JPH0115430B2

JPH0115430B2 -

Info

Publication number: JPH0115430B2
Application number: JP59243856A
Authority: JP
Inventors: Kazuo Miki; Katsuhiko Fukui; Yasuyuki Hayashi
Original assignee: Toyota Central R&D Labs Inc
Current assignee: Toyota Central R&D Labs Inc
Priority date: 1984-11-19
Filing date: 1984-11-19
Publication date: 1989-03-17
Also published as: JPS61122080A

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
後輪に舵角を生じさせる作動機構を制御して前輪
に舵角を生じさせるハンドルの操舵に応じて後輪
の舵角を自動的に制御する車両（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〕

本発明の基礎となつた従来の四輪操舵車の後輪
舵角制御装置（特開昭57−44568号）を第２図を
参照して説明する。

ハンドル１の回転操舵と共にシヤフト２が回転
し、この回転はギヤボツクス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、ナツクルアーム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δ_f
（ｔ）を生じさせる（ただし、ｔは時間である）。
シヤフト２に装着されたセンサ１５は、ハンドル
１の回転操舵角δ_h（ｔ）を検出し、センサ７はハ
ンドル１の回転操舵角δ_h（ｔ）に応じて車両に発
生する横加速度V〓を検出する。コンピユータ８
は、センサ７，１５からの検出信号に基づいてア
クチユエータ９を作動させ、ギヤボツクス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、ナツクルアーム１３を
支点１３ａの回りに回転し、後輪１２を転舵して
後輪１２に舵角δ_r（ｔ）を生じさせる。この後輪
舵角δ_r（ｔ）は、コンピユータ８において横加速
度V〓に対して比例関係の δ_r（ｔ）＝Ｋ・V〓 ……(1) と設定されるか、または前輪の舵角δ_f（ｔ）に比
例定数ｈを乗算したｈ・δ_f（ｔ）を上記(1)式の右
辺に加えて δ_r（ｔ）＝ｈ・δ_f（ｔ）＋Ｋ・V〓 ……(2) 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つ
ておらず、またハンドルの回転操舵角に比例した
信号によつて、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
とする構成になつていない。

また、従来では第２図の装置の他に、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つては、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つてい
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
エ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、直進走行中にゆるやかな旋
回走行等の通常操舵時に対応する場合とで、異な
つ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
御される構成となつている。

したがつて、上記の従来の四輪操舵車ではハン
ドルの操舵の速さに応じた運動者の期待する運動
特性を充分満足しきれない、という問題があつ
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、ゆつくりとした旋回運動
が要求される状況下では直進安定剤を向上して運
転者が期待する運動特性が得られると共に、油圧
によつ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。

〔作用〕

次に本発明の作用を説明する。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、またハンドルの連結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
には後輪に連結されたリンケージが固定されてい
るため、油圧差によつ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
が生じてタイヤに力が発生し、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つて等価
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
（この場合、操向車輪の舵角が等価的に前輪の舵
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つ
て等価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〕

従つて、本発明によれば、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。

〔発明の態様の説明〕

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の部材の運動に伴つて、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ツシユポツトを介し
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の部材の運動に伴つて出力軸も運動す
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x₁（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x_put
（ｔ）と表わすと、ダツシユポツトの抵抗F_cは速
度に比例するから次式で表わされる。

F_c＝Ｃ（x〓_put（ｔ）−x〓₂（ｔ）） ……(1) ただし、Ｃはダツシユポツトの減衰係数、・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F_kは次の式で表わされる。

F_k＝ｋ（x₁（ｔ）−x_put（ｔ）） ……(2) そして、この両者がつり合うから次式が成立す
る。

Ｃ（x〓_put（ｔ）−x〓₂（ｔ））＋ｋ（x_put（ｔ）−x₁（ｔ））＝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。

x₂（ｔ）＝−Ｎ・x₁（ｔ） ……(4) （Ｎは正の比例定数である）従つて、上記(3)、(4)式より次の(5)式が得られ
る。

x_put＋Ｃ／ｋx〓_put（ｔ）＝x₁（ｔ）−ｃ／ｋ・Ｎ・x
〓₁（ｔ） ……(5) 上記(5)式をラプラス変換して伝達関数Ｇ（ｓ）＝
x_put（ｓ）／x₁（ｓ）の形で表現すると次のように
なる。

Ｇ（ｓ）＝１−K₁TS／１＋TS ……(6) ただし、K₁＝Ｎ＋１、Ｔ＝Ｃ／ｋ、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＝√
−１である）である。

ここで、K₁＝２、すなわち第１の部材と第２
の部材との変位の大きさが等しいとき（x₂（ｔ）＝
−x₁（ｔ））を考えると上記(6)式は次のようにな
る。

Ｇ（ｓ）＝１−TS／１＋TS ……(7) 上記(7)式において、第１の部材と第２の部材と
が極めてゆつくり変位する場合、すなわち複素周
波数Ｓが０に近い場合を考えると、 lim ｓ→０Ｇ（ｓ）＝１ ……(8) となる。従つて、x_put（ｓ）／x₁（ｓ）＝１となり、
出力軸は第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（即ち、x_put（ｔ）＝x₁
（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Ｓが無限大に
近い場合を考えると、 lim ｓ→∞Ｇ（ｓ）＝−１ ……(9) となる。従つて、x_put（ｓ）／x₁（ｓ）＝−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（即ち、x_put（ｔ）＝−
x₁（ｔ）＝x₂（ｔ））。

そして、第１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、 lim ｓ→１／ＴＧ（ｓ）＝０ ……(10) となる。従つて、x_put（ｓ）／x₁（ｓ）＝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（即ち、x_put≒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の部材と同方向に変
位し、複素周波数Ｓ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
ど舵角を生じさせないようにすることができる。

したがつて、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つて確実かつ応答性
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
により直線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の態様な作動機構の
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する
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ツトを有する。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
ドルの位置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Ｄを検出した場合には変位Ｄ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
量信号に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180゜位相がずれた信号を出
力し、リンケージ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
けて前輪の操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
車両を転舵する。

第３の態様によれば、油圧により前輪の転舵が
補述されるため、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。

したがつて第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）１は、シヤ
フト２を介してギヤボツクス３に連結されてい
る。ギヤボツクス３は、シヤフト２の回転を車両
幅方向の直線運動に変換する第１の変換機構とシ
ヤフト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
するラツク３Ａとこのラツク３Ａに噛合するシヤ
フト２に連結されたピニオン３Ｂとで構成され、
シヤフト２の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、ラツク３Ａとラ
ツク３Ａに噛合するピニオン３Ｃとで構成され、
シヤフト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。

ギヤボツクス３のラツク３Ａの両端には、リン
ケージ４が結合されて一体にされ、リンケージ４
の各々にはタイロツド５を介してナツクルアーム
６が連結されている。ナツクルアーム６は、車体
３０に固定されたピボツト軸７に回転自在に軸受
を介して支承されている。そして、ナツクルアー
ム６の先端部には前輪８が軸支されている。

従つて、前輪８は、ハンドル１の回転操舵に応
じてピボツト軸７を軸として回動されるナツクル
アームにより転舵されて舵角を生じる。

ギヤボツクス３のピニオン３Ｃは、連結軸２１
と一体に結合され、連結軸２１は、自在継手２
２、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３
０に固定されたブラケツト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に連結さ
れている。従つて、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。

後輪操舵判断機構から作動機構を構成するリ
ンケージ１４が突出されており、このリンケージ
にはタイロツド１５を介してピポツド軸１７を中
心にして回転するナツクルアーム１６が連結され
ており、ナツクルアーム１６の先端部には後輪１
８が軸支されている。従つて、ハンドルの操舵に
応じて後輪操舵判断機構を介してリンケージ１
４が車両幅方向に直線運動されると、ピポツト軸
１７を中心としてナツクルアーム１６が回動さ
れ、これによつて後輪１８が転舵される。

また、作動機構には、油圧配管６５を介してパ
ワー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６６は、エン
ジン４０の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により油
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
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
力調整弁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ツクス３に前輪用パ
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、より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ユ
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
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、ギヤボツクス３に変更を加え、
ピニオン３Ｂとピニオン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について説明
する。入力軸２５の先端部には、ピニオン１０１
が形成されており、この入力軸２５は車体３０に
取付けたブラケツト３１に軸受を介して回転自在
に支承されている。入力軸２５に対して対称の位
置に、第１の部材として作用するロツド１０３と
第２の部材として作用するロツド１１３とが配置
されている。ロツド１０３の入力軸２５側にはピ
ニオン１０１と噛合するラツク１０２が形成され
ており、またロツド１１３の入力軸２５側にはピ
ニオン１０１と噛合するラツク１１２が形成され
ている。ロツド１０３は、図の左右方向、即ち車
体幅方向に移動自在にブラケツト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１２１は、コ
イルスプリング１２２の一端を止め金具１２１ａ
により固定している。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１
２３ａにて固定されている。左スプリングシート
１２３は、ラツク１３１が形成された出力軸１３
１Ａの一端に連結されている。

ラツク１３１は、作動機構を構成するピニオン
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。ピニオン１３２の一端
は、ブラケツト３１に軸受を介して回動自在に支
承されている。

一方、ラツク１１２が形成されたロツド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１１４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、図の左右方向即
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と右シリンダ室１１８Ｒとに分割
するように所定の絞り径を有するオリフイス１１
６を備えたピストン１１５が封入され、このピス
トン１１５にはシリンダ１１４を貫通するピスト
ンロツド１１９の一端が固定されている。ピスト
ンロツド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１１４、作動油１
１７、オリフイス１１６を備えたピストン１１５
は、ダツシユポツトとしてのオイルダンパを構成
する。

次に作動機構について説明する。作動機構は、
第６図に拡大図を示す制御弁と、パワーシリンダ
を備えている。制御弁は、一端がピニオン１３２
に固定されかつ他端が回転自在にされたコントロ
ールバルブシヤフト１５１ａと、一端がピニオン
１６１に固定されかつ他端が回転自在にされたロ
ータリバルブ１５２とを備えている。コントロー
ルバルブシヤフト１５１ａにはピン１５０Ａによ
りトーシヨンバー１５１の一端が結合され、ロー
タリバルブ１５２にはピン１５０Ｂによりトーシ
ヨンバー１５１の他端が結合されている。従つ
て、回転トルクは、ピニオン１３２からコントロ
ールバルブシヤフト１５１ａ、トーシヨンバー１
５１を介してピニオン１６１に固定されたロータ
リバルブ１５２に伝達される。しかし、ピニオン
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、トーシヨンバー１５１が捻れ、こ
のときピニオン１３２に固定されているコントロ
ールバルブシヤフト１５１ａとピニオン１６１に
固定されているロータリバルブ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、ブラケツト３１に固定さ
れると共に、軸受を介してトーシヨンバー１５
１、コントロールバルブシヤフト１５１ａおよび
ロータリバルブ１５２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室１７１Ｌ、右
パワーシリンダ室１７１Ｒに連通されている。

したがつて、コントロールバルブシヤフト１５
１ａとピニオン１６１とを結合するトーシヨンバ
ー１５１のねじれ角度分だけ、コントロールバル
ブシヤフト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り替え、制御を行なう。

ピニオン１６１の他端はブラケツト３１に軸受
を介して回転自在に支承されると共に、ピニオン
１６１はラツク１６２と噛み合つている。ラツク
１６２の一端はリンケージ１４となりタイロツド
１５に連結されている。ラツク１６２の他端はピ
ストンロツドとなりパワーシリンダ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１７
１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、ブラケツト１３１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
ツドは、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ツド１５に連結されて、リ
ンケージ１４を構成する。タイロツド１５は、ナ
ツクルアーム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１の操舵に応じてシヤフト２は回転変位
する。該回転変位はギヤボツクス３内の変換機構
によりリンケージ４を介してタイロツド５の直線
変位となる。該直線変位は、ナツクルアーム６を
ピボツト軸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
ボツクス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２
２、作動軸２３、自在継手２４を介して入力軸２
５を回転変位させる。後輪操舵判断機構は、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、
ベーンポンプ６１により発生した油圧によりリン
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、タイロツ
ド１５を介してナツクルアーム１６をピボツト軸
１７まわりに回転する。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と作動機構との作用
を第７図Ａ〜第７図Ｃを参照して更に詳細に説明
する。

第７図Ａ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１２２は自然長の状態である。この時、ピ
ニオン１３２とピニオン１６１の間に相対回転は
生じず、トーシヨンバー１５１にねじりは生じな
い。したがつて、コントロールバルブシヤフト１
５１ａは回転しないので、ロータリバルブ１５２
に対して中立状態にある。このため、ベーンポン
プ６１から供給されてパワーステアリングフルー
ド６６は、ロータリバルブ１５２とコントロール
バルブシヤフト１５１ａにより形成された返油ポ
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の左パワーシリンダ
室１７１Ｌ、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７図Ｂに示すようにハンドルを右方向へ
ゆつくり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ツクス３内の
変換機構等によつて、入力軸２５はハンドルの回
転と逆方向に第７図Ｂの矢印の方向へゆつくりと
回転する。該回転によりピニオン１０１を介して
ラツク１０２とロツド１０３は左方向（図中の矢
印方向）へ移動し、ラツク１１２とロツド１１３
は右方向（図中の矢印方向）へ移動する。この移
動によりロツド１０３は右スプリングシート１２
１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。ロツド１０３
の移動により、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
ングシート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
ンダ室１１８Ｒ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イス１１
６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１１８Ｒ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１１
７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)式の伝達関数に従つて、入
力軸２５のゆつくりとした回転、即ちハンドル１
の遅い操舵に応じて、シリンダ１１４はゆつくり
と右方向へ移動する為、ピストン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の復元力によりラツク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ツド１１９、連結部
材１４１を介してラツク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、ラツ
ク１３２は左方向へ移動する。ラツク１３２の移
動量は、入力軸２５の回転の速さ、即ちハンドル
１の操舵の速さが極めて遅い場合にはラツク１０
２の左方向への移動量にほぼ等しい。ラツク１３
２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、トーシヨンバ
ー１５１を介してピニオン１６１を右方向に回転
させようとするが、ピニオン１６１にはタイロツ
ド１５、リンケージ１４およびラツク１６２を介
して後輪の接地抵抗が作用するため、トーシヨン
バー１５１が捻られ、捻られた分だけコントロー
ルバルブシヤフト１５１ａがロータリバルブ１５
２に対して右方向へ回転する。このコントロール
バルブシヤフト１５１ａとロータリバルブ１５２
との相対回転により制御弁内に第７図Ｂ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１７
２を左方向へ移動させる力となつて、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、左パワーシリンダ室１７１Ｌのパワース
テアリングフルード６６は、コントロールバルブ
シヤフト１５１ａとロータリバルブ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。

次に、第７図Ｃに示すようにハンドルを右方向
へ速く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の右方向への速い操舵
に応じて、入力軸２５は第７図Ｃの矢印の方向へ
速く回転する。該回転によりピニオン１０１を介
してラツク１０２とロツド１０３は左方向へ移動
し、ラツク１１２とロツド１１３は右方向へ移動
する。ロツド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。該減衰力はピストン１１
５と共に、ピストンロツド１１９、連結部材１４
１を介してラツク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ツ
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１２２の復元力よりも大きい
為、コイルスプリング１２２が圧縮されてラツク
１３２は、右方向へ移動する。その移動量は、入
力軸２５の回転の速さ、即ちハンドル１の操舵の
速さが極めて速い場合には、ラツク１１２の右方
向への移動量にほぼ等しい。

ラツク１３２の右方向の移動によりピニオン１
３１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ヨンバー
１５１がねじられ、ピニオン１６１を左方向へ回
転しラツク１６２を右方向へ移動しようとする。
トーシヨンバー１５１のねじれ角度分だけコント
ロールバルブシヤフト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
アリングフルード６６は、コントロールバルブシ
ヤフト１５１ａとロータリバルブ１５２との相対
回転により生じる油圧径路により、パワーシリン
ダ１７１の左パワーシリンダ室１７１Ｌへ送油さ
れ、パワーピストン１７２を右方向へ移動させる
力となつて、後輪１８に左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のパワーステアリングフルード６６は
コントロールバルブシヤフト１５１ａとロータリ
バルブ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。

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
の復元力とオイルダンパーの減衰力とがほとんど
釣り合うような場合には、ラツク１３２はほとん
ど移動しない。したがつてピニオン１３１はほと
んど回転せず、コントロールバルブシヤフト１５
１ａもほとんど回転しない。この場合、第７図Ａ
に示す状態と同様の状態となり、後輪１８にはほ
とんど舵角が生じない。

ラツク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と同量だけ回転することによりトーシ
ヨンバー１５１のねじれはなくなる。したがつて
コントロールバルブシヤフト１５１ａとロータリ
バルブ１５２に生じた相対回転はなくなつて中立
状態となり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、本発明の第１実
施例の後輪操舵判断機構によれば、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。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、運転者が前輪のみならず
後輪をも転舵する為に必要な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。

次に本発明の第２実施例の後輪操舵判断機構
について、第８図を用いて説明する。第８図は、
第８図Ａ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
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、
インプツトシヤフト２１０の一端に一体に結合さ
れている。インプツトシヤフト２０１は、ブラケ
ツト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と噛み合つており、この
１対の歯車によつ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２１１はシヤフト２１０に一体結合されてい
る。シヤフト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と一体となつてい
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、ねじりコイルばねで正逆いずれの方向のねじ
り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２
１６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はシヤフト２１７と一
体となつている。シヤフト２１７は、ケース２９
１に軸受を介して回動自在に支承されると共に、
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。

一方インプツトシヤフト２０１の他端は、オイ
ルダンパーのシリンダー２２２と一体となつてシ
リンダカバー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
グ形状となつており、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
られた２つの細い溝２４２Ｌ，２４２Ｒ、２つの
孔２４１Ｌ，２４１Ｒおよびシリンダ２２２に設
けられた左右のバイパス管路２２３Ｌ，２２３Ｒ
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
能なオリフイス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た２４０にて閉じられて
いる。

なお、オリフイス２２５は制御弁２２４にて所
定の隙間の大きさに予め設定されている。また溝
２４２Ｌ，２４２Ｒの深さと幅についても所定の
大きさに設定されている。

シリンダ２２２とシリンダカバー２２６および
ロータ２２７、作動油１１７とでオイルダンパー
を構成しておりロータ２２７は軸対称の位置に一
対のベーン２２８，２２９を有している。ベーン
２２８，２２９の底部には、スプリング２３０，
２３１が挿入されており、スプリング２３０，２
３１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、該押上げ力によりカムリング形状
をしたシリンダ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
在に支承されると共にシヤフト２３２と一体とな
つている。シヤフト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２３
３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はアウトプツトシヤフト２３５に一体結
合されて共に回動する。アウトプツトシヤフト２
３５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ヨンバ
ー１５１ならびにコントロールバルブシヤフト１
５１ａに連結されている。

トーシヨンバー１５１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。

以上の構成より成る第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を考える。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２５の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ツクス３内の変換機
構が設定されている。すなわち、ギヤボツクス３
は第１図のように構成されている。入力軸２５は
右方向回転に連動してインプツトシヤフト２０１
は右方向へ回転する。一方、シヤフト２１０は、
１対の平歯車２２１，２１１を介して左方向（第
８図のシヤフト２１０に付した矢印の方向）へ回
転する。シヤフト２１０とともに左スプリングシ
ート２１２も左方向へ回転し、スプリング２１
４，２１５を左方向へねじると共に、スプリング
２１４，２１５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
シヤフト２１７を介して平歯車２１８を左方向へ
回転しようとする。

一方、インプツトシヤフト２１０の右方向の回
転により第１０図Ｂの説明的断面図に示すように
シリンダ２２２は第１０図Ａの状態から右方向へ
回転する。シリンダ２２２の右方向の回転（第１
０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
２２２Ｒは容積が増加し低圧となる。作動油１１
７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２２３
Ｌおよびオリフイス２２５、右バイパス管路２２
３Ｒ、溝２４２Ｒ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、ベーン２２８，２
２９を右方向へ押しやつてロータ２２７を右方向
へ回転しようとする。ロータ２２７の右方向回転
はシヤフト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、即ちインプツトシヤフト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
に打ち勝つて平歯車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２１８は右方向へ回転しス
プリング２１４，２１５は大きくねじられた状態
となる。したがつてハンドル１を速く右方向へ操
舵した場合はアウトプツトシヤフト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２２２の回転の速さ、即ちイン
プツトシヤフト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はシヤ
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。したがつて、ハンドル１を遅く右方向
へ操舵した場合は、アウトプツトシヤフト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、即ちインプツトシヤフト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り合うよう
なときには、平歯車２３４はほとんど回転しな
い。したがつて、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、アウトプツトシヤフト
２３５はほとんど回転しない。

アウトプツトシヤフト２３５の回転に連動して
トーシヨンバー１５１にねじれが発生し、ピニオ
ン１６１を回転しラツク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
ロールバルブシヤフト１５１ａがロータリバルブ
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
いラツク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１７１Ｌ、右パワーシリン
ダ室１７１Ｒ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りであ
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ツトシ
ヤフト２３５の右方向回転はラツク１６２等を介
してタイロツド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、アウトプツ
トシヤフト２３５の左方向回転はラツク１６２等
を介してタイロツド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、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イスを可変
として車速に関連する物理量に応じてオリフイス
の断面積を自動的に調整するようにしたものであ
る。第１１図は、上記第１実施例に可変オリフイ
スを設けた例を示すものである。従つて、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
連通するバイパス管路１１２０を備えている。ま
た、ピストン１１５にはオリフイスは存在しな
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１
１２３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イス
１１３１が形成されている。オリフイス１１３１
の間隙従つて断面積を調整する制御弁１１２３
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１１３５を相手歯車として１対のマイ
タ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１
１３６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とともに左右方向へ移動可能な
よう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ユー
タ１１３０により制御されるべく、接続されてい
る。そして、マイクロコンピユータ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Ａに示すように、ジエネレ
ータ２０１１と車速計２０１２とから成る。ジエ
ネレータ２０１１は、トランスミツシヨン２０１
３（トランスミツシヨンエクステンシヨンハウジ
ング）のスピードメータケーブル２０１４の取出
口に取り付けられるとともに、トランスミツシヨ
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２０１５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、ジエネ
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、得られたリツプル電圧をフイルタに
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、マイクロコンピユー
タ１１３０へ供給する。このマイクロコンピユー
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
オリフイス１１３１の断面積が最小になるように
モータ１１３６を制御し、車速が高い場合には制
御弁１１２３を全開にしてオリフイス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、マイクロコンピユータ１１３０の制御信
号に応じてモータ１１３６が駆動され、モータ１
１３６の軸の回転は、１対のかさ歯車１１３４，
１１３５から成るマイタ歯車を介して調整ねじ１
１３２と制御弁１１２３を回転し、オリフイスの
断面積を変化させる。従つて、本実施例によれば
車速に応じてオリフイ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。

次に、マイクロコンピユータ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、オリフイス１１３１が全閉
となるようにマイクロコンピユータ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
パの減衰力によつて移動し、ラツク１１２と同方
向へ移動する。

これにより、車速が低速の場合ハンドルの操舵
の速さにかかわらず、後輪は前輪と逆の方向へ操
舵される。

一方、車速が高速の場合、オリフイス１１３１
が全開となるようにマイクロコンピユータ１１３
０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の復元力によつて
移動し、ラツク１０２と同方向へ移動する。これ
により、車速が高速の場合、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、ハンドル
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、車両高速走行時にハンドルを操舵す
ると、大きなヨーレートや大きな横加速度が発生
する。従つて、車速に関連した物理量として、第
３実施例で説明した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イスの断面積を
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図Ａを参照して説
明する。ヨーレート検出器は第１３図Ａに示すよ
うに、レートジヤイロ１２５１と電気系統部１２
５２とから成る。レートジヤイロ１２５１は車両
の車体３０の重心位置に固定され鉛直軸まわりの
車両の車体３０の回転角速度（ヨー角速度、ある
いはヨーレートｒ）を検出する。電気系統部１２
５２はレートジヤイロ１２５１に電圧を供給する
とともにレートジヤイロ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
ピユータ１１３０（第１１図）に供給する。ヨー
レート信号は、第１３図Ｂに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
り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り、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りに左方
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ヤイロ１２５
１および電気系統部１２５２により極性が定めら
れている。そして、マイクロコンピユータ１１３
０は、ヨーレート信号の絶対値が大きいときオリ
フイ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イスの断面積を最小にす
る。これにより、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り切換えたもの
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とから成り、
車両の車体３０に固定された直線形ポテンシヨメ
ータSPで構成されている。摺動子６０４の一端
はギヤボツクス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_h（ｔ）に応じてシヤ
フト２が回転すると、この回転運動は、ギヤボツ
クス３に内蔵されたラツクとピニオン等の運動変
換機構により、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_h（ｔ）に対応した
変位として直線形ポテンシヨメータSPで検出し、
それに応じた電圧信号を変位信号Ｄ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δ_h（ｔ）はωt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δ_h0・Sinωt（ただし、δ_h0
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ヨメータSPから出力される
変位信号Ｄもハンドルの振幅に対応する振幅D₀
で角周波数ωを有する正弦波状の連続した電圧信
号Ｄ＝D₀・sinωtとなる。

後輪操舵判断手段を構成する信号処理回路３０
０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３
０２，３０３，３０４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３
０４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
Ｄ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
り、演算増幅器３０６の正端子には、一端に変位
信号Ｄが供給された抵抗３０４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
Ｄが加わつており、入力抵抗３０２と帰環抵抗３
０３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。従つて、変位信号Ｄ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
Ｄと等しい出力信号Ｄが得られる。

一方、入力である変位信号Ｄ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り、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
ることになり、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３０２と
帰還抵抗３０３の抵抗比が１であるから利得は−
１となる。従つて、変位信号Ｄの角周波数ωが大
きく無限大に近い場合は、入力である変位信号Ｄ
を反転した出力信号−Ｄが得られる。この出力信
号−Ｄは、絶対値（振幅D₀）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り、移相回路３０１
は変位信号Ｄの角周波数が大きくなるにつれて、
変位信号Ｄに対して位相が0゜から最大180゜まで遅
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K_A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、アキユムレータ
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SVに連結されたパワーシリン
ダとして作用するアクチユエータAC、ピボツト
軸１７を有するナツクルアーム１６および左右の
ナツクルアーム１６，１６をピンジヨイント
SLa，SLaを介して連結するステアリングケージ
１４，１４から構成されている。

油圧発生装置Ｐは、プーリを介してエンジンに
よつて駆動されるベーンポンプで構成され、予め
所定の圧力をアキユムレータ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。

アキユムレータALは、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３０内をゴ
ムダイヤフラム３２により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。このアキユムレータ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、アキユムレータALを設
けることにより、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、アキユム
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ユム
レータALに蓄圧された油圧をアクチユエータAC
へ供給する。

流量制御弁SVは、流入ポートおよび吐出ポー
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ポートとの位置関係を変
化させることにより絞りの開口面積を変化させて
吐出流量を制御する。

アクチユエータACは、流量制御弁SVの吐出ポ
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ゲージ１４，１４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_h0、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δ_h（ｔ）＝δ_h0・sinωtで操舵した場合を考
ええる。これに応じて、検出手段６０から振幅
D₀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・sinωtが出力される。そして、信
号処理回路３００は、変位信号Ｄの有する角周波
数ωに応じて変位信号Ｄ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
じて絞りの開口面積が変化されてアキユムレータ
ALの油圧をアクチユエータACに導入する。これ
により、アクチユエータ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
ツクルアーム１６がピボツト軸１７の回りに回転
される。左右のナツクルアーム１６，１６はステ
アリングリンケージ１４に連結されているため、
ナツクルアーム１６，１６の回転により左右の後
輪１８，１８は転舵され舵角δ_r（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δ_f（ｔ）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δ_r（ｔ）との関係について
第１５Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄに基づいて詳細に説明す
る。

第１５図Ａ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＝D₀・sinωtに対し
て、利得が常に一定のK_Aで、角周波数ωが大き
くなるに従つて位相が0゜から最大180゜まで遅れた
制御信号Ｙを出力する。変位信号Ｄの角周波数ω
が小さい領域ω₁にある間は、信号処理回路の特
性により信号処理回路は入力信号をK_A倍した信
号を制御信号Ｙ＝K_A・Ｄ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δ_r（ｔ）は第１５図Ｂ
に示すように、前輪８の舵角δ_f（ｔ）と同方向に
制御される。このときの後輪の舵角はハンドルの
変位に比例する。

一方、変位信号Ｄの角周波数ωが大きい領域
ω₃にある間は、信号処理回路の特性により信号
処理回路は入力信号に対して位相が180゜遅れた信
号、すなわち変位信号Ｄを−K_A倍した信号を制
御信号Ｙ＝−K_A・Ｄ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δ_r（ｔ）は、第１５図Ｄに
示すように、前輪８の舵角δ_f（ｔ）と逆方向に、
ハ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Ｄの角周波数ωが領域ω₁と領
域ω₃との中間の領域ω₂にある間は、信号処理回
路の特性により信号処理回路は入力信号に対して
位相が0゜から180゜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
構により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δ_f（ｔ）が最大とな
つた時点で後輪１８の舵角δ_r（ｔ）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１８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、いわゆるフイードバツ
ク制御により流量制御弁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
タリバルブとラツクアンドピ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
ず種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、フラツパバルブによつ
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ユータによりソレノイドバ
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、油圧によりアシストすること
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
の制限から生じる前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ツクバツクやシミーモ
ーシヨン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
めのブロツク図、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Ａ、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Ａ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Ａ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Ａおよび第１０図Ｂは上記第２実施例の動作を
説明するための第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図Ａは車速検出器の詳細図、第１２
図Ｂは車速信号を示す線図、第１３図Ａはヨーレ
ート検出器の詳細図、第１３図Ｂ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
ブロツク図、第１５図Ａ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１５図Ｂ、第１
５図Ｃおよび第１５図Ｄは第１５図Ａ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……シヤフト、３……ギヤ
ボツクス、８……前輪、１８……後輪、１４……
リンケージ、……後輪操舵判断機構。

Claims

【特許請求の範囲】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。