には、両
者の中間の値にそれぞれ制御する。ここで、摩擦係数セ
ンサ６１としては、ワイパスイッチと連動する切換スイ
ッチ、雨滴センサ等の間接的に路面摩擦係数を検出する
もの、或いは車両の前輪及び後輪の回転数を検出し、両
者の回転数差を算出して摩擦係数を算出したり、駆動輪
のスプラッシュ量を検出して摩擦係数を算出したりして
直接的に路面摩擦係数を検出するもの等を適用し得る。

この場合、路面摩擦係数によってのみ外部制御可変絞り
５Ａ、５Ｂ、６を制御する場合に限らず車速に応じて算
出した励磁電流値を摩擦係数センサ６１の摩擦係数検出
値で補正するようにしてもよい。

その他、車両の加減速装置の作動を検出するセンサを設
け、このセンサの検出値に基づき車両の加減速の頻度を
算出し、これによって車両の走行状態を判断して外部制
御可変絞り５Ａ、５Ｂ、６を車速によって制御する場合
の車速感応パターン即ち第２図＋ｄ）及び第１７図の車
速に対する絞り面積特性を変更するようにしてもよく、
さらには、ステアリングホイール１５の操舵角を検出す
る操舵角センサとその出力を微分して操舵角速度を算出
する操舵角速度算出手段とを設け、操舵角センサの操舵
角検出値及び操舵角速度算出手段の操舵角速度算出値に
基づき前記車速感応パターンを変更して急転舵を防止し
、操縦安定性を向上させるようにしてもよく、またさら
に、車両前輪荷重を検出する荷重センサを設け、前輪荷
重の変化に応じて外部制御可変絞り５Ａ、５Ｂ、６を制
御するようにしてもよい。

さらに、上記第１〜第５実施例においては、ステアリン
グギヤ機構としてラックアンドピニオン式を適用した場
合について説明したが、これに限定されるものではなく
、他の形式のステアリングギヤ機構を適用し得ることは
言うまでもない。

〔発明の効果〕

以上説明したように、この発明によれば、１つの油圧ブ
リッジ回路で前輪操舵用パワーシリンダに供給する作動
油圧を後輪操舵用パワーシリンダのように必要な油圧特
性が前１輪操舵用パワーシリンダのものとは異なる他の
アクチュエータ又は油圧センサにも供給してこれを作動
させることができるため、油圧ブリッジ回路は、１つで
済むことになり、全体の構成が大型化することもなく、
製造コストも廉価となる等の効果が得られる。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの発明の第１実施例を示す油圧回路図、第２
図！８）〜（ｄｌはそれぞれ第１実施例に適用し得る流
入制御絞り、流出制御絞り、第１の可変絞り、外部制御
可変絞りの絞り面積特性を示す特性線図、第３図は第１
実施例に適用し得るロークリバルブの一例を示す断面図
、第４図は第３図のＢ−Ｂ線上の断面図、第５図はバル
ブシャフトの一例を示す斜視図、第６図（ａ）及び（ｂ
ｌはそれぞれバルブシャフト及びバルブボデーの展開図
及びその■−■線上の断面図、第７図は第１実施例に適
用し得るスプールバルブの一例を示す断面図、第８図は
第５図の■−■線上の断面図、第９図（ａｌ〜（ｄ）は
第１実施例の据切り状態の動作の説明に供する説明図、
第１０図は据切り状態の操舵トルクに対する油圧特性を
示す特性線図、第１１図（ａ）〜（Ｃ）はそれぞれ第１
実施例の高速走行状態での右切り時の動作の説明に供す
る説明図、第１２図は高速走行時の操舵トルクに対する
油圧特性を示す特性線図、第１３図はこの発明の第２実
施例を示す油圧回路図、第１４図及び第１５図はそれぞ
れ第２実施例の据切り状態の動作説明に供する説明図、
第１６図はこの発明の第３実施例を示す油圧回路図、第
１７図は第３実施例における外部制御可変絞り６の操舵
トルクに対する絞り面積特性を示す特性線図、第１８図
（ａｌ及び（ｂ）はそれぞれ第３実施例における据切り
時の動作説明に供する説明図、第１９図は第３実施例に
おける高速走行状態での右切り時の操舵トルクに対する
油圧特性を示す特性線図、第２０図はこの発明の第４実
施例を示す油圧回路図、第２１図（ａｌ及び（ｂ）は第
４実施例の流出制御絞り及び第２の可変絞りの操舵トル
クに対する絞り面積特性を示す特性線図、第２２図はこ
の発明の第５実施例を示す油圧回路図、第２３図及び第
２４図はそれぞれこの発明の他の実施例を示す油圧回路
図である。 図中、ＩＬ、ＩＲは流入制御絞り、２Ｌ、２Ｒは第１の
可変絞り、３Ｌ、３Ｒは流出制御絞り、４Ｌ、４Ｒは第
２の可変絞り、５Ａ、５Ｂ、６は外部制御可変絞り、１
０は油圧ポンプ、１１はリザーバタンク、１２は前輪操
舵用パワーシリンダ、１２Ｌ、１２Ｒは油圧室、１３は
コントロールバルブ、１４は油圧ブリッジ回路、Ｌ１〜
Ｌ４は流路、Ｌ、はバイパス流路、１５はステアリング
ホイール、１６は車速センサ、Ｕは制御ユニ７）、１７
は後輪操舵装置、１８は後輪操舵用パワーシリンダ、１
８Ｌ、１８Ｒは油圧室、３０はロータリバルブ、４０は
スプールバルブ、６０は操舵トルク選択器、６１は摩擦
係数センサである。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. （１）４つの流路を環状に接続して油圧ブリッジ回路を
   構成し、該油圧ブリッジ回路の一方の対角線上の接続点
   間に前輪操舵用パワーシリンダの左右の油圧室を接続し
   、他方の対角線上の接続点を油圧源に接続し、前記前輪
   操舵用パワーシリンダの上流側の各流路にそれぞれ操舵
   トルクに応動する流入制御絞りを、下流側の各流路にそ
   れぞれ当該操舵トルクに応動する流出制御絞りをそれぞ
   れ設けたパワーステアリングの油圧制御装置において、
   前記各流入制御絞り及び各流出制御絞りの少なくとも一
   方における上流側及び下流側の少なくとも一方と直列関
   係にそれぞれ操舵トルクに応動する第１の可変絞りと操
   舵トルク以外の外部信号によって絞り面積が制御される
   外部制御可変絞りとの並列回路を介挿し、該外部制御可
   変絞りの両端間の差圧、又は該並列回路とこれと直列関
   係となる前記流入制御絞り又は流出制御絞りとの接続点
   間の差圧を前輪操舵用パワーシリンダ以外のアクチュエ
   ータ又は油圧センサに供給するようにしたことを特徴と
   するパワーステアリングの油圧制御装置。