JPH02136373A - Steering gear ratio changing device - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To simplify a structure by utilizing the front power steering pressure as the steering reaction force and performing the gear ratio variable control with the generated pressure by a phase control valve in a steering ratio changing device changing the car steering angle against the handle steering angle. CONSTITUTION:A column shaft 16 is connected to the input shaft 7a of a rotary valve communicated to a pinion serving as the input shaft of a steering gear assembly 9 and a torsion bar 8 via a steering gear ratio changing device 14, and the changing device 14 is constituted of two sets of planetary gear mechanisms 21 and 22 and a ring gear displacing mechanism 23. The ring gear displacing mechanism 23 is inserted with a piston 53 into a valve chamber 52 formed on a slender valve main body 51, the generated pressure by a phase control valve is guided into pressure receiving chambers 55a and 55b formed between the piston end and the end wall of the valve chamber 52, and the front power steering pressure is guided into pressure receiving chambers 60a and 60b on both sides of a piston large-diameter section 57.

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） この発明は、車両のハンドル舵角に対する車両舵角を可
変するステアリングギア比可変装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Field of Industrial Application) The present invention relates to a variable steering gear ratio device that varies a vehicle steering angle relative to a steering wheel steering angle of a vehicle.

（従来の技術） 車両の運動性能、例えば車両のヨーイング運動と横方向
運動との最適化、タックインの抑制。(Prior art) Optimization of vehicle dynamic performance, such as yawing motion and lateral motion of the vehicle, and suppression of tuck-in.

定常ゲインの最適化、操舵過渡特性などを向上させるこ
とを目的として、ハンドル舵角に対する車両舵角を可変
できるようにしたステアリングギヤ比可変装置が多く提
案されている。Many variable steering gear ratio devices that can vary the vehicle steering angle relative to the steering wheel angle have been proposed for the purpose of optimizing steady-state gain and improving steering transient characteristics.

従来、こうしたステアリングギヤ比を可変できる装置に
は、特開昭４８−３１６３６号公報、特開昭５３−１０
７０３６号公報、特開昭６２２６１、６２号公報、特公
昭５４−３４２１２号公報、特公昭５６−４５８２４号
公報などがある。Conventionally, such devices that can vary the steering gear ratio are disclosed in Japanese Patent Application Laid-open No. 48-31636 and Japanese Patent Application Laid-open No. 53-10.
There are Japanese Patent Publications No. 7036, Japanese Unexamined Patent Publication No. 62261 and No. 62, Japanese Patent Publication No. 34212/1982, Japanese Patent Publication No. 45824/1983, and the like.

これら装置は、いずれもステアリングホイールにつなが
る入力シャフトと、ステアリングギヤにつながる出力シ
ャフトとの間に、−組あるいは二組の遊星歯車機構を設
ける。またこの−組の遊星歯車機構、あるいは二組口の
遊星歯車機構のリングギアにウオームを設け、このウオ
ームにモータに直結したウオームギヤを噛合わせた構造
となっている。そして、ステアリングホイールを操作す
れば、その回転が遊星歯車機構を介して出力シャフトに
伝達され、またその状態からモータを作動させてリング
ギヤを回転すれば、リングギヤの回転変位分、ギヤ比か
可変するようになっている。In each of these devices, one or two sets of planetary gear mechanisms are provided between an input shaft connected to a steering wheel and an output shaft connected to a steering gear. Further, a worm is provided on the ring gear of this one-set planetary gear mechanism or the two-set planetary gear mechanism, and a worm gear directly connected to the motor is meshed with the worm. When the steering wheel is operated, its rotation is transmitted to the output shaft via the planetary gear mechanism, and if the motor is operated from this state and the ring gear is rotated, the gear ratio is varied by the rotational displacement of the ring gear. It looks like this.

（発明が解決しようとする課題） ところが、こうしたモータ駆動のウオームギヤとウオー
ムとを組合わせたリングギャグギャ変位機構はウオーム
ギヤによる自己ロック機能を利用して操舵反力を受ける
ことができるものの、モータの回転でリングギヤを所定
の位置まで精度良く回転させなければならないため、か
なり制御が複雑となる。しかも、電気的な制御なので、
ノイズ、電波障害などに対する信頼性は乏しい不具合を
もっている。(Problem to be Solved by the Invention) However, although such a ring gag displacement mechanism that combines a motor-driven worm gear and a worm can receive steering reaction force by utilizing the self-locking function of the worm gear, Since the ring gear must be rotated to a predetermined position with high precision, control becomes quite complex. Moreover, since it is electrically controlled,
It has problems with poor reliability against noise, radio wave interference, etc.

この発明はこのような事情に着目してなされたもので、
その目的とするところは、簡単、かつ信頼性の高い制御
でギヤ比の可変ができるステアリングギヤ比可変装置を
提供することにある。This invention was made with attention to these circumstances,
The purpose is to provide a variable steering gear ratio device that can vary the gear ratio with simple and highly reliable control.

（課題を解決するための手段） 上記目的を達成するために、この発明のステアリングギ
ヤ比可変装置は、リングギヤを回転方向に変位させるリ
ングギヤ変位機構を、弁本体と、この弁本体内にスライ
ド自在に設けた中央に大径部を有してなるピストンと、
ピストンの変位を遊星歯車機構のリングギヤに伝達する
伝達部材と、前記大径部の外周と摺接するシリンダ部を
前記本体内に設けて前記大径部の両側に構成された一対
の第１の受圧室と、前記弁本体に設けられ前輪の操舵を
アシストするパワーステ圧を前記第１の受圧室に入力さ
せる操舵反力用の入力ポートと、前記弁本体にそれぞれ
前記ピストン端に臨ませて設けられた一対の第２の受圧
室と、前記弁本体に設けられ前記第２の受圧室にリング
ギヤ変位用の制御圧力を入力させる制御用の入力ポート
とから構成する。(Means for Solving the Problems) In order to achieve the above object, the variable steering gear ratio device of the present invention includes a valve body and a ring gear displacement mechanism that displaces a ring gear in the rotational direction, and a ring gear displacement mechanism that can be slid freely into the valve body. a piston having a large diameter portion in the center;
A pair of first pressure receivers configured on both sides of the large diameter portion, including a transmission member that transmits the displacement of the piston to a ring gear of the planetary gear mechanism, and a cylinder portion that makes sliding contact with the outer periphery of the large diameter portion, in the main body. a steering reaction force input port provided in the valve body to input power steering pressure for assisting front wheel steering into the first pressure receiving chamber; and an input port provided in the valve body facing the piston end. The valve body includes a pair of second pressure receiving chambers, and a control input port provided in the valve body for inputting control pressure for ring gear displacement into the second pressure receiving chamber.

（作用） この発明のステアリングギヤ比可変装置によると、定常
は操舵反力用の入力ポートから第１の受圧室に入るパワ
ーステ圧で、操舵入力トルクに応じて遊星歯車機構のリ
ングギヤに働く操舵力を受けて、リングギヤを定位置に
保持していく。つまり、リングギヤを所定の位置に定め
る操舵反力を出力していく。(Function) According to the variable steering gear ratio device of the present invention, the steady state is the power steering pressure entering the first pressure receiving chamber from the input port for steering reaction force, and the steering force acting on the ring gear of the planetary gear mechanism according to the steering input torque. This will hold the ring gear in place. In other words, a steering reaction force that positions the ring gear at a predetermined position is output.

制御用の入力ポートの一方からギヤ比可変の制御圧力を
加えれば、その圧力に応じてピストンが変位していく。When a variable gear ratio control pressure is applied from one of the control input ports, the piston is displaced in accordance with the pressure.

そして、この変位が伝達部材を介して遊星歯車機構に伝
わり、リングギヤを変位させていく。つまり、入力シャ
フト・から入る運転者による入力と、制御用の入力ポー
トから入る制御圧力による入力との二つの合成値により
、前輪舵角が制御されていく　（ステアリングギヤ比可
変）。This displacement is then transmitted to the planetary gear mechanism via the transmission member, displacing the ring gear. In other words, the front wheel steering angle is controlled by the composite value of the driver's input from the input shaft and the control pressure input from the control input port (variable steering gear ratio).

それ故、ノイズなどの障害のない流体圧を用いた簡素な
制御で、前輪舵角を制御することができる。Therefore, the front wheel steering angle can be controlled by simple control using fluid pressure without interference such as noise.

（実施例） 以下、この発明を第１図ないし第６図に示す一実施例に
もとづいて説明する。第４図はこの発明を適用した車両
の四輪操舵装置を示し、１ａおよび１ｂは左右の前輪で
ある。前輪１ａ、ｌｂは、車体（図示しない）に対して
水平方向に揺動可能に支持されたナックル２ａ、２ｂに
回転自在に支持されている。またナックル２ａ、２ｂは
、タイロッド３ａ、３ｂを介して例えばラック４および
ピニオン５を組合わせてなる車速感応型のパワーステア
リング６に連結されている。すなわち、パワーステアリ
ング６は、ラック４．ピニオン５゜ロータリバルブ７、
トーションバー８を有してなるステアリングギヤアッセ
ンブリ９に、ロークリバルブ７につながるステアリング
用のパワーシリンダ装置１０（パワーシリンダー１内に
ラック４につながるピストン１２を設けてなるもの）と
、ロークリバルブ７に油圧を供給するエンジン駆動のオ
イルポンプ１３（パワーステ用）とが組合ゎせられてい
る。そして、パワーシリンダ装置］−〇のピストン１２
の両側のピストンロッド１２ａ。(Example) The present invention will be described below based on an example shown in FIGS. 1 to 6. FIG. 4 shows a four-wheel steering system for a vehicle to which the present invention is applied, and 1a and 1b are left and right front wheels. The front wheels 1a, lb are rotatably supported by knuckles 2a, 2b which are supported to be swingable in the horizontal direction relative to a vehicle body (not shown). Further, the knuckles 2a, 2b are connected to a vehicle speed sensitive power steering 6, which is made up of a combination of a rack 4 and a pinion 5, for example, via tie rods 3a, 3b. That is, the power steering 6 is connected to the rack 4. Pinion 5° rotary valve 7,
A steering gear assembly 9 having a torsion bar 8 is provided with a power cylinder device 10 for steering connected to a rotary valve 7 (a piston 12 connected to a rack 4 is provided in the power cylinder 1), and a hydraulic pressure is applied to the rotary valve 7. It is combined with an engine-driven oil pump 13 (for power steering). And power cylinder device]-〇 piston 12
piston rods 12a on both sides of the piston rods 12a.

１２ｂが、」−記タイロッド３ａ、３ｂに連結されてい
る。12b is connected to the tie rods 3a and 3b.

またステアリングギアアッセンブリ９の入力部となる、
ピニオン５およびトーションバー８につながるロータリ
バルブ７のバルブインプットシャフト７ａには、後述す
る進相機構となるステアリングギヤ比可変装置１４を介
してコラムシャフト１６が連結されている。そして、こ
のコラムシャフト１６にステアリングホイール１７が連
結され、ステアリングホイール１７を操作すれば、ラッ
ク４をステアリングホイール１７と同方向に駆動し、そ
れと同時にピストン１２の両側に構成された左室１８．
右室１９にロータリバルブ７を通じてオイルポンプ１３
で発生した油圧を供給して、ステアリングホイール１７
の操舵力をアシストできるようにしている。なお、オイ
ルポンプ１３にはエンジン２０の回転数が、ある領域か
ら上昇するにしたがって吐出流量が低下する特性のポン
プが用いられている。It also serves as an input part for the steering gear assembly 9.
A column shaft 16 is connected to the valve input shaft 7a of the rotary valve 7, which is connected to the pinion 5 and the torsion bar 8, via a variable steering gear ratio device 14 that serves as a phase advancement mechanism, which will be described later. A steering wheel 17 is connected to this column shaft 16, and when the steering wheel 17 is operated, the rack 4 is driven in the same direction as the steering wheel 17, and at the same time, the left chamber 18.
The oil pump 13 is connected to the right chamber 19 through the rotary valve 7.
The hydraulic pressure generated in is supplied to the steering wheel 17.
The steering force can be assisted. Note that the oil pump 13 is a pump having a characteristic that the discharge flow rate decreases as the rotational speed of the engine 20 increases from a certain range.

ここで、上記ステアリングギヤ比可変装置１４について
説明すれば、ステアリングギヤ比可変装置１４は第３図
に詳図するようにステアリングギヤアッセンブリ９に、
二組の遊星歯車機構２１゜２２およびコントロールバル
ブ２３（リングギヤ変位機構に相当）を設けて構成され
ている。Here, to explain the variable steering gear ratio device 14, the variable steering gear ratio device 14 is connected to the steering gear assembly 9 as shown in detail in FIG.
It is constructed by providing two sets of planetary gear mechanisms 21 and 22 and a control valve 23 (corresponding to a ring gear displacement mechanism).

詳しくは、３７はステアリングギヤアッセンブリ９のケ
ース９ａの上端部に設置されたケース、３７ａはそのケ
ース３７の上部開口を閉塞するねじ式のキャップである
。これらケース３７およびキャップ３７ａは、それらを
貫通するボルト３５およびボルト端と螺合するナツト３
６でケース９ａに固定されていて、ステアリングギヤ比
可変装置１４のボディを構成している。そして、このケ
ース３７内の上方側には、インプットシャフト２４（入
力シャフトに相当）がバルブインプットシャフト７ａ（
出力シャフトに相当）と同軸をなして回転自在に設けら
れている。なお、２４ａはインプットシャフト２４を回
転自在に支持する軸受である。インプットシャフト２４
の下部外周には、サンギヤ２５が一体に設けられている
。このサンギヤ２５の周囲には、ケース３７側に支持さ
れたリングギヤ２６が設けられている。そして、このリ
ングギヤ２６とサンギヤ２５との間に、双方のギヤと噛
合う四組のプラネタリギヤ２７が設けられ、−段目の遊
星歯車機構２１を構成している。このキャップ３７ａか
ら突出したインプットシャフト２４の上部に、上記中間
ジヨイント］５が連結される。Specifically, 37 is a case installed at the upper end of the case 9a of the steering gear assembly 9, and 37a is a screw-type cap that closes the upper opening of the case 37. The case 37 and the cap 37a are fitted with a bolt 35 passing through them and a nut 3 screwed into the bolt end.
6, which is fixed to the case 9a and constitutes the body of the variable steering gear ratio device 14. In the upper side of this case 37, the input shaft 24 (corresponding to an input shaft) is connected to the valve input shaft 7a (
It is rotatably provided coaxially with the output shaft (equivalent to the output shaft). Note that 24a is a bearing that rotatably supports the input shaft 24. input shaft 24
A sun gear 25 is integrally provided on the lower outer periphery of. A ring gear 26 supported by the case 37 is provided around the sun gear 25. Between the ring gear 26 and the sun gear 25, four sets of planetary gears 27 that mesh with both gears are provided, forming the -th stage planetary gear mechanism 21. The intermediate joint 5 is connected to the upper part of the input shaft 24 protruding from the cap 37a.

またバルブインプットシャフト２４の端部はケース９ａ
の上端開口から」ニガに突出している。そして、このケ
ース３７内に入るバルブインプットシャフト２４の端部
外周には、−段面の遊星歯車機構２１と同じ諸元のサン
ギヤ２８が一体に設けられている。またこのサンギヤ２
８の周囲となるケース３７内には、−段目と同じ諸元の
リングギヤ２９が設けられている。このリングギヤ２９
とサンギヤ２８との間に、シャフト３０を介して一段目
のプラネタリギヤ２７と同軸につながる回転自在な四組
のプラネタリギヤ３１が設けられ、二段目の遊星歯車機
構２２を構成している。なお、プラネタリギヤ２７とプ
ラネタリギヤ３１は、シャフト３０を保持するホルダー
３２．シャフト端に設けたギヤ規制用のホルダー３３に
より、バルブインプットシャフト２４の軸心を中心とし
て周方向に移動できるように支持されているものである
。Also, the end of the valve input shaft 24 is connected to the case 9a.
It protrudes from the opening at the top of the nigga. A sun gear 28 having the same specifications as the -stage planetary gear mechanism 21 is integrally provided on the outer periphery of the end of the valve input shaft 24 that enters the case 37. Also this sun gear 2
A ring gear 29 having the same specifications as the negative stage is provided in the case 37 surrounding the stage 8. This ring gear 29
Four sets of rotatable planetary gears 31 coaxially connected to the first-stage planetary gear 27 via a shaft 30 are provided between the second-stage planetary gear mechanism 22 and the sun gear 28 . Note that the planetary gear 27 and the planetary gear 31 are connected to a holder 32 that holds the shaft 30. The valve input shaft 24 is supported so as to be movable in the circumferential direction around the axis of the valve input shaft 24 by a gear regulating holder 33 provided at the end of the shaft.

そして、キャップ３７ａには軸受２４ａの上下方向の動
きを規制するアジャスタ３８が設けられ、遊星歯車機構
２１．２２を所定にステアリングギヤアッセンブリ９に
組付けている。なお、３９はシール部材、４０はアジャ
スタ３８の緩み止めのナツト、４１はリングギヤ２６，
２９の上下方向の動きを規制するだめのスペーサである
。The cap 37a is provided with an adjuster 38 that restricts the vertical movement of the bearing 24a, and the planetary gear mechanism 21, 22 is assembled to the steering gear assembly 9 in a predetermined position. In addition, 39 is a sealing member, 40 is a nut for preventing loosening of the adjuster 38, 41 is a ring gear 26,
This is a spacer that restricts the vertical movement of 29.

またバルブインプットシャフト７ａの先端部は、インプ
ットシャフト２４の軸端に設けた四部４３に挿入されて
いる。そして、このバルブインプットシャフト７ａの挿
入端に上記トーションバー８の端部がピン４４で結合さ
れ、リングギヤ２６゜２９を固定した状態でステアリン
グホイール１７を操舵すると、そのステアリングホイー
ル１７の操舵角を一段目および二段目の遊星歯車機構２
１゜２２を通じ、同じ比でロータリバルブ７およびトシ
ョンバ−８に伝達できるようにしている。但し、バルブ
インプットシャフト７ａの挿入端と四部４３との間には
、周方向のガタ付きを防ぐためのメタルブツシュ４５が
介装しである。Further, the tip of the valve input shaft 7a is inserted into a four part 43 provided at the axial end of the input shaft 24. The end of the torsion bar 8 is connected to the insertion end of the valve input shaft 7a with a pin 44, and when the steering wheel 17 is steered with the ring gears 26 and 29 fixed, the steering angle of the steering wheel 17 is increased by one step. Second and second stage planetary gear mechanism 2
1.degree. 22, so that the same ratio can be transmitted to the rotary valve 7 and the torsion bar 8. However, a metal bushing 45 is interposed between the insertion end of the valve input shaft 7a and the four parts 43 to prevent rattling in the circumferential direction.

また−段目の遊星歯車機構２１には、ステアリングホイ
ール１７から必要量」二のトルクが入らないようにした
安全装置４６が設けられている。具体的には、安全装置
４６はリングギヤ２６の外周面に凹部４７を設ける。ま
たケース３７側に、上記四部４７と凹凸嵌合するピン部
品４８．該ピン部品４８を嵌合方向に付勢するスプリン
グ４９およびアダプタ部品５０で構成されたセットスク
リューを設ける。そして、これにてリングギヤ２６の回
転方向の動きを凹凸嵌合で規制する構造にして、ステア
リングホイール１７からプリロードを越える過剰な操舵
力がリングギヤ２９に入ると、凹凸嵌合の解除からりン
グギャ２６を回転できるようにして、遊星歯車機構２１
．２２を過剰なトルクから守るようにしている。なお、
詳しい図面はないか、嵌挿状態となるインプットシャフ
ト端とバルブインプットシャフト端とには、突片部の組
合わせで構成されるストッパーが設けられていて、リン
グギヤ２６が有る量以」−に回転すると、両者の突片部
か当接してステアリングホイール１７からの操舵力をイ
ンプットシャフト２４からバルブインプットシャフト７
ａに直接伝達するようにしている。Furthermore, the - stage planetary gear mechanism 21 is provided with a safety device 46 that prevents the required amount of torque from being applied to the steering wheel 17. Specifically, the safety device 46 is provided with a recess 47 on the outer peripheral surface of the ring gear 26. Also, on the case 37 side, there is a pin part 48 that fits into the four parts 47 and the convex part. A set screw composed of a spring 49 and an adapter part 50 is provided which biases the pin part 48 in the fitting direction. With this structure, the movement of the ring gear 26 in the rotational direction is restricted by the concave and convex fitting, and when an excessive steering force exceeding the preload from the steering wheel 17 enters the ring gear 29, the ring gear 26 is released from the concave and convex fitting. The planetary gear mechanism 21
．． 22 from excessive torque. In addition,
Are there any detailed drawings?A stopper consisting of a combination of projecting pieces is provided at the end of the input shaft and the end of the valve input shaft that are to be fitted into each other. Then, the protrusions of both come into contact and the steering force from the steering wheel 17 is transferred from the input shaft 24 to the valve input shaft 7.
I am trying to transmit it directly to a.

こうした遊星歯車機構２１．２２を組付けたケス３７に
上記コントロールバルブ２３か組付けられている。第１
図にコントロールバルブ２３の構造が示されている。The control valve 23 is also assembled to the case 37 in which the planetary gear mechanisms 21 and 22 are assembled. 1st
The structure of the control valve 23 is shown in the figure.

すなわち、コントロールバルブ２３について説明すれは
、ケース９ａの」二端部と隣接したケース３７の部分に
、遊星歯車機構２２の中心とは直角な方向に沿って一体
に設けられた細長の弁本体である。弁本体５１内には、
リングギヤ２９の軸心とは直角な方向に沿って略筒状の
弁室５２が形成されている。そして、この弁室５２内に
ピストン５３が配設されている。ピストン５３は、両側
部が弁室５２の両側に形成された軸受部５４．５４に摺
動自在に支持され、ピストン全体が弁室５２内をスライ
ドできるようにしている。そして、このスライド構造で
形成される各ピストン端と弁室５２の端壁との空間部分
に、ばね室を兼ねる一対のリングギヤ変位用の受圧室５
５ａ、５５ｂ　（第２の受圧室に相当）を構成している
。また受圧室５５ａ、５５ｂ内にはそれぞれ圧縮状態の
コイルスプリング５６が介装され、対のコイルスプリン
グ５６．５６でプリロードをかけて、所定位置にピスト
ン５３を位置決めている。That is, the control valve 23 is an elongated valve body that is integrally provided in a part of the case 37 adjacent to the two ends of the case 9a along a direction perpendicular to the center of the planetary gear mechanism 22. be. Inside the valve body 51,
A substantially cylindrical valve chamber 52 is formed along a direction perpendicular to the axis of the ring gear 29 . A piston 53 is disposed within this valve chamber 52. Both sides of the piston 53 are slidably supported by bearings 54 and 54 formed on both sides of the valve chamber 52, so that the entire piston can slide within the valve chamber 52. In the space between each piston end and the end wall of the valve chamber 52 formed by this sliding structure, a pair of pressure receiving chambers 5 for displacing the ring gear that also serve as spring chambers are provided.
5a and 55b (corresponding to the second pressure receiving chamber). Further, coil springs 56 in a compressed state are interposed in each of the pressure receiving chambers 55a and 55b, and a preload is applied by a pair of coil springs 56, 56 to position the piston 53 at a predetermined position.

マタヒストン５３の軸方向中央には、−組の離間対向し
たフランジ部で構成される大径部５７が設けられている
。そして、このフランジ部間に遊星歯車機構２２のリン
グギヤ２９の下端面に突設されたピン５８（伝達部材に
相当）か摺動自在に係合され、ピストン５３の変位を遊
星歯車機構２２のリングギヤ２９１伝達できるようにし
ている。むろん、詳図はしていないかピン５８が通るケ
ース９ａ、弁本体５１の部分には通孔等が形成されてい
るものである。また上記大径部５７に対応して軸受部５
４．５４で囲まれる弁室部分には、大径部外周を摺動自
在に受けるシリンダ部５９が形成され、大径部５７の両
側に一対の操舵反力用の受圧室６０ａ、６０ｂ　（第１
の受圧室）を構成している。そして、この各受圧室６０
ａ　　６０ｂは、該受圧室６０ａ、６０ｂの周壁に設け
た操舵反力用の入力ポートロ１ａ、６１ｂならびに当該
入力ポートロ１ａ、６１ｂにつながる油流路６２ａ、６
２ｂを介して上記パワーステアリング６の左室１８、右
室１９に接続されている。つまり、操舵反力となるパワ
ーステ圧をコントロールバルブ２３に供給できる構造と
なっている。これにより、左操舵時は、リングギヤ２９
の左回転（反時計方向）を止める側となる受圧室６０ｂ
にパワーステアリング６の左室１８の油圧が流入される
。また右操舵時は、リングギヤ２９の右回転（時計ｈ″
向）を１１．める側となる受圧室６０ａにパワーステア
リング６の左室］９の油圧が流入され、操舵入力トルク
に近似した操舵反力を出力させるようにしている。At the axial center of the matahistone 53, a large-diameter portion 57 is provided which is composed of a pair of spaced apart opposing flange portions. A pin 58 (corresponding to a transmission member) protruding from the lower end surface of the ring gear 29 of the planetary gear mechanism 22 is slidably engaged between the flange portions, and the displacement of the piston 53 is transferred to the ring gear of the planetary gear mechanism 22. 291 transmission is possible. Of course, holes are formed in the case 9a and the valve body 51 through which the pin 58 passes, although they are not shown in detail. In addition, the bearing portion 5 corresponds to the large diameter portion 57.
A cylinder portion 59 that slidably receives the outer periphery of the large diameter portion is formed in the valve chamber portion surrounded by 4.54, and a pair of pressure receiving chambers 60a and 60b for steering reaction force are provided on both sides of the large diameter portion 57. 1
pressure receiving chamber). And each pressure receiving chamber 60
a 60b is an input port 1a, 61b for steering reaction force provided on the peripheral wall of the pressure receiving chambers 60a, 60b, and oil flow paths 62a, 6 connected to the input port 1a, 61b.
It is connected to the left chamber 18 and right chamber 19 of the power steering 6 via 2b. In other words, the structure is such that the power steering pressure serving as a steering reaction force can be supplied to the control valve 23. As a result, when steering to the left, the ring gear 29
The pressure receiving chamber 60b is the side that stops the left rotation (counterclockwise direction) of the
Hydraulic pressure in the left chamber 18 of the power steering 6 flows into. Also, when steering to the right, the ring gear 29 rotates clockwise (clockwise
11. Hydraulic pressure from the left chamber] 9 of the power steering 6 flows into the pressure receiving chamber 60a on the side where the steering wheel is turned, so that a steering reaction force approximating the steering input torque is output.

また−１−記リングギャ用の受圧室５５ａ、５５ｂは、
該受圧室５５ａ、５５ｂの周壁に設けた制御圧入力用の
入カポ−ｈ６３ａ、６３ｂに接続され、操舵方向に対応
した入カポ−）６３ａあるいは入力ポートロ３ｂから制
御圧力を加えると、該制御圧力に応じて変位するピスト
ン５３およびピン５８を介してリングギヤ２９を切り増
し側に回転できるようになっている（ステアリングギヤ
比可変）。In addition, the pressure receiving chambers 55a and 55b for the ring gear described in -1- are as follows:
When a control pressure is applied from the input port 63a or the input port 3b connected to the control pressure input ports 63a and 63b provided on the peripheral walls of the pressure receiving chambers 55a and 55b, the control pressure is The ring gear 29 can be rotated to the additional turning side via the piston 53 and pin 58 that are displaced in accordance with the steering gear ratio (variable steering gear ratio).

一方、８２ａ、８２ｂは左右の後輪である。後輪８２ａ
、８２ｂは、トーコントロール機構イーｊきダブルウィ
ツシュボーン式の後輪ザスペンションに支持されている
。すなわち、後輪サスペンションは、クロスメンバ８３
に、アッパーアーム８４およびロアアーム８５で構成さ
れる上下一対のラテラルアームを設けるとともに、トー
コントロルアーム８６とトレーリングアーム８７とを中
間関節８８て連結してなるアームを連結する。そして、
アーム端に、図示しない車輪支持体を介して、後輪８２
ａ、８２ｂを支持させた構造となっている。中間関節８
８は、回転軸線を略鉛直方向に定めたピンなどの枢支軸
８９から構成されていて、中間関節点の変位にしたがっ
て後輪８２ａ８２ｂの操舵か可能な構造になっている。On the other hand, 82a and 82b are left and right rear wheels. Rear wheel 82a
, 82b are supported by a double wishbone type rear wheel suspension with a toe control mechanism. That is, the rear wheel suspension is mounted on the cross member 83.
A pair of upper and lower lateral arms consisting of an upper arm 84 and a lower arm 85 are provided, and an arm formed by connecting a toe control arm 86 and a trailing arm 87 through an intermediate joint 88 is connected. and,
A rear wheel 82 is attached to the end of the arm via a wheel support (not shown).
It has a structure in which parts a and 82b are supported. intermediate joint 8
Reference numeral 8 is composed of a pivot shaft 89 such as a pin whose axis of rotation is set in a substantially vertical direction, and has a structure that allows the rear wheels 82a82b to be steered according to the displacement of the intermediate joint point.

そして、クロスメンバ８３に、この後輪サスペンション
の左右の枢支軸８９．８９を結ぶように二連式のリアパ
ワーシリンダ９０が設けられている。すなわち、リアパ
ワーシリンダ９０は、中央に大径なシリンダ室９１を形
成し、両側に一対の小径なシリンダ室９２ａ、９２ｂを
形成したシリンダ９４内に、中央にシリンダ室９１に応
じた径のピストン部９５ａを有し、両側にシリンダ室９
２ａ、９２ｂに応じた径のピストン部９５ｂを有してな
るピストン９５を摺動自在に設ける。またそれぞれ両側
のピストン端にピストンロッド９６ａ、９６ｂを連結し
て構成される。そして、ピストン部９５ａで区画される
シリンダ室９１の断面積が大な部分に、同相用の出力を
受ける左室９７ａ、右室９７ｂを構成している。また室
９７ａ、９７ｂと並ぶシリンダ室９２ａ、９２ｂの断面
積が小な空間にて位相用の出力を受けるようにしている
。このシリンダ９４が、軸心方向を左右方向に定めてク
ロスメンバ８Ｂに固定されている。そして、左側のピス
トンロッド９６ａが左側の中間関節３８の枢支軸３９に
連結され、また右側のピストンロッド９６ｂが右側の中
間関節３８の枢支軸３９に連結され、ピストン９５の移
動から後輪８２ａ、８２ｂを操舵できるようにしている
。A double rear power cylinder 90 is provided on the cross member 83 so as to connect the left and right pivot shafts 89 and 89 of the rear wheel suspension. That is, the rear power cylinder 90 has a cylinder 94 with a large-diameter cylinder chamber 91 formed in the center and a pair of small-diameter cylinder chambers 92a and 92b formed on both sides, and a piston with a diameter corresponding to the cylinder chamber 91 in the center. It has a cylinder chamber 9 on both sides.
A piston 95 having a piston portion 95b having a diameter corresponding to 2a and 92b is slidably provided. Further, piston rods 96a and 96b are connected to piston ends on both sides, respectively. A left chamber 97a and a right chamber 97b, which receive in-phase outputs, are formed in a portion of the cylinder chamber 91 that is partitioned by the piston portion 95a and has a large cross-sectional area. Furthermore, the cylinder chambers 92a and 92b, which are aligned with the chambers 97a and 97b, have a small cross-sectional area so as to receive the phase output. This cylinder 94 is fixed to the cross member 8B with its axial direction defined in the left-right direction. The left piston rod 96a is connected to the pivot shaft 39 of the left intermediate joint 38, and the right piston rod 96b is connected to the pivot shaft 39 of the right intermediate joint 38. 82a and 82b can be steered.

そして、このリアパワーシリンダ９０の左室９７ａ、右
室９７ｂが同相用のコントロールバルブ９８に油流路９
９を介して接続され、リアパワーシリンダ９０のシリン
ダ室９２ａ、９２ｂが位相用のコントロールバルブ１０
０に油流路１０１ａ、１０１ｂを介して接続されている
。The left chamber 97a and the right chamber 97b of this rear power cylinder 90 are connected to an oil flow path 9 to a control valve 98 for the same phase.
9, and the cylinder chambers 92a and 92b of the rear power cylinder 90 are connected to the phase control valve 10.
0 via oil flow paths 101a and 101b.

同相用のコントロールバルブ９８には、第５図に示すよ
うなスプールバルブか用いられている。As the in-phase control valve 98, a spool valve as shown in FIG. 5 is used.

具体的には、スプールバルブは、シリンダ状のケス１０
２内に、両端が一対のスプリング２２０で付勢されたス
プール２２１を設ける。このスプール２２１の外周には
、環状の溝部２２２゜２２３が二つ並設されている。ま
た溝部２２２゜２２３の空間に臨むケース１０２の周壁
両側には、溝部間の画部分を中心として対称にそれぞれ
リザーブ側ポート２２４ａ、２２４ｂ、ポンプ側ポー）
２２５ａ、２２５ｂか設けられ、さらに溝部２２２．２
２３の空間に臨むケース１０２の周壁中央には、それぞ
れアクチエータ側ポート２２６゜２２７が設けられてい
る。そして、ケース］０２の両端にはスプール端に制御
圧を与えるだめのパイロットポート２２８，２２９が設
けられた構造となっている。そして、アクチエータ側ポ
ート２２６．２２７が油流路９９に接続される。Specifically, the spool valve has a cylindrical case 10.
2, a spool 221 whose both ends are biased by a pair of springs 220 is provided. On the outer periphery of this spool 221, two annular grooves 222 and 223 are arranged in parallel. In addition, on both sides of the peripheral wall of the case 102 facing the spaces of the grooves 222 and 223, there are reserve side ports 224a, 224b and a pump side port, respectively, symmetrically centered on the space between the grooves.
225a and 225b are provided, and a groove portion 222.2 is also provided.
At the center of the peripheral wall of the case 102 facing the space 23, actuator side ports 226 and 227 are provided, respectively. Further, the structure is such that pilot ports 228 and 229 are provided at both ends of the case 02 to apply control pressure to the spool ends. The actuator side ports 226 and 227 are connected to the oil flow path 99.

この同相用のコントロールバルブ９８のパイロットポー
ト２２８，２２９に、それぞれ上記パワステアリング６
の各左室１８．右室１９が油流路１０３を介し接続され
、パワステ−圧が発生ずると、中立状態のスプール２２
１か変位してリザブ側ポー）２２４ａ、２２４ｂとポン
プ側ボト２２５ａ、２２５ｂとの切換えを行なうように
している。そして、コントロールバルブ１００の各ポン
プ側ポート２２５ａ、２２５ｂには、デファレンシャル
ギヤ１０４で駆動され車速に応じた油圧を（車速大：油
圧増）発生するオイルポンプ１０５が接続されている。The pilot ports 228 and 229 of this in-phase control valve 98 are connected to the power steering 6, respectively.
Each left ventricle of 18. When the right chamber 19 is connected via the oil flow path 103 and power steering pressure is generated, the spool 22 in the neutral state
The pump side ports 224a, 224b and the pump side ports 225a, 225b are switched by displacing 1 or more. An oil pump 105 is connected to each pump side port 225a, 225b of the control valve 100, which is driven by the differential gear 104 and generates oil pressure according to the vehicle speed (vehicle speed is high: oil pressure is increased).

これにより、車速とスプール２２１の移動量に応じた油
圧をリアパワーシリンダ９０の操舵方向の左室９７ａあ
るいは右室９７ｂに供給できるようにしている。なお、
各リザーブ側ポー）２２４ａ、２２４ｂはパワーステア
リング６のリターンを受けているリザーブタンク］０６
に接続される。Thereby, hydraulic pressure corresponding to the vehicle speed and the amount of movement of the spool 221 can be supplied to the left chamber 97a or right chamber 97b of the rear power cylinder 90 in the steering direction. In addition,
Each reserve side port) 224a, 224b is a reserve tank receiving the return of the power steering 6]06
connected to.

また位相用のコントロールバルブ１００には、スプール
バルブ式の四ポート絞り切換弁が用いられている。そし
て、この切換弁の概略的な構造が第６図に示されている
。Further, the phase control valve 100 uses a spool valve type four-port throttle switching valve. A schematic structure of this switching valve is shown in FIG.

切換弁について説明すれば、１０７は両側にパイロッＩ
・圧用のポート１０８，１０９をもつシリンダ状のケー
ス、１１０はこのケース１０７内に設けたスプールであ
る。そして、スプール１１０の両端部はケース内面に形
成された軸受部１１１で摺動自在に支持され、スプール
全体をケース１０７の軸心方向沿いにスライドできるよ
うにしている。またスプール端とケース端との間には、
それぞれ一対のスプリング１１２，１１３が介装され、
スプール１１０を位置決めている。このスプリング１１
２，１１３を収容する軸受部外側のばね室は、」二元ポ
ート１０８，１０９に連通している。そして、これらポ
ート１０８，１０９は分岐路１３２を介して上記油流路
１０３の中途部に接続され、パワーステ圧をスプール端
に与えるようにしている。To explain the switching valve, 107 has pilot I on both sides.
- A cylindrical case with pressure ports 108 and 109, and 110 is a spool provided inside this case 107. Both ends of the spool 110 are slidably supported by bearings 111 formed on the inner surface of the case, allowing the entire spool to slide in the axial direction of the case 107. Also, between the spool end and the case end,
A pair of springs 112 and 113 are interposed, respectively.
The spool 110 is being positioned. This spring 11
The spring chamber on the outside of the bearing section, which accommodates the two ports 108 and 109, communicates with the two-way ports 108 and 109. These ports 108 and 109 are connected to the middle part of the oil flow path 103 via a branch path 132, so as to apply power steering pressure to the spool end.

また軸受部１１１で挟まれたケース１０７の内腔部分は
大径となっている。そして、この大空間部に露出するス
プール部分の中央に、内腔部分に対応した外径のスリー
ブ１１４が摺動自在に設けられている。このスリーブ１
１４の両端は、スプル１１０に固定された一対のスプリ
ング１１５゜１１６によって付勢されていて、スリーブ
全体をスプール１１０上に位置決めている。そして、ス
リーブ端に形成された各空間に、ばね室を兼ねる受圧室
１１７，１１８を構成している。Further, the inner cavity portion of the case 107 sandwiched between the bearing portions 111 has a large diameter. A sleeve 114 having an outer diameter corresponding to the inner cavity is slidably provided at the center of the spool portion exposed to the large space. This sleeve 1
The ends of 14 are biased by a pair of springs 115 and 116 fixed to the spool 110 to position the entire sleeve on the spool 110. Pressure receiving chambers 117 and 118, which also serve as spring chambers, are formed in each space formed at the end of the sleeve.

スリーブ］１４で覆われたスプール１１０の外周面には
、環状の溝部で構成された二つの室１１９．１２０が並
設されている。またスリーブ１］４の内周面には、室１
１９，１２０の境界部分に位置して、環状の溝部で構成
される三つの室１２１〜１２３が設けられている。その
うちの室１１９．１２０は、それぞれスリーブ１１４お
よびケース内周面に形成された通路空間１２４゜］２５
を通じ、ケース外周に穿設したアクチェタ用のポート１
２６，１２７に連通している。そして、ポート１２６．
１２７が油流路１０１　ａ。On the outer circumferential surface of the spool 110 covered with the sleeve 14, two chambers 119 and 120 formed of annular grooves are arranged side by side. In addition, the inner peripheral surface of the sleeve 1]4 has a chamber 1.
Three chambers 121 to 123 each formed of an annular groove are provided at the boundary between the two chambers 19 and 120. The chambers 119 and 120 are passage spaces 124°]25 formed in the sleeve 114 and the inner peripheral surface of the case, respectively.
port 1 for the actuator drilled on the outer periphery of the case.
26,127. And port 126.
127 is the oil flow path 101a.

１０］ｂに接続される。また室１２２は、通路空間１２
８を介してケース１０７に設けた油供給用のポート１２
９に連通している。そして、このホト］２９は、油供給
路１３０を介して、上記第イルポンプ１３と共にエンジ
ン２０で駆動される定流量型（吐出流量一定）のオイル
ポンプ１３１の吐出部に接続されている。10] connected to b. Further, the chamber 122 is the passage space 12
An oil supply port 12 provided in the case 107 via 8
It is connected to 9. The oil pump 29 is connected via an oil supply path 130 to a discharge portion of a constant flow type (constant discharge flow rate) oil pump 131 that is driven by the engine 20 together with the first oil pump 13 .

また残る室１２１，１．２３は、それぞれスリブ］−１
４およびケース内周面に形成された通路空間１３３，１
３４を通じ、ケース外周に穿設したリザーバ用のポート
１３５，１３６に連通している。そして、これらポート
１３５，１３６は油路１３７で並列に接続されて、上記
リザーバタンク１０６に接続されている。この並列な油
路１３７には、連通路１３８，１３９を介して、それぞ
れ上記スリーブ両側の受圧室１１７，１１８が並列に接
続され、オイルポンプ１３１からの油を受圧室１１．７
，１１８に流入できるようにしている。The remaining chambers 121 and 1.23 are respectively sleeves ]-1
4 and a passage space 133,1 formed on the inner peripheral surface of the case.
34, it communicates with reservoir ports 135 and 136 bored on the outer periphery of the case. These ports 135 and 136 are connected in parallel through an oil passage 137 and connected to the reservoir tank 106. Pressure receiving chambers 117 and 118 on both sides of the sleeve are connected in parallel to this parallel oil passage 137 via communication passages 138 and 139, respectively, and oil from the oil pump 131 is supplied to the pressure receiving chambers 11.
, 118.

また各連通路１３８，１３９には、それぞれリザバタン
ク１０６側に対する流れを規制するための逆止弁１４０
が設けられている。そして、さらに逆止弁１４０および
リザーバ用のポート１３５間の連通路部分と、逆止弁１
４０およびリザーバ用のポート１３６間の連通路部分と
の間には、可変オリフィス１４１（あるいは可変チョー
ク）を介装した差圧発生用の連通路１４２が接続されて
いる。そして、可変オリフィス１４１は、」−２デフ駆
動のオイルポンプ１０５に内蔵した車速感応圧力発生器
１４３に流路１４４を介して接続され、この車速感応圧
力発生器１４３から発生するパイロット圧で、可変オリ
フィス１４］の絞り量を車速に感応して可変できるよう
にしている。Each of the communication passages 138 and 139 is also provided with a check valve 140 for regulating the flow toward the reservoir tank 106.
is provided. Further, a communication path portion between the check valve 140 and the reservoir port 135, and the check valve 1
A communication path 142 for generating a differential pressure, which has a variable orifice 141 (or a variable choke) interposed therebetween, is connected between the communication path portion between the reservoir port 136 and the communication path 140 . The variable orifice 141 is connected via a flow path 144 to a vehicle speed sensitive pressure generator 143 built into the -2 differential drive oil pump 105, and is variable with the pilot pressure generated from the vehicle speed sensitive pressure generator 143. The amount of restriction of the orifice 14 can be varied in response to vehicle speed.

これにより、コントロールバルブ１００は、スブ〜ル端
に加わるパイロット圧によるスプール１１０の変位、そ
のスプール１１０に対するスリーブ１コ４の相対変位か
ら、ステアリングボイル１７を切り込んでいくと、パワ
ーステアリング６のパイロット圧の変化率と車速に応じ
た（車速人：油圧減）位相用の油圧を発生できるように
なっている。すなわち、コントロールバルブ１００は、
操舵操作の開始時に、前輪１ａ、ｌｂと逆方向に後輪８
２ａ、８２ｂを操舵する出力をリアパワーシリンダ９０
のシリンダ室９２ａあるいはシリンダ室９２ｂに供給で
きるようになっている。As a result, the control valve 100 controls the pilot pressure of the power steering 6 as the steering boil 17 is cut, based on the displacement of the spool 110 due to the pilot pressure applied to the end of the spool, and the relative displacement of the sleeve 1 and 4 with respect to the spool 110. It is possible to generate hydraulic pressure for the phase (vehicle speed: oil pressure decrease) according to the rate of change and vehicle speed. That is, the control valve 100 is
At the start of the steering operation, the rear wheels 8 are moved in the opposite direction to the front wheels 1a, lb.
The output for steering 2a and 82b is sent to the rear power cylinder 90.
It can be supplied to the cylinder chamber 92a or cylinder chamber 92b.

そして、この位相用のコントロールバルブ１００につな
がる油流路１０１ａ、１０１ｂが、分岐路１４５．１４
５を介して」二元ステアリングギヤ比可変装置１４の人
力ポートロ３ａ、６３ｂに接続され、−瞬の後輪８２ａ
、８２ｂの位相と同時に、前輪１ａ、ｌｂを切り増し側
に進めることができるようにしている。The oil flow paths 101a and 101b connected to this phase control valve 100 are connected to branch paths 145.14.
5 is connected to the human power port 3a, 63b of the binary steering gear ratio variable device 14, and the rear wheel 82a of the
, 82b, the front wheels 1a, lb can be advanced to the additional cutting side.

つぎに、このように構成された四輪操舵装置の作用につ
いて説明する。Next, the operation of the four-wheel steering system configured as described above will be explained.

車両の直進走行時は、ステアリングホイール１７は中立
の状態となるため、前輪１ａ、ｌｂおよび後輪８２ａ、
８２ｂは直進方向に向いている。When the vehicle is traveling straight, the steering wheel 17 is in a neutral state, so the front wheels 1a, lb and the rear wheels 82a,
82b faces the straight direction.

そして、こうした直進状態から旋回すべく　（ターンイ
ン）、ステアリングホイール１７を例えば右旋回側に切
り込んでいくと（中高速時）、その切り込んだ舵角に対
して、パワーステ圧の変動率および車速に応じて、−瞬
後輪８２ａ、８２ｂは逆相に、また−瞬前輪１ａ、ｌｂ
は人力した操舵舵角より舵角が増大していく。When the steering wheel 17 is turned, for example, to the right (at medium to high speeds) in order to turn from such a straight-ahead state (turn-in), the fluctuation rate of the power steering pressure and the vehicle speed Accordingly, - the instantaneous wheels 82a, 82b are in reverse phase, and - the instantaneous wheels 1a, lb
The rudder angle increases compared to the human-powered steering angle.

すなわち、ステアリングホイール１７を操作すると、こ
の回転がコラムシャフト１６．中間ジヨイント１５．イ
ンプットシャフト２４を介して一段目の遊星歯車機構２
１のサンギヤ２５に伝達されていく。ここで、リングギ
ヤ２６は操舵力を受けるが、リングギヤ２６はセットス
クリューでケス３７に固定されているから、さらにその
回転はプラネタリギヤ２７を介して二段目の遊星歯車機
構２２のプラネタリギヤ３］に伝達されていく。That is, when the steering wheel 17 is operated, this rotation is caused by the column shaft 16. Intermediate joint 15. The first stage planetary gear mechanism 2 is connected via the input shaft 24.
The signal is transmitted to the sun gear 25 of No. 1. Here, the ring gear 26 receives the steering force, but since the ring gear 26 is fixed to the case 37 with a set screw, its rotation is further transmitted to the planetary gear 3 of the second stage planetary gear mechanism 22 via the planetary gear 27. It will be done.

そして、このプラネタリギヤ３１の回転がそのままサン
ギヤ２８から、バルブインプットシャフト７ａおよびト
ーションバー８に伝達されていく。The rotation of the planetary gear 31 is then directly transmitted from the sun gear 28 to the valve input shaft 7a and the torsion bar 8.

そして、トーションバー８に伝達された回転がピニオン
５に伝達され、前輪１ａ、ｌｂをステアリングホイール
１７を切った方向に操舵してい（。The rotation transmitted to the torsion bar 8 is then transmitted to the pinion 5, and the front wheels 1a, lb are steered in the direction of the steering wheel 17 (.

同時にバルブインプットシャフト７ａに伝達されンプ１
３で発生した油圧をパワーシリンダとの右室１９に供給
して、ステアリングホイール１７の操舵をアシストして
いく。At the same time, it is transmitted to the valve input shaft 7a.
The hydraulic pressure generated in step 3 is supplied to the right chamber 19 of the power cylinder to assist the steering of the steering wheel 17.

ここで、二段目の遊星歯車機構２２のリングギヤ２９が
ハンドル操舵力で不用意に回転してしまうことが懸念さ
れるが、受圧室６０ａにアシストしたパワーステ圧が操
舵反力として働くので、そのようなことはない。Here, there is a concern that the ring gear 29 of the second stage planetary gear mechanism 22 may be inadvertently rotated by the steering force, but since the power steering pressure assisted in the pressure receiving chamber 60a acts as a steering reaction force, There is no such thing.

すなわち、パワーステ圧Ｐとハンドル操舵力となる操舵
入力トルクＴ（本実施例ではリングギヤ２９が回ろうと
する力）を見ると、両者間には第２図に示すような二次
曲線関係の特性が見られる。In other words, when looking at the power steering pressure P and the steering input torque T serving as the steering force (in this embodiment, the force that causes the ring gear 29 to turn), there is a quadratic curve relationship between the two as shown in FIG. Can be seen.

これに対抗する操舵反力を考えると、小操舵入力トルク
ではコイルスプリング５６のプリロードが操舵反力とし
て働（。そして、コイルスプリング５６のプリロードを
越えると操舵入力トルクは受圧室６０ａに入るパワース
テ圧が操舵力に対抗する力として作用していく。具体的
には第２図中の二点鎖線で示すようにｒＰＸＡＪの積で
表わされるアクチエータ作動力Ｆが操舵反力として作用
していく。但し、ＰはフロントＰ／Ｓ圧、Ａはピストン
断面積である。Considering the steering reaction force that opposes this, at a small steering input torque, the preload of the coil spring 56 acts as a steering reaction force. acts as a force that opposes the steering force.Specifically, as shown by the two-dot chain line in Fig. 2, the actuator actuation force F expressed as the product of rPXAJ acts as a steering reaction force.However, , P is the front P/S pressure, and A is the piston cross-sectional area.

ここで、アクチエータ作動力Ｆは、先のＰ−Ｔ特性（パ
ワーステ圧Ｐと操舵入力トルクＴの特性）とは異なり一
次関数であるので、操舵反力には不十分であるとの指摘
を受けることが考えられる。Here, it has been pointed out that the actuator operating force F is a linear function, unlike the P-T characteristic (characteristics of power steering pressure P and steering input torque T) described above, and is therefore insufficient for the steering reaction force. It is possible that

確かに据切り等、パワーステ圧の高い領域では操舵反力
以−トのかなり高い操舵入力トルクが発生ずることが見
られる。しかしながら、通常の走行状態を見ると、第２
図からも明らかなようにＰＴ特性とアクチエータ作動力
Ｆとは略近似している。またＰ−Ｔ特性とのずれはかな
り小さく、たとえずれ分、リングギヤ２９が若干回った
としても性能への影響はかなり小さい。It is certainly seen that in areas where the power steering pressure is high, such as when the vehicle is stationary, a considerably higher steering input torque than the steering reaction force is generated. However, when looking at normal driving conditions, the second
As is clear from the figure, the PT characteristics and the actuator actuation force F are approximately similar. Further, the deviation from the P-T characteristic is quite small, and even if the ring gear 29 rotates slightly by the deviation, the effect on performance is quite small.

それ故、リングギヤ２９はパワーステ圧を利用した部品
な手段で定位置に保持されることがわかる。Therefore, it can be seen that the ring gear 29 is held in a fixed position by means of a component that utilizes the power steering pressure.

なお、据切り等、パワーステ圧の高い領域ではリングギ
ヤ２９は回されるものの、この量は前輪実舵角に対して
非常に小さいため、さほど問題にならない。つまり、パ
ワーステ圧の高い領域は前輪実舵角か大きいので、リン
グギヤ２９の回転による実舵角変動率は極小となるから
である。Although the ring gear 29 is rotated in areas where the power steering pressure is high, such as when the vehicle is stationary, this amount is very small compared to the actual steering angle of the front wheels, so it does not pose much of a problem. In other words, since the front wheel actual steering angle is large in the region where the power steering pressure is high, the actual steering angle fluctuation rate due to the rotation of the ring gear 29 is minimal.

一方、同相用のコントロールバルブ９８のスプ一ルは１
−記パワーステアリング６のパワステ−圧に応じてスト
ロークされる。そして、このスプールのストロークで、
オイルポンプ１０５から吐出されるオイルを制御するこ
とになる。つまり、車速（後輪回転数）とパワステ−圧
に応じた油圧がコントロールバルブ９８から発生される
。そして、この油圧が同相側に操舵するリアパワーシリ
ンダ９０の左室９７ａに流入していく。On the other hand, the sprue of the control valve 98 for the same phase is 1
- The stroke is made according to the power steering pressure of the power steering 6. And with this spool stroke,
The oil discharged from the oil pump 105 is controlled. In other words, hydraulic pressure is generated from the control valve 98 in accordance with the vehicle speed (rear wheel rotational speed) and the power steering pressure. Then, this oil pressure flows into the left chamber 97a of the rear power cylinder 90 that steers the vehicle in the same phase.

他方、位相用のコントロールバルブ１００は、パイロッ
ト圧用のポート１０９から上記パワステ−圧がパイロッ
ト圧として加わると、この圧力に比例した量だけスプー
ル］１０は左側へ変位（Ｘｌ）する。On the other hand, when the power steering pressure is applied as a pilot pressure to the phase control valve 100 from the pilot pressure port 109, the spool 10 is displaced to the left (Xl) by an amount proportional to this pressure.

この変位量は、スプール１１０の端面の面積とパイロッ
ト圧の積と、スプリング１１２，１１３の弾性力とに関
係するから、両者には下記の関係式が成り立つ。Since this amount of displacement is related to the product of the area of the end surface of the spool 110 and the pilot pressure and the elastic force of the springs 112 and 113, the following relational expression holds true for both.

ａｌ　　ｅ　Ｆ、　＝ｉ＜、　　ｅ　Ｘｌ　＋　ｆ　１
つまり、 Ｘｉ　＝ａ、ａｐｔ−ｆ１／Ｋ１ で表わされる。但し、ａｌはスプール端面の面積２に１
はスプリング１１５，１１６のばね定数。al e F, =i<, e Xl + f 1
That is, it is expressed as Xi=a, apt-f1/K1. However, al is 1 to the area 2 of the spool end surface.
is the spring constant of springs 115 and 116.

ｆｌは同スプリングのプリロード値、Ｆｌはパイロット
圧である。fl is the preload value of the spring, and Fl is the pilot pressure.

このとき、スプール１１０の変位によって、スリーブ１
１４も同じ方向へ動こうとする。これには受圧室１］７
の浦が連通路１４２を通じて受圧室１］８に移動する必
要がある。しかし、連通路１４２には可変オリフィス１
４１が組込まれているので、この際、可変オリフィス１
４１の前後に差圧ΔＰが発生する。ここで、ΔＰは下記
のように表わされる。At this time, due to the displacement of the spool 110, the sleeve 1
14 also tries to move in the same direction. This includes pressure receiving chamber 1]7
Noura needs to move to the pressure receiving chamber 1]8 through the communication path 142. However, the variable orifice 1 in the communication path 142
41 is built in, so at this time, the variable orifice 1
A differential pressure ΔP occurs before and after 41. Here, ΔP is expressed as follows.

ΔＰ＝δ・Ｑｂ２　／２・Ｃｄ−ｄ２ 但し、δは流体密度、Ｑｂは絞り部を流れる流ｍ、ｄは
絞り部の断面積、Ｃｄは流量係数。ΔP=δ・Qb2 /2・Cd−d2 where δ is the fluid density, Qb is the flow m flowing through the constriction, d is the cross-sectional area of the constriction, and Cd is the flow coefficient.

なお、チョーク構造であれば ΔＰ−８・π・μ・（Ｊ　−Ｑｂ／ｄ２となる。但し、
ｇは絞り部の長さ、μは浦の粘性係数である。In addition, if it is a choke structure, ΔP-8・π・μ・(J −Qb/d2. However,
g is the length of the constricted portion, and μ is the viscosity coefficient of the ura.

そして、この差圧ΔＰによってスリーブ１１４はスプー
ル１１０に対して右側に相対ずれを起こしていく。この
ときの相対変位ｙは ｙ−ΔＰ−ｂ２−ｆ２／に２ で表わされる。但し、ｂ２はスリーブの端面の面積、に
２はスプリング１１２，１１３のばね定数、ｆ２は同ス
プリングのプリロード値である。Then, due to this differential pressure ΔP, the sleeve 114 causes a relative shift to the right with respect to the spool 110. The relative displacement y at this time is expressed as y-ΔP-b2-f2/2. However, b2 is the area of the end surface of the sleeve, 2 is the spring constant of the springs 112 and 113, and f2 is the preload value of the springs.

油供給用のポート１２９からは、オイルポンプ１３１で
発生した一定流量の油が供給されているから、アクチエ
ータ用のポート１２６，１２７からは相対変位ｙに比例
した差圧が発生していく。Since a constant flow of oil generated by the oil pump 131 is supplied from the oil supply port 129, a pressure difference proportional to the relative displacement y is generated from the actuator ports 126 and 127.

すなわち、相対変位ｙは、 ｙ　ＯＣΔ　Ｐ　ＯＣＱ　ｂ　Ｃｘコ　、１７　０Ｃコ
−／ｄ　　２の関数であるから、 Ｑ　ｂ　＝　ｂ　２　　　（Ｘ　１３’　）　／　ｔ　
　但し、ｔは時間が成り立ち （ＸＩ−Ｙ）ＱＣパイロット圧 となる。That is, the relative displacement y is a function of yOCΔPOCQbCxco,170Cco-/d2, so Qb=b2(X13')/t
However, t is equal to time and becomes (XI-Y)QC pilot pressure.

しかして、アクチエータ用のポート１２６゜１２７から
は、車速に応じて出力油圧が減少し、パワーステ圧の変
化率（ハンドル角速度と同等）に応じて制御された油圧
（差圧）が出力されていく。Therefore, from the actuator ports 126 and 127, the output oil pressure decreases according to the vehicle speed, and a controlled oil pressure (differential pressure) is output according to the rate of change of the power steering pressure (equivalent to the steering wheel angular velocity). .

そして、この油圧（差圧）が、リアパワーシリンダ９０
のシリンダ室９２ｂには後輪８２ａ。This oil pressure (differential pressure) is then applied to the rear power cylinder 90.
The rear wheel 82a is located in the cylinder chamber 92b.

８２ｂを位相させる出力として供給され、ステアリング
ギヤ比可変装置１４の入力ポートロ３ａには前輪１ａ、
］、ｂの操舵角を増す出力として供給されていく。82b, and the input port 3a of the variable steering gear ratio device 14 is supplied with the front wheels 1a,
], b is supplied as an output that increases the steering angle.

すなわち、後輪８２ａ、８２ｂを前輪とは逆の方向に操
舵しようとするシリンダ室９２ｂの出力と、後輪８２ａ
、８２ｂを後輪と同方向に操舵しようとする左室９７ａ
の出力との出力合成で得られる逆相側の舵角にしたがっ
て、後輪８２ａ。That is, the output of the cylinder chamber 92b that attempts to steer the rear wheels 82a, 82b in the opposite direction to the front wheels, and the output of the rear wheel 82a
, 82b in the same direction as the rear wheels.
According to the steering angle on the opposite phase side obtained by output combination with the output of the rear wheel 82a.

８２ｂは操舵されていく。82b is being steered.

またステアリングギヤ比可変装置１４は、入力ポートロ
３ａに制御圧が加わると、その油圧によって、先のパワ
ーステ圧で操舵力に対しバランスさせているピストン５
３を右方向に移動させていく。これにより、ピン５８を
介してリングギヤ２９が時計方向に回転されてい（。こ
こで、遊星歯車機構２２のプラネタリギヤ３］は運転者
で保持されるステアリングホイール］７にて固定され反
力を受けているから、リングギヤ２９の回転はバルブイ
ンプットシャフト７ａおよびトーションバー８に伝達さ
れていく。しかるに、バルブインプットシャフト７ａ、
トーションバー８は時計方向に回転されていく。In addition, when control pressure is applied to the input port 3a, the variable steering gear ratio device 14 uses the oil pressure to control the piston 5, which balances the steering force with the previous power steering pressure.
Move 3 to the right. As a result, the ring gear 29 is rotated clockwise via the pin 58 (here, the planetary gear 3 of the planetary gear mechanism 22 is fixed by the steering wheel held by the driver) and receives a reaction force. Therefore, the rotation of the ring gear 29 is transmitted to the valve input shaft 7a and the torsion bar 8.However, the valve input shaft 7a,
The torsion bar 8 is rotated clockwise.

これにより、ステアリングホイール１７からの運転者に
よる入力と、入力ポートロ３ａ、６３ｂからの油圧によ
る入力との二つの入力の合成値により、前輪舵角が制御
されていく　（進相制御）。As a result, the front wheel steering angle is controlled by a composite value of two inputs: the driver's input from the steering wheel 17 and the hydraulic input from the input ports 3a and 63b (phase advance control).

なお、パワーステ圧の変化率がなくなると、車速に応じ
た同相のコントロールバルブ９８からの出力だけとなっ
て、元の定常状態の四輪同相操舵（通常の同相四ＷＳ）
に入ってい（。Note that when the rate of change in power steering pressure disappears, only the output from the in-phase control valve 98 according to the vehicle speed returns to the original steady state four-wheel in-phase steering (normal in-phase four WS).
It's in (.

かくして、パワーステ圧をそのまま操舵反力として用い
るので、ステアリングギヤ比可変装置１４の操舵反力系
は簡単なバルブ構造ですむ。またステアリングギヤ可変
装置］４は、制御圧力を加えるだけでギア比可変制御が
行なえるので、制御は電子制御に比べて簡単ですむ。そ
のうえ、流体圧を用いてギヤ比を可変するので、ノイズ
、電波障害などに対する信頼性は高い。In this way, since the power steering pressure is directly used as the steering reaction force, the steering reaction force system of the variable steering gear ratio device 14 requires a simple valve structure. In addition, the variable steering gear device] 4 can perform variable gear ratio control simply by applying control pressure, so control is simpler than electronic control. Furthermore, since the gear ratio is varied using fluid pressure, reliability against noise, radio wave interference, etc. is high.

なお、一実施例では前輪１ａ　　ｌｂのパワーステ圧の
変化率を制御圧力（制御信号）として用いたが、それ以
外の要素の制御圧力、例えばダイレクトなハンドル操舵
角速度や車速を用いた圧力を用いてもよい。In one embodiment, the rate of change in the power steering pressure of the front wheels 1a and 1b was used as the control pressure (control signal), but the control pressure of other elements, for example, the pressure using the direct steering angular velocity or the vehicle speed, may be used. Good too.

また一実施例では、この発明を進相制御に適用したが、
これに限らず、他の制御、例えば車両のヨーイング運動
と横方向速度の最適化、ギヤ比可変による定常ゲインの
最適化、操舵過渡特性の向上などに適用してもよい。む
ろん、二組の遊星歯車機構でなく、−組の遊星歯車機構
を用いたステアリングギヤ比可変装置にこの発明を適用
してもよい。In addition, in one embodiment, the present invention was applied to phase advance control;
The invention is not limited to this, and may be applied to other controls, such as optimizing the yawing motion and lateral speed of the vehicle, optimizing steady-state gain by varying the gear ratio, and improving transient steering characteristics. Of course, the present invention may be applied to a variable steering gear ratio device that uses a negative planetary gear mechanism instead of two planetary gear mechanisms.

（発明の効果） 以上説明したようにこの発明によれば、パワステ圧をそ
のまま操舵反力として用いるので、リングギヤ変位機構
の操舵反力系は簡単なバルブ構造ですむ。(Effects of the Invention) As explained above, according to the present invention, the power steering pressure is used as it is as the steering reaction force, so the steering reaction force system of the ring gear displacement mechanism requires a simple valve structure.

また制御圧力を加えるだけでギア比可変制御が行なえる
ので、制御は電子制御に比べて簡単ですむ。そのうえ、
流体圧を用いてギヤ比を可変するので、ノイズ、電波障
害などに対する信頼性は高い。Furthermore, since gear ratio variable control can be performed simply by applying control pressure, control is simpler than electronic control. Moreover,
Since the gear ratio is varied using fluid pressure, reliability against noise and radio wave interference is high.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図ないし第６図はこの発明の一実施例を示し、第１
図はこの発明のステアリングギヤ比可変装置を示す第３
図中Ａ−Ａ線に沿う断面図、第２図はそのステアリング
ギヤ比可変装置の操舵反力特性をｒＰ−Ｔ特性」と共に
示す線図、第３図はステアリングギヤ比可変装置を示す
断面図、第４図はステアリングギヤ比可変装置を適用し
た四輪操舵装置を示す構成図、第５図は同相用のコント
ロールバルブを示す断面図、第６図は位相用のコントロ
ールバルブを示す断面図である。 ７ａ・バルブインプットシャフト（出力シャフト）　１
４・・・ステアリングギヤ比可変装置、２１．２２・・
遊星歯車機構、２３・・・コントロールバルブ（リング
ギヤ変位機構）　５１・・・弁本体、５２・・・弁室、
５３・・・ピストン、５５ａ。 ５５ｂ・・・リングギヤ変位用の受圧室（第２の受圧室
）、５８・・・ピン（伝達部材）、５９・・・シリンダ
部、６０ａ、６０ｂ・・・操舵反力用の受圧室（第１の
受圧室）、６１ａ、６１ｂ・・・操舵反力用の入力ポー
ト、６３ａ、６３ｂ・・・制御用の入力ポート。FIGS. 1 to 6 show one embodiment of the present invention.
The figure shows the third variable steering gear ratio device of the present invention.
A cross-sectional view taken along line A-A in the figure, Fig. 2 is a line diagram showing the steering reaction force characteristics of the variable steering gear ratio device along with rP-T characteristics, and Fig. 3 is a cross-sectional view showing the variable steering gear ratio device. , Fig. 4 is a configuration diagram showing a four-wheel steering system to which a variable steering gear ratio device is applied, Fig. 5 is a cross-sectional view showing the in-phase control valve, and Fig. 6 is a cross-sectional view showing the phase control valve. be. 7a・Valve input shaft (output shaft) 1
4... Steering gear ratio variable device, 21.22...
Planetary gear mechanism, 23... Control valve (ring gear displacement mechanism) 51... Valve body, 52... Valve chamber,
53... Piston, 55a. 55b... Pressure receiving chamber for ring gear displacement (second pressure receiving chamber), 58... Pin (transmission member), 59... Cylinder part, 60a, 60b... Pressure receiving chamber for steering reaction force (second pressure receiving chamber). 1 pressure receiving chamber), 61a, 61b...input ports for steering reaction force, 63a, 63b...input ports for control.

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 入力シャフトと出力シャフトとの間に遊星歯車機構を設
け、この遊星歯車機構に該リングギヤを回転方向に変位
させるリングギヤ変位機構を設けてなるステアリングギ
ヤ比可変装置において、前記リングギヤ変位機構は、弁
本体と、この弁本体内にスライド自在に設けた中央に大
径部を有してなるピストンと、このピストンの変位を前
記遊星歯車機構のリングギヤに伝達する伝達部材と、前
記大径部の外周と摺接するシリンダ部を前記本体内に設
けて前記大径部の両側に構成された一対の第１の受圧室
と、前記弁本体に設けられ前輪の操舵をアシストするパ
ワーステ圧を前記第１の受圧室に入力させる操舵反力用
の入力ポートと、前記弁本体にそれぞれ前記ピストン端
に臨ませて設けられた一対の第２の受圧室と、前記弁本
体に設けられ前記第２の受圧室にリングギヤ変位用の制
御圧力を入力させる制御用の入力ポートとから構成され
ることを特徴とするステアリングギヤ比可変装置。In a variable steering gear ratio device, a planetary gear mechanism is provided between an input shaft and an output shaft, and a ring gear displacement mechanism for displacing the ring gear in the rotational direction is provided in the planetary gear mechanism, wherein the ring gear displacement mechanism a piston having a large-diameter portion at the center slidably provided within the valve body; a transmission member for transmitting displacement of the piston to a ring gear of the planetary gear mechanism; and an outer periphery of the large-diameter portion. a pair of first pressure receiving chambers configured on both sides of the large diameter portion by providing a cylinder portion in sliding contact within the main body; and a pair of first pressure receiving chambers provided in the valve body to receive power steering pressure that assists steering of the front wheels. an input port for a steering reaction force to be input into the chamber; a pair of second pressure receiving chambers provided in the valve body facing the piston end; and a pair of second pressure receiving chambers provided in the valve body facing the piston end. A steering gear ratio variable device comprising: a control input port for inputting control pressure for ring gear displacement;