JPH078355Y2

JPH078355Y2 - 車両用前後輪操舵装置の転舵比制御機構

Info

Publication number: JPH078355Y2
Application number: JP1987168148U
Authority: JP
Inventors: 政義西森; 正紀谷; 寛夫湯浅; 忠宏大塚; 新辻出; 輝夫中西
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 1987-11-02
Filing date: 1987-11-02
Publication date: 1995-03-01
Anticipated expiration: 2002-11-02
Also published as: JPH0172470U

Description

【考案の詳細な説明】［産業上の利用分野］本考案は、自動車等の車両、中でも四輪車に用いて好適
の操舵装置の転舵比制御機構に関し、特に、前輪と後輪
との舵角比を車速に応じて制御しながら前後輪を転舵さ
せうる車両用前後輪操舵装置の転舵比制御機構に関す
る。

［従来の技術］近年、自動車等の車両の操舵にあたり前輪のみならず後
輪をも転舵させるようにした四輪操舵装置が考えられて
いる。

この四輪操舵装置における後輪の転舵は、小回り性の向
上のために前輪と逆方向（逆位相）に行なうようにする
場合（以後逆相転舵という）と、ステアリング応答性の
向上等のために前輪と同方向（同位相）に行なうように
する場合（以後同相転舵という）とがあり、前輪転舵角
（ハンドル舵角）に対する後輪転舵角の大きさの割合
（転舵比）を車両の走行状態によりどのように調整する
かが問題となる。

ところで、一般に、小回り性が要求されるのは、車両の
低速走行時であり、ステアリング応答性が要求されるの
は車両の高速走行時である。そこで、車速に基づいて、
ハンドル舵角に対する後輪の転舵比を調整する手段が考
えられている。

例えば、特公昭60-44185号公報に開示された車輌の操舵
装置の後輪転舵比調整機構は、操舵輪の回転運動を直線
運動に変換するギヤボックスと、このギヤボックスによ
り変換された直線運動により前輪を転舵する連結杆とを
有し、さらに、後輪の転舵のために、連結杆の一端の力
点に連結されギヤボックスにより変換された直線運動を
受けて回動する動腕と、一端をこの動腕と作用点で連結
され他端を後輪に連結された腕杆とを有し、これらの各
杆および腕からリンク機構が構成されて、動腕の回動に
より腕杆を通じて後輪が転舵されるように構成されてい
る。

このリンク機構のうち、動腕は可動支点で支持されてお
り、この可動支点は、制御・駆動装置によって車速に応
じて駆動され、作用点を中心に、作用点の前後に亘って
移動してリンク比を制御しうるようになっている。特
に、制御・駆動装置は、可動支点を作用点の後方に位置
させて力点，作用点，支点の順に並んだ状態から、可動
支点を作用点上に位置させて支点と作用点とを一致させ
た状態、さらに、可動支点を力点と作用点との間に位置
させて力点，支点，作用点の順に並んだ状態へと、連続
的に可動支点を移動させうるようになっている。

これによって、例えば、可動支点が作用点の後方に位置
すると、後輪が前輪に対してそのリンク比（支点と力点
との間の距離および支点と作用点との間の距離）に応じ
た転舵比で逆位相（または同位相）に転舵され、逆に可
動持点が作用点より後方に位置すると、後輪が前輪に対
してそのリンク比に応じた転舵比で同位相（または逆位
相）に転舵される。

［考案が解決しようとする問題点］しかしながら、上述の従来の車輌の操舵装置の転舵比制
御機構では、支点を移動させて転舵比を制御する構成で
あり、この支点には大きな負荷が集中して加わるため、
転舵比制御機構に十分な強度および信頼性を確保するた
めには、支点回りを中心として機構を大型化せざるを得
なくなり、実車への搭載性上の問題点がある。

本考案は、このような問題点を解決しようとするもの
で、簡素な構造で十分な強度および信頼性を確保しなが
ら実車への搭載性を向上させた車両用前後輪操舵装置の
転舵比制御機構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］このため、本考案の車両用前後輪操舵装置の転舵比制御
機構は、ステアリングハンドル機構に連結された前輪転
舵機構と後輪転舵機構とをそなえた車両用前後輪操舵装
置の、上記のステアリングハンドル機構と後輪転舵機構
との間に介装されて、前輪の転舵角に対する後輪の転舵
角の割合を制御する転舵比調整機構において、一端側に
前輪転舵角に応じた変位を入力される変位入力部をそな
えるとともに他端側に上記後輪転舵機構へ後輪転舵角を
制御するための変位を出力する変位出力部をそなえた入
出力アームと、一端を上記入出力アームの第１の点に枢
着され他端を基体の固定支点に枢着された支持アーム
と、一端を上記入出力アームの第２の点に枢着され他端
を移動支点に枢着された車速入力アームとをそなえ、上
記の入出力アームと支持アームと車速入力アームとから
上記の４点を節とする４節リンクが構成されて、上記の
第１および第２の点が上記入出力アームの中間部に設け
られるとともに、上記移動支点を車速に対応して移動さ
せ上記固定支点と上記移動支点との距離を変化させる車
速応動駆動手段が設けられていることを特徴としてい
る。

［作用］上述の本考案の車両用前後輪操舵装置の転舵比制御機構
では、ステアリングハンドル機構を操作すると、入出力
アームの変位入力部に前輪操舵角に応じた変位が入力さ
れ、移動支点と固定支点との２点で固定された４節リン
クの動きに応じて変位出力部が移動し、この変位出力部
が後輪操舵角を制御するための変位を出力する。この
時、上記移動支点が車速応動駆動手段によって上記固定
支点との距離を変化させながら車速に対応した位置に移
動され、この移動支点の位置に応じて、上記４節リンク
の動きが決定する。これによって、上記４節リンクの動
きを介して作動する上記入出力アームの動きの特性も車
速に対応したものに設定され、この入出力アームでは、
前輪操舵角に応じた変位を入力され移動する変位入力部
の変位量に対する後輪操舵角を制御するために出力され
る変位出力部の変位量の割合が設定される。このように
して、上記車速応動駆動手段の作動によって、前輪の転
舵角に対する後輪の転舵角の割合、つまり、転舵比が調
整される。

［実施例］以下、図面により本考案の一実施例としての車両用前後
輪操舵装置の転舵比制御機構について説明すると、第１
図はその車両用前後輪操舵装置への装備状態を示す模式
的な構成図、第２図はその同相制御状態を示す要部構成
図、第３図はその逆相制御状態を示す要部構成図、第４
図はその移動支点の変位に対する出力と入力との比を示
すグラフであり、第５図は本転舵比制御機構を装備した
他の車両用前後輪操舵装置を示す模式的な構成図であ
り、第６〜８図はその車速応動駆動手段の油圧供給系統
の変形例を示すもので、第６図はその模式的な構成図、
第７図はその移動支点の変位特性を示すグラフ、第８図
はその車速応動駆動手段により調整される後輪転舵比特
性を示すグラフであり、第９〜11図は本転舵比制御機構
のリヤパワーシリンダの変形例を示すもので、第９図は
そのリヤパワーシリンダの縦断面図、第10図はそのリヤ
パワーシリンダの非線形バネ機構のアセンブリ特性を示
すグラフ、第11図はそのリヤパワーシリンダの出力特性
を示すグラフである。なお、第1,5図では、部分的に斜
視図としているほか、特徴的な部分を拡大または破断し
て示している。また、第5,6,9図中に示す符号のうち第
１図と同符号は、同様の部材を示す。

本実施例にかかる転舵比制御機構およびこの機構をそな
えた車両用前後輪操舵装置は、四輪自動車に関するもの
である。

本車両用前後輪操舵装置は、第１図に示すように、ステ
アリングハンドル機構（以下、ステアリング機構ともい
う）STと、前輪転舵機構FMと、後輪転舵比調整機構（転
舵比制御機構）RCと、後輪転舵機構RMとから構成されて
いる。

ステアリング機構STは、ステアリングホイール（ステア
リングハンドル）１と、ステアリングシャフト1bと、他
のシャフトおよびジョイント等とから構成され、その下
端部を前輪転舵機構FMのフロントパワーステアリングギ
ヤボックス1aおよびベベルギヤアセンブリ３に連結され
ている。

そして、前輪転舵機構FMは、図示しないラックアンドピ
ニオンを通じた操舵力に加えて、フロントパワーステア
リングギヤボックス1aを通じて油圧による加勢力を与え
ながらタイロッド1c,1cを駆動し前輪2aを転舵しうるよ
うになっている。

また、ベベルギヤアセンブリ３は、回転運動を直進運動
に変換する変換機構150を介して、後輪転舵比調整機構R
Cに接続されている。

なお、ベベルギヤアセンブリ３は、ステアリングシャフ
ト1bと連結しほぼ鉛直方向に延在する第１シャフト31に
装着された第１のベベルギヤ32と、ほぼ水平方向に向け
られた第２シャフト33に装着された第２のベベルギヤ34
とが噛合して構成されており、このベベルギヤアセンブ
リ３により、鉛直軸回りの回転運動が水平軸回りの回転
運動へと変換されるようになっている。また、変換機構
150は、第２シャフト33に結合されたスクリューナット1
51と、このスクリューナット151と噛合する進退ねじ152
とから構成されており、第２シャフト33から入力する水
平軸回りの回転運動が、水平方向の進退運動に変換され
て、進退ねじ152より出力されるようになっている。

後輪転舵比調整機構RCは、４点リンク（４節リンク）10
0Rをそなえたリンク部100と、このリンク部100の車速入
力アーム102に連結された車速応動型油圧シリンダ110
と、この車速応動型油圧シリンダ110へ車速に比例した
油圧を供給する車速比例式油圧供給系統PS1とから構成
されている。

さらに、後輪転舵機構RMは、この後輪転舵比調整機構RC
の入出力アーム101にそのスプール121の軸127を接続さ
れたスプール弁120と、このスプール弁120によって油圧
制御される油圧シリンダ130と、この油圧シリンダ130の
ピストンロッド136にそのスプール141の軸147を接続さ
れたサーボ型スプール弁140と、このサーボ型スプール
弁140へ一定の油圧を供給する一定油圧供給系統PS2と、
サーボ型スプール弁140に油圧制御されるように接続さ
れたリヤパワーシリンダ９と、このリヤパワーシリンダ
９に接続されてリヤパワーシリンダ９に駆動されながら
後輪2bを転舵するリヤサスペンション10とから構成され
ている。

なお、リヤパワーシリンダ９から突出したタイロッド
（ピストンロッド）92a,92bは、リヤサスペンション10
のトレーリングアーム10aに連結されており、リヤパワ
ーシリンダ９のピストン91とともにピストンロッド92a,
92bが移動すると、トレーリングアーム10a,10aが旋回
し、このトレーリングアーム10a,10aを介して後輪2b,2b
が操舵されるようになっている。

次に、本実施例の車両用前後輪操舵装置の特徴的な各部
について詳細に説明する。

まず、後輪転舵比調整機構RCについて説明すると、この
後輪転舵比調整機構RCのリンク部100は、第2,3図に示す
ように、入出力アーム101と、支持アーム103と、車速入
力アーム102とから構成されている。

入出力アーム101は、主アーム部101Aと、この主アーム
部101Aの側方に突出した副アーム部101Bとをそなえてい
る。主アーム部101Aは、その一端（図中上端）側に、前
輪転舵角に応じた変位を入力点108Aで入力される変位入
力部101aをそなえ、その他端（図中下端）側に、後輪転
舵機構RMへ後輪転舵角を制御するための変位を出力点10
8Dで出力する変位出力部101cをそなえている。

そして、入力点108Aには、進退ねじ152の頭部が枢着さ
れ、出力点108Dには、スプール弁120の軸127に連結され
たロッド128が枢着されている（第１図参照）。また、
主アーム部101Aの中間部には、支持アーム103の一端を
枢着される第１の点108Cが設けられている。さらに、副
アーム101Bの先端部には、車速入力アーム102の一端を
枢着される第２の点108Bが設けられている。

このうち、入力点108A,出力点108Dおよび第１の点108C
は、いずれも主アーム部101Aの軸心線上に位置するよう
に配設されており、本実施例では、出力点108Dと第１の
点108Cとの間が特に大きな距離に設定されている。

支持アーム103および車速入力アーム102は、互いにほぼ
同長さに設定され、支持アーム103の他端は、基体（ベ
ース部材）107に固定支点106で枢着され、車速入力アー
ム102の他端は、車速応動駆動手段としての車速応動型
油圧シリンダ110のピストンロッド112に移動支点105で
枢着されている。

４点リンク100Rは、このような移動支点105,固定支点10
6,第１の点108Cおよび第２の点108Bの４点を節として構
成されている。

そして、支持アーム103における両端の枢着点間つまり
固定支点106と第１の点108Cとの間の距離、および、車
速入力アーム102における両端の枢着点間つまり移動支
点105と第２の点108Bとの間の距離は、互いに同長さ
で、ともに出力点108Dと第１の点108Cとの間の距離より
も短く設定されている。

また、車速応動型油圧シリンダ110の駆動により、移動
支点105が移動すると固定支点106に対する距離を変化さ
せうるが、移動支点105が移動して固定支点106上に重合
したとき、支持アーム103および車速入力アーム102の各
リンクが、二等辺三角形の相等しい２辺となって、入出
力アームの副アーム部101Bのリンク（第１の点108Cと第
２の点108Bとの間の線分）が、その底辺となるように、
第１の点108Cと第２の点108Bとのなす直線の主アーム10
1Aの軸心線に対する角度が設定されている。

また、第２の点108Bの第１の点108Cからの距離は、移動
支点105が移動して固定支点106から大きく離隔したとき
に、この移動支点105と固定支点106との距離と等しくな
って、４点リンク100Rが平行四辺形を形成しうるように
設定されている。

なお、各枢着点105,106,108A,108B,108C,108Dでは、枢
着ピン104a,104b,104c,104d,104e,104fを通じた枢着と
なっている。

次に、車速応動型油圧シリンダ110について説明する
と、このシリンダ110は、シリンダ本体110aの内部にピ
ストン114をそなえており、シリンダ本体110aの一端か
らはピストン114のピストンロッド112が突出しており、
このピストンロッド112の先端が移動支点105でリンク部
100の車速入力アーム102と枢着されている。

また、ピストン114のスライドストロークは、少なくと
も、ピストンロッド112の先端の移動支点105を、第３図
に示すような固定支点106と一致した位置から、第２図
に示すような４点リンク100Rで平行四辺形が形成される
位置まで移動しうるように設定されている。

シリンダ本体110a内部において、ピストン114よりもピ
ストンロッド112側の部分には、圧油を給排される油室1
10bが設けられ、ピストン114の反対側のシリンダ本体11
0aの内端壁とピストン114との間には、リターンスプリ
ング113が介装されている。

そして、この車速応動型油圧シリンダ110は、その本体1
10aを車体に固定されたブラケット111に、ピン111aを介
して枢支されている。

次に、この車速応動型油圧シリンダ110に車速に比例し
た油圧を供給する車速比例式油圧供給系統PS1について
説明すると、この油圧供給系統PS1は、車速に比例した
油圧を発生するトランスミッションポンプ72と、ドレン
タンク76からこのトランスミッションポンプ72に亘って
設けられた給油路72jと、トランスミッションポンプ72
から車速応動型油圧シリンダ110に亘って設けられた油
圧供給路72cおよび油圧給排路119と、油圧給排路119の
端部からドレンタンク76に亘って設けられた油圧排出路
72dと、油圧給排路119の中間に設けられた油圧急変防止
装置115とから構成されている。

このうち油圧急変防止装置115は、油圧給排路119に介装
されたオリフィス118と、この油圧給排路119と並列に設
けられた油路117aに介装されたチェック弁（逆止弁）11
7とから構成されており、車速応動型油圧シリンダ110の
油室110bからの圧油の急激な排出を防止しうるようにな
っている。

また、油圧排出路72dにもオリフィス72fが介装されてい
る。

次に、後輪転舵機構RMについて説明する。

後輪転舵比調整機構RCの入出力アーム101に接続された
スプール弁120は、ケーシング121aと、このケーシング1
20aの内部にスライド可能に装備されたスプール120と、
リターンスプリング122a,122bとから構成されている。

ケーシング120aは、その内部に主として円筒面で形成さ
れたスプール室124をそなえている。このスプール室124
の内壁には、その軸方向の中央およびその左右に、互い
にほぼ同径の環状凹部123c,123a,123bが形成されてい
る。このうち、環状凹部123aおよび123bは、その長さを
互い等しく且つ環状凹部123cの長さよりも短く設定さ
れ、環状凹部123cを中心に左右対称に形成されている。

これらの環状凹部123c,123a,123bによって、スプール室
124の内壁面は、軸方向に４つの内壁面部分123d,123e,1
23f,123gに分断されている。

そして、環状凹部123a,123bには、それぞれ油圧供給路1
26a,126bが連通接続され、環状凹部123cには、油圧排出
路126cが連通接続されている。そして、油圧供給路126
a,126bは、サーボ型スプール弁140の油圧排出路146cか
らともに分岐したものであり、サーボ型スプール弁140
から排出された油圧をスプール弁120内に供給しうるよ
うになっている。また、油圧排出路126cは、その先端を
ドレンタンク内76に導かれている。

スプール121は、その両端にケーシング120aの両端から
突出した軸127,127をそなえ、その中間部に拡径してス
プール室124の円筒状内壁面に摺接またはこの内壁面に
極めて接近した円筒状の外面を有する弁体部分121a,121
c,121bをそなえている。そして、スプール室124の内部
には、弁体部分121a,121c間に第１の油室124aが、弁体
部分121c,121b間に第２の油室124bが、それぞれ形成さ
れている。そして、第１の油室124aの壁部である内壁面
部分123eおよび第２の油室124bの壁部である内壁面部分
123fには、それぞれ油圧シリンダ130の内部に通じる油
圧給排路135aおよび135bが連通接続されている。

また、これらの弁体部分のうち弁体部分121cは軸方向中
央部に設けられ、弁体部分121a,121bは弁体部分121cを
中心に左右対称に設けられている。そして、スプール12
1の中立位置において、つまり、弁体部分121cが環状凹
部123cと軸方向に同位置となったときに、弁体部分121
a,121bがそれぞれ環状凹部123a,123bよりもやや外方に
ずれて位置するように、弁体部分121a,121bが配設され
ている。さらに、弁体部分121cの長さは、環状凹部123c
の長さよりも適当に短く設定されており、弁体部分121
a,121bの長さは、互いに等しく且つ環状凹部123a,123b
の長さとほぼ同程度に設定されている。

そして、スプール121の一方の軸127は、リンク部100と
枢着されたロッド128に枢着ピン127aでその一端を枢着
されおり、これにより、リンク部100の出力点108Dの変
位に応じてスプール121がスライドしうるようになって
いる。

なお、このスプール121のスライドストローク範囲は、
弁体部分121cの外周面がスプール室124の内壁面部分123
eと摺接した（またはこの内壁面部分123eに極めて接近
して対面した状態となった）位置（これを左進位置とす
る）から、弁体部分121cの外周面がスプール室124の内
壁面部分123fと摺接した（またはこの内壁面部分123fに
極めて接近して対面した状態となった）位置（これを右
進位置とする）に亘るよう設定されている。

そして、スプール121の左進位置では、弁体部分121bの
外周面がスプール室124の内壁面部分123fと摺接し（ま
たはこの内壁面部分123fに極めて接近して対面した状態
となり）、弁体部分121aの外周面はスプール室124の内
壁面部分123eと離隔するようになっている。

また、スプール121の右進位置では、弁体部分121aの外
周面がスプール室124の内壁面部分123eと摺接し（また
はこの内壁面部分123eに極めて接近して対面した状態と
なり）、弁体部分121bの外周面はスプール室124の内壁
面部分123fと離隔するようになっている。

リターンスプリング122a,122bは、互いに同形状および
同弾性特性であって、それぞれ、ケーシング120aの両端
の内壁と、弁体部分121a,121bとの間に介装され、スプ
ール121をその中立位置に付勢している。

次に、スプール弁120によって油圧制御される油圧シリ
ンダ130について説明すると、この油圧シリンダ130は、
シリンダ本体130aの内部に、ピストン131がスライド可
能に装備され、このピストン131によって、シリンダ本
体130a内部は、左油室133aと右油室133bとに仕切られて
いる。これらの各油室133a,133b内には、それぞれの油
室内の端壁とピストン131との間に、ピストン131を中立
位置に付勢するリターンスプリング134a,134bが介装さ
れている。

そして、左油室133aの左端に形成された開口132aには、
スプール弁120の第１の油室124a内に通じる油圧給排路1
35aが接続され、また、右油室133bの右端に形成された
開口132bには、スプール弁120の第２の油室124b内に通
じる油圧給排路135bが接続されている。

また、ピストン131のピストンロッド136は、両端をシリ
ンダ本体130aの各端壁から突出させており、このうちの
一端は、サーボ型スプール弁140のケーシング140a内か
ら突出したスプール144の軸147と一体に結合されてい
る。ただし、本実施例では、このピストンロッド136と
軸147とが同一のロッドで構成されている。

このサーボ型スプール弁140は、ケーシング140aと、こ
のケーシング140aの内部にスライド可能に装備されたス
プール141と、リターンスプリング142a,142bとから構成
されている。

ケーシング140aは、その内部に主として円筒面で形成さ
れたスプール室144をそなえている。このスプール室144
の内壁には、その軸方向の中央およびその左右に、互い
にほぼ同径の環状凹部143c,143a,143bが形成されてい
る。このうち、環状凹部143aおよび143bは、その長さを
互いに等しく且つ環状凹部143cの長さよりも短く設定さ
れ、環状凹部143cを中心に左右対称に形成されている。

これらの環状凹部143c,143a,143bによって、スプール室
144の内壁面は、軸方向に４つの内壁面部分143d,143e,1
43f,143gに分断されている。

そして、環状凹部143a,143bには、それぞれ油圧供給路1
46a,146bが連通接続され、環状凹部143cには、油圧排出
路146cが連通接続されている。油圧供給路146a,146b
は、いずれもエンジンポンプ74に接続された油圧供給路
77aから分岐したものであり、エンジンポンプ74からの
油圧をスプール弁140の内部のスプール室144に供給しう
るようになっている。なお、油圧排出路146cは、前述の
スプール弁120に導かれている。

スプール141は、その両端にケーシング140aの両端から
突出した軸147,147をそなえ、その中間部に拡径してス
プール室144の円筒状内壁面に摺接またはこの内壁面に
極めて接近した円筒状の外面を有する弁体部分141a,141
c,141bをそなえている。

このスプール室144の内部には、弁体部分141a,141c間に
第１の油室144aが、弁体部分141c,141b間に第２の油室1
44bが、それぞれ形成されている。そして、第１の油室1
44aの壁部である内壁面部分143eおよび第２の油室144b
の壁部である内壁面部分143fには、それぞれリヤパワー
シリンダ９の内部に通じる油圧給排路148aおよび148bが
連通接続されている。

また、これらの弁体部分のうち弁体部分141cは軸方向中
央部に設けられ、弁体部分141a,141bは弁体部分141cを
中心に左右対称に設けられている。そして、スプール14
1の中立位置において、つまり、弁体部分141cが環状凹
部143cと軸方向に同位置となったときに、弁体部分141
a,141bがそれぞれ環状凹部143a,143bよりもやや外方に
ずれて位置するように、弁体部分141a,141bが配設され
ている。さらに、弁体部分141cの長さは、環状凹部143c
の長さよりも適当に短く設定されており、弁体部分141
a,141bの長さは、互いに等しく且つ環状凹部143a,143b
の長さとほぼ同程度に設定されている。

そして、スプール141の一方の軸147は、ピストン131の
ピストンロッド136と一体に結合されている。これによ
り、ピストン131のスライド変位とともにスプール141が
スライドしうるようになっている。

なお、このスプール141のスライドストローク範囲は、
弁体部分141cの外周面がスプール室144の内壁面部分143
eと摺接した（またはこの内壁面部分143eに極めて接近
して対面した状態となった）位置（これを左進位置とす
る）から、弁体部分141cの外周面がスプール室144の内
壁面部分143fと摺接した（またはこの内壁面部分143fに
極めて接近して対面した状態となった）位置（これを右
進位置とする）に亘るよう設定されている。

スプール141の左進位置では、弁体部分141bの外周面が
スプール室144の内壁面部分143fと摺接し（またはこの
内壁面部分143fに極めて接近して対面した状態とな
り）、弁体部分141aの外周面はスプール室144の内壁面
部分143eと離隔するようになっている。

また、スプール141の右進位置では、弁体部分141aの外
周面がスプール室144の内壁面部分143eと摺接し（また
はこの内壁面部分143eに極めて接近して対面した状態と
なり）、弁体部分141bの外周面はスプール室144の内壁
面部分143fと離隔するようになっている。

リターンスプリング142a,142bは、互いに同形状および
同弾性特性であって、それぞれ、ケーシング140aの両端
の内壁と、弁体部分141a,141bとの間に介装され、スプ
ール141をその中立位置に付勢している。

さらに、ケーシング140aの一端部には、リヤパワーシリ
ンダ９のピストンロッド92aに枢着ピン149cで一端を枢
着された連動ロッド149の他端が、枢着ピン149aで枢着
されている。この連動ロッド149は、中間部を固定支点1
49Bに枢着ピン149bで枢着されており、ピストンロッド9
2aの動きに連動して、ケーシング140a自体もスライドし
うるようになっている。

サーボ型スプール分140の各油室144a,144bへ一定の油圧
を供給する一定油圧供給系統PS2は、ほぼ一定の油圧を
発生するエンジンポンプ74と、ドレンタンク76からこの
エンジンポンプ74に亘って設けられた給油路74bと、エ
ンジンポンプ74からサーボ型スプール弁140にかけて設
けられた油圧供給路74aおよび77aと、油圧供給路74aの
先端部からドレンタンク76に亘って設けられた油圧排出
路72dと、この油圧排出路72dに介装されたリリーフ弁74
cとから構成されている。

このうちリリーフ弁74cは、油圧に応じて開放するよう
になっており、エンジンポンプ74から出力される油圧が
常に一定圧に保持されうるようになっている。

次に、サーボ型スプール弁140からの油圧を受けて作動
し、リヤサスペンション10のトレーリングアーム10aを
移動させ後輪2bを転舵するリヤパワーシリンダ９につい
て説明する。

このリヤパワーシリンダ９は、サーボ型スプール弁140
の作動により油圧を供給または排出される左油室90aお
よび右油室90bをそなえたシリンダ本体90と、このシリ
ンダ本体90の内部において進退しうるようにそなえら
れ、シリンダ本体90内部を左油室90aおよび右油室90bに
区分するピストン91と、このピストン91から左右に突設
されシリンダ本体90の左右を貫通するピストンロッド
（タイロッド）92a,92bと、ピストン91を中立位置に付
勢するリターンスプリング98a,98bとから構成されてい
る。

なお、リターンスプリング98a,98bは、互いに同形状お
よび同弾性特性を有し、各油室90a,90b内の油室内端壁
とピストン91との間に介装されている。

そして、左油室90aの左端に形成された開口99aには、サ
ーボ型スプール弁140の第１の油室144a内に通じる油圧
給排路148aが接続され、また、右油室90bの右端に形成
された開口99bには、サーボ型スプール弁140の第２の油
室144b内に通じる油圧給排路148bが接続されている。

本考案の一実施例としての車両用前後輪操舵装置の転舵
比制御機構およびこの機構をそなえた車両用前後輪操舵
装置は、上述のごとく構成されているので、以下のよう
にして、前輪2aおよび後輪2bが転舵される。

ステアリングホイール１を回転させると、この回転力
は、ステアリングシャフト1bを通じて、フロントパワー
ステアリングギヤボックス1aに伝達され、前輪転舵機構
FMを作動し、さらに、ギヤボックス1aからベベルギヤア
センブリ３および変換機構150を通じて後輪転舵比調整
機構RCのリンク部100に伝達される。

この時、前輪転舵機構FMでは、図示しないラックアンド
ピニオンを通じた操舵力に加えて、フロントパワーステ
アリングギヤボックス1aを通じた油圧による加勢力を与
えることによってタイロッド1c,1cを左右に駆動し前輪2
a,2aを転舵する。

一方、ギヤボックス1aからの操舵力は、ベベルギヤアセ
ンブリ３の第１シャフト31に装着された第１のベベルギ
ヤ32から、第２シャフト33に装着された第２のベベルギ
ヤ34へと伝達されることによって、ほぼ鉛直軸回りの回
転運動がほぼ水平軸回りの回転運動へと変換される。そ
して、変換機構150において、第２シャフト33と一体に
回転するスクリューナット151から進退ねじ152へと操舵
力が伝達され水平軸回りの回転運動が水平方向の進退運
動に変換される。

これによって、後輪転舵比調整機構RCのリンク部100が
作動する。

このリンク部100では、車速応動型油圧シリンダ110によ
って駆動される移動支点105の位置に応じて、入力点108
Aの移動量に対する出力点108Dの移動量の割合（出力・
入力比＝出力点移動量／入力点移動量）が設定されて、
この出力・入力比に基づいてスプール弁120の軸121を駆
動する。この後輪転舵比調整機構RCの動作については、
後に詳述する。

スプール弁120では、リンク部100の出力点108Dが一定以
上移動すると、ロッド128を介して軸127が左右に駆動さ
れる。

そして、例えば、軸127が左右に駆動されると、スプー
ル弁120の内部のスプール121も左方へ駆動され、第１の
油室124aが油圧供給路126aと連通し第２の油室124bが油
圧排出路126cと連通する。すると、サーボ型スプール弁
140の油圧排出路146cからの圧油が、油圧供給路126a,第
１の油室124aおよび油圧給排路135aを通じて油圧シリン
ダ130の左油室133a内へと供給され、油圧シリンダ130の
右油室133b内の圧油は、油圧給排路135b,第２の油室124
bおよび油圧排出路126cを通じてドレンタンク76へ排出
される。

これによって、油圧シリンダ130内のピストン131が右方
向へ駆動される。このピストン131のピストンロッド136
は、サーボ型スプール弁140の軸147を介してスプール14
1と接続されているので、ピストン131とともにスプール
141も右方向へ駆動される。

このため、サーボ型スプール弁140では、第１の油室144
aが油圧排出路146cと連通し、第２の油室144bが油圧供
給路146bと連通する。すると、エンジンポンプ74から油
圧供給路77aを通じて供給される圧油が、油圧供給路146
b,第２の油室144bおよび油圧給排路148bを通じて、リヤ
パワーシリンダ９の右油室90b内へと供給され、リヤパ
ワーシリンダ９の左油室90a内の圧油は、油圧給排路148
a,第１の油室144aおよび油圧排出路146cを通じてスプー
ル弁120側へと排出される。

これによって、リヤパワーシリンダ９のピストン91がピ
ストンロッド92a,92bとともに左方へ駆動され、ピスト
ンロッド92a,92bに連結されるリヤサスペンション10の
トレーリングアーム10a,10aが左方向へ旋回駆動され
て、このトレーリングアーム10a,10aを介して後輪2b,2b
が左方向へ転舵される。

なお、油圧シリンダ130への油圧の給排量は、出力点108
Dの移動量にほぼ比例し出力点108Dの移動量が大きいほ
ど大きくなる。したがって、ほぼ操舵量にみあった分だ
け油圧シリンダ130内のピストン131が駆動され、サーボ
型スプール弁140のスプール141も同様に操舵量に応じて
駆動される。

そして、サーボ型スプール弁140では、ケーシング140a
が、ロッド149を介して、ピストンロッド92a,92bと連動
してスライドしうるようになっているので、ピストンロ
ッド92a,92bが後輪2bを駆動しながら例えば左方向へス
ライドすると、ロッド149は、その固定支点149Bの回り
に右回転し、枢着ピン149aを介してケーシング140aを右
方向へスライドさせる。

これによって、ケーシング140aは右方向にスライドした
スプール141に追従することになり、ケーシング140aが
スプール141と同量だけスライドすると、サーボ型スプ
ール弁140は中立状態となって、操舵量（ステアリング
ホイール１の操作角度）に対応した後輪転舵状態が保持
される。

一方、逆に軸127が右方向に駆動されると、スプール弁1
20,油圧シリンダ130,サーボ式スプール弁140,リヤパワ
ーシリンダ９およびリヤサスペンション10の各部が上述
と逆方向へ駆動されて、後輪2b,2bが右方向へ転舵され
る。

次に、後輪転舵比調整機構RCの動作について説明する。

まず、車速応動型油圧シリンダ110および車速比例式油
圧供給系統PS1について説明すると、車速比例式油圧供
給系統PS1のトランスミッションポンプ72では車速に比
例した油圧を出力し、この車速に比例した油圧が、油圧
供給路72cおよび油圧給排路119を通じて車速応動型油圧
シリンダ110の油室110b内に供給される。

油室110b内に供給された油圧は、リターンスプリング11
3を押圧しながら、ピストン114を油圧シリンダ110の収
縮方向（第１図中の左方向）へ駆動する。このピストン
114の駆動量は、油室110b内に供給される油圧に比例す
るので、車速に対しても比例することになる。

したがって、車両が停止している時または車速が極めて
０に近い時には、ピストン114は、第１図に示すような
油圧シリンダ110の伸長位置をとる。そして、車速が大
きいほど、ピストン114は、油圧シリンダ110の収縮方向
（左方向）に位置する。

このため、ピストンロッド112の先端に連結された車速
入力アーム102の移動支点105は、車両が停止している時
（低速時等）または車速が極めて０に近い時には、支持
アーム103の固定支点106上に位置し、車速が大きくなる
ほど、固定支点106から左方向へ離隔する。

まお、油圧シリンダ110は、ブラケット111に枢支されて
いるので、ピストンロッド112の進退に際しても、シリ
ンダ本体110aとピストン114およびピストンロッド112と
の干渉や、ピストンロッド112と連結されるリンク部100
の各枢着部への不要な負荷が防止される。

ついで、リンク部100の動作を説明すると、このリンク
部100では、移動支点105の位置に応じて、後輪2bを前輪
2aと同位相方向に転舵する状態（同相状態）と、後輪2b
を前輪2aと逆位相方向に転舵する状態（逆相状態）と、
前輪2aを転舵しても後輪2bが転舵されない同相状態と同
相状態との境界状態とをとる。

第３図は、その逆相状態を示し、この時、車両の停止状
態または車速の極めて小さな状態（低速状態）になって
おり、ピストン114が第１図に示すような油圧シリンダ1
10の伸長位置であって、車速入力アーム102の移動支点1
05は支持アーム103の固定支点106上に重合した位置をと
っている。

したがって、第１の点108C,第２の点108B,移動支点105
および固定支点106からなる４節リンク100R自体は、動
かないよう固定された状態となり、入出力アーム101
は、支点105,106を中心として回転運動を行なうように
なる。

つまり、入出力アーム101では、その入力点が第３図中
の符号108A′で示す位置から符号108Aで示す位置へと右
方向へ駆動されると、第１の点は符号108C′で示す位置
から符号108Cで示す位置へ、第２の点は符号108B′で示
す位置から符号108Bで示す位置へとそれぞれ右方向へ移
動し、出力点は符号108D′で示す位置から符号108Dで示
す位置へと入力点108Aとは逆の左方向へ移動する。

したがって、停車時および低速走行時に、例えばステア
リングホイール１を右回転させると、前輪2aが右方向へ
転舵されるのに対して、後輪2bは左方向へ転舵される。

つまり、ステアリングホイール１を右回転させると、変
換機構150で回転力が進退ねじ152の第１図中の右方向へ
のスライド運動に変換され、リンク部100では、第３図
に示すように入出力アーム101が右方へ回転し、出力点1
08Dを通じてスプール弁120の軸127が左方向へ駆動され
る。これによって、前述したように、スプール弁120,油
圧シリンダ130,サーボ型スプール弁140,リヤパワーシリ
ンダ９およびリヤサスペンション10の各部が作動して、
後輪2bは、前輪2aとは逆に、左方向へ転舵される。

逆に、ステアリングホイール１を左回転させると、前輪
2aは左方向へ、後輪2bは右方向へそれぞれ転舵される。

一方、第２図は、リンク部100の同相状態を示し、この
時、車両は高速状態（所定車速以上の状態）となってお
り、ピストン114が油圧シリンダ110の収縮位置であっ
て、車速入力アーム102の移動支点105は支持アーム103
の固定支点106から左方へ大きく離隔した位置をとって
いる。

特に、第２図では、移動支点105と固定支点106との間の
距離が、第１の点108Cと第２の点108Bとの間の距離とほ
ぼ等しくなって、第１の点108C,第２の点108B,移動支点
105および固定支点106からなる４節リンク100Rは、ほぼ
平行四辺形を形成している。このため、入出力アーム10
1は、全体としてほとんど回転せずに、ほぼ左右方向へ
のスライド運動のみを行なうようになる。

したがって、入出力アーム101では、その入力点が第２
図中の符号108A′で示す位置から符号108Aで示す位置へ
と右方向へ駆動されると、第１の点は符号108C′で示す
位置から符号108Cで示す位置へ、第２の点は符号108B′
で示す位置から符号108Bで示す位置へとそれぞれ右方向
へ移動して、出力点は符号108D′で示す位置から符号10
8Dで示す位置へと入力点108Aと同様な右方向へ移動す
る。

このため、高速走行時に、例えばステアリングホイール
１を右回転させると、前輪2aが右方向へ転舵され、後輪
2bも右方向へ転舵される。

つまり、ステアリングホイール１を右回転させると、変
換機構150で回転力が進退ねじ152の第１図中の右方向へ
のスライド運動に変換され、リンク部100では、第２図
に示すように入出力アーム101が右方向へスライドし、
出力点108Dを通じてスプール弁120の軸127が右方向へ駆
動される。これによって、前述したように、スプール弁
120,油圧シリンダ130,サーボ型スプール弁140,リヤパワ
ーシリンダ９およびリヤサスペンション10の各部が作動
して、後輪2bが前輪2aと同様に右方向へ転舵される。

逆に、ステアリングホイール１を左回転させると、後輪
2bは前輪2aとともに左方向へ転舵される。

また、車速が中間的な大きさ（車速＝Ｍ）であって、車
速入力アーム102の移動支点105が、支持アーム103の固
定支点106から左方へ適当量だけ離隔した位置（第２図
に示す状態よりも固定支点106に適当に近い位置）をと
ると、前輪2aを転舵しても後輪2bが転舵されない同相状
態と同相状態との境界状態となる。

つまり、入出力アーム101は、出力点108Dを中心として
回転するようになって、入力点108Aが左右に駆動されて
も、出力点108Dは移動しなくなる。

このような移動支点105の変位（車速入力アーム102の変
位）と、出力・入力比との関係は、第４図に直線Ｌで示
すようになり、車速に比例して出力・入力比が増大して
いくことがわかる。

以上のように、本転舵比制御機構では、４節リンク100R
の中の１節である移動支点105を駆動しながら後輪の転
舵比の調整を行なうように構成されているため、リンク
部100に加わる荷重が各点に分散されて、１点に大荷重
が加わることがない。したがって、機構全体として十分
な強度および信頼性を確保しながら小型化することがで
き、実車への搭載性能が大幅に向上する利点がある。ま
た、これに加えて、本機構は簡素な構造であるため、こ
の点でも信頼性の向上とともに、コスト低減の効果があ
る。

また、本実施例の車両用前後輪操舵装置では、前輪側
（エンジン側）Ｆと後輪側Ｒとの間が、４つの油路77a,
135a,135bおよび146cのみで接続されているので、車両
への装置の設置を容易でコンパクトにできる。

一方、第５図に示すように、本実施例の車両用前後輪操
舵装置のスプール弁120,油圧シリンダ130およびこれら
に付随する油路等を省略し、リンク部100の出力点108D
に連結されたロッド128と、サーボ式スプール弁140の軸
141とを連動ロッド160で結合させて、出力点108Dの動き
が直接に軸141へ伝達されるように構成してもよい。

この場合は、連動ロッド160の両端は、ロッド128および
軸141と剛接されており、油圧排出路146cの端部はドレ
ンタンク76に導かれている。

このような構成では、装置が簡素化される利点と、リン
ク部100の微小な動きに対しても、サーボ式スプール弁1
40が応動するようになって、ステアリングホイール１の
操作に対する後輪2bの転舵応答性がよいという利点があ
る。

なお、油圧シリンダ110を第６図に示すように構成して
もよい。

この油圧シリンダ110は、シリンダ本体110aと、シリン
ダ本体110a内部に進退可能に設けられたピストン114
と、このピストン114に結合されて先端部分をシリンダ
本体110aの外部に突出したピストンロッド112と、ピス
トン114を後退位置に付勢するピストン側（後方）の第
１のコイルスプリング70eおよび前方の第２のコイルス
プリング70fと、これらの第１および第２のコイルスプ
リング70e,70fの相互間に介装されたスプリング当接部
材70dと、このスプリング当接部材70dと当接してスプリ
ング当接部材70dのピストン114側への後退移動を規制す
るストッパ70cと、スプリング当接部材70dと当接してス
プリング当接部材70dの前進移動を弾性的に規制する弾
性体としてのラバーストッパ70gと、シリンダ本体110a
とピストン114とで形成された油室110bと、その開口110
cとから構成されている。

なお、前方の第２のコイルスプリング70fには、スプリ
ング当接部材70dがストッパ70cに当接して最も伸長した
状態で適当なプリロード（圧縮負荷）が加えられてい
る。そして、第２のコイルスプリング70fは、第１のコ
イルスプリング70eよりもばね定数の大きな剛性の強い
ものに設定されている。また、ラバーストッパ70gは、
第２のコイルスプリング70fよりもさらにばね定数が大
きくより剛性の強いものに設定されている。

また、トランスミッションポンプ72の各油路にも、第６
図に示すように、このトランスミッションポンプ72と油
圧シリンダ110の油室110bとの間を接続する圧油給排路7
2bとこの圧油給排路72bに接続された圧油供給路72cおよ
び圧油排出路72dと、トランスミッションポンプ72とリ
ザーバタンク72gとの間に設けられた油路72jと、圧油供
給路72cと油路72jとの間でトランスミッションポンプ72
aと並列に設けられた逆止弁72eを介装された油路72i
と、圧油排出路72dに介装されたオリフィス72fと、圧油
供給路72cと圧油排出路72dとの間でオリフィス72fと並
列に設けられたリリーフ弁72hとから構成されている。

なお、リリーフ弁72hは圧油供給路72cに所定値以上の油
圧が生じると開通して圧油供給路72cから圧油排出路72d
へと圧油をリリーフしうるようになっている。

このような構成により、トランスミッションポンプ72か
ら車速に比例した油圧を油室110b内に供給されると、第
２のコイルスプリング70fには適当なプリロード（圧縮
負荷）が加えられているため、油室110b内に供給される
油圧レベルが上述のプリロード値よりも低い場合には、
油圧は第１のコイルスプリング70eの抗力のみを受ける
ため、ピストンロッド112は、第７図中に示す直線l₁の
ように、比較的急激に前進する（この状態を第１の駆動
状態とする）。

そして、油圧レベルが上述のプリロード値を超えると、
油圧は第１のコイルスプリング70eの抗力に加えて、第
２のコイルスプリング70fのより大きな抗力も受けるた
め、駆動用ラック70bは、第７図中に示す直線l₂のよう
に、比較的緩やかに前進する（この状態を第２の駆動状
態とする）。

さらに油圧レベルが増加して駆動用ラック70bが大きく
前進すると、これに伴い第２のコイルスプリング70fが
収縮してスプリング当接部材70dがラバースプリング70g
に当接して、油圧は、して駆動用ラック70bは、第１の
コイルスプリング70eおよび第２のコイルスプリング70f
の抗力に加えて、ラバースプリング70gの一層大きな抗
力を受けることになり、駆動用ラック70bは、第７図中
に示す直線l₃のように、さらに緩やかな前進状態となる
（この状態を第３の駆動状態とする）。

したがって、供給油圧が車速に対して比例して増加する
のに対して、ピストンロッド112の前進移動状態は、上
述のように油圧の増加に応じて３段階に変化する。

したがって、車速基準値Ｍで前後輪転舵比が０となるよ
うに設定すると、前後輪転舵比特性は、第８図に破線お
よび実線で示す直線L₁,L₂,L₃で組み合わせられる屈曲線
のようになる。なお、直線L₁は上述の第１の駆動状態
（第７図中の直線l₁参照）に対応し、直線L₂は上述の第
２の駆動状態（第７図中の直線l₂参照）に対応し、直線
L₃は上述の第３の駆動状態（第７図中の直線l₃参照）に
対応する。また、第８図中に鎖線で示す曲線は、重心ス
リップ角を０とするような前後輪転舵比特性曲線であ
る。

このように、油圧シリンダ110の内部に、適当な弾性
（ばね定数）を有する複数のばね70e,70f,70gを組み合
わせて油圧に抗するように配設するだけで、極めて容易
に前後輪転舵比特性を重心スリップ角を０とする前後輪
転舵比特性に近似したものに設定できる。

また、リヤパワーシリンダを第９図に示すように構成し
てもよい。

このリヤパワーシリンダ９は、ロータリーバルブの作動
により油圧を供給または排出される左油室90aおよび右
油室90bをそなえたシリンダ本体90と、このシリンダ本
体90の内部において進退しうるようにそなえられ、シリ
ンダ本体90内部を左油室90aおよび右油室90bに区分する
ピストン91と、このピストン91から左右に突設されシリ
ンダ本体90の左右を貫通するピストンロッド（タイロッ
ド）92a,92bとから構成されている。

シリンダ本体90の左右には、キャップ93a,93bが装着さ
れていて、ピストンロッド92a,92bはこのキャップ93a,9
3bに設けられた穴部を貫通している。また、シリンダ本
体90の内周面中央部には、内方に突出した環状凸部90c
が形成され、ピストン91は、この環状凸部90cの内部に
パイプ94を介して左右へ摺動しながら進退しうるように
摺着されている。

ピストン91の左右のピストンロッド92a,92bとパイプ94
との間には、環状のラバースプリング95a,95bがそなえ
られており、さらに、このラバースプリング95a,95bの
外側には、それぞれ外方に向けて突出したストッパ96a,
96bが設けられた環状のプレート97a,97bが、左油室90a
または右油室90bの内部でスライドしうるようにそなえ
られている。

この各プレート97a,97bの外側面と各キャップ93a,93bの
内側面との間には、それぞれコイルスプリング98a,98b
が介装される。このコイルスプリング98a,98bは、ラバ
ースプリング95a,95bよりも柔軟であってばね定数が低
く、これらのばね特性の異なる２種のスプリング98a,98
bおよび95a,95bをピストン91と直列に装着されて非線形
ばね構造9Aが構成されている。

なお、ピストン91が中立状態の際には、環状凸部90cの
左右端面とパイプ94およびラバースプリング95a,95bの
左右端面とが面一になるように設定されており、また、
コイルスプリング98a,98bには、適当なプリロード（本
実施例では圧縮荷重）F₁が与えられているため、各プレ
ート97a,97bは、ピストン91の中立時において、コイル
スプリング98a,98bに付勢されて、環状凸部90c,パイプ9
4,ラバースプリング95a,95bの各端面と当接している。

したがって、左油室90aおよび右油室90bの内部の油室が
調整され、ピストン91に左または右への油圧には力がは
たらいて、この油圧による力がコイルスプリング98a,98
bへのプリロードF₁を超えると、はじめてコイルスプリ
ング98a,98bも変形するようになっている。

なお、このプリロードの大きさは、第10図のグラフに示
すように、ピストン91のストロークが（＋S₁）または
（−S₁）を超えると、はじめてコイルスプリング98a,98
bが変形するように設定されている。逆にピストンのス
トロークが（−S₁〜＋S₁）の範囲内では、ラバースプリ
ング95a,95bが変形してスプリング反力を発揮するよう
になっており、この非線形ばね構造9Aは、リヤパワーシ
リンダ９への油圧がフェイルした際に、この剛性の強い
ラバースプリング95a,95bの作用によって一定のステア
リング剛性を確保しうるとともに、大舵角時に要する操
舵力を低減しようとするものである。このストローク
（−S₁〜＋S₁）の範囲は、油圧フェイル時に、車体の旋
回等により後輪2bに横力が加わって後輪2bが転舵しよう
としても、ラバースプリング95a,95bが確実に後輪2bを
中立状態へ戻すようにはたらきうるような範囲として設
定されている。

そして、このような非線形ばね機構9Aのアセンブリ特性
（シリンダストロークに対するスプリング反力の特性）
は、ラバースプリング95a,95b、コイルスプリング98a,9
8bおよびストッパ96a,96bの作用によって第10図に実線
で示すようになっている。

そして、これに応じたリヤパワーシリンダ９の出力特性
は第11図に実線で示すようになっている。

このような構成により、リヤパワーシリンダ９にそなえ
られる非線形ばね構造9Aが以下のように作用する。

つまり、ハンドル角が大きい場合には、コイルスプリン
グ98aに抗して後輪操舵力を発揮すればよく、コイルス
プリング98aのばね定数が小さくスプリング反力の増加
も抑制されているため、第11図に示す後輪操舵力つまり
リヤパワーシリンダへの油圧供給量の増加が抑制され
る。なお、この非線形ばね構造9Aには、ストッパ96a,96
bがそなえられているため、第11図に示すように後輪舵
角量が制限される。

そして、後輪転舵機構RMがフェイルした場合には、リヤ
パワーシリンダ９に組み込まれた中立位置付勢機構とし
ての非線形ばね構造9Aが、そのラバースプリング95a,95
bおよびコイルスプリング98a,98bの中立位置への付勢力
によって後輪2bが中立状態へ保持される。この時、ラバ
ースプリング95a,95bには大きなばね直を設定しうるた
め、後輪のための十分な中立位置付勢力が得られる。

［考案の効果］以上詳述したように、本考案の車両用前後輪操舵装置の
転舵比制御機構によれば、ステアリングハンドル機構に
連結された前輪転舵機構と後輪転舵機構とをそなえた車
両用前後輪操舵装置の、上記のステアリングハンドル機
構と後輪転舵機構との間に介装されて、前輪の転舵角に
対する後輪の転舵角の割合を制御する転舵比調整機構に
おいて、一端側に前輪転舵角に応じた変位を入力される
変位入力部をそなえるとともに他端側に上記後輪転舵機
構へ後輪転舵角を制御するための変位を出力する変位出
力部をそなえた入出力アームと、一端を上記入出力アー
ムの第１の点に枢着され他端を基体の固定支点に枢着さ
れた支持アームと、一端を上記入出力アームの第２の点
に枢着され他端を移動支点に枢着された車速入力アーム
とをそなえ、上記の入出力アームと支持アームと車速入
力アームとから上記の４点を節とする４節リンクが構成
されて、上記の第１および第２の点が上記入出力アーム
の中間部に設けられるとともに、上記移動支点を車速に
対応して移動させ上記固定支点と上記移動支点との距離
を変化させる車速応動駆動手段が設けられるという構成
によって、十分な強度および信頼性を確保しながら小型
化でき、実車への搭載性能が大幅に向上する利点があ
る。特に、車速応動駆動手段は車速入力アームの移動支
点を車速に対応して移動させ支持アームの固定支点と移
動支点との距離を変化させるものであるため、移動支点
の変位に対して４節リンクを構成する他の節点の変位が
小さく、また、各変位は２次的なものなので、転舵比制
御機構の可動スペースが小さくて済むという利点もあ
る。また、これに加えて、本機構は簡素な構造であるた
め、この点でも信頼性の向上とともに、コスト低減の効
果がある。

【図面の簡単な説明】

第１〜11図は本考案の一実施例としての車両用前後輪操
舵装置の転舵比制御機構を示すもので、第１図はその車
両用前後輪操舵装置への装備状態を示す模式的な構成
図、第２図はその同相制御状態を示す要部構成図、第３
図はその逆相制御状態を示す要部構成図、第４図はその
移動支点の変位に対する出力と入力との比を示すグラフ
であり、第５図は本転舵比制御機構を装備した他の車両
用前後輪操舵装置を示す模式的な構成図であり、第６〜
８図はその車速応動駆動手段の油圧供給系統の変形例を
示すもので、第６図はその模式的な構成図、第７図はそ
の移動支点の変位特性を示すグラフ、第８図はその車速
応動駆動手段により調整される後輪転舵比特性を示すグ
ラフであり、第９〜11図は本転舵比制御機構のリヤパワ
ーシリンダの変形例を示すもので、第９図はそのリヤパ
ワーシリンダの縦断面図、第10図はそのリヤパワーシリ
ンダの非線形バネ機構のアセンブリ特性を示すグラフ、
第11図はそのリヤパワーシリンダの出力特性を示すグラ
フである。１……ステアリングホイール（ステアリングハンド
ル）、1a……フロントパワーステアリングギヤボック
ス、1b……ステアリングシャフト、1c……タイロッド、
2a……前輪、2b……後輪、３……ベベルギヤアセンブ
リ、６……同相逆相変換機構、９……リヤパワーシリン
ダ、9A……非線形ばね構造、10……リヤサスペンショ
ン、10a……トレーリングアーム、12……サスペンショ
ンクロスメンバ、31……第１シャフト、32……第１のベ
ベルギヤ32、33……軸、34……第２のベベルギヤ、70c
……ストッパ、70d……スプリング当接部材、70e……第
１のコイルスプリング、70f……第２のコイルスプリン
グ、70g……弾性体としてのラバーストッパ、70h……セ
ンサ用ロッド、70i……ケーシング、71……ポテンショ
センサ、71a……信号ライン、71b……給電ライン、72…
…トランスミッションポンプ（またはデファレンシャル
ポンプ）、72b……圧油給排路、72c……圧油供給路、72
d……圧油排出路、72e……逆止弁、72f……オリフィ
ス、72g……リザーバタンク、72h……リリーフ弁、72j
……油路、74……エンジンポンプ、74a……油圧供給
路、74b……給油路、74c……リリーフ弁、74d……油圧
排出路、76……ドレンタンク（リザーバ）、90……シリ
ンダ本体、90a……左油室、90b……右油室、90c……環
状凸部、91……ピストン、92a,92b……ピストンロッド
（タイロッド）、93a,93b……キャップ、94……パイ
プ、95a,95b……ラバースプリング、96a,96b……ストッ
パ、97a,97b……プレート、98a,98b……コイルスプリン
グ（リターンスプリング）、99a,99b……開口、100……
リンク部、100R……４点リンク（４節リンク）、101…
…入出力アーム、101a……変位入力部、101c……変位出
力部、101A……主アーム部、101B……副アーム部、102
……車速入力アーム、103……支持アーム、104a,104b,1
04c,104d,104e,104f……枢着ピン、105……移動支点、1
06……固定支点、107……基体（ベース部材）、108A…
…入力点、108B……第２の点、108C……第１の点、108D
……出力点、110……車速応動駆動手段としての車速応
動型油圧シリンダ、110a……シリンダ本体、110b……油
室、111……ブラケット、111a……ピン、111……ブラケ
ット、111a……ピン、112……ピストンロッド、113……
リターンスプリング、114……ピストン、115……油圧急
変防止装置、117……チェック弁（逆止弁）、117a……
油路、118……オリフィス、119……油圧給排路、120…
…スプール弁、120a……ケーシング、121……スプー
ル、121a,121b,121c……弁体部分、122a,122b……リタ
ーンスプリング、123a,123b,123c……環状凹部、123d,1
23e,123f,123g……内壁面部分、124……スプール室、12
4a……第１の油室、124b……第２の油室、126a,126b…
…油圧供給路、126c……油圧排出路、127……スプール
弁の軸、128……ロッド、130……油圧シリンダ、130a…
…シリンダ本体、131……ピストン、132a,132b……開
口、133a……左油室、133b……右油室、134a,134b……
リターンスプリング、135a,135b……油圧給排路、136…
…ピストンロッド、140……サーボ型スプール弁、140a
……ケーシング、141……スプール、141a,141b,141c…
…弁体部分、142a,142b……リターンスプリング、143a,
143b,143c……環状凹部、143d,143e,143f,143g……内壁
面部分、144……スプール室、144a……第１の油室、144
b……第２の油室、146a,146b……油圧供給路、146c……
油圧排出路、147……スプール弁の軸、148a,148b……油
圧給排路、149……連動ロッド、149a,149b,149c……枢
着ピン、149B……固定支点、150……変換機構、151……
スクリューナット、152……進退ねじ、160……連動ロッ
ド、PS1……車速比例式油圧供給系統、RC……後輪転舵
比調整機構、RM……後輪転舵機構、FM……前輪転舵機
構、ST……ステアリングハンドル機構。

フロントページの続き (72)考案者大塚忠宏愛知県名古屋市港区大江町10番地三菱重工業株式会社名古屋航空機製作所内 (72)考案者辻出新愛知県名古屋市港区大江町10番地三菱重工業株式会社名古屋航空機製作所内 (72)考案者中西輝夫愛知県名古屋市港区大江町10番地三菱重工業株式会社名古屋航空機製作所内 (56)参考文献特開昭60−193770（ＪＰ，Ａ) 特開昭59−92261（ＪＰ，Ａ) 実開昭62−38782（ＪＰ，Ｕ)

Claims

【実用新案登録請求の範囲】

【請求項１】ステアリングハンドル機構に連結された前
輪転舵機構と後輪転舵機構とをそなえた車両用前後輪操
舵装置の、上記のステアリングハンドル機構と後輪転舵
機構との間に介装されて、前輪の転舵角に対する後輪の
転舵角の割合を制御する転舵比調整機構において、一端側に前輪転舵角に応じた変位を入力される変位入力
部をそなえるとともに他端側に上記後輪転舵機構へ後輪
転舵角を制御するための変位を出力する変位出力部をそ
なえた入出力アームと、一端を上記入出力アームの第１の点に枢着され他端を基
体の固定支点に枢着された支持アームと、一端を上記入出力アームの第２の点に枢着され他端を移
動支点に枢着された車速入力アームとをそなえ、上記の入出力アームと支持アームと車速入力アームとか
ら上記の４点を節とする４節リンクが構成されて、上記の第１および第２の点が上記入出力アームの中間部
に設けられるとともに、上記移動支点を車速に対応して
移動させ上記固定支点と上記移動支点との距離を変化さ
せる車速応動駆動手段が設けられていることを特徴とす
る、車両用前後輪操舵装置の転舵比制御機構。