JP2547074B2 - Four-wheel steering system - Google Patents

Four-wheel steering system

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JP2547074B2
JP2547074B2 JP16452188A JP16452188A JP2547074B2 JP 2547074 B2 JP2547074 B2 JP 2547074B2 JP 16452188 A JP16452188 A JP 16452188A JP 16452188 A JP16452188 A JP 16452188A JP 2547074 B2 JP2547074 B2 JP 2547074B2
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JP
Japan
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steering
turning
wheel
rear wheels
vehicle
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JPH0214977A (en
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友幸 城戸
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Daihatsu Motor Co Ltd
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    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D7/00—Steering linkage; Stub axles or their mountings
    • B62D7/06—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins
    • B62D7/14—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins the pivotal axes being situated in more than one plane transverse to the longitudinal centre line of the vehicle, e.g. all-wheel steering
    • B62D7/15—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins the pivotal axes being situated in more than one plane transverse to the longitudinal centre line of the vehicle, e.g. all-wheel steering characterised by means varying the ratio between the steering angles of the steered wheels
    • B62D7/159—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins the pivotal axes being situated in more than one plane transverse to the longitudinal centre line of the vehicle, e.g. all-wheel steering characterised by means varying the ratio between the steering angles of the steered wheels characterised by computing methods or stabilisation processes or systems, e.g. responding to yaw rate, lateral wind, load, road condition

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Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【産業上の利用分野】[Industrial applications]

この発明は、所定の条件下において前輪に加えて後輪
をも転舵するように構成された自動車の四輪操舵装置に
関する。The present invention relates to a four-wheel steering system for a vehicle configured to steer not only front wheels but also rear wheels under predetermined conditions.

【従来の技術】[Prior art]

種々の走行状況に応じた走行安定性を達成するため
に、前輪に加えて後輪をも転舵するようにしたアイディ
アは、従来から種々提案されている。 その代表的なものの一つに、たとえば特公昭60−4418
6号公報等に示されているような、ステアリングホイー
ルの回転を機械的に後輪転舵機構に伝達して後輪を転舵
させ、前輪の転舵角に応じて、後輪の転舵角を変化させ
るようにしたものがある。そして、このような機械伝動
式の後輪転舵機構を備えた四輪操舵装置は、前輪の中立
位置からの転舵角（あるいはステアリングの回転角）が
所定より小さい範囲においては、後輪を前輪と同位相に
転舵させ、前輪の転舵角が所定より大きい範囲において
は、後輪を前輪と逆位相に転舵するように構成されてい
る。これは、いわゆる擬似車速応答型の後輪転舵方式に
よるものであって、前輪の転舵角が小さい範囲は、中・
高速時でレーンチェンジ等を行う場合に対応し、前輪の
転舵角が大きい範囲は、低速時でＵターン等の旋回を行
う場合に対応している。すなわち、中・高速時でレーン
チェンジ等を行う場合には比較的小さい転舵角で転舵さ
れる前輪に対応して後輪を同位相に転舵させ、後輪に積
極的に横すべり角を与えてコーナリングフォースを発生
させることで遠心力に起因する車両の横すべりを抑制し
つつすみやかな方向転換を可能とし、低速でＵターン等
を行う場合には比較的大きい転舵角で転舵される前輪に
対応して後輪を逆位相に転舵させ、車両の旋回半径を小
さくし、とりまわし性を向上させるようにしている。Conventionally, various ideas have been proposed in which not only the front wheels but also the rear wheels are steered in order to achieve traveling stability according to various traveling situations. One of the representative ones is, for example, Japanese Patent Publication No. 60-4418.
No. 6, etc., the rotation of the steering wheel is mechanically transmitted to the rear wheel turning mechanism to turn the rear wheel, and the turning angle of the rear wheel according to the turning angle of the front wheel. There is something that changes. A four-wheel steering system equipped with such a mechanical transmission type rear wheel steering mechanism is arranged such that the rear wheels are set to the front wheels when the steering angle (or steering rotation angle) from the neutral position of the front wheels is smaller than a predetermined value. In the range where the steered angle of the front wheels is larger than a predetermined value, the rear wheels are steered in the opposite phase to the front wheels. This is due to the so-called pseudo vehicle speed response type rear wheel steering system, where the range where the front wheel steering angle is small is
It corresponds to a case where a lane change or the like is performed at a high speed, and a range where the steered angle of the front wheels is large corresponds to a case where a turn such as a U-turn is performed at a low speed. That is, when changing lanes at medium and high speeds, the rear wheels are steered in phase to correspond to the front wheels that are steered at a relatively small steering angle, and the sideslip angle is positively set on the rear wheels. By giving a cornering force to the vehicle, it is possible to swiftly change the direction while suppressing lateral slippage of the vehicle due to centrifugal force. When making a U-turn at a low speed, the vehicle is steered at a relatively large turning angle. The rear wheels are steered in the opposite phase corresponding to the front wheels to reduce the turning radius of the vehicle and improve the maneuverability.

【発明が解決しようとする課題】[Problems to be Solved by the Invention]

ところで、上記のような後輪の転舵量が単に前輪の転
舵角に応じてのみ決められる擬似車速応答型の機械伝動
式四輪操舵装置では、ステアリングがある一定の操舵角
をとっている場合には車速がどうであれ後輪の転舵量は
常に同じ大きさとなる。したがって、このような四輪操
舵装置では、あらゆる走行状況下において四輪操舵によ
る走行性の向上を期待することができない。 というのは、中・高速域での旋回等における車両の横
すべりの傾向は、旋回時の遠心力の大きさ、言い換える
と、車両重心に作用する横加速度（以下、横Ｇとい
う。）の大きさによって変化し、上記横Ｇが大きくなる
ほど、車両の横すべり傾向は強くなる。そして、このよ
うに車両の横すべり傾向が強くなっている場合に走行安
定性を得るには、後輪の同位相方向への転舵量を大きく
して後輪に作用するコーナリングフォースの増大をうな
がし、上記横すべりを抑制する必要がある。 ところが、旋回時に車両に作用する遠心力の大きさ
は、ステアリングの回転角、すなわち車両の旋回半径、
および、車速に応じて時々刻々と多様に変化し、それゆ
え、抑制すべき車両の横すべり量も時々刻々変化する。
したがって、ステアリングの操舵角が同じときには常に
同じ大きさの後輪の転舵量しか得られない上記四輪操舵
装置では、後輪の同位相の転舵量が過剰であったり、不
足であったりする場合が生じ、常に車両の向きが旋回軌
跡の接線方向を向く最適な状況を作り出すことができな
い問題がある。 すなわち、四輪操舵の利点、特に後輪を同位相方向に
転舵することの利点を活かして旋回時の走行性を常に高
めることができるようにするためには、後輪を前輪と同
位相に積極的に転舵して後輪のコーナリングフォースを
発生させることで、旋回時の遠心力（横Ｇ）によって増
減する車両の横すべりを無くして、車両の向きが旋回軌
跡の接線と一致するようにするべきである。換言する
と、中・高速域での旋回時等における後輪の同位相操舵
による走行性の向上をあらゆる状況下において達成でき
るようにするためには、後輪の同位相の転舵量を横Ｇの
大きさに応じてきめることが望ましい。 また、車両が直線方向から定常的な旋回走行に移行す
る場合、あるいは、ある旋回半径をもつ定常的な旋回走
行からより旋回半径の小さい定常的な旋回走行に移行す
る場合の車両のヨー方向の挙動を分析すると、車両があ
る一定のヨー角速度から異なるヨー角速度までヨー角加
速度をもって移行する旋回過渡状態が存在する。 上記のヨー角加速度は、前輪に作用するコーナリオン
グフォースによる車両重心回りのモーメントと、後輪に
作用するコーナリングフォースによる車両重心回りのモ
ーメントのバンラスのくずれによって発生する。ここ
で、車両の重心位置垂直軸回りの慣性モーメントをIz、
ヨー角加速度を、第９図において、フロントホイール
ベースをlf、リヤホイールベースをlr、前輪コーナリン
グパワーをCf、後輪コーナリングパワーをCr、前輪横す
べり角をαｆ、後輪横すべり角をαｒとすると、次式の
関係が成り立つ。 Iz・＝Cf・αｆ・lf−Cr・αｒ・lr …（１） 上式において、車両が直線走行または定常旋回走行を
している場合には、右辺第１項と第２項はバンラスして
おり、したがってヨー角加速度は発生しない。前輪のみ
転舵する前二輪操舵車両においては、後輪にαｒの横す
べり角を与えるため、自然に車両の向きが旋回軌跡に対
する接線に対してさらに前方が旋回中心を向くように傾
斜する。これが、車両の横すべりである。また、前二輪
操舵車両においては、旋回過渡時、まず、前輪を転舵す
ることによって上式右辺第２項のαｒが増大する以前に
右辺第１項のαｆが増大することから上式右辺第１項と
第２項のバランスがくずれ、ヨー角加速度が発生して
車両が回頭させられるのである。 このように車両に一定の慣性モーメントIzがある以
上、旋回過渡時において前輪に作用するコーナリングフ
ォースと後輪に作用するコーナリングフォースのバラン
スをくずしてヨー角加速度を得べきことは四輪操舵装置
を備えた車両においても同様に言えることである。 すなわち、たとえば、上述の機械伝動式の後輪転舵機
構を備えた四輪操舵装置のように前輪の転舵に同期して
後輪を同時に同位相方向に転舵させると、上式の右辺第
１項と第２項のバランスのくずれを得ることができず、
旋回過渡時において所定のヨー角加速度をもって車両を
すみやかに回頭させることができないか、または回頭が
不十分となるのである。このような旋回過渡時でのヨー
角加速度をもった回頭が不十分であると、運転者は、ス
テアリングを回転した方向への車両の斜め平行移動（負
の車両横すべり）を違和感をもって感じることとなり、
このことは、むしろ、運転者が意識する自然な車両の旋
回挙動に反し、旋回走行性能の悪化の原因となる。 本願の発明は、以上に知見に基づいて考え出されたも
のであって、車両の操縦のあらゆる状況において、車両
の横すべりを抑制して最適な走行性能および走行感覚を
達成することができる自動車の四輪操舵装置を提供する
ことをその目的とする。By the way, in the pseudo vehicle speed response type mechanical transmission type four-wheel steering device in which the steering amount of the rear wheels is determined only in accordance with the steering angle of the front wheels, the steering has a certain steering angle. In this case, the steering amount of the rear wheels is always the same regardless of the vehicle speed. Therefore, in such a four-wheel steering system, it is not possible to expect improvement in drivability by four-wheel steering under all driving conditions. This is because the tendency of the vehicle to skid during turning in the middle / high speed range is the magnitude of the centrifugal force during turning, in other words, the lateral acceleration (hereinafter referred to as lateral G) acting on the center of gravity of the vehicle. The lateral slip tendency of the vehicle becomes stronger as the lateral G becomes larger. In order to obtain running stability when the tendency of the vehicle to skid is strong in this way, the steering amount of the rear wheels in the same phase direction is increased to increase the cornering force acting on the rear wheels. It is necessary to suppress the above-mentioned side slip. However, the magnitude of the centrifugal force acting on the vehicle at the time of turning is determined by the rotation angle of the steering wheel, that is, the turning radius of the vehicle,
In addition, the vehicle skid varies variously from time to time in accordance with the vehicle speed, and therefore, the amount of vehicle skid to be suppressed also changes from time to time.
Therefore, in the four-wheel steering apparatus, in which only the same amount of turning of the rear wheels is always obtained when the steering angle of the steering is the same, the amount of turning of the rear wheels in the same phase is excessive or insufficient. There is a problem that it is not possible to always create an optimum situation in which the direction of the vehicle is directed to the tangent direction of the turning locus. That is, in order to make it possible to constantly improve the drivability when turning by taking advantage of the advantages of four-wheel steering, especially the advantage of steering the rear wheels in the same phase direction, the rear wheels should be in phase with the front wheels. By turning the steering wheel positively to generate the cornering force of the rear wheels, the side slip of the vehicle that increases or decreases due to the centrifugal force (lateral G) at the time of turning is eliminated, and the direction of the vehicle matches the tangent line of the turning trajectory. Should be. In other words, in order to improve the drivability by in-phase steering of the rear wheels when turning in the middle / high speed range under all circumstances, the in-phase steering amount of the rear wheels should be set to the lateral G It is desirable to adjust according to the size of. In addition, when the vehicle shifts from a straight line direction to a steady turning run, or when a steady turning run with a certain turning radius shifts to a steady turning run with a smaller turning radius, the yaw direction of the vehicle Analyzing the behavior, there is a turning transient in which the vehicle transitions from a certain yaw angular velocity to a different yaw angular velocity with yaw angular acceleration. The yaw angular acceleration is generated by the collapse of the bunlas of the moment around the center of gravity of the vehicle due to the cornering force acting on the front wheels and the moment around the center of gravity of the vehicle due to the cornering force acting on the rear wheels. Where Iz is the moment of inertia about the vertical axis of the vehicle's center of gravity.
The yaw angular acceleration in Fig. 9 is lf for the front wheel base, lr for the rear wheel base, Cf for the front wheel cornering power, Cr for the rear wheel cornering power, αf for the front wheel side slip angle, and αr for the rear wheel side slip angle. The following equation holds. Iz ・ = Cf ・ αf ・ lf-Cr ・ αr ・ lr (1) In the above formula, when the vehicle is traveling straight or in a steady turn, the first term and the second term on the right side are bunras. Therefore, the yaw angular acceleration does not occur. In a front two-wheel steering vehicle in which only the front wheels are steered, the rear wheels are given a sideslip angle of αr, so that the vehicle naturally inclines so that the front of the vehicle faces the turning center with respect to the tangent to the turning trajectory. This is the sideslip of the vehicle. Further, in a front two-wheel steering vehicle, during a turning transition, first, since the front wheels are steered, the αf of the first term on the right side increases before the αr of the second term on the right side of the above equation increases. The balance between the first term and the second term is lost, and yaw angular acceleration occurs, causing the vehicle to turn. Thus, as long as the vehicle has a constant moment of inertia Iz, the yaw angular acceleration should be obtained by breaking the balance between the cornering force acting on the front wheels and the cornering force acting on the rear wheels during a turning transition. The same applies to the equipped vehicle. That is, for example, when the rear wheels are simultaneously steered in the same phase direction in synchronization with the steering of the front wheels as in the four-wheel steering system including the mechanical transmission type rear wheel steering mechanism described above, the right side of the above formula It is not possible to obtain the imbalance between the first term and the second term,
During a turning transition, the vehicle cannot be swiftly turned with a predetermined yaw angular acceleration, or the turning is insufficient. If the turning with the yaw angular acceleration during such a turning transition is insufficient, the driver feels uncomfortable with the diagonal parallel movement of the vehicle in the direction of turning the steering wheel (negative vehicle side slip). ,
This is contrary to the natural turning behavior of the vehicle that the driver is aware of, and causes deterioration of the turning performance. The invention of the present application was conceived based on the above knowledge, and in all situations of driving a vehicle, it is possible to suppress the sideslip of the vehicle and achieve optimum running performance and running feeling of an automobile. It is an object of the present invention to provide a four-wheel steering system.

【課題を解決するための手段】[Means for Solving the Problems]

上記の課題を解決するため、本願の発明では、次の技
術的手段を講じている。 すなわち、本願の請求項１に記載した発明は、ステア
リング操作に応じて前輪を転舵する前輪転舵機構と、電
動モータで駆動される後輪転舵機構とを備えた自動車の
四輪操舵装置であって、 車速を検出する車速センサと、ステアリングの操舵角
を検出する操舵角センサと、ステアリングの操舵速度を
検出する操舵速度検出手段と、上記車速センサ、、およ
び操舵角センサからの情報に基づいて操舵時に車両に作
用する横Ｇを演算する横Ｇ演算手段と、上記操舵速度検
出手段からの情報を受けて後輪の転舵開始時期を決定す
る転舵開始時期決定手段と、上記横Ｇ演算手段によって
演算された横Ｇの大きさに応じて後輪が所定方向に所定
量転舵するように、かつ上記転舵開始時期決定手段によ
って決定された時期から上記電動モータの回転が開始す
るように上記電動モータを回転制御するモータ制御手段
とを備え、 上記転舵開始時期決定手段は、操舵速度が高いほどス
テアリングの回転開始時に対して後輪の転舵時期を遅ら
せるようになっていることを特徴とする。 また、上記横Ｇとは、車両の重心位置に作用する横加
速度を意味し、前輪の中立位置からの転舵角（θ）、お
よび車速（Ｖ）の関数として次式によって近似的に表す
ことができる。 Ｇ＝θ・（V2/l（１＋Ｋ・V2） …（２） 〔ただし、ｌはホイールベースの大きさ、Ｋは補正用の
定数である。〕 なお、横Ｇに対する後輪の転舵方向および量は、横Ｇ
の大きさが所定値より小さく、かつステアリングの操舵
角が所定値より大きい場合には後輪を前輪に対して逆位
相に転舵し、横Ｇの大きさが所定値より大きい場合には
その横Ｇの値に応じて、後輪を前輪に対して同位相して
転舵するようにすると好適である。 また、本願の請求項２に記載した発明では、後輪を前
輪に対して同位相に転舵させるとき、後輪の転舵開始時
期を前輪の転舵に対して所定時間遅らせるようにしてい
る。 さらに、本願の請求項３に記載した発明では、同位相
に転舵した後輪を中立方向に戻すにあたって、ステアリ
ングの中立方向への回転開始時に対して後輪の転舵開始
時期を所定時間遅らせるようにしている。In order to solve the above problems, the invention of the present application takes the following technical means. That is, the invention as set forth in claim 1 of the present application is a four-wheel steering system for an automobile provided with a front wheel steering mechanism that steers the front wheels according to a steering operation, and a rear wheel steering mechanism that is driven by an electric motor. Based on the information from the vehicle speed sensor for detecting the vehicle speed, the steering angle sensor for detecting the steering angle of the steering wheel, the steering speed detecting means for detecting the steering speed of the steering wheel, the vehicle speed sensor, and the steering angle sensor. And a lateral G calculating means for calculating a lateral G acting on the vehicle during steering, a steering start timing determining means for determining a steering start timing of the rear wheels by receiving information from the steering speed detecting means, and the lateral G. Rotation of the electric motor is started from the time determined by the steering start timing determining means such that the rear wheels are steered in a predetermined direction by a predetermined amount according to the magnitude of the lateral G calculated by the calculating means. The motor control means for controlling the rotation of the electric motor is provided so that the steering start timing determining means delays the steering timing of the rear wheels with respect to the start of rotation of the steering as the steering speed increases. It is characterized by being The lateral G means a lateral acceleration that acts on the center of gravity of the vehicle, and is approximately represented by the following equation as a function of the turning angle (θ) from the neutral position of the front wheels and the vehicle speed (V). You can G = θ · (V 2 / l (1 + K · V 2 ) ... (2) [where l is the size of the wheel base and K is a constant for correction.] Note that the steering of the rear wheels with respect to the lateral G Direction and amount are lateral G
Is smaller than a predetermined value and the steering angle of the steering wheel is larger than a predetermined value, the rear wheels are steered in the opposite phase with respect to the front wheels. It is preferable to steer the rear wheels in the same phase as the front wheels according to the value of the lateral G. In the invention according to claim 2 of the present application, when the rear wheels are steered in the same phase as the front wheels, the steering start timing of the rear wheels is delayed by a predetermined time with respect to the steering of the front wheels. . Further, in the invention according to claim 3 of the present application, when the rear wheels steered in the same phase are returned to the neutral direction, the turning start timing of the rear wheels is delayed by a predetermined time with respect to the start of rotation of the steering in the neutral direction. I am trying.

【作用および効果】[Action and effect]

先に述べたように、旋回時等に車両に作用する遠心
力、すなわち、横Ｇの大きさに応じて後輪の転舵量を決
めることにより、中・高速域での後輪の同位相転舵によ
る旋回時等の走行性をあらゆる状況下において向上させ
ることができる。 上記横Ｇは、上述の関係式（２）に示すように、車速
および前輪の転舵角（ステアリングの回転角をオーバオ
ールギヤ比で除したもの）の大きさに応じて変動し、こ
れらの関数としてとらえることができる。 そして、本願発明では、まず、車速、および、ステア
リングの操舵角によって決る前輪転舵角から、上記関係
式（２）を用いるなどして旋回時に車両重心に作用する
理論上の横Ｇをリアルタイムで演算し、この横Ｇの大き
さに応じて後輪の転舵角が所定値となるように後輪転舵
機構の電動モータを制御する。具体的には、横Ｇの値が
所定値より小さく、かつステアリングの操舵角が所定値
より大きいときには後輪を逆位相に転舵し、一方、横Ｇ
の大きさが所定値より大きいときには、その大きさに応
じて、後輪を同位相に転舵する。前者の場合は、概し
て、低速時にＵターン等の旋回を行う場合であり、この
ときに、後輪を逆位相に転舵することにより、車両のと
りまわし性を向上させることができ、また、後者の場合
は、概して、中・高速時において旋回やレーンチェンジ
を行う場合であり、このときに後輪を同位相に転舵する
ことにより、車両の横すべりを抑制しつつ後輪にコーナ
リングフォースを与えて車両の向きを旋回軌跡の接線方
向と一致させることができる。 そうして、本願発明ではさらに、ステアリング操舵速
度に応じて、前輪転舵に対する上記の後輪転舵を遅らせ
る制御を行う。すなわち、ステアリングを急激に操舵す
る場合には、それだけ上述の後輪転舵の開始を遅らせる
のである。 運転者がステアリングを急激に操舵する場合は、それ
だけ迅速な車両の回頭が期待されるのであるが、仮に上
述の横Ｇに基づいて決定される目標後輪転舵角への後輪
の同位相転舵を前輪の転舵と同期して同時に行うと、上
記関係式（１）の右辺のバランスのくずれを得ることが
できず、急激な車両の回頭を得るに十分なヨー角加速度
を得ることができない。本願発明では、ステアリングの
操舵速度が急激であるほど、上記関係式（２）における
右辺のバランスがくずれている時間を長くし、十分なヨ
ー角加速度を得、定常走行からの過渡状況において、迅
速な車両の回頭を行ない、きびきびした旋回走行を行な
えるようにしている。 このように、本願発明の四輪操舵装置においては、後
輪の転舵角を車速および前輪の転舵角（ステアリング操
舵角）によって決る理論上の横Ｇにもとづいて決定する
こと、および、このように決定された転舵角への実際の
後輪転舵を、ステアリング操舵速度に応じて、これが大
きいほど遅らせること、の相乗効果により、あらゆる状
況において、車両の向きが旋回軌跡の接線と一致するき
わめて良好な走行性能を達成することができるのであ
る。 さらに、以上のようにして後輪を転舵させて旋回に入
った後、直進走行に戻る場合や、逆方向への旋回へと移
行する際に、後輪の中立方向への転舵をステアリングの
戻し方向への回転開始時すなわち前輪の中立方向への転
舵開始時期に対して所定時間遅らせるようにした場合に
は、上記の直進走行等への移行方向において十分なヨー
角加速度を得ることができるようになる。したがって、
この場合には、上述のように直進走行から旋回に移行す
る場合等において車両の回頭性を高めることができるだ
けでなく、旋回から直進走行へ戻る際等における車両の
回頭性も高めることができるから、すなわち、旋回突入
時および旋回脱出時等において車両の方向変換をきびき
びと行わせることができるから、走行性が著しく向上す
る。As described above, by determining the steering amount of the rear wheels in accordance with the centrifugal force acting on the vehicle during turning, that is, the magnitude of the lateral G, the same phase of the rear wheels in the middle / high speed range can be obtained. It is possible to improve drivability at the time of turning by steering under all circumstances. As shown in the above relational expression (2), the lateral G varies depending on the vehicle speed and the steering angle of the front wheels (the steering rotation angle divided by the overall gear ratio). It can be regarded as a function. In the present invention, first, the theoretical lateral G acting on the vehicle center of gravity at the time of turning is calculated in real time from the vehicle speed and the front wheel turning angle determined by the steering angle of the steering wheel by using the above relational expression (2). The electric motor of the rear wheel steering mechanism is controlled so that the steering angle of the rear wheels becomes a predetermined value according to the magnitude of the lateral G. Specifically, when the value of the lateral G is smaller than the predetermined value and the steering angle of the steering is larger than the predetermined value, the rear wheels are steered in the opposite phase, while the lateral G
Is larger than a predetermined value, the rear wheels are steered in phase according to the size. The former case is generally a case where a turn such as a U-turn is made at a low speed, and at this time, by manipulating the rear wheels in an opposite phase, the maneuverability of the vehicle can be improved, and In the latter case, turning and lane change are generally performed at medium and high speeds, and at this time, by steering the rear wheels in the same phase, cornering force is applied to the rear wheels while suppressing side slip of the vehicle. By giving it, the direction of the vehicle can be made to coincide with the tangential direction of the turning trajectory. Then, in the present invention, further, the control for delaying the rear wheel steering with respect to the front wheel steering is performed according to the steering speed. That is, when the steering is steered abruptly, the start of the rear wheel steering described above is delayed accordingly. When the driver steers the steering wheel abruptly, it is expected that the vehicle will turn more quickly. However, the in-phase turning of the rear wheels to the target rear wheel turning angle determined based on the lateral G described above is assumed. When the rudder is simultaneously operated in synchronization with the turning of the front wheels, it is not possible to obtain a balance deviation on the right side of the above relational expression (1), and it is possible to obtain a yaw angular acceleration sufficient to obtain a rapid turning of the vehicle. Can not. In the present invention, as the steering speed of the steering wheel becomes steeper, the time for which the balance of the right side of the above relational expression (2) is out of balance is lengthened to obtain a sufficient yaw angular acceleration, and in a transitional state from steady running, the speed becomes faster. The vehicle is capable of turning sharply and making sharp turns. As described above, in the four-wheel steering system of the present invention, the steering angle of the rear wheels is determined based on the theoretical lateral G determined by the vehicle speed and the steering angle of the front wheels (steering steering angle), and Due to the synergistic effect of delaying the actual rear-wheel steering to the steering angle determined as described above according to the steering speed, the larger this is, the vehicle direction matches the tangent of the turning trajectory in all situations. It is possible to achieve extremely good running performance. Furthermore, after steering the rear wheels as described above to start turning, when returning to straight running or when shifting to the opposite direction, steering the rear wheels in the neutral direction. When starting the rotation in the return direction of the vehicle, that is, when the front wheels are steered in the neutral direction for a predetermined time, obtain a sufficient yaw angular acceleration in the direction of transition to the straight running. Will be able to. Therefore,
In this case, not only can the turning performance of the vehicle be improved in the case of shifting from straight running to turning as described above, but also the turning performance of the vehicle can be improved when returning from turning to straight running. That is, since the direction of the vehicle can be swiftly changed at the time of turning in and out of a turn, the drivability is remarkably improved.

【実施例の説明】[Explanation of the embodiment]

以下、本願発明の実施例を図面を参照して具体的に説
明する。 第１図には、本願発明に係る四輪操舵装置を備えた四
輪操舵車両の全体構成を概略的に示した。 前輪操舵機構１は、一般的なものを用いることがで
き、本例の場合、ラック・ピニオン式の転舵機構を採用
している。これは、ステアリングシャフト４を介して伝
達されるステアリングホイール３の回転が、ギヤボック
ス５でラック杆６の車幅方向動に変換され、さらに、こ
のラック杆６の動きが、両端のタイロッド7,7を介して
ナックルアーム8,8の軸9,9を中心とした回転に変換され
る。そして、このナックルアーム8,8の回動により、前
輪10,10が転舵されるようになっている。 一方、後輪転舵機構２は、第１図および第２図に示す
ように、アクスルビーム39等の車体メンバに固定支持さ
れたケース11内において車両前後方向に延びる入力シャ
フト12の後端部に連結され、上記入力シャフト12の回転
によりその軸心回りに回転させられるカム体13と、この
カム体13を挟んで車幅方向に対向し、かつカム体13の外
周カム面に当接するカムフォロアとして一対の回転ロー
ラ14,14とを備えている。また、後輪転舵機構２には、
上記ケース11に車幅方向スライド可能に支持され、上記
一対のカムフォロア14,14を中間部において支持する動
杆15が、カム連動体として設けられている。 上記動杆15は、上記カム体13を取り囲むようにして上
記ケース11内に内装され、上下壁面が開口した枠状部材
からなるカムフォロア支持部16と、このカムフォロア支
持部16の両端部にそれぞれ一体的に突設された車幅方向
に延びる左右一対のスライド軸部17,17とを有してい
る。上記カムフォロア支持部16には、第４図に示すよう
な前壁部16aと後壁部16bとの間に架設されたボルト支軸
18が、上記カム体13を挟む左右二箇所の位置にそれぞれ
設けられている。そして、このボルト支軸18ないしこれ
に相対回転不能に装着されたカラー19に、上記回転ロー
ラ14がベアリング20を介して回転可能に支持されてい
る。 また、動杆15は、ケース11の両端部にそれぞれ設けら
れた軸支部11aに、上記スライド軸部17をスライド軸受2
1およびゴムブッシュ22を介して車幅方向スライド可能
に支持されている。 そうして、本例では、上記動杆15の角スライド軸部1
7,17の先端部に、後輪23にナックルアーム24を介して連
結されたタイロッド25がそれぞれ連結されている。 また、上記カム体13には、本例の場合、第３図に示す
ように、その外周における上記各回転ローラ14,14と対
向するその両側方にそれぞれ、第３図（ａ）に示すよう
な中立回転位置での回転ローラ14との接点位置より上方
の部位に、上記接点位置からの回転角位置範囲が小さい
部位において、回転軸心Ｏからの距離が中立回転位置で
のカム体13の回転ローラ14との接点と回転軸心Ｏとの間
の距離（以下、これをローラ距離という。）よりも小さ
く、回転ローラ14の車幅方向内方（回転軸心Ｏに向かう
方向）の移動を許容する内筒内面状の第一凹面部26が設
けられている。さらに、この第一凹面部26より回転角位
置範囲が大きい部位においては、回転軸心Ｏからの距離
が上記ローラ距離よりも大きく、またその距離が回転角
位置が大きくなるにつれて徐々に大きくなる第二カム面
27が設けられている。 また、カム体13の外周における上記第一凹面部26と回
転軸心Ｏを挟んで対向する部位には、回転軸心Ｏからの
距離が上記ローラ距離よりも大きい円筒外面状の第一カ
ム面28が、上記第二カム面27と回転軸心Ｏを挟んで対向
する部位には、回転軸心Ｏからの距離がローラ距離より
も小さく、回転ローラ14の車幅方向内方の移動を許容す
る第二凹面部29が、それぞれ設けられている。 したがって、カム体13が中立回転位置から回転して、
第３図（ｂ）に示すように、図において右側の回転ロー
ラ14に第一カム面28が向かいあうと、上記回転ローラ14
とカム体13を挟んで車幅方向に対向する左側の回転ロー
ラ14には第一凹面部26が向かいあうことになる。そし
て、第一カム面28は回転軸心Ｏからの距離が上記ローラ
距離も大きいから、このとき、右側の回転ローラ14は第
一カム面28によって車幅方向外方（回転軸心Ｏから離間
する方向）に向けて押され、一方、左側の回転ローラ14
はその車幅方向内方（上記一方の回転ローラ14の車幅方
向外方の向きと一致する方向）への移動を許容される状
態となっているので、これら回転ローラ14,14を支持す
る動杆15が、第１図および第２図において矢印Ｒ方向に
スライド動させられる。そして、これに伴う各タイロッ
ド25,25の車幅方向動により、後輪23が転舵されること
になる。 さらに、カム体13の回転角が大きくなり、第３図
（ｃ）に示すように、図において右側の回転ローラ14に
第二凹面部29が向かいあうと、左側の回転ローラ14には
第二カム面27が向かいあう。このとき、左側の回転ロー
ラ14は第二カム面27によって車幅方向外方に向けて押さ
れ、一方、右側の回転ローラ14は車幅方向内方（左側の
回転ローラ14における車幅方向外方の向きと一致する方
向）への移動を許容される状態となるから、この場合に
も、動杆15が車幅方向にスライド動させられ、これによ
り後輪23が転舵される。また、この場合は、一対の回転
ローラ14,14および動杆15の車幅方向動の向きは、右側
の回転ローラ14がカム面に押動される上記の場合と逆に
なるから（第１図および第２図において矢印Ｌ方向）、
後輪の転舵方向も逆になる。 したがって、前者の場合の後輪の転舵方向が同位相方
向とすると、後者の場合の後輪の転舵方向は逆位相方向
となる。換言すると、カム体13の回転量を変化させて、
回転ローラ14を押動するカム面を変えることにより、後
輪13の転舵方向を変化させることができるのである。 また、第３図の場合、カム体13を図において反時計回
り方向に回転させた場合を示しているが、時計回り方向
に回転させた場合にも、回転ローラ14を第一カム面28お
よび第二カム面27によって押動して後輪23を転舵させる
ことができることはいうまでもない。なおこの場合、第
一カム面28は、図において左側の回転ローラ14を押動
し、第二カム面27は、右側の回転ローラ14を押動するか
ら、後輪の転舵方向は、カム体13を反時計回りに回転さ
せた場合とはそれぞれ逆となる。すなわち、カム体13の
回転方向を変えることによっても、後輪23の転舵方向を
変化させることができる。 さらに、カム面と回転軸心Ｏとの間の距離が変われ
ば、カム面が回転ローラ14を押動してこれを移動させる
距離も変わる。したがって、本例で図示する場合のよう
に、カム面と回転軸心Ｏとの間の距離がカム体13の回転
角位置によって変化するように、カム体13のカム面を形
成すれば、カム体13の回転量を変化させることにより、
後輪23の転舵量も変化させることができる。 そして、このように所定方向に所定角度回転させられ
ることにより回転ローラ14を押動して後輪23を所定方向
に所定角度転舵させるカム体13は、第１図および第２図
示すように上記入力シャフト12に連動連結した電動モー
タ30によって回転駆動され、この電動モータ30は、マイ
クロコンピュータによって構成される制御手段31によっ
て回転制御される。 本例の場合、電動モータ30は、減速機構38を介して入
力シャフト12に連動連結しており、上記減速機構38は、
電動モータ30のモータ軸30aに装着された小ギヤ38aと、
入力シャフト12の前端部に装着され、上記小ギヤ38aに
噛合する大ギヤ38bとにより構成している。この減速機
構38を介することにより、カム体13に対する大きな回転
トルクを得ることができるようにしているのである。 一方、上記制御手段31には、第１図、第５図および第
６図に示すように、車速センサ32、ステアリングホイー
ル３の操舵角を検出する操舵角センサ33からの信号、お
よび、上記入力シャフト12や電動モータ30のモータ軸30
aにおいて設けられる回転ポテンショメータ等からなる
回転位置検出器34からのA/D変換信号が、制御のための
情報として入力されるようになっている。また、制御手
段31には、実質的にプログラムにより実現される第６図
に示すような次の各手段が形成されている。 その第一は、車速センサ32および操舵角センサ33から
の各信号値からの情報に基づいて、旋回時等に理論上発
生する横Ｇを演算する横Ｇ演算手段35である。 その第二は、操舵角センサ33からの出力を微分してス
テアリングの操舵速度（回転速度）を算出する操舵速度
検出手段36である。 その第三は、上記横Ｇ演算手段35からの横Ｇの情報に
基づいて、後輪23を転舵すべき方向およびその転舵量を
決定する後輪転舵角決定手段37である。 その第四は、上記操舵速度検出手段36からの情報を受
けて、後輪23の転舵開始時期を決定する転舵開始時期決
定手段40である。これは、後輪23を同位相に転舵すると
きの転舵開始時期を、ステアリング３の操舵開始（前輪
の転舵開始）に対して所定時間遅らせ、また、同位相に
転舵した後輪23を中立方向に戻すにあたって、その転舵
開始時期をステアリング３の中立方向への操舵開始時に
対して所定時間遅らせ、かつそれらの遅れ時間がステア
リング３の操舵速度が高いときほど長くなるように設定
する。 その第五は、操舵速度検出手段36からの情報を受け
て、後輪23の転舵速度を決定する転舵速度決定手段41で
あり、これは、後輪23を同位相に転舵するときの転舵速
度を、ステアリング３の操舵速度に対応して設定し、ス
テアリング３の操舵速度が高いときほど、後輪23の転舵
速度を高く設定する。すなわち、上記転舵開始時期決定
手段40により、ステアリング３の操舵速度が大きいほど
上記の遅れ時間が長く設定されるが、この場合、第８図
に示すように、上記の遅れ時間が大きいときほど、後輪
23の転舵速度が高く設定される。そして、これにより、
目標後輪転舵角が同じときには、上記の遅れ時間の大小
に関係なく、後輪23がステアリング操舵開始時点から目
標転舵角に達するまでの時間を一定させうるようにして
いる。 さらに、その第六は、後輪転舵角決定手段36から受け
た後輪転舵情報に基づいてカム体13を回転させるべき方
向およびその回転量を決定し、かつ上記回転位置検出器
34からのフィードバック信号を受けて、モータ駆動回路
30bを制御するモータ制御手段42である。また、このモ
ータ制御手段42には、上記転舵開始時期決定手段40およ
び転舵速度決定手段41からの情報も送られる。これによ
り、モータ制御手段42は、転舵開始時期決定手段40およ
び転舵速度決定手段41できめられた所定の転舵開始時期
と転舵速度をもって、後輪転舵角決定手段37によって決
められた目標転舵角を、後輪転舵させることができるよ
うに、電動モータ30を回転制御するのである。 また、上記横Ｇは、前輪の中立位置からの舵角（θ）
と車速（Ｖ）の関数として近似的に次式で表すことがで
きる。 Ｇ＝θ・（V2/l）／（１＋Ｋ・V2） ここで、ｌはホイールベースの大きさ、Ｋは補正用の
定数である。 この関係式から良く分かるように、横Ｇは、前輪舵角
が一定であれば車速が増大するほど大きくなり、車速が
一定であれば前輪舵角が大きくなるほど大きくなる。 そして、制御手段31は、上記各手段により、電動モー
タ30およびカム体13の回転を制御して、走行性をあらゆ
る状況下において高めることができるように、後輪23の
転舵を行う。 本例の場合、上記横Ｇ演算手段35により演算される横
Ｇを、また同位相操舵においてはステアリングの操舵速
度を基準にし、さらにステアリングの操舵角度を補助的
な制御情報として、後輪転舵制御が行われる。その一例
を、第７図に示すフローチャートに沿って説明する。 まず、車速センサ32からの車速情報、および、操舵角
センサ33からのステアリング操舵角情報が読み取られ
（S101,S102）、これらから、横Ｇが演算される（S10
3）。また、操舵角情報に基づいて、ステアリングの操
舵速度が算出される（S104）。そして、この横Ｇの大き
さ等に応じて、後輪23が所定方向に所定角度転舵させら
れる。 横Ｇの大きさが、0.1G以下で（S105でYES,S106でYE
S）、ステアリングの操舵角（ここでいう操舵角とは、
ステアリングそれ自体の回転角をいい、前輪の転舵角で
はない。ステアリングの回転角をオーバオールギヤ比で
除したものが前輪転舵角である。）が所定値（たとえば
240°）以上である場合には（S107でYES）、後輪23が逆
位相に転舵される（S108）。一方、横Ｇの大きさが0.1G
以下で（S106でYES）、かつステアリングの操舵角が所
定値より小さい場合（S107でNO）、また横Ｇの大きさが
0.1Gより大きく0.2G以下の場合は（S106でNO）、後輪23
は転舵せずいわゆる2WSの状態におく）S109）。 横Ｇの大きさが上記の場合よりも大きい場合は（S105
でN0）、上記転舵開始時期決定手段40と転舵速度決定手
段41によって、後輪23の転舵開始時期と転舵速度がきめ
られる（S110,S111）。そして、これに基づいて、後輪2
3が同位相に転舵され、またこの場合、横Ｇの大きさに
応じて（S112,S114,S116），後輪23の転舵量を制御する
（S113,S115,S117,S118）。 すなわち、横Ｇが所定値より小さく、かつステアリン
グの操舵角が所定値よりも大きい場合には、後輪23を逆
位相に転舵させ、横Ｇが所定値より大きい場合には後輪
23を同位相に転舵させる。 これは，横Ｇが小さく、かつステアリングの操舵角が
所定値よりも大きい場合は概して低速時において旋回等
を行う場合であり、このときに後輪23を逆位相に転舵さ
せることにより、車両のとりまわし性を向上させること
ができるからである。一方、横Ｇが大きい場合は概して
中・高速時に旋回等を行う場合であり、このときに後輪
23を同位相に転舵させることにより、横すべりを抑制し
て走行安定性を高めつつすみやかな方向変換が可能とな
るからである。この場合、横Ｇが大きくなるほど、後輪
23の転舵量を大きくしているが、これは、横Ｇが大きく
なればそれだけ車両の横すべりの傾向が強くなり、これ
を抑制するために必要とされる後輪の転舵量も大きくな
るからである。 また、横Ｇの大きさがある範囲にあるときは、後輪23
を全く転舵しないようにしているが、これは、横Ｇの大
きさが上記のような所定範囲にあるときは、むしろ後輪
23を転舵しない方が操向性が良好となるからである。さ
らに、横Ｇの大きさが所定値以下（０を含む）で、かつ
ステアリングの操舵角も所定値以下（０を含む）である
場合（S106でYES、S107でNO）、すなわちほぼ直進状態
にあるような場合等にも、後輪23は転舵しない。 そしてまた、横Ｇの大きさに応じて後輪23を転舵させ
るときの、その転舵方向および転舵量は、算出された横
Ｇの大きさに基づいて上記後輪転舵角決定手段36により
決定される。そして、この後輪転舵情報を受けて、上記
モータ制御手段42が、電動モータ30を回転制御して、上
記カム体13を所定方向に所定角度回転させることによ
り、後輪23が後輪転舵角決定手段36によりきめられた目
標転舵角と一致するように転舵されるのである。また、
旋回時車両に作用する横Ｇの大きさが変化すれば、これ
に応じて、モータ制御手段42により、電動モータ30およ
びカム体13が回転制御されて時々の状況に応じた後輪転
舵が行われるとともに、後輪転舵の必要がなくなれば、
後輪転舵角決定手段37により転舵量０が決定され、これ
により、カム体13が中立回転位置に戻される。すなわ
ち、後輪23が舵角０の中立状態に戻される。 また、後輪23を同位相に転舵する場合には、上記転舵
開始時期決定手段40が、その転舵開始時期を、ステアリ
ング操舵（前輪転舵）の開始に対して所定時間遅らせ、
かつその遅れ時間がステアリングの操舵速度が高いとき
ほど長くなるように設定する。さらに、転舵開始時期決
定手段40は、同位相に転舵した後輪23を中立方向に戻す
にあたって、後輪23の転舵開始時期を、ステアリング３
の中立方向への戻し操舵開始時に対して所定時間遅ら
せ、かつその遅れ時間がステアリング３の操舵速度が高
いほど長くなるように設定する。また、上記転舵速度決
定手段41が、後輪23の同位相転舵時の転舵速度を、ステ
アリング３の操舵速度に応じて設定し、これが高いとき
ほど高く設定する。そして、モータ制御手段42は、こう
してきめられる転舵時期情報および転舵速度情報に基づ
いて、電動モータ30およびカム体13の回転開始時期およ
び回転速度を制御する。これにより、所定の転舵開始時
期および転舵速度をもって、上記後輪転舵角決定手段37
できめられる目標転舵量を転舵されるように、後輪の同
位相操舵が行われるのである。 なお、上記のフローチャートにおいて示した横Ｇの基
準値は、大まかなものであり、さらに細分化して後輪転
舵条件をきめるようにすれば、より走行性を高めること
ができる。また、逆位相操舵における転舵量が、ステア
リングの操舵角の増大に応じて大きくなるようにすれ
ば、低速域での車両のとりまわし性を一層向上させるこ
とができる。 以上のように、本例の四輪操舵装置においては、横Ｇ
を基準にして後輪転舵を制御し、同位相操舵において
は、横Ｇの大きさに応じて後輪23の転舵量を決定してい
る。したがって、後輪23の転舵量、特に同位相操舵にお
ける転舵量を常に状況に応じた最適な大きさに設定する
ことができる。中・高速域での旋回走行時における車両
の横すべりの傾向の強さは、遠心力すなわち横Ｇの大き
さによって変動するものであるので、横Ｇの大きさに応
じて同位相操舵における操舵量をきめることにより、後
輪の同位相の転舵量を、車両の横すべりを抑制するのに
必要かつ適切な大きさに設定できるからである。 また、同位相操舵の際、後輪の転舵時期をステアリン
グの操舵開始に対して所定時間遅らせ、かつその遅れ時
間をステアリングの操舵速度が高いときほど長くなるよ
うにしている。したがって、旋回時の回頭性を高めるこ
とができるとともに、運転者がステアリングを急激にき
って迅速な車両の方向変換を期待する場合に、これに十
分に応えることができる。後輪の同位相操舵を前輪の転
舵に対して所定時間遅らせることにより、旋回初期に適
切な大きさのヨーイングの発生を促すことができ、ま
た、ステアリングの操舵速度が高くなるときには、上記
遅れ時間を長くすることにより、旋回への移行時やより
旋回半径の小さな旋回へうつる旋回過渡期において十分
なヨー角加速度を得ることができるようになるからであ
る。 また、後輪23を同位相に転舵して旋回に入った後、こ
の旋回から直進方向に戻る際や、逆方向への旋回に移行
する場合に、後輪23を中立方向に戻すにあたっても、上
記と同じように、後輪23の転舵開始時期が、ステアリン
グ３の戻し方向への操舵開始（前輪10の中立方向への転
舵開始）に対して所定時間遅れ、かつその遅れ時間がス
テアリング３の操舵速度が高いときほど長くなるように
設定される。したがって、旋回突入時だけでなく、旋回
脱出時等においても、十分なヨー角加速度を得て、きび
きびと方向変換を行いうるから、走行性が非常に向上す
る。 しかも、本例の場合、同位相操舵の際、後輪23の転舵
速度もステアリング３の操舵速度に応じて制御し、目標
後輪転舵角が同じ場合には、上記転舵開始時期決定手段
40によって設定される上記の遅れ時間の大小に関係な
く、後輪23がステアリング操舵開始点から目標転舵角に
達するまでの時間を一定させうるようにしている。した
がって、旋回時、十分な回頭性を得つつ、常に、車両の
横すべりの発生に遅れることなく後輪の同位相操舵を完
了して、上記の車両の横すべりを適切に抑制することが
できる。換言すると、ヨーイング時ヨー角速度は一定の
割合で増減するから、上述のように、ステアリング操舵
開始時から目標転舵角への後輪の同位相操舵完了までの
時間を一定させうることが、旋回走行性を一定させ、ま
た向上させるうえで望ましいのである。 以上をさらにまとめると、本例の四輪操舵装置におい
ては、後輪の同位相操舵における転舵角を車速および前
輪の転舵角（ステアリング操舵角）によって決る理論上
の横Ｇにもとづいて決定すること、および、ステアリン
グ操舵速度に応じて、これが大きいほど上記のように決
定された転舵角への実際の後輪転舵を遅らせ、また転舵
速度も制御することにより、あらゆる状況において、車
両の向きが旋回軌跡の接線と一致するきわめて良好な走
行性能を達成することができるのである。 また、本例の場合、後輪転舵機構２としては、上記カ
ム体13とそのカムフォロアである上記回転ローラ14とか
らなるカム機構によって構成されるものを用いている
が、カム体13は、上述したように制御手段31によって制
御する電動モータ30によって回転駆動するようにしてい
る。したがって、後輪23の転舵時期等を容易に変えるこ
とができ、また、カム体13の形状の変更により、カム体
13が回転ローラ14を押動してこれを動かす距離、すなわ
ち後輪の転舵量も簡単に変えることができるから、後輪
転舵パターンの設定を幅広く行いうる。 しかも、後輪23が地面から受けた力が上記タイロッド
25等を介して動杆15に車幅方向の力として伝達されて
も、回転ローラ14がカム体13に基準円Ｃ（カム体13の回
転中心を中心とし、かつ上記ローラ距離を半径とする
円）上で接触している状態、すなわち中立状態にある場
合には、上記の力は、回転ローラ14を介してカム体13で
受け止められ、また、回転ローラ14が上記の力がカム体
13を押してもこれによりカム体14が回転させられること
はない。すなわち、後輪を転舵しない場合には、後輪23
を確実に中立位置（舵角０の状態）で保持することがで
きるから、極めて高いフェイルセイフ性能が得られる。 ところで、上記実施例のように後輪の転舵時期に遅れ
時間を設定する代わりに、ステアリング操舵速度が高い
ときほど、後輪の転舵速度を低くするようにしても、上
記実施例と同様の作用・効果が期待できる。 また、後輪の転舵速度を制御する他、電動モータの最
大回転速度をある所定値に設定することによっても、同
様の効果を得ることができる。 さらに、上記実施例では、後輪23を中立位置から転舵
するときのみ、その転舵速度を制御するようにしている
が、同位相に転舵した後中立方向に戻すときにも、転舵
速度を制御するようにしてもよく、これにより走行性の
一層の向上を図ることができる。 また、ステアリングの操舵角センサからの情報に基づ
いてマイクロコンピュータで演算することにより、ステ
アリングの操舵速度を検出するようにしていたが、この
他、ステアリングの操舵速度の検出手段として、それ自
体でステアリングの操舵速度を検出できるセンサを用い
るようにしてもよい。また、後輪を転舵させるための後
輪転舵機構においても、上記実施例で示したものに特に
限定されるものでないこともいうまでもない。Hereinafter, embodiments of the present invention will be specifically described with reference to the drawings. FIG. 1 schematically shows the overall configuration of a four-wheel steering vehicle equipped with a four-wheel steering system according to the present invention. As the front wheel steering mechanism 1, a general one can be used, and in this example, a rack and pinion type steering mechanism is adopted. This is because the rotation of the steering wheel 3 transmitted via the steering shaft 4 is converted into the movement of the rack rod 6 in the vehicle width direction by the gear box 5, and the movement of the rack rod 6 is further changed by the tie rods 7, The rotation is converted to the rotation of the knuckle arms 8, 8 around the axes 9, 9 through 7. The front wheels 10, 10 are steered by the rotation of the knuckle arms 8, 8. On the other hand, as shown in FIGS. 1 and 2, the rear wheel steering mechanism 2 has a rear end portion of an input shaft 12 extending in the vehicle front-rear direction in a case 11 fixedly supported by a vehicle body member such as an axle beam 39. As a cam follower connected to the cam body 13 which is rotated around its axis by the rotation of the input shaft 12, and which is opposed to the cam body 13 in the vehicle width direction and contacts the outer peripheral cam surface of the cam body 13. A pair of rotating rollers 14 and 14 are provided. Also, the rear wheel steering mechanism 2 includes:
A moving rod 15 supported by the case 11 so as to be slidable in the vehicle width direction and supporting the pair of cam followers 14, 14 at an intermediate portion is provided as a cam interlocking body. The moving rod 15 is provided inside the case 11 so as to surround the cam body 13, and is integrally formed with a cam follower support portion 16 formed of a frame-like member having upper and lower wall surfaces opened, and both ends of the cam follower support portion 16. And a pair of left and right slide shafts 17, 17 extending in the vehicle width direction. The cam follower support portion 16 has a bolt support shaft installed between a front wall portion 16a and a rear wall portion 16b as shown in FIG.
18 are provided at two left and right positions with the cam body 13 interposed therebetween. The rotary roller 14 is rotatably supported by the bolt support shaft 18 or a collar 19 mounted on the bolt support shaft 18 so as not to rotate relative to the bolt support shaft 18 via a bearing 20. In addition, the moving rod 15 has the slide shaft 17 mounted on the shaft support portions 11a provided at both ends of the case 11, respectively.
It is supported via 1 and a rubber bush 22 so as to be slidable in the vehicle width direction. Then, in this example, the square slide shaft portion 1 of the above-mentioned moving rod 15 is
A tie rod 25 connected to the rear wheel 23 via a knuckle arm 24 is connected to the tip of each of the tires 7 and 17. Further, in the case of the present example, the cam body 13 is, as shown in FIG. 3, provided on both sides of the outer periphery of the cam body 13 facing the respective rotary rollers 14, 14 as shown in FIG. 3 (a). In a region above the contact position with the rotating roller 14 at the neutral rotation position, the distance from the rotation axis O of the cam body 13 at the neutral rotation position is small in the region where the rotation angle position range from the contact position is small. The distance is smaller than the distance between the contact point with the rotating roller 14 and the rotation axis O (hereinafter, this is referred to as the roller distance), and the rotation roller 14 moves inward in the vehicle width direction (direction toward the rotation axis O). A first concave surface portion 26 having the inner surface of the inner cylinder that allows the above is provided. Further, in a region where the rotation angle position range is larger than the first concave surface portion 26, the distance from the rotation axis O is larger than the roller distance, and the distance gradually increases as the rotation angle position increases. Two-cam surface
27 are provided. A cylindrical outer surface-shaped first cam surface whose distance from the rotation axis O is larger than the roller distance is provided at a portion of the outer periphery of the cam body 13 which faces the first concave surface portion 26 with the rotation axis O interposed therebetween. In a portion where 28 is opposed to the second cam surface 27 with the rotation axis O interposed therebetween, the distance from the rotation axis O is smaller than the roller distance and the rotation roller 14 is allowed to move inward in the vehicle width direction. The respective second concave surface portions 29 are provided. Therefore, the cam body 13 rotates from the neutral rotation position,
As shown in FIG. 3B, when the first cam surface 28 faces the right rotating roller 14 in the figure, the rotating roller 14
The first concave portion 26 faces the left rotating roller 14 facing the vehicle width direction with the cam body 13 interposed therebetween. Since the first cam surface 28 has a large distance from the rotation axis O as well as the roller distance, at this time, the right rotation roller 14 is moved outwardly in the vehicle width direction (separated from the rotation axis O by the first cam surface 28). Direction), while the left rotating roller 14
Is allowed to move inward in the vehicle width direction (a direction coinciding with the outward direction of the one rotating roller 14 in the vehicle width direction), so that these rotating rollers 14 are supported. The moving rod 15 is slid in the direction of arrow R in FIGS. 1 and 2. The rear wheels 23 are steered by the movement of the tie rods 25 in the vehicle width direction. Further, when the rotation angle of the cam body 13 is increased and the second concave surface portion 29 faces the rotary roller 14 on the right side in the figure as shown in FIG. Face 27 faces each other. At this time, the left rotating roller 14 is pushed outward in the vehicle width direction by the second cam surface 27, while the right rotating roller 14 is pressed inward in the vehicle width direction (outside of the left rotating roller 14 in the vehicle width direction). (A direction coinciding with the other direction) is allowed, so also in this case, the moving rod 15 is slid in the vehicle width direction, whereby the rear wheel 23 is steered. In this case, the direction of movement of the pair of rotating rollers 14 and 14 and the moving rod 15 in the vehicle width direction is opposite to that in the above-described case where the right rotating roller 14 is pressed against the cam surface (the first direction). 2 and FIG. 2),
The steering direction of the rear wheels is also reversed. Therefore, if the steering direction of the rear wheels in the former case is the same phase direction, the steering direction of the rear wheels in the latter case is the opposite phase direction. In other words, by changing the rotation amount of the cam body 13,
By changing the cam surface that pushes the rotating roller 14, the turning direction of the rear wheel 13 can be changed. FIG. 3 shows the case where the cam body 13 is rotated in the counterclockwise direction in the figure. However, even when the cam body 13 is rotated in the clockwise direction, the rotating roller 14 is rotated by the first cam surface 28 and It goes without saying that the rear wheel 23 can be steered by being pushed by the second cam surface 27. In this case, the first cam surface 28 pushes the rotation roller 14 on the left side in the figure, and the second cam surface 27 pushes the rotation roller 14 on the right side. This is the opposite of the case where the body 13 is rotated counterclockwise. That is, the turning direction of the rear wheel 23 can also be changed by changing the rotation direction of the cam body 13. Further, if the distance between the cam surface and the rotation axis O changes, the distance that the cam surface pushes the rotary roller 14 to move it also changes. Therefore, as shown in this example, if the cam surface of the cam body 13 is formed such that the distance between the cam surface and the rotation axis O changes according to the rotation angle position of the cam body 13, the cam By changing the amount of rotation of the body 13,
The steering amount of the rear wheel 23 can also be changed. As shown in FIGS. 1 and 2, the cam body 13 for rotating the rear wheel 23 by a predetermined angle in a predetermined direction by pushing the rotating roller 14 by being rotated by a predetermined angle in a predetermined direction as shown in FIGS. The rotation is driven by an electric motor 30 linked to the input shaft 12, and the rotation of the electric motor 30 is controlled by control means 31 constituted by a microcomputer. In the case of this example, the electric motor 30 is operatively connected to the input shaft 12 via a speed reduction mechanism 38, and the speed reduction mechanism 38
A small gear 38a mounted on the motor shaft 30a of the electric motor 30,
A large gear 38b is mounted on the front end of the input shaft 12 and meshes with the small gear 38a. Through this speed reduction mechanism 38, a large rotational torque for the cam body 13 can be obtained. On the other hand, as shown in FIG. 1, FIG. 5 and FIG. 6, the control means 31 receives signals from a vehicle speed sensor 32, a steering angle sensor 33 for detecting a steering angle of the steering wheel 3, and the input. Motor shaft 30 of shaft 12 and electric motor 30
The A / D conversion signal from the rotation position detector 34 including a rotation potentiometer and the like provided in a is input as information for control. Further, the control means 31 is formed with the following means as shown in FIG. 6 which are substantially realized by a program. The first is a lateral G calculating means 35 for calculating a lateral G theoretically generated at the time of turning or the like based on information from each signal value from the vehicle speed sensor 32 and the steering angle sensor 33. The second is a steering speed detecting means 36 for differentiating the output from the steering angle sensor 33 to calculate the steering speed (rotational speed) of the steering wheel. Thirdly, there is a rear wheel turning angle determining means 37 which determines the direction in which the rear wheels 23 should be steered and the amount of steering based on the lateral G information from the lateral G computing means 35. Fourthly, a turning start timing determining means 40 which receives the information from the steering speed detecting means 36 and determines the turning start timing of the rear wheels 23. This is because the steering start timing when the rear wheels 23 are steered to the same phase is delayed by a predetermined time with respect to the steering start of the steering 3 (the steering start of the front wheels), and the rear wheels steered to the same phase. When 23 is returned to the neutral direction, the turning start timing is set to be delayed by a predetermined time from the start of steering in the neutral direction of the steering wheel 3, and the delay time is set to be longer as the steering speed of the steering wheel 3 is higher. To do. The fifth is steering speed determination means 41, which receives information from the steering speed detection means 36 and determines the steering speed of the rear wheels 23, which is used when the rear wheels 23 are steered to the same phase. Is set in correspondence with the steering speed of the steering wheel 3, and the higher the steering speed of the steering wheel 3, the higher the steering speed of the rear wheel 23 is set. That is, the turning start timing determining means 40 sets the delay time longer as the steering speed of the steering wheel 3 increases. In this case, as shown in FIG. 8, the delay time increases. ,Rear wheel
The steering speed of 23 is set high. And this gives
When the target rear wheel turning angles are the same, the time from the start of steering steering of the rear wheels 23 to the target turning angle can be made constant regardless of the magnitude of the delay time. Further, the sixth is to determine the direction and the amount of rotation of the cam body 13 based on the rear wheel steering information received from the rear wheel steering angle determining means 36, and the rotational position detector.
Receiving the feedback signal from 34, the motor drive circuit
Motor control means 42 for controlling 30b. Further, information from the steering start timing determining means 40 and the steering speed determining means 41 is also sent to the motor control means 42. Accordingly, the motor control means 42 is determined by the rear wheel turning angle determining means 37 with the predetermined turning start timing and turning speed determined by the turning start timing determining means 40 and the turning speed determining means 41. The electric motor 30 is rotated and controlled so that the target steered angle can be steered by the rear wheels. The lateral G is the steering angle (θ) from the neutral position of the front wheels.
And as a function of vehicle speed (V) can be approximately expressed by the following equation. G = θ (V 2 / l) / (1 + KV 2 ) where l is the size of the wheel base and K is a correction constant. As can be clearly understood from this relational expression, the lateral G increases as the vehicle speed increases when the front wheel steering angle is constant, and increases as the front wheel steering angle increases when the vehicle speed is constant. Then, the control means 31 controls the rotations of the electric motor 30 and the cam body 13 by the above-mentioned means, and steers the rear wheels 23 so that the traveling performance can be enhanced under all circumstances. In the case of this example, the rear G steering control is performed with the lateral G calculated by the lateral G calculating means 35 as the reference, and the steering speed of the steering in the in-phase steering as the reference, and the steering angle of the steering as auxiliary control information. Is done. One example will be described with reference to the flowchart shown in FIG. First, the vehicle speed information from the vehicle speed sensor 32 and the steering angle information from the steering angle sensor 33 are read (S101, S102), and the lateral G is calculated from these (S10).
3). Further, the steering speed of the steering wheel is calculated based on the steering angle information (S104). Then, the rear wheel 23 is steered by a predetermined angle in a predetermined direction according to the size of the lateral G or the like. If the lateral G is 0.1G or less (YES in S105, YE in S106)
S), the steering angle of the steering (the steering angle here is
This is the turning angle of the steering itself, not the turning angle of the front wheels. The front wheel turning angle is obtained by dividing the steering rotation angle by the overall gear ratio. ) Is a predetermined value (for example,
If it is more than 240 ° (YES in S107), the rear wheels 23 are steered to the opposite phase (S108). On the other hand, the lateral G size is 0.1G
Below (YES in S106) and when the steering angle of the steering wheel is smaller than a predetermined value (NO in S107), the size of the lateral G is
If it is greater than 0.1G and less than 0.2G (NO in S106), the rear wheel 23
Is in the so-called 2WS state without steering) S109). If the lateral G is larger than the above (S105
(N0), the turning start timing determining means 40 and the turning speed determining means 41 determine the turning start timing and the turning speed of the rear wheels 23 (S110, S111). And based on this, the rear wheels 2
3 is steered in the same phase, and in this case, the steering amount of the rear wheels 23 is controlled according to the size of the lateral G (S112, S114, S116) (S113, S115, S117, S118). That is, when the lateral G is smaller than the predetermined value and the steering angle of the steering is larger than the predetermined value, the rear wheels 23 are turned to the opposite phase, and when the lateral G is larger than the predetermined value, the rear wheels 23 are turned.
23 is turned to the same phase. This is a case in which when the lateral G is small and the steering angle of the steering is larger than a predetermined value, turning or the like is generally performed at a low speed. At this time, by turning the rear wheels 23 to the opposite phase, the vehicle is turned. This is because it is possible to improve the reproducibility. On the other hand, when the lateral G is large, it is generally the case when the vehicle makes a turn at medium or high speeds, and the rear wheels
By turning the wheels 23 in the same phase, it is possible to perform a quick direction change while suppressing side slip and improving running stability. In this case, the larger the lateral G, the rear wheel
The steering amount of 23 is increased, but the larger the lateral G, the stronger the tendency of the vehicle to skid, and the greater the amount of steering of the rear wheels required to suppress this. Because. When the width G is within a certain range, the rear wheels 23
The steering wheel is not steered at all. However, when the size of the lateral G is within the above-mentioned predetermined range, the rear wheel is rather steered.
This is because the steerability is better when the steering wheel 23 is not steered. Furthermore, when the magnitude of the lateral G is less than or equal to a predetermined value (including 0) and the steering angle of the steering is less than or equal to a predetermined value (including 0) (YES in S106, NO in S107), that is, the vehicle is in a straight-ahead state. In some cases, the rear wheels 23 do not steer. Further, when the rear wheels 23 are steered according to the lateral G, the steering direction and the steering amount thereof are based on the calculated lateral G, and the rear wheel steering angle determining means 36 is provided. Determined by Upon receiving the rear wheel steering information, the motor control means 42 controls the rotation of the electric motor 30 to rotate the cam body 13 in a predetermined direction by a predetermined angle, whereby the rear wheel 23 turns the rear wheel. The steering angle is steered so as to match the target steered angle determined by the determination means 36. Also,
When the size of the lateral G acting on the vehicle during turning changes, the motor control means 42 controls the rotation of the electric motor 30 and the cam body 13 accordingly, and the rear wheels are steered depending on the situation. If there is no need to steer the rear wheels,
The steering amount 0 is determined by the rear wheel steering angle determination means 37, and the cam body 13 is returned to the neutral rotation position. That is, the rear wheel 23 is returned to the neutral state with the steering angle of 0. Further, when the rear wheels 23 are steered in the same phase, the steering start timing determination means 40 delays the steering start timing by a predetermined time with respect to the start of steering steering (front wheel steering),
In addition, the delay time is set to be longer as the steering speed of the steering wheel is higher. Further, the steering start timing determining means 40 determines the steering start timing of the rear wheels 23 when returning the rear wheels 23 steered in the same phase to the neutral direction.
The return steering in the neutral direction is delayed by a predetermined time, and the delay time is set to increase as the steering speed of the steering wheel 3 increases. Further, the steered speed determination means 41 sets the steered speed of the rear wheels 23 during the in-phase steered according to the steered speed of the steering wheel 3, and sets the higher the steered speed. Then, the motor control means 42 controls the rotation start timing and the rotation speed of the electric motor 30 and the cam body 13 based on the steering timing information and the steering speed information thus determined. As a result, the rear wheel steering angle determination means 37 has a predetermined steering start timing and steering speed.
In-phase steering of the rear wheels is performed so that the target steering amount can be steered. The reference value of the lateral G shown in the above flow chart is a rough value, and if it is further subdivided to determine the rear wheel steering condition, the drivability can be further improved. Further, if the turning amount in the anti-phase steering is increased in accordance with the increase of the steering angle of the steering, the maneuverability of the vehicle in the low speed range can be further improved. As described above, in the four-wheel steering system of this example, the lateral G
The steering amount of the rear wheels 23 is determined according to the magnitude of the lateral G in the in-phase steering. Therefore, the turning amount of the rear wheels 23, particularly the turning amount in the in-phase steering, can always be set to an optimum size according to the situation. The strength of the tendency of the vehicle to skid during turning in the medium / high speed range varies depending on the centrifugal force, that is, the magnitude of the lateral G. Therefore, the steering amount in the in-phase steering is changed according to the magnitude of the lateral G. This is because the steering amount of the rear wheels in the same phase can be set to a value that is necessary and appropriate for suppressing the sideslip of the vehicle. Further, during the in-phase steering, the turning timing of the rear wheels is delayed by a predetermined time with respect to the steering start of the steering, and the delay time becomes longer as the steering speed of the steering becomes higher. Therefore, it is possible to improve the turning ability when turning, and it is possible to sufficiently respond to the case where the driver expects to steer the steering wheel abruptly to quickly change the direction of the vehicle. Delaying the in-phase steering of the rear wheels with respect to the steering of the front wheels for a predetermined time can promote the generation of an appropriate amount of yawing at the beginning of turning, and when the steering speed of the steering becomes high, the above-mentioned delay occurs. This is because by increasing the time, it becomes possible to obtain a sufficient yaw angular acceleration at the time of transition to turning and during a turning transition period when turning to a turning with a smaller turning radius. In addition, after turning the rear wheels 23 in the same phase to enter a turn, when returning from this turn to a straight direction or when turning to the opposite direction, when returning the rear wheels 23 to the neutral direction Similarly to the above, the turning start timing of the rear wheels 23 is delayed by a predetermined time with respect to the steering start of the steering wheel 3 in the returning direction (starting turning of the front wheels 10 in the neutral direction), and the delay time thereof. It is set so that it becomes longer as the steering speed of the steering wheel 3 is higher. Therefore, not only when the vehicle enters the turning rush, but also when the vehicle exits the turning, the yaw angular acceleration can be obtained and the direction can be swiftly changed, so that the running performance is greatly improved. Moreover, in the case of the present example, the steering speed of the rear wheels 23 is also controlled according to the steering speed of the steering wheel 3 during the in-phase steering, and when the target rear wheel steering angles are the same, the steering start timing determining means is set.
Regardless of the magnitude of the delay time set by 40, the time required for the rear wheels 23 to reach the target turning angle from the steering start point can be made constant. Therefore, when turning, it is possible to obtain sufficient turning ability, and at the same time, complete the in-phase steering of the rear wheels without delaying the occurrence of side slip of the vehicle and appropriately suppress the side slip of the vehicle. In other words, since the yaw angular velocity during yawing increases or decreases at a constant rate, it is possible to make the time from the start of steering steering to the completion of in-phase steering of the rear wheels to the target turning angle as described above, It is desirable for making the running performance constant and improving it. To further summarize the above, in the four-wheel steering system of this example, the steering angle in the in-phase steering of the rear wheels is determined based on the theoretical lateral G determined by the vehicle speed and the steering angle (steering steering angle) of the front wheels. In accordance with the steering steering speed, the larger the steering steering speed, the later the actual rear wheel steering to the steering angle determined as described above is delayed, and the steering speed is also controlled to control the vehicle in all situations. It is possible to achieve extremely good running performance in which the direction of is coincident with the tangent of the turning trajectory. Further, in the case of the present example, the rear wheel steering mechanism 2 is constituted by a cam mechanism including the cam body 13 and the rotating roller 14 which is a cam follower thereof. As described above, the rotation is driven by the electric motor 30 controlled by the control means 31. Therefore, the turning timing of the rear wheels 23 can be easily changed, and the cam body 13 can be changed by changing the shape of the cam body 13.
Since the roller 13 pushes the rotation roller 14 to move it, that is, the distance by which the rear wheel is steered can be easily changed, so that the rear wheel steering pattern can be widely set. Moreover, the force received by the rear wheel 23 from the ground is
Even when the force is transmitted to the moving rod 15 as a force in the vehicle width direction via 25 or the like, the rotating roller 14 causes the cam body 13 to have a reference circle C (with the center of rotation of the cam body 13 as the center and the roller distance as the radius). Circles), that is, in the neutral state, the above force is received by the cam body 13 via the rotary roller 14, and the rotary roller 14 receives the above force.
Even if 13 is pressed, the cam body 14 is not rotated by this. That is, if the rear wheels are not steered, the rear wheels 23
Can be reliably held at the neutral position (state where the steering angle is 0), so extremely high fail-safe performance can be obtained. Incidentally, instead of setting the delay time to the turning timing of the rear wheels as in the above embodiment, the turning speed of the rear wheels may be decreased as the steering speed becomes higher, similar to the above embodiment. Can be expected to work. Further, the same effect can be obtained by controlling the turning speed of the rear wheels and setting the maximum rotation speed of the electric motor to a predetermined value. Further, in the above embodiment, the steering speed is controlled only when the rear wheels 23 are steered from the neutral position.However, when the rear wheels 23 are steered to the same phase and then returned to the neutral direction, the steered wheels are steered. The speed may be controlled, which can further improve the traveling property. Further, although the steering speed of the steering wheel is detected by calculating with the microcomputer based on the information from the steering angle sensor of the steering wheel, in addition to this, the steering wheel speed is detected by itself as a means for detecting the steering speed of the steering wheel. Alternatively, a sensor that can detect the steering speed may be used. Needless to say, the rear wheel steering mechanism for steering the rear wheels is not limited to the one shown in the above embodiment.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

第１図は本発明の実施例に係る四輪操舵車両の全体構成
を概略的に示した図、第２図は本発明の実施例に係る後
輪転舵機構を前方斜めからみた斜視図、第３図は実施例
に係るカム体および回転ローラを第２図のIII−III線矢
視方向からみてこれらによるカム機構の動作を説明する
図、第４図は実施例に係る後輪転舵機構における動杆に
よる回転ローラの支持状態を示した図、第５図はシステ
ムブロック図、第６図は制御ブロック図、第７図は後輪
転舵条件の一例を示すフローチャート、第８図は後輪を
同位相に転舵する場合の時間と後輪転舵角との関係を示
すグラフ、第９図は前二輪操舵車両での旋回状態を模式
的に示す図である。 １……前輪転舵機構、２……後輪転舵機構、３…ステア
リング、30…電動モータ、32…車速センサ、33…操舵角
センサ、35…横Ｇ演算手段、36…操舵速度検出手段、40
…転舵開始時期決定手段、42…モータ制御手段。FIG. 1 is a diagram schematically showing an overall configuration of a four-wheel steering vehicle according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a perspective view of a rear wheel steering mechanism according to an embodiment of the present invention as seen obliquely from the front, FIG. 3 is a view for explaining the operation of the cam mechanism by the cam body and the rotary roller according to the embodiment as seen from the direction of the arrow III-III in FIG. 2, and FIG. 4 is for the rear wheel steering mechanism according to the embodiment. FIG. 5 is a diagram showing a state of supporting the rotary roller by the moving rod, FIG. 5 is a system block diagram, FIG. 6 is a control block diagram, FIG. 7 is a flowchart showing an example of rear wheel steering conditions, and FIG. FIG. 9 is a graph showing the relationship between the time when the vehicle steers in the same phase and the steered angle of the rear wheels, and FIG. 9 is a diagram schematically showing a turning state in a front two-wheel steering vehicle. 1 ... Front wheel steering mechanism, 2 ... Rear wheel steering mechanism, 3 ... Steering, 30 ... Electric motor, 32 ... Vehicle speed sensor, 33 ... Steering angle sensor, 35 ... Lateral G calculation means, 36 ... Steering speed detection means, 40
... Steering start timing determination means, 42 ... Motor control means.

Claims (3)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】ステアリング操作に応じて前輪を転舵する
前輪転舵機構と、電動モータで駆動される後輪転舵機構
とを備えた自動車の四輪操舵装置であって、 車速を検出する車速センサと、ステアリングの操舵角を
検出する操舵角センサと、ステアリングの操舵速度を検
出する操舵速度検出手段と、上記車速センサ、および操
舵角センサからの情報に基づいて操舵時に車両に作用す
る横Ｇを演算する横Ｇ演算手段と、上記操舵速度検出手
段からの情報を受けて後輪の転舵開始時期を決定する転
舵開始時期決定手段と、上記横Ｇ演算手段によって演算
された横Ｇの大きさに応じて後輪が所定方向に所定量転
舵するように、かつ上記転舵開始時期決定手段によって
決定された時期から上記電動モータの回転が開始するよ
うに上記電動モータを回転制御するモータ制御手段とを
備え、 上記転舵開始時期決定手段は、操舵速度が高いほどステ
アリングの回転開始時に対して後輪の転舵時期を遅らせ
るようになっていることを特徴とする、四輪操舵装置。1. A four-wheel steering system for a vehicle, comprising: a front-wheel steering mechanism that steers the front wheels in response to a steering operation; and a rear-wheel steering mechanism that is driven by an electric motor, the vehicle speed detecting a vehicle speed. A sensor, a steering angle sensor that detects the steering angle of the steering wheel, a steering speed detection unit that detects the steering speed of the steering wheel, the vehicle speed sensor, and a lateral G that acts on the vehicle during steering based on information from the steering angle sensor. Of the lateral G calculated by the lateral G computing means, a lateral G computing means for computing the lateral G computing means, a steering start timing deciding means for deciding a steering starting timing of the rear wheels by receiving information from the steering speed detecting means. The electric motor is rotationally controlled so that the rear wheels steer a predetermined amount in a predetermined direction in accordance with the size, and the electric motor starts to rotate from the timing determined by the steering start timing determining means. And a motor control means for controlling, wherein the turning start timing determining means delays the turning timing of the rear wheels with respect to the start of rotation of the steering as the steering speed increases. Wheel steering device. 【請求項２】上記転舵開始時期決定手段は、後輪を前輪
に対して同位相に転舵させるとき、後輪の転舵開始時期
を、ステアリングの回転開始時に対して所定時間遅らせ
てきめることを特徴とする、請求項１に記載の四輪操舵
装置。2. The turning start timing determining means delays the turning start timing of the rear wheels by a predetermined time from the turning start of the steering wheel when turning the rear wheels in the same phase as the front wheels. The four-wheel steering system according to claim 1, characterized in that. 【請求項３】上記転舵時期開始決定手段は、同位相に転
舵された後輪を中立方向に戻すにあたって、後輪の転舵
開始時期を、ステアリングの中立方向への回転開始時に
対して所定時間遅らせてきめることを特徴とする、請求
項１に記載の四輪操舵装置。3. The steering timing start determining means sets the steering start timing of the rear wheels with respect to the start of rotation of the steering in the neutral direction when returning the rear wheels steered in the same phase to the neutral direction. The four-wheel steering system according to claim 1, wherein the four-wheel steering system is delayed for a predetermined time.
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