JPS628863A

JPS628863A - 動力舵取装置

Info

Publication number: JPS628863A
Application number: JP14669885A
Authority: JP
Inventors: Isamu Chikuma; 竹間　勇
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 1985-07-05
Filing date: 1985-07-05
Publication date: 1987-01-16
Anticipated expiration: 2009-08-24
Also published as: JPH0665549B2

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕この発明は、車両の操舵を行う入力軸の操舵トルクを車
両の走行、操舵状態によって変化する物理量要素を検出
し、その物理量変化に対応して操舵感覚を変化させる動
力舵取装置に関し、特に、前記物理量要素に応じて舵角
比を変化させることが可能な動力舵取装置に関する。

〔従来の技術〕

従来、操舵輪の捏舵角と車輪の転舵角との比を変化させ
ることが可能な動力舵取装置として、例えば特公昭５８
−５８２６号公報に記載されているものがある。

このものは、車両の車輪の転舵時に補助動力を与える動
力装置と、該動力装置を操舵輪の操向方向により軸を介
して制御する切換弁と、該切換弁を常に中立位置に付勢
するバネ装置を備えるとともに、車輪の路面抵抗に比例
した操舵反力を与える反力機構とから成る動力操舵装置
において、切換弁の操舵軸と操舵輪との間に操舵トルク
に応じて路線型のバネ定数の範囲で回転変位を与える弾
性手段を介在せしめて可変舵角比を得るように構成した
ことを特徴とする車両の動力操舵装置であって、車両の
停車時における据切り時のように舵角比を出来るだけ小
さく設定して操舵輪の僅かな回動で転舵輪の大きな転舵
角を得、また、高速走行時の操舵のように所謂ハンドル
の切りすぎを防止するために舵角比を大きく設定するよ
うな相反する要求を満足して、操縦安定性を確保するこ
とができるものである。

〔発明が解決しようとする問題点〕

しかしながら、上記従来の動力舵取装置にあっては、切
換弁の操舵軸と操舵輪との間に操舵トルクに応じて路線
型のバネ定数の範囲で回転変位を与える例えばトーショ
ンバーでなる弾性手段を介在せしめて可変舵角比を得る
ように構成されているので、舵角比を大きくするように
、弾性手段での捩れ角を大きくするには、トーションバ
ー〇バネ定数を低く設定する必要があり、このため、ト
ーションバーの捩り剛性が低下して、操舵系全体として
の操舵感覚が低下するという問題点があった。

そこで、この発明は、弾性体の捩り剛性を低下させない
で、停車若しくは低速走行時の舵角比を小さくすると共
に、高速走行時の舵角比を大きくすることを可能とし操
舵感覚を向上させ得る動力舵取装置を提供することを目
的としている。

〔問題点を解決するための手段〕

上記目的を達成するために、この発明は、車両を操舵す
る入力軸と、該入力軸に作用された操舵トルクに応じて
操舵補助力を発生させる動力装置と、前記入力軸に作用
される操舵トルクに抗する反力を発生させる操舵反力発
生機構と、前記動力装置及び操舵反力発生機構を°前記
入力軸に作用される操舵トルクの方向により制御する切
換弁と、車両の走行、操舵状態によって変化する物理量
要素を検出する検出手段と、該検出手段の検出結果に応
じて前記動力装置及び操舵反力発生装置の作動比率を選
択する選択手段とを有する動力舵取装置におシ１て、前
記入力軸と前記切換弁との間に介挿された弾性体と、前
記操舵反力発生機構の反力に応動して前記入力軸に対し
て回転変位を操舵方向と同一方向に発生させる回転変位
発生手段とからなる舵角比可変機構を備えたことを特徴
とする。

〔作用〕

この発明においては、車両の操舵する入力軸と、動力装
置を制御する制御弁との間に比較的剛性の大きい弾性体
を介挿して、この弾性体によって、入力軸と制御弁との
間の回転変位を許容して舵角比を変化可能とし、さらに
、入力軸に作用される操舵トルクに対して反力を必要と
する高速走行時には、操舵反力発生機構で発生させる操
舵反力に基づいて回転変位発生手段によって入力軸を操
舵方向と同一方向に積極的に変位させることにより、舵
角比を大きく設定して走行安定性を保証し、操舵感覚を
良好に維持しながら、舵角比を走行状態に応じて変化さ
せることができる。

〔実施例〕

以下、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。

第１図はこの発明の一実施例を示す全体構成図である。

図中、１はステアリングホイールであって、その中心部
に連結された入力軸としてのステアリングシャフト２が
コラムチューブ３内を通って舵角比可変機構４に連結さ
れ、この舵角比可変機構４の出力軸５がユニバーサルジ
ヨイント６を介して操舵力可変動力舵取装置７に連結さ
れている。

操舵力可変動力舵取装置７は、第２図に示すように、選
択手段としての可変オリフィス弁８と、ロークリ切換弁
９と、動力装置としてのパワーシリンダ１０と、操舵反
力発生機構１）とから構成されている。

可変オリフィス弁８は、流路１２を介して一定流量を吐
出するポンプ１３に連結された入力ポート８ａと、タン
ク１４に連結されたドレンポート８ｂ、８ｃと、流量可
変の出力ポート８ｄ、８ｅと、戻りポート８ｆと、電磁
ソレノイド８ｇによって摺動位置制御されるスプール８
ｈと、リターンスプリング８１とから構成され、電磁ソ
レノイド８ｇに供給される電流値に比例してスプール８
ｈが移動され、第２図図示の中立状態では、スプール８
ｈによって入力ポート８ａが所定開度を保って出力ボー
ト８ｄ、８ｅの夫々に連通し、且つ戻りボート８ｆがド
レンボート８ｂに連通されている。この状態から電磁ソ
レノイド８ｇへの通電量を増加（又は減少）させるとス
プール８ｈが左動（又は右動）して人力ボート８ａに対
する出力ポート８ｅ　（又は８ｄ）の連通面積が増加し
、他方の出カポ−）８ｄ（又は８ｅ）の連通面積が減少
し、しかも両者の連通面積の和は常に一定値以上となっ
ている。また、入出力ボート８ｄの入力ポート８ａに対
する連通面積が減少すると、これに応じて入出力ポート
８ｄとドレンボート８Ｃとが連通状態となって、入出力
ポート８ｄに供給される圧力流体がドレンボート８ｃを
通じてタンク１４に戻される。

そして、電磁ソレノイド８ｇは、制御装置１５からの駆
動電流によって制御される。この制御装置１５には、車
両の走行状態の変化による物理量を検出する検出手段と
してのステアリングホイール１の操舵角を検出する操舵
角センサ１６と車両の車速を検出する車速センサ１７と
からの検出信号が供給され、これらに基づき所定の演算
処理を実行して、電磁ソレノイド８ｇの駆動電流指令値
を算出し、これに応じて電磁ソレノイド８ｇの通電量が
制御される。ここで、制御装置１５による制？１）Ｂ様
の一例は、第５図に示すような、車速に対する可変オリ
フィス弁の連通面積の関係で表される。第５図において
、実線図示の曲線は入出力ポート８ｅと入力ポート８ａ
との間で構成される可変絞りＡ、の開口面積を、点線図
示の曲線は入出力ポート８ｄと入力ポート８ａとの間で
構成される可変絞りＡ２の開口面積を、鎖線図示の曲線
は入出力ポート８ｄとドレンボート８ｃとの間で構成さ
れる可変絞りＡｏの開口面積を夫々示す。

ロータリ切換弁９は、円筒状のハウジング９ａと、これ
に内嵌するアウタスリーブ９ｂと、これに回動自在に内
嵌され入力軸２０　（第３図参照）と一体に形成された
ロークリスプール９Ｃとを有する。

アウタスリーブ９ｂには、前記可変オリフィス弁８の出
カポ−）８ｄ；８ｅに夫々接続される一対の入力ボート
９ｄ＋、　　９ｄｉ　；　９ｅ＋＋　　９ｅｚが等間隔
を保って形成され、入力ボート９ｄ＋；　９ｄｔの両側
に隣接して夫々入出カポ−゛ト９ｆｔ、９ｇ＋　；　９
ｒｚ。

９ｇｚが、入力ボート９ｅＩ；　９ｅｚの両側に隣接し
て夫々流路９Ｌ、９ｊ＋　ｉ　９ｈｔ、９ｉｔが形成さ
れている。

また、ロークリスプール９ｃには、アウタースリーブ９
ｂの流路９ｈ＋、９Ｌ、９ｈｚ、９Ｌｇに対向する位置
に夫々入出カポ−）９Ｌ、９に＋、９ｊｚ。

９ｋｇが形成され、入力ポート９ｄ＋、９ｄ４ｉ　９ｅ
＋＋９ｅｚに夫々対向する位置に流体通路９１．〜９１
Ｊが形成されていると共に、入出力ボート間にドレン用
流路９ｍ＋〜９ｍ４が形成され、各ドレンボート９ｍ１
〜９ｍｉがロータリスプール９ｃ内の空洞９ｎを通じて
前記可変オリフィス弁８の戻りボート８ｆに接続されて
いる。ここで、流体通路９１．〜９１４及びドレン用流
路９鵬、〜９ｍａの夫々は、第２図に図示するようにロ
ータリスプール９Ｃが中立位置にある状態で、それらの
両端に対向する入出力ポートと僅かな開口面積で連通し
ている。

パワーシリンダ１０は、そのピストンロンド１０ａが例
えばランクアンドピニオン式ステアリングギヤのラック
軸とされ、その両端にステアリンブロンド（図示せず）
を介して左右の転舵輪（図示せず）が転舵可能に連結さ
れている。そして、ピストン１０ｂで画成される圧力室
１０ｃ、１０ｄの一方が、前記ロークリ切換弁９の入出
カポ−）９Ｌ、９ｆｚに、他方が９ｇ＋、９ｇｚに夫々
接続されている。

操舵反力機構１）は、出力軸としてのピニオン軸２１の
上端部に中心軸を挟んで対称的に円筒状の空洞部１）ａ
、１）ｂが形成され、これら空洞部１）ａ、１）ｂの中
心位置に夫々プランジャｌｌｃ、ｌｌｄが介挿され、こ
れらプランジャ１）ｃｈｉｌｄの両端とピニオン軸２１
の外周部に嵌合させた円筒体２２との間に圧力室１）ｅ
　、　’１）ｆ　　；ｌ１ｇ、ｌｌｂが形成されている
。また、ピニオン軸２１の中央部に入力軸２０の端部が
回動可能に挿入され、その対称位置に形成した係合突起
２０ａ、２０ｂがプランジャｌｌｃ、ｌｉｄに形成され
た係合凹部１）ｉ、ｌｌｊ内に係合されている。そして
、圧力室ｌｉｅ及びｌｌｂが前記ロークリ制御弁９の入
出カポ−）９ｊ＋、９ｊｚに、圧力室１）ｆ及びｌ１ｇ
が入出力ボート９ｋｌ、　　９に２に夫々接続されてい
る。この場合、圧力室１）ｅ、ｌｌｈと入出力ボート９
Ｌ、９ｊｔとは、第３図に示すように、ロータリスプー
ル９ｃの内部に形成した流路９ｏ及びアウタースリーブ
９ｂの下端とロークリスリーブ９ｃの下端とで形成され
る流路９ｐとを通じて連通され、同様に圧力室１）ｆ、
Ｉｌｇと入出力ボート９に＋、９ｋｚとは、ロータリス
プール９Ｃの内部に形成した流路９ｑ、アウタースリー
ブ９ｂに形成した流路９ｒ、ハウジング７ａに形成した
流路９ｓ及びピニオン軸２１に形成した流路９ｔを通じ
て連通されている。

そして、第３図に示すように、人力軸２０とピニオン軸
２１との間にトーションバー２３が介挿されている。こ
のトーションバー２３は、入力軸２０の軸心に形成され
た貫通孔２４に内装され、その上端がピン２５によって
入力軸２０に連結され、下端がピニオン軸２１にセレー
ション結合され、一方、ピニオン軸２１がラック軸２６
に噛合されている。

なお、トーションバー２３の下端部は、人力軸２０の貫
通孔２４の下端部に嵌着された軸受１）１によって入力
軸の下端部と相対的回動可能に支承されている。

以上の操舵力可変動力装置７の接続関係を油圧回路図で
表すと第４図のようになる。図中、２７゜２８は方向切
換弁であって、方向切換弁２７は、ロークリ切換弁９に
おける入出カポ−１−９ｃｔ＋、　　９ｄｇ、　　９ｆ
ｌ、　　９ｆｇ、　　９ｇ＋、９８ｚに対応しており、
方向切換弁２８は、入出力ボート９ｅ＋、　　９ｅｚ＋
　　９ｊ＋。

９Ｊｚ、　　９に＋、　　９ｋｚに対応している。

舵角比可変機構４は、第６図に示すように、コラムチュ
ーブ３に外嵌されたハウジング３１と、このハウジング
３１内に回動可能に保持された出力軸５と、入力軸とな
るステアリングシャフト２と出力軸５との間に介挿され
たｌ　５　ｋｇｆｃｍ／ｄｅｇ程度の比較的高捩り閘性
を有する弾性体としてのトーションバー３２と、出力軸
５の上端に形成されたステアリングシャフト２に回転変
位を付与する回転変位発生手段３３とから構成されてい
る。

トーションバー３２は、ステアリングシャフト２内に形
成された貫通孔２ａ内に回動可能に挿通され、その上端
がピン３４によってステアリングシャフト２に固定され
ていると共に、下端が同様にピン３５によって出力軸５
に固定されている。

回転変位発生手段３３は、第７図に示すように、出力軸
５の上端部に中心軸を挟んで対称的に円筒状の空洞部３
３ａ、３３ｂが形成され、これら空洞部３３ａ、３３ｂ
の中心位置に夫々プランジャ３３ｃ、３３ｄが介挿され
、これらプランジャ３３ｃ；３３ｄの両端と出力軸５の
外周部に嵌合させた円筒体３６との間に圧力室３３ｅ、
３３ｆ　　；３３ｇ、３３ｈが形成されている。また、
出力軸５の中央部にステアリングシャフト２の端部が回
動可能に挿入され、その対称位置に形成した係合突起２
ｂ、２ｃがプランジ＋３３Ｃ，３３ｄに形成された係合
凹部３３ｉ、３３ｊ内に係合されている。そして、第６
図に示すように、圧力室３３ｅ及び３３ｈが出力軸５内
に穿設した流路３３に一出力軸５の外周面及びハウジン
グ３１の内周面間に形成した流路３３１及びハウジング
３１内に穿設した流路３３Ｉｌｌを介してハウジング３
１の外周面に形成した入出力ボート３３ｎに連通され、
この入出力ボート３３ｎが第３図の前記ロークリ制御弁
９の入出力ボート９ｋｌ、　　９に２に接続されている
。ここで、入出力ボート３３ｎと入出力ボート９に＋、
　　９に、とは、入出力ボート３３ｎと第３図に示すハ
ウジング７ａ内で流−路９ｓと分岐した流路９ｕとを流
体配管３７で接続することによって連通されている。一
方、圧力室１）ｆ及びｌ１ｇが第６図に示す出力軸５内
に穿設した流路３３〇−出力軸５の外周面及びハウジン
グ３１の内周面間に形成した流路３３ｐ及びハウジング
３１内に穿設した流路３３ｑを介してハウジング３１の
外周面に形成した入出力ボート３３ｒに連通され、この
入出力ボート３３ｒが第３図の前記ロータリ制御弁９の
入出力ボート９ｊ１．　９ｊｚに夫々接続されている。

ここで、入出力ボート３３ｒと入出カポ−）ｊ＋、　　
９ｊｚとは、第３図に示す操舵反力発生機構１）におけ
る圧力室１）ｅ、１）ｈ、入力軸２０の下端及びピニオ
ン軸２１との間の流路１）−、トーションバー２３及び
ピニオン軸２１のセレーション嵌合部１）ｎ、ピニオン
軸２１の中心部に形成した流路１）０１ハウジングの下
端に螺合されたキャップ７ｂに形成した流路１）ｐ及び
流体配管３８を通じて連通されている。なお、第６図に
おいて、オイルシール３３ｓやプランジャ３３ｃ、３３
ｄ等から漏れる流体は、出力軸５に穿設した流路３３を
及びトーションバー３２の下端外周面に形成した流路３
３ｕを通じて出力軸５の上端に形成した空洞部３３ｖに
集められ、これからオーバフローする流体がベアリング
３３１）内を通り、一対の逆止弁３３ｘを通してドレン
ポート３３ｙに供給され、このドレンポート３３ｙが前
記可変オリフィス弁８の戻りボート８ｆに接続されてい
る。

次に上記実施例の動作について説明する。今、車両が停
車状態にあるものとすると、この状態では、車速か零で
あるので、制御装置１５から出力される駆動電流値が最
大であり、このため、電磁ソレノイド８ｇによってスプ
ール８ｈがリターンスプリング８１に抗して左動した位
置に保持される。したがって、可変オリフィス弁７は、
第５図に示すように、入力ポート８ａと入出力ボート８
ｅとの間の連通面積が最大となり、入力ポート８ａと入
出力ボート８ｄとの間の連通面積が零となり、且つ入出
力ボート８ｄとドレンポート８ｃとの間の連通面積が最
大となっている。

その結果、ポンプ１３から供給される圧力流体が全て入
出力ボート８ｅに供給されることになり、これがローク
リ切換弁９の入力ボート９ｄ＋、　　９ｄｚに供給され
る。このとき、ステアリングホイール１を据切りしてい
ない状態では、第２図に示すように、ロークリスプール
９Ｃが中立位置にあるので、入カポ−）９ｄ＋、９ｄｔ
に供給される圧力流体は、流路９Ｌ　ｉ　９ｊｚから入
出力ボート９ｆｌ、　　９ｇ＋；　９ｆ２．　９ｇｇに
分流されてパワーシリンダ１０の圧力室１０ｃ；１０ｄ
に供給されるが、両圧力室１０ｃ；１０ｄが等圧力にな
るため、ピストンロッド１０ａは中央位置で停止状態に
あり、操舵輪は直進走行位置に維持される。このため、
各入出力ボート９Ｌ、９ｇ＋　ｉ　９ｈ、９８ｚに分流
した圧力流体は、隣接するドレン用流路９ｋｔ〜９に４
に流入し、空洞９１を通じて可変オリフィス弁８の戻り
ポート８ｆを介し、さらにドレンポート８ｂを介してタ
ンク１４に戻される。

また、この停車状態で、ステアリングホイール１を右方
向（又は左方向）に据切りすると、ステアリングホイー
ル１の操舵力がステアリングシャフト２、比較的捩り剛
性の大きいトーションバー３２、出力軸４、ユニバーサ
ルジヨイント５を介して入力軸２０に伝達されるので、
ロークリ切換弁９のロータリスプール９Ｃが第２図でみ
て時計方向（又は反時計方向）に回動する。このため、
入力ポート９　’ｌ＋　　９　ｄ、と入出力ボート９ｇ
＋、　　９ｇｇ（又は９ｆ＋、　　９ｆｚ）との間の連
通面積が入力ポート９（Ｌ、９ｄｔと入出力ボート９Ｌ
、９ｆｔ　（又は９ｇ＋＋　　９ｇｇ）との間の連通面
積に比較して大きくなるので、パワーシリンダ１０の圧
力室１０ｄ（又は１０ｃ）側の圧力が圧力室１０ｃ　（
又は１０ｄ）側に比較して高（なり、ピストンロフト１
０ａ゛が右方向（又は左方向）に移動して、所定の操舵
補助力を発生し、据切りを軽く行うことができる。

このとき、ピストンロッド１０ａの移動により、圧力室
１０ｃ（又は１０ｄ　）から押し出される流体は、ロー
タリ切換弁９の入出カポ−）９ｒ＋、９ｒｔ　（又は９
ｇ＋、　　９ｇｇ）及びドレン用流路９に＊、　　９に
４を通じ、さらに空洞部９β、可変オリフィス弁８の戻
りポート８ｆ、　　ドレンポート８ｂを通してタンク１
４に戻される。

そして、車両が停車状態から走行を開始して、車速か増
加すると、こｈに応じて制御装置１５から出力される駆
動電流が低下するので、可変オリフィス弁８のスプール
８ｈがリターンスプリング８１によって右動することに
なり、入力ポート８ａと出力ポート８ｅとの間の連通面
積が減少するので、パワーシリンダ１０に供給される流
体圧力も減少して操舵補助力が減少し、結局入力軸トル
クに対するラック軸２６の推力は、第８図に示すように
車速の増加に伴って減少する。

なお、第８図において、車速か比較的小さい範囲におい
て入力軸トルクＴＨの増加がある値を越えるとラック軸
推力Ｆ、Ｉが僅かに増加する程度になる。この理由は、
供給ポンプ１３にリリーフ回路が設けられているため、
ある値以上には動力補助が行われないことによるもので
ある。

一方、可変オリフィス弁８の入力ポート８ａと出力ポー
ト８ｄとの間の連通面積は第５図に示す如く車速の増加
に伴って増加し、且つ出力ポート８ｄとドレンポート８
ｃとの間の連通面積が減少するので、ポンプ１３から供
給される圧力流体の一部が出カポ−）８ｄを介してロー
タリ切換弁９の入力ポート９ｅ＋＋　　９ｅｚに供給さ
れる。このため、ステアリングホイール１を右切り（又
は左切り）すると、ロータリ切換弁９のロータリスプー
ル９Ｃが時計方向（又は反時計方向）に回動する。これ
に応じて、入出力ポート９ｉ１．９ｉｚ（又は９ｈ、。

９ｈ２）側の圧力流体の圧力が入出カポ−）９ｈ＋。

９ｈ、（又は９ｉ＋、　　９ｉ意）側に比較して高くな
り、これが操舵反力機構１）の圧力室１）ｅ、１）ｈ（
又はｌｌｆ、ｌ１ｇ）に夫々供給されるので、プランジ
ャ１）ｃ、１）ｄが操舵方向と逆方向の偶力を操舵反力
として入力軸２０に作用させることになり、ステアリン
グホイール１の操舵感が重くなって、急操舵が行われる
ことを防止することができる。ここで、車速Ｖをパラメ
ータとしたパワーシリンダ１０の圧力と操舵反力機構１
）の圧力との関係は、第９図に示すようになり、可変オ
リフィス弁８の入力ポート８ａに対する入出カポ−）８
ｄ、８ｅの連通面積が等しくなる所定車速ｖＨを境にし
て低車速域ではパワーシリンダｌＯの圧力が操舵反力発
生機構１）の圧力に比較して大きく、高車速域では逆に
操舵反力発生機構１）の圧力がパワーシリンダｌＯの圧
力に比較して大きくなり、車速に応じて最適な操舵感覚
を得ることができる。

このように、ロータリ切換弁９の入出力ポート９ｉ０．
９ｉｚ（又は９ｈｌ、　　９ｈｚ）に圧力流体が出力さ
れる状態となると、この圧力流体が舵角比可変機構４の
入力ポート３３ｎ　（又は３３ｒ）にも供給される。し
たがって、入力ポート３３ｎ　（又は３３ｒ）に供給さ
れた圧力流体は、流路３３ｍ。

３３ｍ！、３３ｋ　　（又は流路３３ｑ　、　　３３ｐ
　、　　３３０）を通じて回転機構３３の圧力室３３ｅ
、３３ｈ　（又は３３ｆ、３３ｇ）に供給される。この
ため、プランジャ３３ｃ及び３３ｄがステアリングシャ
フト２を操舵方向に回転変位させる偶力を発生せるよう
に移動する。その結果、ステアリングシャフト２の操舵
角変位がトーションバー３２の捩り剛性に抗して増加さ
れ、舵角比が大きくなる。

なお、回転変位発生手段３３の圧力室３３ｅ、３３ｈ及
び３３ｆ、３３ｇに供給される反力油圧とトーションバ
ー３２の捩れ角との関係は、第１θ図に示すように、反
力圧力の増加に伴って増加する比例関係となる。

次に、舵角比可変機構４による舵角比の変更について説
明する。まず、ステアリングホイール１の操舵角θＳは
、次式で表すことができる。

θ５＝０６＋θつ θ、＝ｎ６　・θ。

・・・・・・・・・・・・（１まただし、θ６はラックアンドピニオン式ステアリングギ
ヤの入力軸が回転する角度、θ８は舵角比可変機構４の
捩れ角、ｎｏはラックアンドピニオン式ステアリングギ
ヤのギヤ比、θ、はタイヤ回転角、Ｔ工はステアリング
ホイール１に作用する操舵トルク、Ｋはトーションバー
３２のバネ定数、ＳＰはプランジャ３３ｃ、３３ｄの面
積、ＰＲは反力油圧、Ｒはステアリングシャフト２の係
合突起２ｂ、２ｃの入力軸２０の中心からの長さく半径
）である。

また、ステアリングホイールｌに作用する操舵トルクと
反力油圧との関係は、第１）図に示すようになり、低車
速領域では、実線図示のように反力油圧は殆どないと共
に、そのときの操舵トルクは、ロータリ切換弁９のロー
タリスプール９Ｃを締め切る角度（約３６）と、トーシ
ョンバ−２３のバネ定数とを乗算したトルクが必要とな
るだけであり小さいものとなる。また、高車速領域では
点線図示のように、操舵トルクが小さくてロータリ切換
弁９のロータリスプール９ｃをあまり回転させなくても
（約１″）反力油圧が立ち上がる。

したがって、前記（１）式□に基づいて舵角比可変機構
４におけるトーションバー３２の捩れ角θ８を操舵トル
クを変化させて算出すると、第１２図に示すようになり
、この第１２図から同一操舵トルクに対して高車速領域
の捩れ角θ□は低車速領域の捩れ角θれに比較して数倍
大きくなっていることが理解できる。

一方、操舵トルクと操舵角との関係は、高車速領域にお
いては第１３図に、低車速領域においては第１４図に示
すようになる。各図において実線図示の直線は、タイヤ
のセルファライニングトルクによる剛性特性を示し、こ
れは車速か増加するにつれて大きくなる。

したがって、タイヤのセルファライニングトルクに基づ
くタイヤを回転するためにランクアンドピニオンの入力
軸２０が回転する角度を高車速領域及び低車速領域で夫
々θ。、θＧＬとすると、これらに夫々舵角比可変機構
４の捩れ角θ□、θ１を加算することにより、ステアリ
ングホイール１の総操舵角θ８．ｌ、θ、Ｌを求めるこ
とができる。

０３Ｎ＝θ、＋θ■　　　・・・・・・・・・・・・（
２）θ、Ｌ−θ１＋θ１　　　・・・・・・・・・・・
・（３）そして、タイヤの回転角θ□、θ畦とステアリ
ングホイール１の総操舵角θ、、θ３Ｌ、との舵角比は
、となる。

ここで、舵角比可変機構４の涙れ角θ、ＨとθＲＬとは
、第１２図から明らかなように、θＲＨ＞θＩＩＬであ
り、タイヤの回転角は高車速になる程操舵補助トルクが
小さくなるので、同一操舵トルクに対して高車速になる
程小さくなり、θ、４Ｍ〈θＩＩＬとなる。

したがって、前記（４）式及び（５）式の右辺第２項の
値が太き（異なることになり、結局舵角比はｎＧＨ＞ｎ
Ｇｔとなって、高車速領域の舵角比ｎ１）Ｍが低車速領
域の舵角比ｎ０より道かに大きい値となる。

その結果、低車速領域から高車速領域の全ての領域にお
いて最適な操舵怒覚を得ることができる。

すなわち、トーションバー３２の捩り剛性を大きな値に
選定し、低車速領域では、ステアリングシャフト２に回
転変位発生手段３３による回転変位は与えられず、ステ
アリングホイール１の操舵力が比較的高捩り剛性のトー
ションバー３２自体の僅かな捩れによる僅かな回転変位
をもって操舵補助力発生装置に伝達されため通常のトー
ションバー３２を有しないものと変わらない操舵力の伝
達を行うことができ、一方高車速領域では、回転変位発
生手段３３で操舵方向の回転変位を発生させてトーショ
ンバー３２の撲れ角を積極的に大きくするようにしてい
るので、高速走行中の操舵において所謂ステアリングホ
イールのきりすぎを防止して直進安定性を保証すること
ができる。

以上のようにこの実施例によれば、操舵反力発生機構１
）に供給する反力油圧の一部を舵角可変機構４の回転変
位発生手段３３に供給するようにしているので、タンク
１４に接続する配管が不必要となり、配管のレイアウト
が容易となってコストダウンすることができると共に、
入力軸となるステアリングシャフト２の周囲に舵角比可
変機構を配置するようにしたので、全体の構成を簡易小
型化することができる。

なお、上記実施例では、舵角比可変機構４を反力油圧で
作用されるプランジャ３３ｃ、３３ｄによってステアリ
ングシャフト２に操舵方向と同一方向に偶力を与える場
合について説明したが、何れか一方のプランジャを省略
して他方のプランジャのみによってステアリングシャフ
ト２に回転変位を与えることもできる。

また、上記実施例では、プランジャ３３ｃ、３３ｄで直
接ステアリングシャフト２に偶力を作用させて、回転変
位を生じさせるようにした場合について説明したが、こ
れに限定されるものではなく、プランジャをラックアン
ドビニオン等の伝達機構を介してステアリングシャフト
２に連結するようにしても良い。

さらに、上記実施例では、舵角比可変機構４の弾性体と
してトーションバー３２を適用した場合について説明し
たが、これに限らず硬質ゴム、ＦＲＰ等の比較的捩り剛
性の大きい弾性体を適用し得る。

〔発明の効果〕

以上説明したように、この発明によれば、操舵力と逆方
向の操舵反力を発生させる操舵反力発生機構の反力を利
用して舵角比可変機構の回転変位発生部で積極的に入力
軸即ち弾性体に操舵方向の回転変位を与えるように構成
されているので、弾性体の捩り角を回転変位発生部で制
御することができ、これによって弾性体の捩り剛性を大
きな値に選定することが可能となり、低車速状態から高
車速状態の全てにおいて最適な操舵感覚を得ることがで
きるという効果が得られる。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの発明の概略構成を示す構成図、第２図は操
舵力可変動力舵取装置のシステム概要を、°可変オリフ
ィス弁、第３図の■−■線上の断面でなるロータリ切換
弁及び第３図の■−■線上の断面でなる操舵反力発生機
構の接続関係と共に示す説明図、第３図は操舵力可変動
力舵取装置の縦断面図、第４図は操舵力可変動力舵取装
置の油圧回路図、第５図は車速と可変オリフィス弁の各
部の連通面積との関係を示すグラフ、第６図は舵角比可
変機構の縦断面図、第７図はそのｖｔ−ｖｒ綿線上断面
図、第８図は車速をパラメータとして人力軸トルクとラ
ック軸推力との関係を示すグラフ、第９図は車速をパラ
メータとしてパワーシリンダ圧力と操舵反力発生機構の
圧力との関係を示すグラフ、第１０図は反力油圧とトー
ションバーの捩れ角との関係を示すグラフ、第１）図は
操舵トルクと反力油圧との関係を示すグラフ、第１２図
は操舵トルクと涙れ角との関係を示すグラフ、第１３図
は高車速時における操舵トルクと操舵角との関係を示す
グラフ、第１４図は低軍速時における操舵トルクと操舵
角との関係を示すグラフである。図中、１はステアリングホイール、２はステアリングシ
ャフト（入力軸）、４は舵角比可変機構、５は出力軸、
６はユニバーサルジヨイント、７は操舵力可変動力舵取
装置、８は可変オリフィス分、９はロータリ切換弁、Ｉ
Ｏはパワーシリンダ、１）は操舵反力発生機構、３２は
トーションバー（弾性体）、３３は回転変位発生手段、
３３ｃ、３３ｄはプランジャ、３３ｅ〜３３ｈは圧力室
である。第３図第４図１ｉｄ第５図第８図　　　　　　第９図入ｐ軸１−ａ／７ＴＨＰＯｌ）°７→デシｆ”−ｈＭ第７図第１Ｏ図ｍヒトＪｌ、７　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　ｍ　　　４リッＷ２トパノ７第１３図第１４図ＴＨＩＩ横雛Ｆν７

Claims

【特許請求の範囲】

（１）車両を操舵する入力軸と、該入力軸に作用された
操舵トルクに応じて操舵補助力を発生させる動力装置と
、前記入力軸に作用される操舵トルクに抗する反力を発
生させる操舵反力発生機構と、前記動力装置及び操舵反
力発生機構を前記入力軸に作用される操舵トルクの方向
により制御する切換弁と、車両の走行、操舵状態によっ
て変化する物理量要素を検出する検出手段と、該検出手
段の検出結果に応じて前記動力装置及び操舵反力発生装
置の作動比率を選択する選択手段とを有する動力舵取装
置において、前記入力軸と前記切換弁との間に介挿され
た弾性体と、前記操舵反力発生機構の反力に応動して前
記入力軸に対して回転変位を操舵方向と同一方向に発生
させる回転変位発生手段とからなる舵角比可変機構を備
えたことを特徴とする動力舵取装置。
（２）前記弾性体がトーションバーである特許請求の範
囲第１項記載の動力舵取装置。