JP3541520B2

JP3541520B2 - Power steering device

Info

Publication number: JP3541520B2
Application number: JP26037495A
Authority: JP
Inventors: 恭輔芳賀; 幹夫鈴木; 勝久森
Original assignee: Toyoda Koki KK
Current assignee: Toyoda Koki KK
Priority date: 1995-10-06
Filing date: 1995-10-06
Publication date: 2004-07-14
Anticipated expiration: 2015-10-06
Also published as: JPH0999851A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、自動車等に用いられる油圧式の動力舵取装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、中立付近におけるパワーシリンダの差圧の上昇を防止して、中立剛性感を高めることを目的とした動力舵取装置として、特開平６−１２７４０１号公報に記載のものがある。かかる公報に記載のものは、制御弁に互いに並列に接続された２つの制御弁部を備え、一方の制御弁部を全てセンタオープン形可変絞りによって構成し、他方の制御弁部をセンタクローズド形可変絞りとセンタオープン形可変絞りによって構成し、この他方の制御弁部にパワーシリンダを接続している。
【０００３】
従って操舵の中立付近においては、センタクローズド形可変絞りによってパワーシリンダの両油室に差圧が発生せず、センタクローズド形可変絞りが開口し始めるまで操舵されると、パワーシリンダの両油室に差圧が発生されるようになっている。
この種の動力舵取装置においては、他方の制御弁部のセンタクローズド形可変絞りが開口し始めるまでは、ポンプから供給された作動油を一方の制御弁部のセンタオープン形可変絞りのみを介してリザーバに排出し、センタクローズド形可変絞りが開口し始めた後は、ポンプから供給された作動油を２つの制御弁部に分流し、センタオープン形可変絞りの絞り開度によりパワーシリンダの両油室の差圧を上昇させるようになっている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記構成の動力舵取装置においては、ハンドルを急操舵したような場合には、パワーシリンダの圧力上昇に多少の応答遅れが生ずることがある。これは前述したようにポンプから供給された作動油が２つの制御弁部に分流されるために、パワーシリンダに供給される作動油の流量が半減され、従って急操舵による圧力上昇がパワーシリンダの高圧側油室への圧油の供給作用により流量が消費されたり、供給ラインのホースの膨張作用によって流量が消費されたりすることにより生ずるものと考えられる。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
本発明は上述した問題点を解決するためにされたもので、請求項１に記載の動力舵取装置は、ポンプとリザーバとにそれぞれ接続する流路に設けた可変絞りによってハンドル操舵に応じてポンプより供給された作動油を絞り制御する第１の制御弁部と、前記ポンプとパワーシリンダの両油室とリザーバとにそれぞれ接続する流路に設けた可変絞りによってハンドル操舵に応じてポンプよりパワーシリンダに供給される作動油を絞り制御する第２の制御弁部とを並列に設けた制御弁を備え、前記第１の制御弁部を構成する各可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成し、前記第２の制御弁部を構成する各可変絞りのうちポンプ側およびリザーバ側のいずれか一方の可変絞りを中立時にオーバラップとなるオーバラップバルブにて構成するとともに、他方の可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成し、かつ操舵角の増大に応じて第２の制御弁部を流れる作動油の流量を急激に増加させるように前記第１の制御弁部のアンダラップバルブの面取深さを前記第２の制御弁部のアンダラップバルブの面取深さより浅くしたものである。
【０００６】
また、請求項２に記載の動力舵取装置は、ポンプとリザーバとにそれぞれ接続する流路に設けた可変絞りによってハンドル操舵に応じてポンプより供給された作動油を絞り制御する第１の制御弁部と、前記ポンプとパワーシリンダの両油室とリザーバとにそれぞれ接続する流路に設けた可変絞りによってハンドル操舵に応じてポンプよりパワーシリンダに供給される作動油を絞り制御する第２の制御弁部とを並列に設けた制御弁を備え、前記第１の制御弁部を構成する各可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成し、前記第２の制御弁部を構成する各可変絞りのうちポンプ側およびリザーバ側のいずれか一方の可変絞りを中立時にオーバラップとなるオーバラップバルブにて構成するとともに、他方の可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成し、かつ操舵角の増大に応じて第２の制御弁部を流れる作動油の流量を急激に増加させるように前記第１の制御弁部のアンダラップバルブの面取幅を前記第２の制御弁部のアンダラップバルブの面取幅より小さくしたものである。
【０００７】
【実施の形態】
以下本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。図１は油圧式の動力舵取装置の全体構成を示し、この動力舵取装置は、主として、図略の自動車エンジンによって駆動されるポンプ１０と、リザーバ１１と、ステアリング操作をパワーアシストするパワーシリンダ１２と、図略のハンドルの回転に応じて作動して前記ポンプからパワーシリンダに供給される作動油を絞り制御するロータリ式の制御弁１４とによって構成されている。
【０００８】
前記ポンプ１０の吐出通路１６中には計量オリフィス１７が設けられ、この計量オリフィス１７の前後差圧に応動するバイパス弁１８が設けられている。このバイパス弁１８は、計量オリフィス１７の前後差圧を一定に維持するようにリザーバ１１に通ずるバイパス通路１９を開閉し、制御弁１４に供給する流量を一定に制御するようになっている。なお、バイパス弁１８はスプリング２０によって前記バイパス通路１９を閉止する方向に付勢されている。
【０００９】
前記制御弁１４は、図２に展開図として示すように、ハンドル１３に連結されて一体的に回転するバルブシャフト２１と、このバルブシャフト２１の外周に同軸的に配設されてパワーシリンダ１２によってパワーアシストされるステアリングリンケージに連結されるバルブボディ２２と、このバルブボディ２２とバルブシャフト２１とを相対回転可能に連結する図略のトーションバーと、これらを収納する図略のバルブハウジング等によって構成されている。
【００１０】
前記バルブシャフト２１とバルブボディ２２との間には、作動油を絞り制御する２種類の制御弁部２３、２４が周方向にそれぞれ９０度の間隔で交互に形成されている。
第１の制御弁部２３は、ポンプ１０とリザーバ１１とにそれぞれ接続する流路に可変絞りＶ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ４を設けた第１のブリッジ回路にて構成されている。これら可変絞りＶ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ４をなすバルブ制御部は、図３のＡに示すように、中立時におけるアンダラップ角がθ１に設定されたアンダラップバルブとして構成されている。
【００１１】
第２の制御弁部２４は、前記第１の制御弁部２３に並列接続され、ポンプ１０とパワーシリンダ１２の両油室１２Ａ、１２Ｂとリザーバ１１とにそれぞれ接続する流路に可変絞りＶ５、Ｖ６、Ｖ７、Ｖ８を設けた第２のブリッジ回路にて構成されている。これら可変絞りのうち、ポンプ１０側に接続する可変絞りＶ５、Ｖ６をなすバルブ制御部は、図３のＢに示すように、中立時におけるオーバラップ角が前記と同量のθ１に設定されたオーバラップバルブとして構成されている。また、リザーバ１１側に接続する可変絞りＶ７、Ｖ８をなすバルブ制御部は、図３のＣに示すように、中立時におけるアンダラップ角が前記と同量のθ１に設定されたアンダラップバルブとして構成されている。
【００１２】
上記した第１の制御弁部２３のアンダラップバルブならびに第２の制御弁部２４のオーバラップバルブおよびアンダラップバルブのバルブシャフト２１側の各エッジ部には、それぞれ図３に示すように面取２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが形成されている。これにより図４に示すように、アンダラップバルブといえどもアンダラップ角を越えてもバルブが閉止されるわけではなく、また同様にオーバラップバルブといえども中立時にバルブが完全に閉止されているわけではなく、面取２１Ｃによる僅かな絞り開度を保持している。
【００１３】
前記可変絞りＶ１〜Ｖ４、Ｖ７、Ｖ８を構成する第１および第２の制御弁部２３、２４のアンダラップバルブの各エッジ部に形成された面取２１Ａ、２１Ｃの回転方向の面取幅は同一のＬ０に設定されているが、半径方向の深さＤ１、Ｄ２は第２の制御弁部２４のほうが大きくなるように互いに差をもたせてある。すなわち、前記第１の制御弁部２３のアンダラップバルブの面取深さＤ１は小さく、第２の制御弁部２４のアンダラップバルブの面取深さＤ２は大きく設定してあり、図４に示すように可変絞りＶ１〜Ｖ４の絞り面積が深さの小さな面取２１Ａによって相当制限された状態においても、可変絞りＶ７、Ｖ８は深さの大きな面取２１Ｃによって未だ十分に大きな絞り面積が確保された状態にある。
【００１４】
上記のように構成した実施の形態において、ポンプ１０より吐出された作動油は、計量オリフィス１７とバイパス弁１８によって一定の流量に制御され、第１および第２の制御弁部２３、２４に供給される。
操舵の中立状態においては、第２の制御弁部２４のオーバラップバルブ側の可変絞りＶ５、Ｖ６の絞り面積が制限されているため、ポンプ１０より吐出された作動油のほとんどが第１の制御弁部２３の可変絞りＶ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ４を通ってリザーバ１１に排出される。
【００１５】
また、ハンドルが回転操作され、バルブシャフト２１がバルブボディ２２に対して例えば図２の右方向にわずかに相対回転すると、第１制御弁部２３の一方の可変絞りＶ２、Ｖ３の開口面積が拡大され、他方の可変絞りＶ１、Ｖ４の開口面積が縮小される。これにより、ポンプ１０の圧力が僅かに上昇するが、第２の制御弁部２４の可変絞りＶ５、Ｖ６の絞り面積は、リザーバ１１側に開口するＶ７、Ｖ８の絞り面積に対して十分に小さいため、パワーシリンダの両油室の差圧は実質的に０に保持される。
【００１６】
従って、バルブ回転角がθ１以下の中立付近においては、第１および第２の制御弁部２３、２４のアンダラップバルブの可変絞りＶ１〜Ｖ４、Ｖ７、Ｖ８の絞り面積の変化に拘らず、パワーシリンダ１２の両油室１２Ａ、１２Ｂはほぼ同圧に保たれ、中立剛性が高められる。
バルブ回転角がθ１を越えると、第２の制御弁部２４のポンプ１０側の一方の可変絞りＶ６が開口し始め、この際リザーバ側の一方の可変絞りＶ８が縮小状態にあるため、パワーシリンダ１２の一方の油室１２Ｂの圧力が上昇し、他方の油室１２Ａは拡大状態にある可変絞りＶ５を介してリザーバ１１に開放されるため、パワーシリンダ１２の両油室１２Ａ、１２Ｂに差圧が生じ、ハンドル操舵をアシストする。従ってマニアルトルク（ＴＭ）に対するパワーシリンダ１２の差圧（Ｐ）の関係を示すＴＭ−Ｐ特性は図５に示すようになる。
【００１７】
ところでバルブ回転角がθ１に達すると、面取深さの小さな第１の制御弁部２３のアンダラップバルブにて形成される可変絞りＶ１〜Ｖ４の絞り面積はきわめて小さくなるのに対し、面取深さの大きな第２の制御弁部２４のアンダラップバルブにて形成される可変絞りＶ７、Ｖ８の絞り面積は未だ十分に確保されており、これらの絞り面積の比率は可変絞りＶ１〜Ｖ４、Ｖ７、Ｖ８が完全に閉止されるまで持続される。
【００１８】
従って第１の制御弁部２３を流れる作動油の流量は、図６のＡに示すようにオーバラップバルブが開口し始めるバルブ回転角θ１までは、ポンプ１０から供給された作動油のほぼ全量となる。しかしながら、バルブ回転角がθ１を越えると、第１の制御弁部２３を流れる作動油の流量は面取深さの小さな面取２１Ａの開口に応じて急激に減少する。これに対して第２の制御弁部２４を流れる作動油の流量は、面取深さの大きな面取２１Ｃの作用により、同図のＢに示すように前記第１の制御弁部２３を流れる作動油の流量と逆比例して増加するようになる。
【００１９】
従ってハンドル操舵により、パワーシリンダ１２に接続する第２の制御弁部２４に多くの作動油が分配されるため、ハンドルが急操舵されたような場合にも、パワーシリンダ１２の油室への作動油の供給能力が向上し、アシスト低下を生ずることを防止できる。
さらに図７は本発明の別の実施の形態を示すもので、第１および第２の制御弁部２３、２４のアンダラップバルブの各バルブエッジ部に形成する面取２１Ａ１、２１Ｃ１の面取深さを同じ（Ｄ０）にする代わりに、面取幅Ｌ１とＬ２を第２の制御弁部２４のほうが大きくなるように異ならせたもので、この実施の形態においても、ハンドルが操舵されると第１の制御弁部２３の可変絞りが制限され、第２の制御弁部２４に多くの作動油が流れるため、先に述べた実施の形態と同様な作用が期待できる。
【００２０】
また、第１および第２の制御弁部２３、２４のアンダラップバルブの各バルブエッジ部に形成する面取を、深さと幅の両方を異ならせることもできる。
図８は本発明のさらに別の実施の形態を示すもので、第２の制御弁部２４の可変絞りＶ５〜Ｖ８のうち、ポンプ１０側に接続する可変絞りＶ５、Ｖ６をなすバルブ制御部をアンダラップバルブで構成し、リザーバ１１側に接続する可変絞りＶ７、Ｖ８をなすバルブ制御部をオーバラップバルブで構成したものである。
【００２１】
かかる実施の形態においても、先に述べた実施の形態と同様な作用が期待できるとともに、それとは別にハンドル戻りも向上できるようになる。
すなわち、ハンドル戻り時、バルブシャフト２１とバルブボディ２２とは中立位置に復帰するため、可変絞りＶ７、Ｖ８によってリザーバ１１との連通が遮断され、パワーシリンダ１２の一方の油室１２Ｂには可変絞りＶ５、Ｖ６を介して他方の油室１２Ａから作動油がスムーズに供給されるようになり、先に述べた実施の形態に比べてハンドル戻り性が良くなる。
【００２２】
上記した実施の形態においては、オーバラップバルブによって中立付近における中立剛性感を高めるようにしたが、オーバラップバルブは中立時に可変絞りを完全に閉止するセンタクローズドバルブに変更してもよく、オーバラップバルブは実施の形態に示したもののみに限定されることなく、そのようなセンタクローズドバルブを含むものとして理解すべきである。
【００２３】
また上記実施の形態においては、第１の制御弁部２３のアンダラップバルブの面取深さを小さく第２の制御弁部２４のアンダラップバルブの面取深さと差をもたせるようにしたが、第１の制御弁部２３のアンダラップバルブの面取をなくして第２の制御弁部２４のアンダラップバルブの面取深さと差をもたせるようにしてもよい。この場合にはバルブ回転角が第１の制御弁部２３のセンタオープンバルブのアンダラップ量に達すると、第１の制御弁部２３のセンタオープンバルブが閉止され、その後は第２の制御弁部２４にのみポンプ１０からの作動油が供給されるようになる。
【００２４】
【発明の効果】
以上述べたように本発明は、第１の制御弁部のセンタオープンバルブの面取深さを第２の制御弁部のセンタオープンバルブの面取深さより浅くしたり、第１の制御弁部のセンタオープンバルブの面取幅を第２の制御弁部のセンタオープンバルブの面取幅より小さくしたことにより、ハンドル操舵によるバルブ作動によってパワーシリンダに接続する第２の制御弁部に多くの作動油が分配されるようになり、従ってハンドルが急操舵されたような場合でも、パワーシリンダの油室への作動油の供給能力が向上し、パワーシリンダの圧力上昇に応答遅れが生ずることを防止できる効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態を示す動力舵取装置の全体構成図である。
【図２】制御弁の半周部分を展開した展開図である。
【図３】図２のＡ部、Ｂ部、Ｃ部の詳細図である。
【図４】図３の作動状態を示す図である。
【図５】マニアルトルクに対するパワーシリンダの差圧の関係を示す特性線図である。
【図６】バルブ回転角に対する第１および第２の制御弁部への流量配分を示すグラフである。
【図７】本発明の別の実施の形態を示す図３に相応する詳細図である。
【図８】本発明のさらに別の実施の形態を示す図２に相応する詳細図である。
【符号の説明】
１０ポンプ
１１リザーバ
１２パワーシリンダ
１４制御弁
２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃ面取
２３第１の制御弁部
２４第２の制御弁部
Ｖ１〜Ｖ８可変絞り[0001]
[Industrial applications]
The present invention relates to a hydraulic power steering device used for an automobile or the like.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a power steering device for preventing a rise in differential pressure of a power cylinder near a neutral position to enhance a sense of neutral rigidity, there is one disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-127401. The one disclosed in this publication is provided with two control valve portions connected to a control valve in parallel with each other, one of the control valve portions is entirely constituted by a center-open type variable throttle, and the other control valve portion is a center-closed type. It comprises a variable throttle and a center-open type variable throttle, and a power cylinder is connected to the other control valve.
[0003]
Therefore, near the neutral position of the steering, no differential pressure is generated between the oil chambers of the power cylinder by the center-closed variable throttle, and when the steering is performed until the center-closed variable throttle starts to open, the oil is stored in both the oil chambers of the power cylinder. A differential pressure is generated.
In this type of power steering device, the hydraulic oil supplied from the pump is supplied only through the center open type variable throttle of one control valve until the center closed type variable throttle of the other control valve starts to open. After the center-closed variable throttle starts to open, the hydraulic oil supplied from the pump is divided into two control valves, and both the power cylinders are controlled by the center-open type variable throttle. The differential pressure in the oil chamber is increased.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
In the power steering apparatus having the above-described configuration, when the steering wheel is steered suddenly, a slight response delay may occur in the pressure rise of the power cylinder. This is because the hydraulic oil supplied from the pump is diverted to the two control valve portions as described above, so that the flow rate of the hydraulic oil supplied to the power cylinder is reduced by half. It is conceivable that the flow rate is consumed by the action of supplying the pressure oil to the high-pressure side oil chamber, or the flow rate is consumed by the action of expanding the hose of the supply line.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made to solve the above-described problems, and a power steering apparatus according to claim 1 has a variable throttle provided in a flow path connected to each of a pump and a reservoir according to steering of a steering wheel. A first control valve unit that controls the throttle of hydraulic oil supplied from the pump, and a variable throttle provided in a flow path that is connected to each of the oil chambers and the reservoir of the pump and the power cylinder. A control valve provided in parallel with a second control valve portion for controlling the operation oil supplied to the power cylinder, wherein each of the variable throttles forming the first control valve portion is underlap when neutral. An overlap in which at least one of the variable throttles on the pump side and the reservoir side among the variable throttles constituting the second control valve section overlaps when the neutral is set. Together constitute at Lube, increased constituted by underlap valve becomes underlap the other of the variable throttle in neutral state, and the flow rate of the hydraulic fluid flowing through the second control valve unit in accordance with an increase in the steering angle abruptly it is obtained by shallower than chamfer depth of the first and the second control valve unit underlap valve chamfered depth of underlap valve of the control valve unit so as to.
[0006]
Further, in the power steering apparatus according to the present invention, the first control for restricting the hydraulic oil supplied from the pump according to the steering of the steering wheel by the variable restrictors provided in the flow paths respectively connected to the pump and the reservoir. A second throttle for restricting hydraulic oil supplied from the pump to the power cylinder in accordance with the steering of the steering wheel by a variable throttle provided in a flow passage connected to the valve section, the oil chambers of the pump and the power cylinder, and the reservoir respectively; A control valve provided in parallel with a control valve portion, wherein each variable throttle constituting the first control valve portion is constituted by an underlap valve which is an underlap when neutral, and the second control valve portion is provided. One of the variable throttles on the pump side and the reservoir side is configured with an overlap valve that overlaps when neutral, and the other variable throttle is Said first underlap of the control valve unit so as to constitute at underlap valve to be under-wrap, and increases rapidly the flow rate of the hydraulic fluid flowing through the second control valve unit in accordance with an increase in the steering angle when The bevel width of the valve is smaller than the bevel width of the underlap valve of the second control valve portion.
[0007]
Embodiment
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows an overall configuration of a hydraulic power steering device. The power steering device mainly includes a pump 10 driven by an unillustrated automobile engine, a reservoir 11, and a power cylinder for power assisting steering operation. And a rotary control valve 14 which operates in response to the rotation of a handle (not shown) and throttles the operating oil supplied from the pump to the power cylinder.
[0008]
A metering orifice 17 is provided in the discharge passage 16 of the pump 10, and a bypass valve 18 that responds to a differential pressure across the metering orifice 17 is provided. The bypass valve 18 opens and closes a bypass passage 19 communicating with the reservoir 11 so as to maintain the differential pressure across the measuring orifice 17 constant, and controls the flow rate supplied to the control valve 14 to a constant value. The bypass valve 18 is urged by a spring 20 in a direction to close the bypass passage 19.
[0009]
As shown in an exploded view in FIG. 2, the control valve 14 is connected to a handle 13 and rotates integrally with a valve shaft 21. A valve body 22 connected to a power-assisted steering linkage, a torsion bar (not shown) for connecting the valve body 22 and the valve shaft 21 so as to be relatively rotatable, and a valve housing (not shown) for accommodating the same. Have been.
[0010]
Between the valve shaft 21 and the valve body 22, two types of control valve portions 23 and 24 for restricting the hydraulic oil are alternately formed at intervals of 90 degrees in the circumferential direction.
The first control valve section 23 is configured by a first bridge circuit in which variable throttles V1, V2, V3, and V4 are provided in flow paths connected to the pump 10 and the reservoir 11, respectively. As shown in FIG. 3A, the valve control units forming the variable throttles V1, V2, V3, and V4 are configured as underlap valves in which the underlap angle at the time of neutral is set to θ1.
[0011]
The second control valve portion 24 is connected in parallel to the first control valve portion 23, and has a variable throttle V5 in a flow path connected to the oil chambers 12A and 12B of the pump 10 and the power cylinder 12 and the reservoir 11, respectively. It is composed of a second bridge circuit provided with V6, V7 and V8. Of these variable throttles, the valve controllers that form the variable throttles V5 and V6 connected to the pump 10 have the same overlap angle θ1 as described above, as shown in FIG. 3B. It is configured as an overlap valve. In addition, as shown in FIG. 3C, the valve control unit forming the variable throttles V7 and V8 connected to the reservoir 11 side is an underlap valve in which the underlap angle at the time of neutral is set to θ1 of the same amount as described above. It is configured.
[0012]
As shown in FIG. 3, the underlap valve of the first control valve section 23 and the edge of the overlap valve and the underlap valve of the second control valve section 24 on the valve shaft 21 side are chamfered as shown in FIG. 21A, 21B and 21C are formed. As a result, as shown in FIG. 4, even if the underlap valve exceeds the underlap angle, the valve is not closed even if the angle exceeds the underlap angle. Similarly, even if the overlap valve is in the neutral position, the valve is completely closed. However, the slight opening degree of the aperture by the chamfer 21C is maintained.
[0013]
The chamfer width in the rotation direction of the chamfers 21A, 21C formed at the respective edges of the underlap valves of the first and second control valve portions 23, 24 constituting the variable throttles V1 to V4, V7, V8 is as follows. Although set to the same L0, the depths D1 and D2 in the radial direction are different from each other so that the second control valve portion 24 is larger. That is, the chamfer depth D1 of the underlap valve of the first control valve portion 23 is set small, and the chamfer depth D2 of the underlap valve of the second control valve portion 24 is set large. As shown, even if the aperture areas of the variable apertures V1 to V4 are considerably limited by the chamfer 21A with a small depth, the variable apertures V7 and V8 still have a sufficiently large aperture area with the chamfer 21C with a large depth. It has been done.
[0014]
In the embodiment configured as described above, the hydraulic oil discharged from the pump 10 is controlled to a constant flow rate by the metering orifice 17 and the bypass valve 18 and supplied to the first and second control valve portions 23 and 24. Is done.
In the neutral state of steering, since the throttle areas of the variable throttles V5 and V6 on the overlap valve side of the second control valve section 24 are limited, most of the hydraulic oil discharged from the pump 10 is subjected to the first control. The liquid is discharged to the reservoir 11 through the variable throttles V1, V2, V3, V4 of the valve section 23.
[0015]
When the handle is rotated and the valve shaft 21 is slightly rotated relative to the valve body 22, for example, rightward in FIG. 2, the opening area of one of the variable throttles V 2 and V 3 of the first control valve portion 23 is increased. Thus, the opening areas of the other variable diaphragms V1 and V4 are reduced. As a result, the pressure of the pump 10 slightly increases, but the throttle areas of the variable throttles V5 and V6 of the second control valve section 24 are sufficiently smaller than the throttle areas of V7 and V8 opening to the reservoir 11 side. Therefore, the pressure difference between the two oil chambers of the power cylinder is substantially maintained at zero.
[0016]
Therefore, in the vicinity of the neutral position where the valve rotation angle is equal to or less than θ1, the power is maintained irrespective of the change in the throttle area of the variable throttles V1 to V4, V7, and V8 of the underlap valves of the first and second control valve sections 23 and 24. The two oil chambers 12A and 12B of the cylinder 12 are maintained at substantially the same pressure, and the neutral rigidity is increased.
When the valve rotation angle exceeds θ1, one of the variable throttles V6 on the pump 10 side of the second control valve section 24 starts to open, and at this time, one of the variable throttles V8 on the reservoir side is in a contracted state. 12, the pressure in one oil chamber 12B increases, and the other oil chamber 12A is opened to the reservoir 11 via the variable throttle V5 in the enlarged state, so that the pressure difference between the two oil chambers 12A, 12B of the power cylinder 12 is increased. Occurs to assist the steering of the steering wheel. Therefore, the TM-P characteristic indicating the relationship between the manual torque (TM) and the differential pressure (P) of the power cylinder 12 is as shown in FIG.
[0017]
By the way, when the valve rotation angle reaches θ1, the throttle areas of the variable throttles V1 to V4 formed by the underlap valves of the first control valve portion 23 having a small chamfering depth become extremely small, whereas The throttle areas of the variable throttles V7 and V8 formed by the underlap valve of the second control valve portion 24 having a large depth are still sufficiently ensured, and the ratio of these throttle areas is variable throttle V1 to V4, It is maintained until V7 and V8 are completely closed.
[0018]
Therefore, the flow rate of the hydraulic oil flowing through the first control valve section 23 is substantially equal to the total amount of the hydraulic oil supplied from the pump 10 until the valve rotation angle θ1 at which the overlap valve starts to open as shown in FIG. Become. However, when the valve rotation angle exceeds θ1, the flow rate of the hydraulic oil flowing through the first control valve portion 23 sharply decreases in accordance with the opening of the chamfer 21A having a small chamfer depth. On the other hand, the flow rate of the hydraulic oil flowing through the second control valve portion 24 flows through the first control valve portion 23 as shown in FIG. It increases in inverse proportion to the flow rate of the hydraulic oil.
[0019]
Therefore, since a large amount of hydraulic oil is distributed to the second control valve portion 24 connected to the power cylinder 12 by steering the steering wheel, even when the steering wheel is suddenly steered, the operation of the power cylinder 12 to the oil chamber is performed. It is possible to improve the oil supply capacity and prevent a decrease in assist.
FIG. 7 shows another embodiment of the present invention, in which the chamfer depths of the chamfers 21A1 and 21C1 formed at the respective valve edges of the underlap valves of the first and second control valve portions 23 and 24. Instead of making the length the same (D0), the chamfer widths L1 and L2 are different so that the second control valve portion 24 is larger. In this embodiment as well, when the steering wheel is steered. Since the variable throttle of the first control valve section 23 is limited and a large amount of hydraulic oil flows through the second control valve section 24, the same operation as in the above-described embodiment can be expected.
[0020]
In addition, the chamfers formed at the respective valve edge portions of the underlap valves of the first and second control valve portions 23 and 24 may have different depths and widths.
FIG. 8 shows still another embodiment of the present invention. Among the variable throttles V5 to V8 of the second control valve unit 24, a valve control unit forming variable throttles V5 and V6 connected to the pump 10 side is shown. The valve control section is constituted by an underlap valve, and constitutes the variable throttles V7 and V8 connected to the reservoir 11 side, and is constituted by an overlap valve.
[0021]
In this embodiment, the same operation as the above-described embodiment can be expected, and the return of the steering wheel can be improved separately.
That is, when the steering wheel returns, the valve shaft 21 and the valve body 22 return to the neutral position, so that the communication with the reservoir 11 is cut off by the variable throttles V7 and V8, and the variable throttle Hydraulic oil is smoothly supplied from the other oil chamber 12A via V5 and V6, and handle returnability is improved as compared with the above-described embodiment.
[0022]
In the above-described embodiment, the sense of neutral stiffness near neutral is enhanced by the overlap valve. However, the overlap valve may be changed to a center closed valve that completely closes the variable throttle at the time of neutral. The valves are not limited to those shown in the embodiments, but should be understood to include such center closed valves.
[0023]
Further, in the above embodiment, the chamfer depth of the underlap valve of the first control valve portion 23 is made small to have a difference from the chamfer depth of the underlap valve of the second control valve portion 24. The chamfering of the underlap valve of the first control valve portion 23 may be eliminated so as to have a difference with the chamfering depth of the underlap valve of the second control valve portion 24. In this case, when the valve rotation angle reaches the amount of underlap of the center open valve of the first control valve section 23, the center open valve of the first control valve section 23 is closed, and thereafter the second control valve section 23 is closed. The operating oil from the pump 10 is supplied only to the pump 24.
[0024]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the chamfering depth of the center open valve of the first control valve portion is made shallower than the chamfering depth of the center open valve of the second control valve portion, or the first control valve portion Of the center open valve of the second control valve section is smaller than the chamfer width of the center open valve of the second control valve section. The oil is now distributed, so even when the steering wheel is steered suddenly, the ability to supply hydraulic oil to the oil chamber of the power cylinder is improved, preventing a delay in response to a rise in power cylinder pressure. There is an effect that can be done.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall configuration diagram of a power steering device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a development view in which a half circumference portion of the control valve is developed.
FIG. 3 is a detailed view of an A section, a B section, and a C section of FIG. 2;
FIG. 4 is a diagram showing an operation state of FIG. 3;
FIG. 5 is a characteristic diagram showing a relationship between a manual torque and a pressure difference of a power cylinder.
FIG. 6 is a graph showing a flow rate distribution to first and second control valve portions with respect to a valve rotation angle.
FIG. 7 is a detailed view corresponding to FIG. 3, showing another embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a detailed view corresponding to FIG. 2, showing a further embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
Reference Signs List 10 Pump 11 Reservoir 12 Power cylinder 14 Control valve 21A, 21B, 21C Chamfer 23 First control valve unit 24 Second control valve unit V1 to V8 Variable throttle

Claims

ポンプとリザーバとにそれぞれ接続する流路に設けた可変絞りによってハンドル操舵に応じてポンプより供給された作動油を絞り制御する第１の制御弁部と、前記ポンプとパワーシリンダの両油室とリザーバとにそれぞれ接続する流路に設けた可変絞りによってハンドル操舵に応じてポンプよりパワーシリンダに供給される作動油を絞り制御する第２の制御弁部とを並列に設けた制御弁を備え、前記第１の制御弁部を構成する各可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成し、前記第２の制御弁部を構成する各可変絞りのうちポンプ側およびリザーバ側のいずれか一方の可変絞りを中立時にオーバラップとなるオーバラップバルブにて構成するとともに、他方の可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成し、かつ操舵角の増大に応じて第２の制御弁部を流れる作動油の流量を急激に増加させるように前記第１の制御弁部のアンダラップバルブの面取深さを前記第２の制御弁部のアンダラップバルブの面取深さより浅くしたことを特徴とする動力舵取装置。A first control valve section for restricting and controlling hydraulic oil supplied from the pump in accordance with steering by a variable throttle provided in a flow path connected to the pump and the reservoir, and both oil chambers of the pump and the power cylinder; A control valve provided in parallel with a second control valve portion that controls the hydraulic oil supplied from the pump to the power cylinder in accordance with steering by a variable throttle provided in a flow path connected to the reservoir. Each of the variable throttles constituting the first control valve section is constituted by an underlap valve which becomes an underlap at the time of neutral, and any of the variable throttles constituting the second control valve section is provided on either the pump side or the reservoir side. One of the variable apertures is constituted by an overlap valve which is overlapped when neutral, and the other variable aperture is an underlap valve which is overlapped when neutral. Constituted by blanking, and the chamfer depth of the first underlap valve of the control valve unit to increase rapidly the flow rate of the hydraulic fluid flowing through the second control valve unit in accordance with increase in the steering angle A power steering device characterized in that the chamfering depth of the underlap valve of the second control valve portion is made shallower.

ポンプとリザーバとにそれぞれ接続する流路に設けた可変絞りによってハンドル操舵に応じてポンプより供給された作動油を絞り制御する第１の制御弁部と、前記ポンプとパワーシリンダの両油室とリザーバとにそれぞれ接続する流路に設けた可変絞りによってハンドル操舵に応じてポンプよりパワーシリンダに供給される作動油を絞り制御する第２の制御弁部とを並列に設けた制御弁を備え、前記第１の制御弁部を構成する各可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成し、前記第２の制御弁部を構成する各可変絞りのうちポンプ側およびリザーバ側のいずれか一方の可変絞りを中立時にオーバラップとなるオーバラップバルブにて構成するとともに、他方の可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成し、かつ操舵角の増大に応じて第２の制御弁部を流れる作動油の流量を急激に増加させるように前記第１の制御弁部のアンダラップバルブの面取幅を前記第２の制御弁部のアンダラップバルブの面取幅より小さくしたことを特徴とする動力舵取装置。A first control valve section for restricting and controlling hydraulic oil supplied from the pump in accordance with steering by a variable throttle provided in a flow path connected to the pump and the reservoir, and both oil chambers of the pump and the power cylinder; A control valve provided in parallel with a second control valve portion that controls the hydraulic oil supplied from the pump to the power cylinder in accordance with steering by a variable throttle provided in a flow path connected to the reservoir. Each of the variable throttles constituting the first control valve section is constituted by an underlap valve which becomes an underlap at the time of neutral, and any of the variable throttles constituting the second control valve section is provided on either the pump side or the reservoir side. One of the variable apertures is constituted by an overlap valve which is overlapped when neutral, and the other variable aperture is an underlap valve which is overlapped when neutral. Constituted by blanking, and said chamfer width of the first underlap valve of the control valve unit to increase rapidly the flow rate of the hydraulic fluid flowing through the second control valve unit in accordance with increase in the steering angle A power steering device characterized in that the chamfer width of the underlap valve of the second control valve is smaller than the chamfer width.

バルブの中立時における前記第１の制御弁部のアンダラップバルブのアンダラップ角θ１と前記第２の制御弁部のアンダラップバルブのアンダラップ角θ１を等しくしてなる請求項１もしくは請求項２に記載の動力舵取装置。Claim made at equal underlap angle θ1 of underlap valve of the first underlap angle θ1 of underlap valve of the control valve unit and the second control valve unit in the neutral state of the valve 1 or claim 2 A power steering device according to item 1.