JPH078356Y2 - 4-wheel steering system - Google Patents
4-wheel steering systemInfo
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- JPH078356Y2 JPH078356Y2 JP1987177871U JP17787187U JPH078356Y2 JP H078356 Y2 JPH078356 Y2 JP H078356Y2 JP 1987177871 U JP1987177871 U JP 1987177871U JP 17787187 U JP17787187 U JP 17787187U JP H078356 Y2 JPH078356 Y2 JP H078356Y2
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Description
【考案の詳細な説明】 （産業上の利用分野） この考案は、車両の前輪と共に後輪を操舵する４輪操舵
装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Industrial field of application) The present invention relates to a four-wheel steering device that steers front wheels and rear wheels of a vehicle.
（従来の技術及びその問題点） 車両の高速走行時の操安性及び狭い路地等への進入を容
易にする小回り性の向上を図るため、前輪の操舵に加え
後輪の操舵も同時に行う４輪操舵装置が提案されてい
る。この操舵装置としては、前輪の操舵はパワーステア
リング装置等の従来の操舵装置により行い、後輪の操舵
は、左右の後輪ハブないしはトレーリングアームに取り
つけた油圧シリンダないしはパワーシリンダに作動油圧
を供給して行う油圧式のものが知られている。(Prior art and its problems) In order to improve the maneuverability during high-speed running of the vehicle and the small turning ability that facilitates entry into narrow alleys, etc., in addition to steering the front wheels, steering the rear wheels simultaneously 4 Wheel steering systems have been proposed. As for this steering device, steering of the front wheels is performed by a conventional steering device such as a power steering device, and steering of the rear wheels is supplied with hydraulic pressure to hydraulic cylinders or power cylinders attached to the left and right rear wheel hubs or trailing arms. A hydraulic type is known.
この油圧式の後輪操舵装置には油圧シリンダに供給する
作動油圧の制御をデジタル信号を用いて電子的に行うも
のが知られており、油圧シリンダへの作動油圧供給経路
途中に電磁切換弁等を配設し、これらを電子制御装置に
より車速センサが検出した車速信号、操舵角センサが検
出した操舵角信号等に応じて制御することにより油圧シ
リンダへの作動油圧を制御している。It is known that this hydraulic type rear wheel steering device electronically controls the working hydraulic pressure supplied to the hydraulic cylinder by using a digital signal, such as an electromagnetic switching valve in the middle of the working hydraulic pressure supply path to the hydraulic cylinder. Is provided and is controlled by an electronic control device according to a vehicle speed signal detected by a vehicle speed sensor, a steering angle signal detected by a steering angle sensor, and the like, thereby controlling an operating hydraulic pressure to a hydraulic cylinder.
電子制御式のものは制御パラメータが多くなっても油圧
経路が複雑になることがなく、きめの細かい制御が出来
る利点があるが、重要保安部品である後輪操舵装置の制
御を全て電子的に行うために、電波障害、断線、ショー
ト等による誤作動の虞があり、信頼性に欠けるという重
要な問題がある。The electronically controlled type does not complicate the hydraulic path even if the number of control parameters increases, and it has the advantage that fine control can be performed, but all the controls of the rear wheel steering device, which is an important safety component, are electronically controlled. Therefore, there is a risk of malfunction due to radio interference, disconnection, short circuit, etc., and there is an important problem of lack of reliability.
上述の油圧式のものに代えて純機械式のものも提案され
ている。この機械式の操舵装置は前輪側のステアリング
ギアボックスと後輪側のステアリングギアボックス間を
偏心シャフトやプラネタリアギア等の機構により接続す
るもので、ステアリングホイールの切り角（ハンドル
角）のみによって後輪の操舵角を制御するもので、ステ
アリングホイールの切り角が所定角度までは前輪と後輪
とを同位相で操舵し、切り角が所定角度を超えると逆位
相で操舵されるようになっている。純機械的に後輪を操
舵すると機構が極めて複雑になり、純機械的機構により
後輪の操舵を実現するためには制御パラメータの数が上
述のように制限され、ステアリングホイールの切り角の
外に、車速や操舵力等の複数のパラメータにより後輪舵
角を制御することが困難であるという問題がある。Instead of the hydraulic type described above, a pure mechanical type has also been proposed. This mechanical steering system connects the steering gear box on the front wheel side and the steering gear box on the rear wheel side by a mechanism such as an eccentric shaft and planetary gears. The steering angle is controlled by steering the front wheels and the rear wheels in the same phase up to a predetermined turning angle of the steering wheel, and when the turning angle exceeds the predetermined angle, steering is performed in the opposite phase. . Steering the rear wheels purely mechanically makes the mechanism extremely complicated, and in order to realize the steering of the rear wheels by the pure mechanical mechanism, the number of control parameters is limited as described above, and the steering angle outside the steering wheel is cut off. In addition, there is a problem that it is difficult to control the rear wheel steering angle by a plurality of parameters such as vehicle speed and steering force.
そこで、制御自由度が高く、且つ、電波障害による誤作
動の心配がなく信頼性の高い全油圧制御式の油圧制御装
置が望まれる。ところで、ハンドル角及び車速に応じて
前後輪の転舵比を決定する所謂車速感応型の４輪操舵装
置に使用されるような油圧制御装置は、低速時には前輪
と逆位相で、且つ、車速の上昇と共に減少する操舵角
で、高速時には前輪と同位相で、且つ、車速の上昇と共
に増加する操舵角で後輪を操舵することが望ましい。
又、運転状態によってはハンドル角と車速とによって決
定される基本的な転舵比特性とは異なる特性で操舵する
ことが望ましい場合があり、上述の操舵制御パラメータ
に加え、別のパラメータによる付加的な転舵比制御が要
請される。Therefore, there is a demand for an all-hydraulic control type hydraulic control device that has a high degree of control freedom and is free from the risk of malfunction due to radio wave interference. By the way, a hydraulic control device such as used in a so-called vehicle speed-sensitive four-wheel steering device that determines the steering ratios of the front and rear wheels according to the steering wheel angle and the vehicle speed is in reverse phase with the front wheels at low speed and at the same time. It is desirable to steer the rear wheels at a steering angle that decreases with increasing speed, in the same phase as the front wheels at high speed, and at a steering angle that increases as the vehicle speed increases.
Further, depending on the driving state, it may be desirable to steer with a characteristic different from the basic turning ratio characteristic determined by the steering wheel angle and the vehicle speed. In addition to the above-mentioned steering control parameter, an additional parameter by another parameter is added. Steering ratio control is required.
本考案は斯かる要請に鑑みてなされたもので、誤作動に
対する安全性が高く、制御自由度が高く、しかも構成が
簡単な４輪操舵装置を提供することを目的とする。The present invention has been made in view of such demands, and an object of the present invention is to provide a four-wheel steering device having high safety against malfunctions, high control freedom, and a simple structure.
（問題点を解決するための手段） 上述の目的を達成するために本考案の４輪操舵装置は、
動力油圧源と、該動力油圧源から供給される作動油圧に
応動して後輪を操舵するパワーシリンダと、前記動力油
圧源とパワーシリンダ間に介装され、バルブ本体に軸方
向摺動自在に嵌装されたスプールを有し、該スプールと
前記バルブ本体との軸方向相対変位に応じてパワーシリ
ンダへ供給される作動油圧を制御する制御弁と、前輪操
舵機構に機械的に連結され前記前輪の操舵量に応じて、
前記制御弁に前記軸方向相対変位を生じさせるように軸
方向変位出力を発生する第１制御機構と、前記制御弁
に、該第１制御機構により発生した前記制御弁の相対変
位に対して加算的に相対変位を生じさせるように軸方向
変位出力を発生させる駆動手段、車両の走行状態を検出
するセンサ、および該センサの出力に応じて前記駆動手
段の作動を制御するコントローラを有する第２制御機構
とを備えてなることを特徴とする。(Means for Solving the Problems) In order to achieve the above-mentioned object, the four-wheel steering system of the present invention is
A power hydraulic source, a power cylinder that steers the rear wheels in response to an operating hydraulic pressure supplied from the power hydraulic source, and a power cylinder that is interposed between the power hydraulic source and the power cylinder and is slidable in the valve body in the axial direction. A control valve having a fitted spool, which controls an operating hydraulic pressure supplied to a power cylinder in accordance with a relative axial displacement of the spool and the valve body, and the front wheel mechanically connected to a front wheel steering mechanism. According to the steering amount of
A first control mechanism that generates an axial displacement output so as to cause the control valve to cause the axial relative displacement, and the control valve adds to the relative displacement of the control valve generated by the first control mechanism. Control having drive means for generating an axial displacement output so as to relatively generate relative displacement, a sensor for detecting a traveling state of the vehicle, and a controller for controlling the operation of the drive means according to the output of the sensor And a mechanism.
（作用） 前輪操舵機構に機械的に連結された第１制御機構が前輪
の操舵量に応じて制御弁の作動を制御するので、前輪の
操舵量に対応した後輪操舵の基本特性は上述の第１制御
機構の作動によって決定される。また、第２制御機構は
車両の走行状態に応じて駆動手段の作動を制御すること
により、第１制御機構による制御弁の作動に対して加算
的に制御弁を作動させるため、第１制御機構により制御
される後輪の操舵特性を第２制御機構により加算的に補
正することがでる。(Operation) Since the first control mechanism mechanically connected to the front wheel steering mechanism controls the operation of the control valve according to the steering amount of the front wheels, the basic characteristics of the rear wheel steering corresponding to the steering amount of the front wheels are as described above. It is determined by the operation of the first control mechanism. Further, the second control mechanism controls the actuation of the drive means in accordance with the running state of the vehicle to actuate the control valve in addition to the actuation of the control valve by the first control mechanism. The steering characteristics of the rear wheels controlled by the second control mechanism can be additively corrected.
そして、前輪操舵量に対応した基本特性に対して加算的
な補正量を出力する第２制御機構に電子制御が使用され
ているため、木目が細かく、且つ、高い制御自由度を得
ることが可能となり、前輪の操舵状態に対する後輪操舵
の基本特性を設定する第１制御機構が前輪操舵機構に機
械的に連結されているため、第２制御機構の誤作動に対
する安全性を確保することができる。すなわち、第２制
御機構による制御量は第１制御機構により設定される基
本特性に対して加算的に補正を行うものであると同時に
第１制御機構は前輪操舵機構に機械的に連結され高い信
頼性を確保することができることから、電子制御を使用
する第２制御機構に誤作動が生じたとしても、前輪操舵
量に対応した基本特性から後輪操舵量が極端に外れるこ
とがなく、誤作動に対する安全性が高くなる。Further, since the electronic control is used for the second control mechanism that outputs the correction amount that is additive to the basic characteristic corresponding to the steering amount of the front wheels, it is possible to obtain a fine grain and a high degree of control freedom. Since the first control mechanism that sets the basic characteristic of the rear wheel steering with respect to the steering state of the front wheels is mechanically connected to the front wheel steering mechanism, it is possible to secure the safety against the malfunction of the second control mechanism. . That is, the control amount by the second control mechanism is for additively correcting the basic characteristic set by the first control mechanism, and at the same time, the first control mechanism is mechanically connected to the front wheel steering mechanism and has high reliability. Even if a malfunction occurs in the second control mechanism that uses electronic control, the rear wheel steering amount does not extremely deviate from the basic characteristics corresponding to the front wheel steering amount, and the malfunction does not occur. To be more secure against.
また、制御弁はバルブ本体にスプールが軸方向に摺動自
在に嵌装されてバルブ本体とスプールとの軸方向の相対
変位に応じてパワーシリンダへ供給される作動油圧を制
御する形式であり、第１および第２制御機構がともに上
述の軸方向の変位出力を発生するものであるので、加算
的な相対変位を発生させることができる。Further, the control valve is a type in which a spool is slidably fitted in a valve body in an axial direction to control an operating hydraulic pressure supplied to a power cylinder in accordance with a relative axial displacement between the valve body and the spool. Since both the first and second control mechanisms generate the displacement output in the axial direction described above, it is possible to generate an additive relative displacement.
（実施例） 以下、本考案の一実施例を図面に基づいて詳細に説明す
る。(Embodiment) An embodiment of the present invention will be described below in detail with reference to the drawings.
先ず、第１図を参照して、本考案に係る４輪操舵装置
の、後輪を操舵する油圧回路を説明する。尚、第１図に
示す４輪操舵装置には前輪側の操舵装置が省略されてい
る。First, the hydraulic circuit for steering the rear wheels of the four-wheel steering system according to the present invention will be described with reference to FIG. The front wheel steering device is omitted in the four-wheel steering device shown in FIG.
後輪1,1はパワーシリンダ２の作動により操舵され、パ
ワーシリンダ２にはオイルポンプ16から吐出され、変位
追従型サーボバルブ（第１の制御弁）４により調圧され
た作動油が供給される。より詳細には、後輪1,1は、例
えばトレーリングアーム式サスペンション装置により車
体に懸架され、左右のトレーリングアーム1aの先端部は
水平方向にのみ屈曲可能な関節を介してサブフレーム
（いずれも図示せず）に接続され、このトレーリングア
ーム1aの各先端部に、パワーシリンダ２のピストン2aか
ら左右に延びるタイロッド2b,2bが接続されている。パ
ワーシリンダ２にはピストン2aにより画成される左圧力
室2c及び右圧力室2dが形成され、各圧力室2c,2dにはバ
ネ2g,2hが縮設されている。左右の圧力室2c,2dに供給さ
れる作動油の差圧に応じてピストン2aが変位すると、タ
イロッド2bによりピストン2aの変位した方向のトレーリ
ングアーム1aが押圧されて後輪１は該変位方向に操舵さ
れる。The rear wheels 1, 1 are steered by the operation of the power cylinder 2, and the power cylinder 2 is supplied with the hydraulic oil discharged from the oil pump 16 and adjusted by the displacement tracking type servo valve (first control valve) 4. It More specifically, the rear wheels 1 and 1 are suspended on the vehicle body by, for example, a trailing arm type suspension device, and the tip portions of the left and right trailing arms 1a are subframes (whichever Tie rods 2b, 2b extending from the piston 2a of the power cylinder 2 to the left and right are connected to the respective tip portions of the trailing arm 1a. A left pressure chamber 2c and a right pressure chamber 2d defined by a piston 2a are formed in the power cylinder 2, and springs 2g, 2h are contracted in each pressure chamber 2c, 2d. When the piston 2a is displaced according to the differential pressure of the hydraulic oil supplied to the left and right pressure chambers 2c, 2d, the trailing arm 1a in the direction in which the piston 2a is displaced is pressed by the tie rod 2b, and the rear wheel 1 is displaced in that displacement direction. Steered to.
変位追従型サーボバルブ４は、バルブ本体40と、このバ
ルブ本体40に摺動自在に嵌装されるスプール41とを備え
て構成され、スプール41の右端面はロッド44を介して後
述する加算制御機構６を備えた油圧アクチュエータ８の
ピストン8aに接続されている（第２図参照）。サーボバ
ルブ４は４つのポート4a〜4dを有し、ポート4aにはオイ
ルポンプ16の吐出側に連通する油路22が接続されてお
り、ポート4bにはオイルタンク18に連通する排油路26に
接続されている。サーボバルブ４のポート4cは油路23を
介してパワーシリンダ２の左圧力室2cに、ポート4dは油
路24を介して右圧力室2dに夫々連通している。The displacement follow-up type servo valve 4 includes a valve body 40 and a spool 41 slidably fitted in the valve body 40, and the right end surface of the spool 41 has an addition control described later via a rod 44. It is connected to a piston 8a of a hydraulic actuator 8 having a mechanism 6 (see Fig. 2). The servo valve 4 has four ports 4a to 4d, an oil passage 22 communicating with the discharge side of the oil pump 16 is connected to the port 4a, and an oil discharge passage 26 communicating with the oil tank 18 is connected to the port 4b. It is connected to the. The port 4c of the servo valve 4 communicates with the left pressure chamber 2c of the power cylinder 2 through the oil passage 23, and the port 4d communicates with the right pressure chamber 2d through the oil passage 24.
サーボバルブ４のバルブ本体40はスプール41の軸方向に
沿って相対移動可能であり、バルブ本体40はアーム３を
介して前述した左側タイロッド2bに係合しており、パワ
ーシリンダ２のピストン2aの変位に応動してアーム３が
支点3aを揺動中心として揺動するとバルブ本体40もピス
トン2aの変位に伴ってピストン2aの変位方向とは逆の方
向に変位することになる。The valve body 40 of the servo valve 4 is relatively movable along the axial direction of the spool 41, and the valve body 40 is engaged with the above-mentioned left tie rod 2b via the arm 3 and is connected to the piston 2a of the power cylinder 2. When the arm 3 swings around the fulcrum 3a in response to the displacement, the valve body 40 is also displaced along with the displacement of the piston 2a in the direction opposite to the displacement direction of the piston 2a.
前記オイルポンプ16はエンジンＥにより常時駆動され、
オイルタンク18の作動油をオイルフィルタ18a及び油路2
1を介して汲み揚げ、サーボバルブ４側に吐出する。そ
して、油路22の途中にはオイルタンク18に連通する分岐
油路22aが分岐接続され、分岐油路22aの途中にはリリー
フ弁19が配設されている。このリリーフ弁19はオイルポ
ンプ16から吐出される作動油圧を所定値に規定してい
る。The oil pump 16 is constantly driven by the engine E,
The hydraulic oil in the oil tank 18 is fed to the oil filter 18a and the oil passage 2
It is pumped up via 1 and discharged to the servo valve 4 side. A branch oil passage 22a communicating with the oil tank 18 is branched and connected in the middle of the oil passage 22, and a relief valve 19 is arranged in the middle of the branch oil passage 22a. The relief valve 19 regulates the hydraulic pressure discharged from the oil pump 16 to a predetermined value.
サーボバルブ４のスプール41は本考案に係る加算制御機
構を備えた油圧アクチュエータ８により駆動され、油圧
アクチュエータ８に供給される作動油は油圧制御弁装置
（第２の制御弁）７により制御される。The spool 41 of the servo valve 4 is driven by a hydraulic actuator 8 having an addition control mechanism according to the present invention, and the hydraulic oil supplied to the hydraulic actuator 8 is controlled by a hydraulic control valve device (second control valve) 7. .
第２図乃至第４図は油圧アクチュエータ８及び加算制御
機構６の詳細を示し、油圧アクチュエータ８は前述した
ピストン8a、シリンダ8b及びピストン8aの両受圧面を夫
々押圧してピストン8aを平衡位置に保持するバネ8c,8d
から構成され、ピストン8aの図示左端面は前述した通り
ロッド44を介してサーボバルブ４のスプール41に接続さ
れている。ピストン8aが摺動自在に嵌装されるシリンダ
8bはピストン8aにより左圧力室8e及び右圧力室8fが画成
され、左圧力室8eの作動油圧が右圧力室8fの作動油圧に
勝るとピストン8aは右動してサーボバルブ４のスプール
41をピストン8aと同じ方向に同じ移動量だけ変位させ、
逆に、右圧力室8fの作動油圧が左圧力室8eの作動油圧に
勝るとピストン8aは左動してスプール41を左方向に変位
させる。2 to 4 show the details of the hydraulic actuator 8 and the addition control mechanism 6, and the hydraulic actuator 8 presses the pressure receiving surfaces of the piston 8a, the cylinder 8b and the piston 8a, respectively, to bring the piston 8a to the equilibrium position. Spring to hold 8c, 8d
The left end surface of the piston 8a in the figure is connected to the spool 41 of the servo valve 4 via the rod 44 as described above. Cylinder in which piston 8a is slidably fitted
In 8b, a left pressure chamber 8e and a right pressure chamber 8f are defined by a piston 8a, and when the working hydraulic pressure of the left pressure chamber 8e exceeds the working hydraulic pressure of the right pressure chamber 8f, the piston 8a moves to the right to spool the servo valve 4.
41 is displaced in the same direction as piston 8a by the same amount of movement,
On the contrary, when the working oil pressure of the right pressure chamber 8f exceeds the working oil pressure of the left pressure chamber 8e, the piston 8a moves to the left to displace the spool 41 to the left.
油圧アクチュエータ８のシリンダ8bはそれ自体がロッド
44の長手方向に移動可能であり、シリンダ8bの図示右端
面には加算制御機構６のロッド60が接続されている。こ
の加算制御機構６は前述のロッド60と、これを駆動する
モータ61と、モータ61の回転運動を油圧アクチュエータ
８の軸線方向に沿う並進運動に変換する歯車機構62と、
モータ61の作動を制御するコントローラ63とから構成さ
れる。The cylinder 8b of the hydraulic actuator 8 is itself a rod.
It is movable in the longitudinal direction of 44, and the rod 60 of the addition control mechanism 6 is connected to the right end surface of the cylinder 8b in the drawing. The addition control mechanism 6 includes the above-described rod 60, a motor 61 that drives the rod 60, a gear mechanism 62 that converts the rotational movement of the motor 61 into a translational movement along the axial direction of the hydraulic actuator 8,
It is composed of a controller 63 that controls the operation of the motor 61.
加算制御機構６の歯車機構62は、モータ61の出力軸61a
の先端に固設されるウォーム62aと、これに噛合するウ
ォームホィール62bと、このウォームホィール62bに軸62
dにより接続されてこれと一体に回転するピニオンギア6
2cと、このピニオンギア62cに噛合し、前記ロッド60の
先端部に刻設されたラック62eとで構成される。The gear mechanism 62 of the addition control mechanism 6 is the output shaft 61a of the motor 61.
A worm 62a fixed to the tip of the worm, a worm wheel 62b meshing with the worm 62a, and a shaft 62 attached to the worm wheel 62b.
Pinion gear 6 connected by d and rotating integrally with it
2c and a rack 62e that meshes with the pinion gear 62c and is engraved at the tip of the rod 60.
加算制御機構６のコントローラ63の入力側には、例えば
後述するステアリングホィール11に取り付けられ、前輪
の操舵角（操舵量）を検出する操舵角センサ64、車速を
検出する車速センサ65等が接続され、各センサは検出し
た操舵制御パラメータ値信号をコントローラ63に供給す
る。コントローラ63の出力側はモータ61に接続されてお
り、コントローラ63は供給される各種の操舵制御パラメ
ータ値信号に基づき油圧シリンダ８の出力中立点の変位
量を演算し、該演算値に応じてモータ61を駆動する駆動
信号を出力する。On the input side of the controller 63 of the addition control mechanism 6, for example, a steering angle sensor 64 for detecting a steering angle (steering amount) of front wheels, a vehicle speed sensor 65 for detecting a vehicle speed, which are attached to a steering wheel 11 described later, are connected. Each sensor supplies the detected steering control parameter value signal to the controller 63. The output side of the controller 63 is connected to the motor 61, and the controller 63 calculates the displacement amount of the output neutral point of the hydraulic cylinder 8 based on the various steering control parameter value signals supplied, and the motor 63 is calculated according to the calculated value. The drive signal for driving 61 is output.
油圧制御弁装置７は５つのポート7a〜7eを有し、ポート
7aには油路28が、ポート7bには油路29が接続されてい
る。油圧制御弁装置７のポート7cは油路32及び可撓管3
2′を介して油圧アクチュエータ８の左圧力室8eに連通
し、ポート7dは油路34及び可撓管34′を介して右圧力室
8fに連通している。油圧制御弁装置７のポート7eは油路
30を介してオイルタンク18に連通している。The hydraulic control valve device 7 has five ports 7a to 7e.
An oil passage 28 is connected to 7a and an oil passage 29 is connected to the port 7b. The port 7c of the hydraulic control valve device 7 is connected to the oil passage 32 and the flexible pipe 3
2'communicates with the left pressure chamber 8e of the hydraulic actuator 8 and the port 7d has a right pressure chamber through the oil passage 34 and the flexible pipe 34 '.
It communicates with 8f. The port 7e of the hydraulic control valve device 7 is an oil passage
It communicates with the oil tank 18 via 30.
第５図は油圧制御弁装置７の構成の一例を示し、バルブ
本体70と、このバルブ本体70に摺動自在に嵌装されたス
プール71と、４つのパイロットチェック弁74〜77及び２
つのチェック弁78,79とで構成される。FIG. 5 shows an example of the configuration of the hydraulic control valve device 7, which includes a valve body 70, a spool 71 slidably fitted in the valve body 70, and four pilot check valves 74 to 77 and 2
It consists of two check valves 78 and 79.
スプール71は５つのランド71a〜71eを有し、中央のラン
ド71cを中心に左右略対称形状をなしている。スプール7
1が嵌装されるバルブ本体70の嵌装孔内周壁には、各ラ
ンド71a,71b,71d,70eに対応して環状溝70a,70b,70e,70f
が、ランド71cに対応して２つの環状溝70c及び70dが夫
々形成されている。そして、スプール嵌装孔にはスプー
ル71によって、ランド71aと71b間、ランド71bと71c間、
ランド71cと71d間、ランド71dと71e間に夫々第１乃至第
４の圧力室70A〜70Dが画成され、ランド71aの右端面周
縁と環状溝70aの右側壁とにより絞り部72Aを形成して第
１の圧力室70Aに臨む環状溝70aの開口面積（絞り面積）
を規定している。同様に、ランド71bの左端面周縁と環
状溝70bの左側壁とにより絞り部72Bが、ランド71bの右
端面周縁と環状溝70bの右側壁とにより絞り部72Cが、ラ
ンド71cの左端面周縁と環状溝70cの左側壁により絞り部
72Dが、ランド71cの右端面周縁と環状溝70dの右側壁に
より絞り部72Eが、ランド71dの左端面周縁と環状溝70e
の左側壁により絞り部72Fが、ランド71dの右端面周縁と
環状溝70eの右側壁により絞り部72Gが、ランド71eの左
端面周縁と環状溝70fの左側壁により絞り部72Hが夫々形
成されている。The spool 71 has five lands 71a to 71e, and has a substantially left-right symmetrical shape with the center land 71c as the center. Spool 7
In the inner peripheral wall of the fitting hole of the valve body 70 in which the 1 is fitted, annular grooves 70a, 70b, 70e, 70f are formed corresponding to the lands 71a, 71b, 71d, 70e.
However, two annular grooves 70c and 70d are respectively formed corresponding to the land 71c. Then, in the spool fitting hole, by the spool 71, between the lands 71a and 71b, between the lands 71b and 71c,
First to fourth pressure chambers 70A to 70D are defined between the lands 71c and 71d and between the lands 71d and 71e, respectively, and a narrowed portion 72A is formed by the right end surface peripheral edge of the land 71a and the right side wall of the annular groove 70a. Area of the annular groove 70a facing the first pressure chamber 70A (throttle area)
Is prescribed. Similarly, the narrowed portion 72B is formed by the left end surface peripheral edge of the land 71b and the left side wall of the annular groove 70b, the narrowed portion 72C is formed by the right end surface peripheral edge of the land 71b and the right side wall of the annular groove 70b, and the left end surface peripheral edge of the land 71c. The left side wall of the annular groove 70c restricts the throttle
72D is a narrowed portion 72E due to the right edge of the land 71c and the right side wall of the annular groove 70d.
The left side wall of the narrowed portion 72F, the right end surface of the land 71d and the right side wall of the annular groove 70e form a narrowed portion 72G, and the left end surface of the land 71e and the left side wall of the annular groove 70f form a narrowed portion 72H. There is.
油圧制御弁装置７のポート7aは油路28aを介して環状溝7
0a及び70cに連通しており、油路28a途中にはチェック弁
78が配設されている。このチェック弁78は環状溝70a及
び70c側からポート7a側に向かう作動油の流れを阻止す
るものである。油圧制御弁装置７のポート7bは油路29a
を介して環状溝70d及び70fに連通しており、油路29a途
中には環状溝70d及び70f側からポート7b側に向かう作動
油の流れを阻止するチェック弁79が配設されている。油
圧制御弁装置７のポート7eは油路30aを介して環状溝70b
及び70eに連通している。The port 7a of the hydraulic control valve device 7 is connected to the annular groove 7 via the oil passage 28a.
It communicates with 0a and 70c, and a check valve is provided in the middle of the oil passage 28a.
78 are provided. The check valve 78 blocks the flow of hydraulic oil from the annular grooves 70a and 70c side toward the port 7a side. The port 7b of the hydraulic control valve device 7 is an oil passage 29a.
A check valve 79 that communicates with the annular grooves 70d and 70f through the oil passage 29a and that blocks the flow of hydraulic oil from the annular grooves 70d and 70f side toward the port 7b side is disposed in the middle of the oil passage 29a. The port 7e of the hydraulic control valve device 7 is connected to the annular groove 70b via the oil passage 30a.
And 70e.
パルブ本体70には、一端が第１の圧力室70Aに臨んで開
口する油路34a、及び一端が第４の圧力室70Dに臨んで開
口する油路34bが形成されており、これらの油路34a,34b
の他端はポート7dを介して油路34に接続されている。各
油路34a及び34bにはパイロットチェック弁74及び77が配
設されている。バルブ本体70には、又、一端が第２の圧
力室70Bに臨んで開口する油路32a、及び一端が第３の圧
力室70Cに臨んで開口する油路32bが形成されており、こ
れらの油路32a,32bの他端はポート7cを介して油路32に
接続されている。各油路32a及び32bにはパイロットチェ
ック弁75及び76が配設されている。パイロットチェック
弁74より第１の圧力室70A側の油路34aには分岐路34a′
が分岐しており、該分岐路34a′はパイロットチェック
弁75に接続され第１の圧力室70Aの作動油圧をパイロッ
ト油圧としてこれをチェック弁75に供給する。同様に、
パイロットチェック弁75より第２の圧力室70B側の油路3
2aには分岐路32a′が分岐しており、該分岐路32a′はパ
イロットチェック弁74に接続され第２の圧力室70Bの作
動油圧をパイロット油圧としてこれをチェック弁74に供
給する。パイロットチェック弁76より第３の圧力室70C
側の油路32bには分岐路32b′が分岐しており、該分岐路
32a′はパイロットチェック弁77に接続され第３の圧力
室70Cの作動油圧をパイロット油圧としてこれをチェッ
ク弁77に供給する。パイロットチェック弁77より第４の
圧力室70D側の油路34bには分岐路34b′が分岐してお
り、該分岐路34b′はパイロットチェック弁76に接続さ
れ第４の圧力室70Dの作動油圧をパイロット油圧として
これをチェック弁76に供給する。The valve main body 70 is formed with an oil passage 34a having one end facing the first pressure chamber 70A and an oil passage 34b having one end facing the fourth pressure chamber 70D and being opened. 34a, 34b
The other end of is connected to the oil passage 34 via the port 7d. Pilot check valves 74 and 77 are provided in the respective oil passages 34a and 34b. The valve body 70 is also formed with an oil passage 32a having one end facing the second pressure chamber 70B and opening, and an oil passage 32b having one end facing the third pressure chamber 70C and opening. The other ends of the oil passages 32a and 32b are connected to the oil passage 32 via the port 7c. Pilot check valves 75 and 76 are provided in the oil passages 32a and 32b, respectively. A branch passage 34a 'is provided in the oil passage 34a on the first pressure chamber 70A side of the pilot check valve 74.
Is branched, and the branch passage 34a 'is connected to the pilot check valve 75, and supplies the working oil pressure of the first pressure chamber 70A as the pilot oil pressure to the check valve 75. Similarly,
Oil passage 3 on the side of the second pressure chamber 70B from the pilot check valve 75
A branch passage 32a 'is branched to 2a, and the branch passage 32a' is connected to a pilot check valve 74 and supplies the working oil pressure of the second pressure chamber 70B as a pilot oil pressure to the check valve 74. Third pressure chamber 70C from pilot check valve 76
A branch passage 32b ′ is branched to the oil passage 32b on the side
32a 'is connected to the pilot check valve 77 and supplies the operating oil pressure of the third pressure chamber 70C as a pilot oil pressure to the check valve 77. A branch passage 34b ′ is branched to an oil passage 34b on the fourth pressure chamber 70D side from the pilot check valve 77, and the branch passage 34b ′ is connected to the pilot check valve 76 and the operating oil pressure of the fourth pressure chamber 70D. Is supplied to the check valve 76 as a pilot hydraulic pressure.
スプール71の右端面（ランド71eの右端面）にはロッド7
3が接続され、このロッド73はステアリングホイール11
の回動に伴いスプール71を軸方向にステアリングホイー
ル11の切り角（ハンドル角）に応じた変位量だけ変位さ
せ、ステアリングホイール11を左に回動させると、スプ
ール71は図示左方向に、右に回動させると図示右方向に
変位する。The rod 7 is attached to the right end surface of the spool 71 (the right end surface of the land 71e).
3 is connected, this rod 73 is steering wheel 11
When the steering wheel 11 is rotated left by displacing the spool 71 in the axial direction by a displacement amount corresponding to the turning angle (handle angle) of the steering wheel 11 with the rotation of the spool 71, When it is turned to, it is displaced to the right in the figure.
油路（オイル吐出油路）28及び29には可変容量双方向吐
出型のオイルポンプ10から作動油が供給される。即ち、
油路28はオイルポンプ10のポート10a側に接続され、油
路29はオイルポンプ10のポート10b側に接続されてい
る。そして、オイルポンプ10のポート10a側は油路28bを
介して油路21に接続され、ポート10b側は油路28cを介し
て油路21に夫々接続されている。油路28b及び28cには夫
々チェック弁28e,28fが配設され、オイルポンプ10から
吐出される作動油がオイルタンク18に逆流することを防
止している。又、油路28及び29の各油路途中にはリリー
フ油路28d及び29bが夫々分岐接続され、これらのリリー
フ油路28d及び29bはオイルタンク18に連通している。そ
して、各リリーフ油路28d及び29bにはリリーフ弁28g及
び29cが夫々配設され、オイルポンプ10から各油路28,29
に吐出される作動圧を所定圧に規定している。Hydraulic oil is supplied to the oil passages (oil discharge oil passages) 28 and 29 from a variable capacity bidirectional discharge type oil pump 10. That is,
The oil passage 28 is connected to the port 10a side of the oil pump 10, and the oil passage 29 is connected to the port 10b side of the oil pump 10. The port 10a side of the oil pump 10 is connected to the oil passage 21 via the oil passage 28b, and the port 10b side is connected to the oil passage 21 via the oil passage 28c. Check valves 28e and 28f are provided on the oil passages 28b and 28c, respectively, to prevent the hydraulic oil discharged from the oil pump 10 from flowing back to the oil tank 18. Relief oil passages 28d and 29b are branched and connected in the middle of the oil passages 28 and 29, respectively, and these relief oil passages 28d and 29b communicate with the oil tank 18. Relief valves 28g and 29c are provided in the relief oil passages 28d and 29b, respectively, and the oil pumps 10 to 28
The working pressure discharged to is regulated to a predetermined pressure.
前記オイルポンプ10は遊星歯装置９のキャリア9aに固設
された駆動軸9bに接続され、キャリア9aには遊星歯車
（プラネタアギア）9cが回転自在に軸支されている。こ
の遊星歯車9cはサンギア9dとリングギア9e間に嵌装さ
れ、これらのギア9d,9eに噛合している。サンギア9dを
回転させる駆動軸9d′はトランスミッションの出力軸
（第１図において「T/M」で略示されている）に歯車結
合されて該出力軸により駆動され、リングギア9eを回転
させる駆動軸9e′は電動モータの出力軸（第１図におい
て「Ｍ」で略示されている）に歯車結合されて該出力軸
により駆動される。The oil pump 10 is connected to a drive shaft 9b fixed to a carrier 9a of the planetary gear unit 9, and a planetary gear (planetary gear) 9c is rotatably supported on the carrier 9a. The planetary gear 9c is fitted between the sun gear 9d and the ring gear 9e, and meshes with these gears 9d and 9e. A drive shaft 9d 'for rotating the sun gear 9d is gear-coupled to an output shaft of the transmission (abbreviated as "T / M" in FIG. 1) and driven by the output shaft to rotate the ring gear 9e. The shaft 9e 'is geared to an output shaft of the electric motor (schematically indicated by "M" in FIG. 1) and driven by the output shaft.
次に、上述のように構成される油圧回路の作用を説明す
る。Next, the operation of the hydraulic circuit configured as described above will be described.
オイルポンプ16は、エンジンＥにより駆動されこのエン
ジンＥが作動している限り所定の作動油圧を発生させ
る。一方、オイルポンプ10はトランスミッションの出力
軸T/Mと電動モータＭの回転差に応じてポート10a及び10
bの何れか一方に作動油圧を発生させる。より具体的に
は、第６図（ａ）に示すように電動モータＭは車速に関
係なく常時一定回転数で回転され、従ってリングギヤ9e
も一定回転数で所定方向に回転している。一方、トラン
スミッションの出力軸T/Mは車速に対応する回転数で回
転され、車両前進時にはサンギア9dはリングギア9eと逆
方向に回転している。今、車両が停止していてリングギ
ア9eだけがモータＭにより回転しているとすると、遊星
歯車9cはサンギア9dの外周を自転しながらリングギア9e
と同じ回転方向に公転し、キャリア9a、従って駆動軸9b
をリングギア9eと同じ方向に回転させる。この駆動軸9b
の回転に伴ってオイルポンプ10はオイルタンク18の作動
油をオイルフィルタ18a→油路21→油路28c→チェック弁
28f→ポート10bを介して汲み上げ、ポート10aに吐出量Q
0で吐出させ（第６図（ｂ）参照）、車速Ｖの増加と共
に第６図（ｂ）に示す実線に沿って作動油の吐出量を、
従って吐出圧を減少させる。The oil pump 16 is driven by the engine E and generates a predetermined hydraulic pressure as long as the engine E is operating. On the other hand, the oil pump 10 has ports 10a and 10 depending on the rotation difference between the output shaft T / M of the transmission and the electric motor M.
Generate operating hydraulic pressure in either one of b. More specifically, as shown in FIG. 6 (a), the electric motor M is always rotated at a constant speed regardless of the vehicle speed, and therefore the ring gear 9e
Also rotates in a predetermined direction at a constant rotation speed. On the other hand, the output shaft T / M of the transmission is rotated at a rotation speed corresponding to the vehicle speed, and the sun gear 9d rotates in the direction opposite to the ring gear 9e when the vehicle moves forward. Now, assuming that the vehicle is stopped and only the ring gear 9e is rotated by the motor M, the planet gear 9c rotates around the outer periphery of the sun gear 9d while rotating.
Revolves in the same rotation direction as the carrier 9a and hence the drive shaft 9b
Rotate in the same direction as the ring gear 9e. This drive shaft 9b
As the oil pump 10 rotates, the oil pump 10 transfers the hydraulic oil from the oil tank 18 to the oil filter 18a → oil passage 21 → oil passage 28c → check valve.
28f → Pumped through port 10b and discharged to port 10a Q
At 0 (see FIG. 6 (b)), the discharge amount of the hydraulic oil is increased along the solid line shown in FIG. 6 (b) as the vehicle speed V increases.
Therefore, the discharge pressure is reduced.
車速Ｖが上昇して、サンギア9dの回転数が増加し、これ
に伴って遊星歯車9cの公転速度が徐々に低下し、車速Ｖ
が所定速度V0に到達した時点で遊星歯車9cの公転速度が
０になり、駆動軸9bの回転が停止し、オイルポンプ10も
駆動されなくなって、ポート10a及び10bの何れにも作動
油が吐出されない。The vehicle speed V increases, the rotation speed of the sun gear 9d increases, and the revolution speed of the planetary gear 9c gradually decreases accordingly.
When the speed reaches a predetermined speed V 0 , the revolution speed of the planetary gear 9c becomes 0, the rotation of the drive shaft 9b stops, the oil pump 10 is not driven, and hydraulic oil is not supplied to both the ports 10a and 10b. Not discharged.
車速Ｖが前記所定速度V0を超えて更に上昇すると、遊星
歯車9cはサンギア9dの外周をリングギア9eの回転方向と
は逆の方向に公転し、駆動軸9bは逆転を開始し、オイル
ポンプ10はオイルタンク18の作動油をオイルフィルタ18
a→油路21→油路28b→チェック弁28e→ポート10aを介し
て汲み上げ、ポート10bに作動油を吐出させ、車速Ｖの
増加と共に第６図（ｂ）に示す破線に沿って作動油の吐
出量を、従って吐出圧を増加させる。When the vehicle speed V further exceeds the predetermined speed V 0 , the planetary gear 9c revolves around the outer periphery of the sun gear 9d in the direction opposite to the rotation direction of the ring gear 9e, the drive shaft 9b starts reverse rotation, and the oil pump 10 is the oil filter 18
a → oil passage 21 → oil passage 28b → check valve 28e → pumping through the port 10a, discharging hydraulic oil to the port 10b, and increasing the vehicle speed V along the broken line shown in FIG. 6 (b). Increases the discharge rate and hence the discharge pressure.
斯して、オイルポンプ10により、車速Ｖが所定速度V0よ
り小さいときにはオイル吐出油路である油路28に車速の
上昇と共に吐出量を減少させて、所定速度V0より大きい
ときには油路29に車速の上昇と共に吐出量を増加させて
夫々作動油が吐出される。尚、オイルポンプ10の各ポー
ト10a及び10bから吐出される作動油圧が規定値を超える
とリリーフ弁28g,29cが開成して作動油の一部をオイル
タンク18に還流させ、作動油圧が所定上限値以下に保持
される。又、車両後進時にはモータＭを不作動してポン
プ10の過回転を防止することが望ましい。And斯, by the oil pump 10, to reduce the discharge amount with a rise in the vehicle speed to the oil passage 28 is an oil discharge oil passage when the vehicle speed V is less than the predetermined speed V 0, when the predetermined speed V 0 is larger than the oil passage 29 The hydraulic oil is discharged by increasing the discharge amount as the vehicle speed increases. When the working oil pressure discharged from each port 10a and 10b of the oil pump 10 exceeds a specified value, the relief valves 28g and 29c are opened to recirculate a part of the working oil to the oil tank 18 and the working oil pressure reaches a predetermined upper limit. It is kept below the value. Further, it is desirable to prevent the motor M from operating when the vehicle is moving backward to prevent the pump 10 from over rotating.
次に、油圧制御弁装置７の作動を説明する。尚、油圧制
御弁装置７の作動説明にあたり、理解を容易にするた
め、後述する加算制御機構６による油圧アクチュエータ
８のシリンダ8bの中立点を正規位置に保持し、基本転舵
比特性に基づいて操舵されたと仮定して説明する。Next, the operation of the hydraulic control valve device 7 will be described. In order to facilitate understanding in explaining the operation of the hydraulic control valve device 7, the neutral point of the cylinder 8b of the hydraulic actuator 8 by the addition control mechanism 6 described later is held at a regular position and based on the basic turning ratio characteristic. The description will be made assuming that the vehicle has been steered.
先ず、油路29を介して油圧制御弁装置７に作動油圧が供
給される場合から説明する。今、油圧制御弁装置７のス
プール71が中立状態にあるとき、絞り部72E及び72Hの開
口面積は略等しく、又、絞り部72F及び72Gの開口面積も
略等しい。このため、油路29→チェック弁79→油路29a
を介して第３及び第４の各圧力室70C及び70Dには作動油
が略同じ量だけ供給され、同じ量の作動油が油路30a→
油路30を介してオイルタンク18に排出される。従って、
各圧力室70C及び70Dの作動油圧は略等しくなり、圧力室
70Cから油路32b→パイロットチェック弁76→油路32を介
して油圧アクチュエータ８の左圧力室8eに供給される作
動油圧と、圧力室70Dから油路34b→パイロットチェック
弁77→油路34を介して油圧アクチュエータ８の右圧力室
8fに供給される作動油圧とが略等しくなってピストン8a
はバネ8c,8dのバネ力が平衡する位置に保持される。First, the case where the operating oil pressure is supplied to the oil pressure control valve device 7 through the oil passage 29 will be described. Now, when the spool 71 of the hydraulic control valve device 7 is in the neutral state, the aperture areas of the throttle portions 72E and 72H are substantially equal, and the aperture areas of the throttle portions 72F and 72G are also approximately equal. Therefore, oil passage 29 → check valve 79 → oil passage 29a
The hydraulic oil is supplied to the third and fourth pressure chambers 70C and 70D by the same amount in the same amount, and the same amount of hydraulic oil is supplied to the oil passage 30a →
The oil is discharged to the oil tank 18 via the oil passage 30. Therefore,
The hydraulic pressures of the pressure chambers 70C and 70D are almost equal,
The hydraulic pressure supplied from 70C to the left pressure chamber 8e of the hydraulic actuator 8 via the oil passage 32b → the pilot check valve 76 → the oil passage 32, and from the pressure chamber 70D to the oil passage 34b → the pilot check valve 77 → the oil passage 34. Through the right pressure chamber of the hydraulic actuator 8
The hydraulic pressure supplied to 8f becomes almost equal and the piston 8a
Is held at a position where the spring forces of the springs 8c and 8d are balanced.
次に、ステアリングホイール11が左に回動され、油圧制
御弁装置７のスプール71が左方向に変位したとすると、
絞り部72Eの開口面積が増加すると共に絞り部72Fの開口
面積が減少する一方、絞り部72Hの開口面積が減少する
と共に絞り部72Gの開口面積が増加する。このため、第
３の圧力室70Cの作動油圧が上昇する一方、第４の圧力
室70Dの作動油圧が低下することになり、第３の圧力室7
0Cの作動油はパイロットチェック弁76を押し開けて油路
32b→油路32を介して油圧アクチュエータ８の左圧力室8
eに流入すると共に、油路32b→油路32b′を介してパイ
ロットチェック弁77に供給されて該チェック弁77を開成
する。パイロットチェック弁77の開成により油圧アクチ
ュエータ８の右圧力室8f内の作動油は油路34→油路34b
→開成されたパイロットチェック弁77→第４の圧力室70
D→油路30a→油路30を介してオイルタンク18に排出さ
れ、油圧アクチュエータ８のピストン8aは右動すること
になる。このとき、油圧アクチュエータ８から排出され
る作動油が油路34→油路34aを介して圧力室70Aに流入し
ようとしてもパイロットチェック弁74に阻止される。
尚、油圧アクチュエータ８のピストン8aの出力中立点か
らの変位量は油圧制御弁装置７のスプール71の変位量、
即ち、ステアリングホイール11の切り角（ハンドル角）
及び油路29を介して油圧制御弁装置７に供給される作動
油圧の大きさ、即ち、車速Ｖに応じて決定されることに
なる。Next, assuming that the steering wheel 11 is rotated to the left and the spool 71 of the hydraulic control valve device 7 is displaced to the left,
While the aperture area of the diaphragm portion 72E increases and the aperture area of the diaphragm portion 72F decreases, the aperture area of the diaphragm portion 72H decreases and the aperture area of the diaphragm portion 72G increases. Therefore, the hydraulic pressure of the third pressure chamber 70C increases, while the hydraulic pressure of the fourth pressure chamber 70D decreases, and the third pressure chamber 7C
For 0C hydraulic oil, push the pilot check valve 76 open to open the oil passage.
32b → left pressure chamber 8 of hydraulic actuator 8 via oil passage 32
While flowing into e, it is supplied to the pilot check valve 77 via the oil passage 32b → oil passage 32b ′ to open the check valve 77. By opening the pilot check valve 77, the hydraulic oil in the right pressure chamber 8f of the hydraulic actuator 8 moves from the oil passage 34 to the oil passage 34b.
→ Opened pilot check valve 77 → Fourth pressure chamber 70
The oil is discharged to the oil tank 18 through the D → oil passage 30a → oil passage 30, and the piston 8a of the hydraulic actuator 8 moves to the right. At this time, the hydraulic oil discharged from the hydraulic actuator 8 is blocked by the pilot check valve 74 even if it tries to flow into the pressure chamber 70A via the oil passage 34 → the oil passage 34a.
The displacement amount of the piston 8a of the hydraulic actuator 8 from the output neutral point is the displacement amount of the spool 71 of the hydraulic control valve device 7,
That is, the turning angle (steering wheel angle) of the steering wheel 11
And the magnitude of the operating oil pressure supplied to the oil pressure control valve device 7 via the oil passage 29, that is, the vehicle speed V.
逆に、ステアリングホイール11が右に回動され、油圧制
御弁装置７のスプール71が右方向に変位したとすると、
絞り部72Hの開口面積が増加すると共に絞り部72Gの開口
面積が減少する一方、絞り部72Eの開口面積が減少する
と共に絞り部72Fの開口面積が増加する。このため、第
４の圧力室70Dの作動油圧が上昇する一方、第３の圧力
室70Cの作動油圧が低下することになり、第４の圧力室7
0Dの作動油はパイロットチェック弁77を押し開けて油路
34b→油路34を介して油圧アクチュエータ８の右圧力室8
fに流入すると共に、パイロットチェック弁76を開成す
る。パイロットチェック弁76の開成により油圧アクチュ
エータ８の左圧力室8e内の作動油は油路32→油路32b→
開成状態にあるパイロットチェック弁76→第３の圧力室
70C→油路30a→油路30を介してオイルタンク18に排出さ
れ、油圧アクチュエータ８のピストン8aはステアリング
ホイール11の切り角及び車速Ｖに応じて左動することに
なる。Conversely, if the steering wheel 11 is rotated to the right and the spool 71 of the hydraulic control valve device 7 is displaced to the right,
While the aperture area of the diaphragm portion 72H increases and the aperture area of the diaphragm portion 72G decreases, the aperture area of the diaphragm portion 72E decreases and the aperture area of the diaphragm portion 72F increases. Therefore, while the hydraulic pressure of the fourth pressure chamber 70D increases, the hydraulic pressure of the third pressure chamber 70C decreases, and the fourth pressure chamber 7D
For 0D hydraulic oil, push the pilot check valve 77 open to open the oil passage.
34b → right pressure chamber 8 of hydraulic actuator 8 via oil passage 34
At the same time as flowing into f, the pilot check valve 76 is opened. By opening the pilot check valve 76, the hydraulic oil in the left pressure chamber 8e of the hydraulic actuator 8 is changed from the oil passage 32 to the oil passage 32b.
Opened pilot check valve 76 → third pressure chamber
The oil is discharged to the oil tank 18 through 70C → oil passage 30a → oil passage 30, and the piston 8a of the hydraulic actuator 8 moves to the left according to the turning angle of the steering wheel 11 and the vehicle speed V.
次に、油路28を介して油圧制御弁装置７に作動油圧が供
給される場合について説明する。今、油圧制御弁装置７
のスプール71が中立状態にあるとき、絞り部72A及び72D
の開口面積は略等しく、又絞り部72B及び72Cの開口面積
も略等しい。このため、油路28→チェック弁78→油路28
aを介して第１及び第２の各圧力室70A及び70Bに供給さ
れる作動油圧は略等しくなり、油圧室70Aから油路34a→
パイロットチェック弁74→油路34を介して油圧アクチュ
エータ８の右圧力室8fに供給される作動油圧と、圧力室
70Bから油路32a→パイロットチェック弁75→油路32を介
して油圧アクチュエータ８の左圧力室8eに供給される作
動油圧とが略等しくなってピストン8aはバネ8c,8dのバ
ネ力が平衡する位置に保持される。Next, a case where the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic control valve device 7 via the oil passage 28 will be described. Now, the hydraulic control valve device 7
When the spool 71 of is in the neutral state, the throttle parts 72A and 72D
Have substantially the same opening area, and the narrowed portions 72B and 72C have substantially the same opening area. Therefore, oil passage 28 → check valve 78 → oil passage 28
The operating hydraulic pressures supplied to the first and second pressure chambers 70A and 70B via a become substantially equal, and the hydraulic pressure passages from the hydraulic chamber 70A to the oil passage 34a →
The operating pressure supplied to the right pressure chamber 8f of the hydraulic actuator 8 via the pilot check valve 74 and the oil passage 34, and the pressure chamber.
The hydraulic pressure supplied from 70B to the left pressure chamber 8e of the hydraulic actuator 8 via the oil passage 32a → the pilot check valve 75 → the oil passage 32 becomes substantially equal, and the piston 8a balances the spring force of the springs 8c and 8d. Held in position.
次に、ステアリングホイール11が左に回動され、油圧制
御弁装置７のスプール71が左方向に変位したとすると、
絞り部72Aの開口面積が増加すると共に絞り部72Bの開口
面積が減少する一方、絞り部72Dの開口面積が減少する
と共に絞り部72Cの開口面積が増加する。このため、第
１の圧力室70Aの作動油圧が上昇する一方、第２の圧力
室70Bの作動油圧が低下することになり、第１の圧力室7
0Aの作動油はパイロットチェック弁74を押し開けて油路
34a→油路34を介して油圧アクチュエータ８の右圧力室8
fに流入すると共に、パイロットチェック弁75を開成す
る。パイロットチェック弁75の開成により油圧アクチュ
エータ８の左圧力室8e内の作動油は油路32→油路32a→
パイロットチェック弁75→第２の圧力室70B→油路30a→
油路30を介してオイルタンク18に排出され、油圧アクチ
ュエータ８のピストン8aはステアリングホイール11の切
り角及び車速Ｖに応じて左動することになる。Next, assuming that the steering wheel 11 is rotated to the left and the spool 71 of the hydraulic control valve device 7 is displaced to the left,
While the aperture area of the diaphragm portion 72A increases and the aperture area of the diaphragm portion 72B decreases, the aperture area of the diaphragm portion 72D decreases and the aperture area of the diaphragm portion 72C increases. For this reason, the working oil pressure of the first pressure chamber 70A rises, while the working oil pressure of the second pressure chamber 70B falls, and the first pressure chamber 7A
For 0A hydraulic fluid, open the pilot check valve 74 to open the oil passage.
34a → right pressure chamber 8 of hydraulic actuator 8 via oil passage 34
At the same time as flowing into f, the pilot check valve 75 is opened. By opening the pilot check valve 75, the hydraulic oil in the left pressure chamber 8e of the hydraulic actuator 8 is changed from the oil passage 32 to the oil passage 32a →
Pilot check valve 75 → second pressure chamber 70B → oil passage 30a →
The oil is discharged to the oil tank 18 via the oil passage 30, and the piston 8a of the hydraulic actuator 8 moves leftward according to the turning angle of the steering wheel 11 and the vehicle speed V.
一方、ステアリングホイール11が逆に右に回動され、油
圧制御弁装置７のスプール71が右方向に変位したとする
と、絞り部72Dの開口面積が増加すると共に絞り部72Cの
開口面積が減少する一方、絞り部72Aの開口面積が減少
すると共に絞り部72Bの開口面積が増加する。このた
め、第２の圧力室70Bの作動油圧が上昇する一方、第１
の圧力室70Aの作動油圧が低下することになり、第２の
圧力室70Bの作動油はパイロットチェック弁75を押し開
けて油路32a→油路32を介して油圧アクチュエータ８の
左圧力室8eに流入すると共に、パイロットチェック弁74
を開成する。パイロットチェック弁74の開成により油圧
アクチュエータ８の右圧力室8f内の作動油は油路34→油
路34a→開成状態にあるパイロットチェック弁74→第１
の圧力室70A→油路30a→油路30を介してオイルタンク18
に排出され、油圧アクチュエータ８のピストン8aはステ
アリングホイール11の切り角及び車速Ｖに応じて右動す
ることになる。On the other hand, if the steering wheel 11 is rotated rightward and the spool 71 of the hydraulic control valve device 7 is displaced rightward, the opening area of the throttle portion 72D increases and the opening area of the throttle portion 72C decreases. On the other hand, the aperture area of the aperture section 72A decreases and the aperture area of the aperture section 72B increases. Therefore, while the hydraulic pressure in the second pressure chamber 70B rises,
The operating oil pressure of the pressure chamber 70A of the second pressure chamber 70B drops, and the operating oil of the second pressure chamber 70B pushes open the pilot check valve 75 to open the oil passage 32a → the left pressure chamber 8e of the hydraulic actuator 8 via the oil passage 32. Flow into the pilot check valve 74
Open up. When the pilot check valve 74 is opened, the hydraulic oil in the right pressure chamber 8f of the hydraulic actuator 8 is oil passage 34 → oil passage 34a → pilot check valve 74 in the open state → first
Pressure chamber 70A → oil passage 30a → oil passage 30 via oil passage 18
The piston 8a of the hydraulic actuator 8 moves to the right according to the turning angle of the steering wheel 11 and the vehicle speed V.
上述のように、油路29から作動油が油圧制御弁装置７に
供給されたとき、スプール71の左動によりポート7cに高
圧の作動油圧が発生して油圧アクチュエータ８のピスト
ン8aは右動したのに対し、油路28から作動油が油圧制御
弁装置７に供給されたとき、スプール71の左動によりポ
ート7dに高圧の作動油圧が発生して油圧アクチュエータ
８のピストン8aは左動することになり、同じステアリン
グホイール11の切り角であっても油圧アクチュエータ８
の作動は逆になる。同様に、スプール71の右動により油
圧アクチュエータ８の作動は油路29から油圧制御弁装置
７に作動油が供給される場合と、油路28から供給される
場合とでは油圧アクチュエータ８の作動が逆になってい
る。As described above, when the hydraulic oil is supplied from the oil passage 29 to the hydraulic control valve device 7, the leftward movement of the spool 71 generates a high operating hydraulic pressure in the port 7c, and the piston 8a of the hydraulic actuator 8 moves rightward. On the other hand, when the hydraulic oil is supplied to the hydraulic control valve device 7 from the oil passage 28, the leftward movement of the spool 71 generates a high operating hydraulic pressure in the port 7d, and the piston 8a of the hydraulic actuator 8 moves leftward. Therefore, even if the steering angle of the steering wheel 11 is the same, the hydraulic actuator 8
The operation of is reversed. Similarly, the hydraulic actuator 8 is actuated by the right movement of the spool 71 when the hydraulic oil is supplied from the oil passage 29 to the hydraulic control valve device 7 and when it is supplied from the oil passage 28. It is the opposite.
次に、サーボバルブ４及びパワーシリンダ２の作動を説
明する。サーボバルブ４はオイルポンプ16から供給され
る作動油圧をバルブ本体40とスプール41の相対変位量に
応じて調圧し、これをパワーシリンダ２の左右の圧力室
2c,2dに供給するものである。より具体的には、油圧ア
クチュエータ８が出力中立点位置に保持されると、サー
ボバルブ４のバルブ本体40とスプール41の相対変位量が
０となって中立状態にあり、ポート4aからポート4cを介
してパワーシリンダ２の左圧力室2cに供給される作動油
圧とポート4aからポート4dを介して右圧力室2dに供給さ
れる作動油圧が実質的に等しくなり、パワーシリンダ２
も中立状態に保持され、後輪１の操舵角は０、即ち、後
輪１は中立状態に保持される。尚、このとき、オイルタ
ンク18からオイルポンプ16により汲み上げられた作動油
は油路22→サーボバルブ４のポート4a→ポート4b→油路
26を介してオイルタンク18に循環することになる。Next, the operation of the servo valve 4 and the power cylinder 2 will be described. The servo valve 4 regulates the working hydraulic pressure supplied from the oil pump 16 according to the relative displacement amount of the valve body 40 and the spool 41, and controls this pressure chamber on the left and right of the power cylinder 2.
It is supplied to 2c and 2d. More specifically, when the hydraulic actuator 8 is held at the output neutral point position, the relative displacement amount of the valve body 40 and the spool 41 of the servo valve 4 becomes 0, which is in the neutral state. The hydraulic pressure supplied to the left pressure chamber 2c of the power cylinder 2 via the power cylinder 2 becomes substantially equal to the hydraulic pressure supplied from the port 4a to the right pressure chamber 2d via the port 4d.
Is also maintained in the neutral state, and the steering angle of the rear wheel 1 is 0, that is, the rear wheel 1 is maintained in the neutral state. At this time, the hydraulic oil pumped up from the oil tank 18 by the oil pump 16 is the oil passage 22 → the port 4a of the servo valve 4 → the port 4b → the oil passage.
It will be circulated to the oil tank 18 via 26.
次に、ステアリングホイールの回動により油圧アクチュ
エータ８のピストン8aが左動し、サーボバルブ４のスプ
ール41がバルブ本体40に対して左方向に変位すると、ポ
ート4dとポート4b間を作動油が流れ易くなり、パワーシ
リンダ２の右圧力室2dの油圧が低下する一方、ポート4a
とポート4b間乃至はポート4cとポート4b間の作動油の流
れが制限されと共にポート4aとポート4c間を作動油が流
れ易くなり、パワーシリンダ２の左圧力室2cの油圧が上
昇してスプール41とバルブ本体40との相対変位量に応じ
た差圧がピストン2aに作用することになり、ピストン2a
は右動し、タイロッド2bにより右側のトレーリングアー
ム1aを押圧して後輪１を右方向に操舵することになる。
即ち、油圧アクチュエータ８のピストン8aの左動により
後輪１は右に操舵されることになる。Next, when the steering wheel rotates, the piston 8a of the hydraulic actuator 8 moves to the left, and the spool 41 of the servo valve 4 is displaced leftward with respect to the valve body 40, and hydraulic oil flows between the ports 4d and 4b. It becomes easier and the oil pressure in the right pressure chamber 2d of the power cylinder 2 drops, while the port 4a
Between the port 4b and the port 4b or between the port 4c and the port 4b is restricted, and the hydraulic oil easily flows between the port 4a and the port 4c, the hydraulic pressure in the left pressure chamber 2c of the power cylinder 2 rises, and the spool The differential pressure corresponding to the relative displacement amount between the valve 41 and the valve body 40 acts on the piston 2a.
Moves to the right, and the tie rod 2b pushes the right trailing arm 1a to steer the rear wheel 1 to the right.
That is, the rear wheel 1 is steered to the right by the left movement of the piston 8a of the hydraulic actuator 8.
パワーシリンダ２のピストン2aの右動によりタイロッド
2bが右方向に変位するとアーム３が支点3aを中心として
反時計回り方向に揺動しサーボバルブ４のバルブ本体40
をロッド2bとは逆方向、即ち、スプール41が変位した方
向と同じ方向に移動させる。このため、スプール41とバ
ルブ本体40との相対変位量が小さくなり、パワーシリン
ダ２の右圧力室2dと左圧力室2cの圧力差が小さくなる。
そして、ピストン2aは各圧力室2c,2dに縮設されるバネ2
g,2hのバネ力と差圧とが釣り合う位置に移動してその位
置に保持されることになり、ステアリングホイールの回
動保持位置に対応する釣り合い位置にピストン2aが保持
され、後輪１も操舵状態に保持される。Tie rod by right movement of piston 2a of power cylinder 2
When 2b is displaced to the right, the arm 3 swings counterclockwise around the fulcrum 3a, and the valve body 40 of the servo valve 4 moves.
Is moved in the opposite direction to the rod 2b, that is, in the same direction as the direction in which the spool 41 is displaced. Therefore, the relative displacement amount between the spool 41 and the valve body 40 becomes small, and the pressure difference between the right pressure chamber 2d and the left pressure chamber 2c of the power cylinder 2 becomes small.
The piston 2a is a spring 2 that is compressed in each pressure chamber 2c, 2d.
The spring force of g, 2h moves to a position where the differential pressure and the differential pressure are balanced and is held at that position, the piston 2a is held at the balanced position corresponding to the rotation holding position of the steering wheel, and the rear wheel 1 also The steering state is maintained.
尚、サーボバルブ４が変位追従型であるので、路面状態
や走行状態に応じて路面反力が変化してもこの路面反力
に関係なく後輪操舵角を正確に制御することが出来る。
即ち、路面反力の変化によりタイロッド2bが新たな釣り
合い位置に変位しようとするとこの変位に伴いアーム３
が回動し、タイロッド2bの変位方向と反対方向にバルブ
本体40を移動させ、バルブ本体40とスプール41の相対変
位量をタイロッド2bの変位を補正するように増減させる
ので、タイロッド2bは油圧アクチュエータ８により設定
されたスプール41の移動位置に対応する位置に保持され
ることになる。Since the servo valve 4 is a displacement follow-up type, the rear wheel steering angle can be accurately controlled regardless of the road surface reaction force even if the road surface reaction force changes according to the road surface state or the running state.
That is, when the tie rod 2b is about to be displaced to a new equilibrium position due to a change in road reaction force, the arm 3
Rotates, the valve body 40 is moved in the direction opposite to the displacement direction of the tie rod 2b, and the relative displacement amount of the valve body 40 and the spool 41 is increased or decreased so as to correct the displacement of the tie rod 2b. The spool 41 is held at a position corresponding to the moving position of the spool 41 set by 8.
次に、油圧アクチュエータ８のピストン8aが出力中立位
置に戻ると、サーボバルブ４のスプール41とバルブ本体
40との間に相対変位が生じてバルブ本体40に対して右動
したことになり、上述の場合とは逆にパワーシリンダ２
の右圧力室2dに供給される作動油圧が左圧力室2cに供給
される作動油圧より大きくなり、ピストン2aは中立位置
に向かって移動することになる。このピストン2aの移動
によりサーボバルブ４のバルブ本体40はスプール41の変
位に追従するように変位し、バルブ本体40はスプール41
とバルブ本体40の相対変位量が０になる位置、即ち、元
の中立位置に戻り、バルブ本体40が中立位置に戻るとき
にはパワーシリンダ２のピストン2a、即ち、後輪１も中
立位置に戻っている。Next, when the piston 8a of the hydraulic actuator 8 returns to the output neutral position, the spool 41 of the servo valve 4 and the valve body
This means that relative displacement has occurred between the power cylinder 2 and the valve body 40 and the valve body 40 has moved to the right.
The hydraulic pressure supplied to the right pressure chamber 2d becomes higher than the hydraulic pressure supplied to the left pressure chamber 2c, and the piston 2a moves toward the neutral position. By this movement of the piston 2a, the valve body 40 of the servo valve 4 is displaced so as to follow the displacement of the spool 41, and the valve body 40 is displaced by the spool 41.
When the valve body 40 returns to the neutral position where the relative displacement of the valve body 40 becomes 0, that is, the valve body 40 returns to the neutral position, the piston 2a of the power cylinder 2, that is, the rear wheel 1 also returns to the neutral position. There is.
油圧アクチュエータ８のピストン8aが右動してサーボバ
ルブ４のスプール41も右動し、スプール41がバルブ本体
40に対して右方向に変位すると、ポート4cとポート4b間
を作動油が流れ易くなり、パワーシリンダ２の左圧力室
2cの油圧が低下する一方、ポート4aとポート4b間乃至は
ポート4dとポート4b間の作動油の流れが制限されと共に
ポート4aとポート4d間を作動油が流れ易くなり、パワー
シリンダ２の右圧力室2dの油圧が上昇してスプール41と
バルブ本体40との相対変位量に応じた差圧がピストン2a
に作用することになり、ピストン2aは左動し、タイロッ
ド2bにより左側のトレーリングアーム1aを押圧して後輪
１を左方向に操舵することになる。即ち、油圧アクチュ
エータ８のピストン8aの右動により後輪１は左に操舵さ
れることになる。このときのサーボバルブ４のバルブ本
体40等の詳細な作動は上述した油圧アクチュエータ８の
ピストン8aが左動する場合の説明から容易に推考できる
のでその説明を省略する。The piston 8a of the hydraulic actuator 8 moves right, the spool 41 of the servo valve 4 also moves right, and the spool 41 moves to the valve body.
If it is displaced to the right with respect to 40, hydraulic oil will easily flow between the ports 4c and 4b, and the left pressure chamber of the power cylinder 2 will
While the hydraulic pressure of 2c decreases, the flow of hydraulic oil between ports 4a and 4b or between ports 4d and 4b is restricted, and the hydraulic oil easily flows between ports 4a and 4d. The hydraulic pressure in the pressure chamber 2d rises, and the differential pressure corresponding to the relative displacement amount between the spool 41 and the valve body 40 causes the piston 2a.
The piston 2a moves to the left, and the tie rod 2b pushes the left trailing arm 1a to steer the rear wheel 1 to the left. That is, the rear wheel 1 is steered to the left by the right movement of the piston 8a of the hydraulic actuator 8. The detailed operation of the valve body 40 and the like of the servo valve 4 at this time can be easily inferred from the above description of the case where the piston 8a of the hydraulic actuator 8 moves to the left, and the description thereof will be omitted.
斯くして、車速Ｖが前記所定速度V0より小さいとき、作
動油は油路28を介して油圧制御弁装置７に供給され、こ
のとき、ステアリングホイール11が左に回動されると油
圧アクチュエータ８のピストン8a及びサーボバルブ４の
スプール41も左動し、後輪１は右に操舵されることにな
る。一方、ステアリングホイール11が右に回動されると
油圧アクチュエータ８のピストン8a及びサーボバルブ４
のスプール41も右動し、後輪１は左に操舵されることに
なり、結局、車速Ｖが前記所定速度V0より小さいときに
は後輪１はステアリングホイール11と逆の方向、即ち、
前輪と逆位相で操舵されることになる。そして、油路28
を介して油圧制御弁装置７に供給される作動油圧は車速
Ｖの増加と共に減少するので、前輪の操舵角Ｆθに対す
る後輪１の操舵角Ｒθの比、即ち、転舵比Ｒθ/Fθは、
車速Ｖに応じて減少することになる。Thus, when the vehicle speed V is lower than the predetermined speed V 0 , the hydraulic oil is supplied to the hydraulic control valve device 7 via the oil passage 28, and at this time, when the steering wheel 11 is rotated to the left, the hydraulic actuator. The piston 8a of 8 and the spool 41 of the servo valve 4 also move to the left, and the rear wheel 1 is steered to the right. On the other hand, when the steering wheel 11 is turned to the right, the piston 8a of the hydraulic actuator 8 and the servo valve 4 are
The spool 41 also moves to the right, and the rear wheel 1 is steered to the left. Consequently, when the vehicle speed V is lower than the predetermined speed V 0 , the rear wheel 1 is in the opposite direction to the steering wheel 11, that is,
It will be steered in the opposite phase to the front wheels. And oil passage 28
Since the operating hydraulic pressure supplied to the hydraulic control valve device 7 via the vehicle decreases as the vehicle speed V increases, the ratio of the steering angle Rθ of the rear wheels 1 to the steering angle Fθ of the front wheels, that is, the steering ratio Rθ / Fθ is
It will decrease according to the vehicle speed V.
車速Ｖが前記所定速度V0と等しいときにはオイルポンプ
10の何れのポート10a,10bからも作動油が吐出されない
ので、ステアリングホイール11が回動され、その切り角
がいかなる値であっても油圧制御弁装置７のポート7c及
び7dに作動油圧が発生せず、油圧アクチュエータ８は出
力中立点位置に保持され、後輪１も中立位置に保持され
る。When the vehicle speed V is equal to the predetermined speed V 0 , the oil pump
Since hydraulic oil is not discharged from any of the ports 10a and 10b of 10, the steering wheel 11 is rotated and hydraulic pressure is generated at the ports 7c and 7d of the hydraulic control valve device 7 regardless of the cutting angle. Instead, the hydraulic actuator 8 is held at the output neutral point position, and the rear wheel 1 is also held at the neutral position.
車速Ｖが前記所定速度V0より大きいとき、作動油は油路
29を介して油圧制御弁装置７に供給され、このとき、ス
テアリングホイール11が左に回動されると油圧アクチュ
エータ８のピストン8a及びサーボバルブ４のスプール41
は右動し、後輪１は左に操舵されることになる。一方、
ステアリングホイール11が右に回動されると油圧アクチ
ュエータ８のピストン8a及びサーボバルブ４のスプール
41は左動し、後輪１は右に操舵されることになり、結
局、車速Ｖが前記所定速度V0より大きいときには後輪１
はステアリングホイール11と同じ方向、即ち、前輪と同
位相で操舵されることになる。そして、油路29を介して
油圧制御弁装置７に供給される作動油圧は車速Ｖの増加
と共に増加するので転舵比Ｒθ/Fθは、車速Ｖに応じて
増加することになる。When the vehicle speed V is higher than the predetermined speed V 0 , the hydraulic oil is in the oil passage.
It is supplied to the hydraulic control valve device 7 via 29. At this time, when the steering wheel 11 is rotated to the left, the piston 8a of the hydraulic actuator 8 and the spool 41 of the servo valve 4 are supplied.
Will move to the right and the rear wheel 1 will be steered to the left. on the other hand,
When the steering wheel 11 is turned to the right, the piston 8a of the hydraulic actuator 8 and the spool of the servo valve 4 are rotated.
41 moves to the left and the rear wheel 1 is steered to the right. Eventually, when the vehicle speed V is higher than the predetermined speed V 0 , the rear wheel 1
Will be steered in the same direction as the steering wheel 11, that is, in the same phase as the front wheels. Then, the operating hydraulic pressure supplied to the hydraulic control valve device 7 via the oil passage 29 increases as the vehicle speed V increases, so that the turning ratio Rθ / Fθ increases in accordance with the vehicle speed V.
次に、加算制御機構６の作用を説明する。この加算制御
機構６は油圧アクチュエータ８のシリンダ8bの中立点を
移動させ、上述した基本転舵比特性を変更するものであ
り、転舵比特性を変化させる操舵制御パラメータとして
は種々のものが考えられるが、例えば、車速が、操舵時
に前輪と後輪が同位相で操舵される所定値V0以上である
場合に、操舵開始時点からの経過時間に応じて上述した
転舵比特性を変化させるものが考えられ、これを例に、
第７図の示すフローチャートを参照しながら説明する。Next, the operation of the addition control mechanism 6 will be described. The addition control mechanism 6 moves the neutral point of the cylinder 8b of the hydraulic actuator 8 to change the basic turning ratio characteristic described above, and various steering control parameters for changing the turning ratio characteristic can be considered. However, for example, when the vehicle speed is equal to or greater than a predetermined value V 0 at which the front wheels and the rear wheels are steered in the same phase at the time of steering, the above-described turning ratio characteristic is changed according to the elapsed time from the steering start time point. Things can be considered, and using this as an example,
This will be described with reference to the flowchart shown in FIG.
先ず、コントローラ63は、ステップS1において入力され
る車速センサ65からの車速信号に基づき検出した車速Ｖ
が前輪と後輪を同位相で操舵すべき所定車速V0以上であ
るか否かを判別し、ステップS2において操舵角センサ64
からの操舵角信号に基づきステアリングホィール11が回
動され操舵が開始されたか否かを判別する。ステップS2
での判別は、例えば操舵角θの絶対値が所定の不感帯上
下限値であるθ０より大きいか否かにより判別するよう
にしてもよい。First, the controller 63 detects the vehicle speed V based on the vehicle speed signal from the vehicle speed sensor 65 input in step S1.
Is equal to or higher than a predetermined vehicle speed V 0 at which the front wheels and the rear wheels should be steered in phase, and in step S2, the steering angle sensor 64
It is determined whether or not the steering wheel 11 has been rotated to start steering based on the steering angle signal from the. Step S2
For example, the determination may be made based on whether or not the absolute value of the steering angle θ is greater than a predetermined dead zone upper / lower limit value θ 0 .
ステップS1及びS2の何れか一方の判別結果が否定（No）
の場合、コントローラ63はモータ61に駆動信号を出力せ
ず、油圧アクチュエータ８のシリンダ8bの中立点を正規
位置に保持して（ステップS6）、ステップS1及びS2の判
別を繰り返し実行している。尚、ステップS1及びS2の何
れか一方の判別において否定と判別された時点でシリン
ダ8bの中立点が正規位置にない場合にはコントローラ63
はモータ61を作動させてシリンダ8bを正規位置に戻した
後、その正規位置を保持する。車速Ｖが前記所定値V0以
下の運転時に操舵された場合には油圧アクチュエータ８
のシリンダ8bの中立点が正規位置に保持されるために上
述した基本転舵比特性に基づいて操舵されることにな
る。The determination result of either step S1 or S2 is negative (No)
In this case, the controller 63 does not output a drive signal to the motor 61, holds the neutral point of the cylinder 8b of the hydraulic actuator 8 at the normal position (step S6), and repeatedly executes the determinations of steps S1 and S2. If the neutral point of the cylinder 8b is not at the normal position at the time when the result of the determination in either step S1 or S2 is negative, the controller 63
Holds the normal position after operating the motor 61 to return the cylinder 8b to the normal position. When the vehicle speed V is steered during the operation at the predetermined value V 0 or less, the hydraulic actuator 8
Since the neutral point of the cylinder 8b is held at the normal position, the steering is performed based on the basic turning ratio characteristic described above.
ステップS1及びS2の判別結果がいずれも肯定（YES）の
場合、ステアリングの開始時点（ステップS2の判別が否
定から肯定に変化した時点）からの経過時間Ｔを計時
し、所定時間Tstrが経過したか否かを判別する（ステッ
プS3）。そして、所定時間Tstrが経過していない場合に
は、即ち、ステップS3の判別結果が否定の場合にはモー
タ61を作動させて後輪舵角が減少する方向に油圧アクチ
ュエータ８のシリンダ8bの中立点を移動させる。例え
ば、ステアリングホィール11が右に回動された場合、油
圧アクチュエータ８のピストン8a及びサーボバルブ４の
スプール41は左動しようとするが、ロッド60を図示右方
向に移動させる方向にモータ61を駆動し、シリンダ8bの
中立点を正規位置より右方向に変位させる。すると、油
圧アクチュエータ８のバネ8cが収縮し、バネ8dが伸長す
るため、ピストン8aに作用するバネ8cのバネ力によりピ
ストン8aの左動が阻止され、その左動量が減少すること
になる。コントローラ63はステップS4が繰り返し実行さ
れる毎にモータ61を一定角度宛、即ち、シリンダ8bを一
定量宛変位させる。If the determination results of steps S1 and S2 are both affirmative (YES), the elapsed time T from the steering start time (the time when the determination of step S2 changes from negative to positive) is counted, and the predetermined time Tstr has elapsed. It is determined whether or not (step S3). When the predetermined time Tstr has not elapsed, that is, when the determination result in step S3 is negative, the motor 61 is operated to neutralize the cylinder 8b of the hydraulic actuator 8 in the direction in which the rear wheel steering angle decreases. Move the points. For example, when the steering wheel 11 is rotated to the right, the piston 8a of the hydraulic actuator 8 and the spool 41 of the servo valve 4 try to move to the left, but the motor 61 is driven in the direction to move the rod 60 to the right in the figure. Then, the neutral point of the cylinder 8b is displaced rightward from the normal position. Then, the spring 8c of the hydraulic actuator 8 contracts and the spring 8d expands, so that the spring force of the spring 8c acting on the piston 8a prevents the left movement of the piston 8a and reduces the left movement amount thereof. The controller 63 displaces the motor 61 at a constant angle, that is, the cylinder 8b at a constant amount, each time step S4 is repeatedly executed.
ステップS3の判別において所定時間Tstrが経過したと判
別すると、コントローラ63はステップS5を実行して今度
はモータ61を作動させて後輪舵角が増加する方向に油圧
アクチュエータ８のシリンダ8bの中立点を移動させる。
例えば、上述の通りステアリングホィール11が右に回動
されたとすれば、所定時間Tstrが経過するまでは後輪舵
角が減少する方向にシリンダ8bの中立点を正規位置より
右方向に変位させるが、今度はシリンダ8bの中立点を正
規位置方向（左方向）に向かって変位させる。If it is determined in the determination in step S3 that the predetermined time Tstr has elapsed, the controller 63 executes step S5, and this time operates the motor 61 to increase the rear wheel steering angle in the neutral position of the cylinder 8b of the hydraulic actuator 8. To move.
For example, if the steering wheel 11 is rotated to the right as described above, the neutral point of the cylinder 8b is displaced to the right from the normal position in the direction in which the rear wheel steering angle decreases until the predetermined time Tstr elapses. , This time, the neutral point of the cylinder 8b is displaced toward the normal position direction (left direction).
このように車両が前輪と後輪が同位相で操舵する際に、
操舵の始まりにおいて後輪の舵角を基本転舵比特性で与
えられる値より小さい値に設定することによりヨーイン
グの発生を早め、コーナリング状態に入ると後輪舵角を
増加させることによりステアリング感を高めることがで
きる。斯くして、操舵開始時点からの経過時間を操舵制
御パラメータとして付加的に転舵比特性を変更すること
によりより好適な操舵フィーリングを得ることが出来
る。In this way, when the vehicle steers the front and rear wheels in the same phase,
By setting the steering angle of the rear wheels to a value smaller than the value given by the basic steering ratio characteristic at the beginning of steering, yawing will occur faster, and when entering cornering, the steering angle will be increased by increasing the rear wheel steering angle. Can be increased. Thus, a more suitable steering feeling can be obtained by additionally changing the turning ratio characteristic using the elapsed time from the start of steering as a steering control parameter.
加算制御機構６はコントローラ63によりモータ61の作動
制御を電子的に行うものであるが、油圧制御弁装置７に
より車速及びステアリングホィールの操舵角に応じた基
本的な操舵制御を全油圧式で行い、上述の加算制御機構
６により加算的に転舵比特性に補正を加えるものである
から、たとえ加算制御機構６が故障してもシステム全体
が作動不能に陥ることがなく電波障害の影響が少なく信
頼性の高い４輪操舵装置が提供される。The addition control mechanism 6 electronically controls the operation of the motor 61 by the controller 63, but the hydraulic control valve device 7 performs the basic steering control according to the vehicle speed and the steering angle of the steering wheel by a full hydraulic system. Since the steering control ratio characteristic is additively corrected by the addition control mechanism 6 described above, even if the addition control mechanism 6 fails, the entire system does not become inoperable and the influence of radio interference is small. A highly reliable four-wheel steering system is provided.
尚、上述の実施例における操舵開始時点からの経過時間
Tstrは車速に応じた値に設定することが望ましい。又、
転舵比特性を付加的に補正するための第２の操舵制御パ
ラメータとしては上述の実施例のパラメータに限定され
ることはない。The elapsed time from the start of steering in the above embodiment
It is desirable to set Tstr to a value according to the vehicle speed. or,
The second steering control parameter for additionally correcting the turning ratio characteristic is not limited to the parameters of the above-described embodiment.
上述の実施例では油圧アクチュエータ８のシリンダ8bの
中立点を加算制御機構６により移動させたが、第８図に
示す加算制御機構6Aによりシリンダ8b′を固定にし、右
圧力室8fに収容されるバネ8fの伸び量を変化させ油圧ア
クチュエータ８の出力中立点を変化させる様にしてもよ
い。In the above-mentioned embodiment, the neutral point of the cylinder 8b of the hydraulic actuator 8 is moved by the addition control mechanism 6, but the cylinder 8b 'is fixed by the addition control mechanism 6A shown in FIG. 8 and accommodated in the right pressure chamber 8f. The amount of expansion of the spring 8f may be changed to change the output neutral point of the hydraulic actuator 8.
より具体的には、油圧アクチュエータ８のシリンダ8b′
のピストン8aの右端面が臨む空間にバネ座8hを液密且つ
摺動自在に介装してこの空間をピストン8a側の右圧力室
8fとバネ室8gの２室に区画し、右圧力室8fにはバネ8d′
を、バネ室8gにはバネ8iを夫々縮設し、バネ座8hを前述
の加算制御機構６と同様にロッド60′に接続すればよ
い。More specifically, the cylinder 8b ′ of the hydraulic actuator 8
The spring seat 8h is installed in a space facing the right end surface of the piston 8a in a liquid-tight and slidable manner, and this space is installed in the right pressure chamber on the piston 8a side.
8f and spring chamber 8g are divided into two chambers, and the right pressure chamber 8f has a spring 8d ′.
The springs 8i may be contracted in the spring chambers 8g, and the spring seats 8h may be connected to the rod 60 'as in the addition control mechanism 6 described above.
バネ座8hの中立点をモータ61を作動させて正規位置から
右方向乃至は左方向に移動させることにより第２図乃至
第４図に示す加算制御機構６と同様の作用効果が得られ
る。尚、第８図において第２図乃至第４図に示す構成要
素と同じものには同じ符号を付してそれらの詳細な説明
は省略する。By operating the motor 61 to move the neutral point of the spring seat 8h from the normal position to the right or to the left, the same effect as that of the addition control mechanism 6 shown in FIGS. 2 to 4 can be obtained. In FIG. 8, the same components as those shown in FIGS. 2 to 4 are designated by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
第９図及び第10図は、第８図の加算制御機構6Aの歯車機
構62に代え、歯車機構67によりモータ61の回転運動を並
進運動に変換する加算制御機構6Bを備えるものを示し、
この実施例の歯車機構67はボールねじを使用する点で第
８図に示すものと異なる。即ち、歯車機構67はモータ61
の出力軸61aの先端に固設されたウォーム67aと、一端が
油圧アクチュエータ８のバネ室8gに嵌装されるバネ座8h
に接続され、シリンダ8b″から外方に突出する他端部に
ボールねじのボールが装着されるボール溝67cを有する
ロッド68と、一端にウォーム67aと噛合するウォームホ
ィール67b′が一体に形成されると共に中心軸に沿って
穿設された中心孔にロッド68の、ボール溝67cを刻設し
た突出端を嵌装させ、該中心孔の内周壁に複数のボール
溝が刻設されると共に内部にボールを循環させるボール
循環路（いずれも図示せず）が形成されたボールねじ本
体67bとから構成される。そして、ロッド68は、ボール
溝67cが刻設されないネジ座8h側の部分が断面矩形に形
成され、シリンダ8b″の該ロッド68が貫通する端面に取
り付けたガイド部材67dにより回転不能に当該シリンダ8
b″の端面に支持されている。尚、第９図及び第10図
中、第８図に示す構成要素と同一のものには同じ符号を
付してそれらの詳細な説明は省略する。9 and 10 show an addition control mechanism 6B for converting the rotational motion of the motor 61 into a translational motion by a gear mechanism 67 in place of the gear mechanism 62 of the addition control mechanism 6A of FIG.
The gear mechanism 67 of this embodiment differs from that shown in FIG. 8 in that a ball screw is used. That is, the gear mechanism 67 is the motor 61
Worm 67a fixed to the tip of the output shaft 61a, and a spring seat 8h whose one end is fitted in the spring chamber 8g of the hydraulic actuator 8.
And a rod 68 having a ball groove 67c in which the ball of a ball screw is mounted at the other end protruding outward from the cylinder 8b ″, and a worm wheel 67b ′ meshing with the worm 67a is integrally formed at one end. In addition, the protruding end of the rod 68 having the ball groove 67c is fitted into the central hole formed along the central axis, and a plurality of ball grooves are engraved on the inner peripheral wall of the central hole and And a ball screw main body 67b in which a ball circulation path (not shown) for circulating the ball is formed in the rod 68. The rod 68 has a cross section at the screw seat 8h side where the ball groove 67c is not formed. The cylinder 8b ″ is non-rotatably formed by a guide member 67d attached to an end surface of the cylinder 8b ″ through which the rod 68 penetrates.
It is supported on the end surface of b ″. In FIGS. 9 and 10, the same components as those shown in FIG. 8 are designated by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
第９図及び第10図において、モータ61はコントローラ63
により前述したと同じように制御される。モータ61の回
転はウォーム67a及びウォームホィール67b′を介してボ
ールねじ本体67bに伝達され、ボールねじ本体67bがロッ
ド68を中心に回転するとロッド68はその回転方向に応じ
て左動又は右動することになり、バネ座8hの中立点を正
規位置に対して移動させることが出来る。In FIGS. 9 and 10, the motor 61 is a controller 63.
Is controlled in the same manner as described above. The rotation of the motor 61 is transmitted to the ball screw main body 67b via the worm 67a and the worm wheel 67b ', and when the ball screw main body 67b rotates about the rod 68, the rod 68 moves left or right depending on the rotation direction. This means that the neutral point of the spring seat 8h can be moved with respect to the normal position.
第８図に示す油圧アクチュエータ８のバネ座8hの移動は
第11図に示す加算制御機構6Cでも実施可能である。即
ち、第11図に示す加算制御機構6Cのロッド69の一端はボ
ールジョイント8h′によりバネ座8hに対して回転可能に
接続され、外周面には雄ネジ69bが刻設され、該雄ネジ6
9bはシリンダ8b″のバネ室8g側の端面8jの中心位置に形
成されたネジ孔8kに螺合している。そして、ロッド69の
他端は継手69aによりモータ61の出力軸61aにスプライン
結合されている。ロッド69は雄ネジ69bとネジ孔8kが螺
合しているためにモータ61の回転と共に螺進し、ネジ座
8hを左動又は右動させることが出来る。尚、第８図と同
じ他の構成要素には同一符号を付してそれらの詳細な説
明を省略する。The movement of the spring seat 8h of the hydraulic actuator 8 shown in FIG. 8 can be carried out also by the addition control mechanism 6C shown in FIG. That is, one end of the rod 69 of the addition control mechanism 6C shown in FIG. 11 is rotatably connected to the spring seat 8h by a ball joint 8h ', and an external thread 69b is engraved on the outer peripheral surface thereof.
9b is screwed into a screw hole 8k formed at the center position of the end surface 8j of the cylinder 8b ″ on the side of the spring chamber 8g. The other end of the rod 69 is spline-coupled to the output shaft 61a of the motor 61 by a joint 69a. Since the male screw 69b and the screw hole 8k are screwed together, the rod 69 is screwed with the rotation of the motor 61,
8h can be moved left or right. The same components as those in FIG. 8 are designated by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
（考案の効果） 以上詳述したように本考案の４輪操舵装置は、動力油圧
源と、該動力油圧源から供給される作動油圧に応動して
後輪を操舵するパワーシリンダと、動力油圧源とパワー
シリンダ間に介装され、バルブ本体に軸方向摺動自在に
嵌装されたスプールを有し、該スプールと前記バルブ本
体との軸方向相対変位に応じてパワーシリンダへ供給さ
れる作動油圧を制御する制御弁と、前輪操舵機構に機械
的に連結され前記前輪の操舵量に応じて、前記制御弁に
前記軸方向相対変位を生じさせるように軸方向変位出力
を発生する第１制御機構と、制御弁に、該第１制御機構
により発生した前記制御弁の相対変位に対して加算的に
相対変位を生じさせるように軸方向変位出力を発生させ
る駆動手段、車両の走行状態を検出するセンサ、および
該センサの出力に応じて前記駆動手段の作動を制御する
コントローラを有する第２制御機構とを備えて構成した
ので、第１制御機構により制御される後輪の操舵特性を
第２制御機構により加算的に補正することができ、制御
自由度が高く、構成が簡単で誤動作に対する安全性が高
いという優れた効果を奏する。(Effects of the Invention) As described in detail above, the four-wheel steering system of the present invention includes a power hydraulic pressure source, a power cylinder that steers rear wheels in response to an operating hydraulic pressure supplied from the power hydraulic pressure source, and a power hydraulic pressure. An operation that is provided between the power source and the power cylinder, has a spool that is axially slidably fitted in the valve body, and is supplied to the power cylinder in accordance with the axial relative displacement between the spool and the valve body. A first control mechanically connected to a control valve for controlling hydraulic pressure and a front wheel steering mechanism to generate an axial displacement output so as to cause the axial relative displacement of the control valve according to a steering amount of the front wheel. A driving mechanism for generating an axial displacement output so that the mechanism and the control valve add relative displacement to the relative displacement of the control valve generated by the first control mechanism, and the traveling state of the vehicle is detected. Sensor, and Since the second control mechanism having a controller for controlling the operation of the drive means according to the output of the sensor is provided, the steering characteristics of the rear wheels controlled by the first control mechanism are added by the second control mechanism. It has the excellent effects that it can be corrected to, the degree of freedom of control is high, the configuration is simple, and the safety against malfunction is high.
第１図は本考案に係る４輪操舵装置の油圧回路図、第２
図は第１図に示す油圧アクチュエータ８及び加算制御機
構６の詳細構成を示すブロック図、第３図は第２図の矢
線IIIから視た部分側面図、第４図は第２図の矢線IVか
ら視た部分側面図、第５図は第１図に示す油圧制御弁装
置７の詳細油圧回路図、第６図は第１図に示すオイルポ
ンプ10の作動特性図、第７図は加算制御機構６による操
舵制御手順を示すフローチャート、第８図は油圧アクチ
ュエータ及び加算制御機構の第２の実施例を示し、第２
図に類似のブロック図、第９図及び第10図は油圧アクチ
ュエータ及び加算制御機構の第３の実施例を示し、第２
図に類似のブロック図、第11図は油圧アクチュエータ及
び加算制御機構の第４の実施例を示し、第２図に類似の
ブロック図である。 １……後輪、２……パワーシリンダ、４……サーボバル
ブ（第１の制御弁）、6,6A,6B,6C……加算制御機構、７
……油圧制御弁装置（第２の制御弁）、８……油圧アク
チュエータ、10……オイルポンプ（制御油圧源）、11…
…ステアリングホィール、16……オイルポンプ（動力油
圧源）、61……モータ、62……歯車機構、63……コント
ローラ、64……操舵角センサ、65……車速センサ、67…
…歯車機構。FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a four-wheel steering system according to the present invention, and FIG.
1 is a block diagram showing a detailed configuration of the hydraulic actuator 8 and the addition control mechanism 6 shown in FIG. 1, FIG. 3 is a partial side view seen from an arrow line III of FIG. 2, and FIG. 4 is an arrow of FIG. 5 is a partial side view as seen from the line IV, FIG. 5 is a detailed hydraulic circuit diagram of the hydraulic control valve device 7 shown in FIG. 1, FIG. 6 is an operation characteristic diagram of the oil pump 10 shown in FIG. 1, and FIG. FIG. 8 is a flowchart showing a steering control procedure by the addition control mechanism 6, FIG. 8 shows a second embodiment of the hydraulic actuator and the addition control mechanism, and FIG.
Block diagrams similar to the drawings, FIGS. 9 and 10 show a third embodiment of the hydraulic actuator and addition control mechanism, and FIG.
FIG. 11 is a block diagram similar to FIG. 11, FIG. 11 is a block diagram similar to FIG. 2, showing a fourth embodiment of the hydraulic actuator and addition control mechanism. 1 ... rear wheel, 2 ... power cylinder, 4 ... servo valve (first control valve), 6,6A, 6B, 6C ... additional control mechanism, 7
... hydraulic control valve device (second control valve), 8 ... hydraulic actuator, 10 ... oil pump (control hydraulic source), 11 ...
… Steering wheel, 16 …… Oil pump (hydraulic power source), 61 …… Motor, 62 …… Gear mechanism, 63 …… Controller, 64 …… Steering angle sensor, 65 …… Vehicle speed sensor, 67…
… Gear mechanism.
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)考案者 藤井 啓史 東京都港区芝５丁目33番８号 三菱自動車 工業株式会社内 (56)参考文献 特開 昭62−131878（ＪＰ，Ａ) 実開 昭60−45266（ＪＰ，Ｕ) 実開 昭62−139783（ＪＰ，Ｕ) ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of front page (72) Inventor Hiroshi Fujii 533-8 Shiba, Minato-ku, Tokyo Mitsubishi Motors Corporation (56) References JP 62-131878 (JP, A) 60-45266 (JP, U) Actually opened 62-139783 (JP, U)
Claims (1)
操舵するパワーシリンダと、 前記動力油圧源とパワーシリンダ間に介装され、バルブ
本体に軸方向摺動自在に嵌装されたスプールを有し、該
スプールと前記バルブ本体との軸方向相対変位に応じて
パワーシリンダへ供給される作動油圧を制御する制御弁
と、 前輪操舵機構に機械的に連結され前記前輪の操舵量に応
じて、前記制御弁に前記軸方向相対変位を生じさせるよ
うに軸方向変位出力を発生する第１制御機構と、 前記制御弁に、該第１制御機構により発生した前記制御
弁の相対変位に対して加算的に相対変位を生じさせるよ
うに軸方向変位出力を発生させる駆動手段、車両の走行
状態を検出するセンサ、および該センサの出力に応じて
前記駆動手段の作動を制御するコントローラを有する第
２制御機構と を備えてなることを特徴とする４輪操舵装置。1. A power hydraulic pressure source, a power cylinder which steers rear wheels in response to an operating hydraulic pressure supplied from the power hydraulic pressure source, and a shaft which is interposed between the power hydraulic pressure source and the power cylinder and is provided on a valve body. A control valve having a spool fitted so as to be slidable in a direction, and controlling a working hydraulic pressure supplied to a power cylinder according to an axial relative displacement between the spool and the valve body; A first control mechanism connected to the control valve for generating an axial displacement output so as to cause the axial relative displacement of the control valve in accordance with a steering amount of the front wheel; Driving means for generating an axial displacement output so as to additionally generate relative displacement with respect to the generated relative displacement of the control valve, a sensor for detecting a traveling state of the vehicle, and the drive according to the output of the sensor. Of means And a second control mechanism having a controller for controlling the operation of the four-wheel steering device.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1987177871U JPH078356Y2 (en) | 1987-11-20 | 1987-11-20 | 4-wheel steering system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1987177871U JPH078356Y2 (en) | 1987-11-20 | 1987-11-20 | 4-wheel steering system |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0181381U JPH0181381U (en) | 1989-05-31 |
| JPH078356Y2 true JPH078356Y2 (en) | 1995-03-01 |
Family
ID=31469522
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1987177871U Expired - Lifetime JPH078356Y2 (en) | 1987-11-20 | 1987-11-20 | 4-wheel steering system |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH078356Y2 (en) |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6045266U (en) * | 1983-09-05 | 1985-03-30 | トヨタ自動車株式会社 | Vehicle rear wheel steering device |
| JP2557825B2 (en) * | 1985-06-27 | 1996-11-27 | 株式会社東芝 | Signal switching device |
-
1987
- 1987-11-20 JP JP1987177871U patent/JPH078356Y2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0181381U (en) | 1989-05-31 |
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